萬向傳動軸設(shè)計說明書

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1、 汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書汽車設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目：設(shè)計題目： 上海大眾上海大眾- -桑塔納志俊萬向傳動桑塔納志俊萬向傳動軸設(shè)計軸設(shè)計 姓名 許建偉許建偉 學(xué)院 交通學(xué)院交通學(xué)院 專業(yè) 機械本機械本 班級 1105 班班 學(xué)號 20112814578 指 導(dǎo) 教 師 孫宏圖、王昕彥孫宏圖、王昕彥 2014 年 11 月 28 日 ymj - 2 - 目錄 1 前言 2 設(shè)計說明書 2.1 原始數(shù)據(jù) 2.2 設(shè)計要求 3 萬向傳動軸設(shè)計 3.1 萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇 3.1.1 十字軸式萬向節(jié) 3.1.2 準(zhǔn)等速萬向節(jié) 3.2 萬向節(jié)傳動的運動和受力分析 3.2.1 單十字軸萬向節(jié)傳

2、動 3.2.2 雙十字軸萬向節(jié)傳動 3.2.3 多十字軸萬向節(jié)傳動 4 萬向節(jié)的設(shè)計與計算 4.1 萬向傳動軸的計算載荷 4.2 傳動軸載荷計算 ymj - 3 - 4.3 計算過程 5 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算 5.1 傳動軸設(shè)計 6 法蘭盤設(shè)計 ymj - 4 - 前言 萬向傳動軸在汽車上應(yīng)用比較廣泛。發(fā)動機前置后輪或全輪驅(qū)動汽車行駛時，由于懸架不斷變形，變速器或分動器的輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸軸線之間的相對位置經(jīng)常變化， 因而普遍采用可伸縮的十字軸萬向傳動軸。本設(shè)計注重實際應(yīng)用，考慮整車的總體布置，改進了設(shè)計方法，力求整車結(jié)構(gòu)及性能更為合理。傳動軸是由軸管、萬向節(jié)、伸縮花鍵等組成。伸縮

3、套能自動調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動橋之間距離的變化； 萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動橋輸入軸兩軸線夾角發(fā)生變化時實現(xiàn)兩軸的動力傳輸； 萬向節(jié)由十字軸、 十字軸承和凸緣叉等組成。傳動軸的布置直接影響十字軸萬向節(jié)、主減速器的使用壽命，對汽車的振動噪聲也有很大影響。在傳動軸的設(shè)計中，主要考慮傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，計算傳動軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核其扭轉(zhuǎn)強度和臨界轉(zhuǎn)速，確定出合適的安全系數(shù)，合理優(yōu)化軸與軸之間的角度。 ymj - 5 - 2 設(shè)計說明書 2.1 原始數(shù)據(jù) 最大總質(zhì)量：1210kg 發(fā)動機的最大輸出扭矩：Tmax=140Nm（n=3800r/min）； 軸距：2656mm； 前輪胎選?。?95/6

4、0 R14 、后輪胎規(guī)格：195/60 R14 長*寬*高（mm） ：4687*1700*1450 前輪距（mm)；1414 后輪距(mm):1422 最大馬力(pa):95 2.2 設(shè)計要求 1查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計原則 2根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩和使用工況)及總布置圖，選擇萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)型式及主要特性參數(shù)，設(shè)計出一套完整的萬向傳動軸，設(shè)計過程中要進行必要的計算與校核。 3萬向傳動軸設(shè)計和主要技術(shù)參數(shù)的確定 （1）萬向節(jié)設(shè)計計算 （2）傳動軸設(shè)計計算 （3）完成空載和滿載情況下，傳動軸長度與傳動夾角變化的校核 4繪制萬向傳動軸裝配圖及主要零部件的零件圖 3 萬向傳動軸設(shè)計

5、3.1 萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇 3.1.1 十字軸式萬向節(jié) 普通的十字軸式萬向節(jié)主要由主動叉、從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。 ymj - 6 - 目前常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式(圖 31a、b)、卡環(huán)式(圖 31c、d)、瓦蓋固定式(圖 31e)和塑料環(huán)定位式(圖 31f)等。蓋板式軸承軸向定位方式的一般結(jié)構(gòu)(圖 31a)是用螺栓 1 和蓋板 3 將套筒 5 固定在萬向節(jié)叉 4上，并用鎖片 2將螺栓鎖緊。它工作可靠、拆裝方便，但零件數(shù)目較多。有時將彈性蓋板 6 點焊于軸承座 7 底部(圖 31b)， 裝配后，彈性蓋板對軸承座底部有一定的預(yù)壓力，以免高速轉(zhuǎn)

6、動時由于離心力作用，在十字軸端面與軸承座底之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動， 從而避免了由于這種竄動造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞?？ōh(huán)式可分為外卡式(圖 31c)和內(nèi)卡式(圖 31d)兩種。它們具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點。瓦蓋固定式結(jié)構(gòu)(圖 41e)中的萬向節(jié)叉與十字軸軸頸配合的圓孔不是一個整體，而是分成 兩半用螺釘聯(lián)接起來。這種結(jié)構(gòu)具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點，但加工工藝較復(fù)雜。塑料環(huán)定位結(jié)構(gòu)(圖 31f)是在軸承碗外圓和萬向節(jié)叉的軸承孔中部開一環(huán)形槽，當(dāng)滾針軸承動 配合裝入萬向節(jié)叉到正確位置時，將塑料經(jīng)萬向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中，待萬向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢

7、出時，表明塑料已充滿環(huán)槽。這種結(jié)構(gòu)軸向定位可靠，十字軸軸向竄動小，但拆裝不方便。為了防止十字軸軸向竄動和發(fā)熱，保證在任何工況下十字軸的端隙始終為零，有的結(jié)構(gòu)在十字軸軸端與軸承碗之間加裝端面止推滾針或滾柱軸承。 滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響著十字軸萬向節(jié)的使用壽命。 毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤滑油時，在個別滾針軸承中可能出現(xiàn) ymj - 7 - 空氣阻塞而造成缺油，已不能滿足越來越高的使用要求。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封(圖 32a)，其中反裝的單刃口橡膠油封用作徑向密封，另一雙刃口橡膠油封用作端面密封。當(dāng)向十字軸內(nèi)腔注入潤滑油時，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤滑油便從橡膠油封

8、內(nèi)圓表面與十字軸軸頸接觸處溢出，不需安裝安全閥，防塵、防水效果良好。在灰塵較多的條件下使用時，萬向節(jié)壽命可顯著提高。圖 32b為一轎車上采用的多刃口油封，安裝在無潤滑油流通系統(tǒng)且一次潤滑的萬向節(jié)上。 十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低。但所連接的兩軸夾角不宜過大，當(dāng)夾角由 4增至 16時，十字軸萬向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來的 14。 3.1.2 準(zhǔn)等速萬向節(jié) 雙聯(lián)式萬向節(jié)是由兩個十字軸萬向節(jié)組合而成。為了保證兩萬向節(jié)連接的軸工作轉(zhuǎn)速趨于相等，可設(shè)有分度機構(gòu)。偏心十字軸雙聯(lián)式萬向節(jié)取消了分度機構(gòu)，也可確保輸出軸與輸入軸接近等速。五分度桿的雙聯(lián)式萬向節(jié)，在軍用越野車的

9、轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中用得 相當(dāng)廣泛。此時采用主銷中心偏離萬向節(jié)中心 1.03.5mm 的方法，使兩萬向節(jié)的工作轉(zhuǎn)速 接近相等。雙聯(lián)式萬向節(jié)的主要優(yōu)點是允許兩軸間的夾角較大(一般可達 50，偏心十字軸雙聯(lián)式萬向節(jié)可達 60)，軸承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺點是結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，外形尺寸較大，零件數(shù)目較多。當(dāng)應(yīng)用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋時，由于雙聯(lián)式萬向節(jié)軸向尺寸較大，為使主銷軸線的延長線與地面交點到輪胎的接地印跡中心偏離不大， 就必須用較大的主 銷內(nèi)傾角。 綜上考慮成本、傳遞轉(zhuǎn)矩的大小以及等速要求等，故選擇十字軸萬向節(jié)。此外，由于傳動軸長度不超過 1.5m，從總布置上考慮，選擇一根傳動軸，萬向節(jié)用兩個，而在

10、傳動軸上就無需加設(shè)中間支承了。 ymj - 8 - 3.2 萬向節(jié)傳動的運動和受力分析 3.2.1 單十字軸萬向節(jié)傳動 當(dāng)十字軸萬向節(jié)的主、從動軸之間的夾角為時，主、從動軸的角速度1、2之間存在如下關(guān)系 12212cossin1cos 式中，1 為主動叉轉(zhuǎn)角。 由于12cos是周期為 2的周期函數(shù)， 所以12也為同周期的周期函數(shù)。 如果1保持不變，則2每周變化兩次。因此主動軸以等速動時，從動軸時快時慢，此即普通十字軸傳動的不等速性。 十字軸萬向節(jié)傳動的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) K 表示 tansin1min2max2K 普通十字軸萬向節(jié)的主動軸和從動軸轉(zhuǎn)角間的關(guān)系式為 costantan21

11、 式中， 1 為主動軸轉(zhuǎn)角，2 為傳動軸轉(zhuǎn)角，為主動軸與從動軸之間的夾角。該式表示普通萬向節(jié)傳動的輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)角隨兩軸夾角的變化關(guān)系。 （如圖） 附加彎曲力偶矩的分析: 當(dāng)主動叉處于1=0 和位置時（圖 a） ，由于1T作用在十字軸軸線平面上，故1T必為零；而2T的作用平面與十字軸不共平面，必有2T存在，且矢量2T垂直矢量2T，合矢量指向十字軸平面的法線方向，與1T大小相等，方向相反。這樣，從動叉上的附加彎矩2T=1Tsin。 當(dāng)主動叉處于1=/2和3/2位置時 （圖b） ， ymj - 9 - 同理可知2T為零，主動叉上的附加彎矩1T=1Ttan。 3.2.2 雙十字軸萬向節(jié)傳動 當(dāng)輸

12、入與輸出軸之間存在夾角時， 單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對輸入軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬向節(jié)傳動，但必須保證與傳動軸相連的兩萬向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬向節(jié)夾角1 和2 相等（圖 a、c） 。 當(dāng)輸入軸與輸出軸平行時， 直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖 4-2b 中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。當(dāng)輸入軸與輸出軸的軸線相交時（圖 4-2c） ，傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受的附加彎矩方向相同，不能彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖 4-2d 中雙點劃線的彈性彎曲，因此對兩端的十字軸產(chǎn)生大小相等、方向相反的徑向力。

13、此力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支承上引起反力。 3.2.3 多十字軸萬向節(jié)傳動 ymj - 10 - 多萬向節(jié)傳動的運動分析是建立在單十字軸萬向節(jié)運動分析的基礎(chǔ)上的。下面分析三萬向節(jié)的等速條件（如圖） 。 多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉(zhuǎn)角差)(rad的計算公式與單萬向節(jié)相似，可寫成 )(2sin412e 式中，e為多萬向節(jié)傳動的當(dāng)量夾角；為主動叉的初相位角；1為主動軸轉(zhuǎn)角。 假如多萬向節(jié)傳動的各軸軸線均在同一平面， 且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為零或/2，則當(dāng)量夾角e為 232221e 式中的正負號確定：當(dāng)?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬向節(jié)

14、中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負。 為使多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸等速，應(yīng)使e=0。 萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此在設(shè)計多萬向節(jié)傳動時，總是希望其當(dāng)量夾角e盡可能小。一般設(shè)計時，應(yīng)使空載和滿載工況下的e不大于3。另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值212e應(yīng)加以限制。對于乘用車，212e2/350srad；對于商用車，212e2/600srad。 表一 各種轉(zhuǎn)速下推薦采用的最大夾角值 ymj - 11 - 傳動軸轉(zhuǎn)速 （r/min） 6000 4500 3

15、500 3000 2500 2000 1500 夾角 （。 ） 3 4 5 6 7 9 12 表二 傳動軸長度、夾角及安全工作轉(zhuǎn)速的關(guān)系 傳動軸長度（mm） 01140 11401520 15201830 夾角（。 ） 06 06 06 6 安全工作轉(zhuǎn)速（r/min） 0.90kn 0.85kn 0.80kn 0.65kn 4 萬向節(jié)的設(shè)計與計算 4.1 萬向傳動軸的計算載荷 萬向傳動軸因布置位置不同，計算載荷也不同。計算方法主要有三種，見表三。 表三 萬向傳動軸計算載荷 （NM） 位置 計算方法 用于變速器與驅(qū)動橋之間 用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比確定 nikiTkTfed

16、se1max1 niikiTkTfedse201max2 按驅(qū)動輪打滑來確定 mmrssiirmGT0221 mmrssirmGT2112 按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定 niirFTmmrtsf01 nirFTmmrtsf22 表中各計算式中，maxeT為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.M） ；n 為計算驅(qū)動橋數(shù)，取法見表四； i1為變速器一擋傳動比；為發(fā)動機到萬向節(jié)傳動軸之間的傳動效率； k 為液力變矩器變矩系數(shù)，k= （k0-1）/2+1，k0為最大變矩系數(shù)；G2為滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷（N） ；m2為汽車最大加速度時的后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，乘用車：m2= =1.2-1.4，商用車：m2 =1.11.

17、2；為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或瀝青路上，可取0.85，對于安裝防側(cè)滑輪胎的乘用車，可取 1.25，對于越野車，可取 1；rr為車輪滾動半徑（m） ；i0為主減速器傳動比；mi為主減速器從動齒輪到車輪之間的 ymj - 12 - 傳動比；m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率；G1為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋上的靜載荷（N） ；1m為汽車最大加速度時的前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，乘用車：1m=0.80-0.85，商用車：1m=0.75-0.90；Ft為日常汽車行駛的平均牽引力（N） ；if為分動器傳動比，取法見表四；dk=3，性能系數(shù)tf=0 的汽車：dk =1，

18、tf0的汽車：dk =2。性能系數(shù)由下式計算 當(dāng)max195. 0eaTgm fdi/2 fgi 1 fgifdi/3 fgi 2 fgi/2fdi/3 fdi 3 對萬向節(jié)傳動軸進行靜強度計算時， 計算載荷sT取1seT和1ssT的最小值， 或取2seT和2ssT的最小值，即sT=min1seT，1ssT或sT=min2seT，2ssT ，安全系數(shù)一般取 2.5-3.0.當(dāng)對萬向傳動軸進行疲勞壽命計算時， 計算載荷sT取1sfT或2sfT。 4.2 傳動軸載荷計算 由于發(fā)動機前置后驅(qū)，位置采用為：用于變速器與驅(qū)動橋之間。所以按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來確定： Tse1=kdTemaxki1

19、if/n Tss1= G2 m2rr/ i0imm 0)195. 016(1001maxeatTgmf ymj - 13 - 已知汽車有關(guān)參數(shù)如下： 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩maxeT=167.53Nm 驅(qū)動橋數(shù) n=1， 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率=0.95， 液力變矩器變矩系數(shù) k=1 滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷 G2=2688.14N, 發(fā)動機最大加速度的后軸轉(zhuǎn)移系數(shù) m2=1.2， 輪胎與路面間的附著系數(shù) =0.85， 車輪滾動半徑 rr=0.35m, 主減速器從動齒輪到車輪之間傳動比 im=1, 主減速器主動齒輪到車輪之間傳動效率m=0.96. 猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù) kd=1，

20、主減速比 i0=5.8 所以： Tse1=kdTemaxki1if/n =819.64NM Tss1= G2 m2rr/ i0imm=1723.54NM T1=min Tse1, Tss1 T1= Tse1=819.64NM 5.2、十字軸萬向節(jié)計算與校核 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。 設(shè)作用于十字軸頸中點的力為 F（如圖） ，則 cos21rTF 式中，1T為萬向傳動軸的計算載荷，r 為合力 F 作用線到十字軸中心之間的距離，為主、從動叉軸的最大夾角。 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力w和切應(yīng)力應(yīng)滿足 )(3242411wwddF

21、sd )(42221ddF ymj - 14 - 其中w為彎曲應(yīng)力的許用值，為 250-350Mpa；為切應(yīng)力許用值，為80-120Mpa。 十字軸滾針軸承中的滾針直徑一般不小于 1.6mm， 以免壓碎， 而且尺寸差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性。 十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力應(yīng)滿足 )11(27201jbnjLFdd 式中，d1為滾針直徑（mm） ；Lb為滾針工作長度（mm）;d1為十字軸軸頸直徑（mm） ；Fn為在合力 F 作用下一個滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N） ；由下式確定 izFFn6 . 4 式中，i 為滾針列數(shù)，Z 為沒列中的滾針數(shù)。 萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承， 在力 F

22、 作用下產(chǎn)生支承反力， 在與十字軸軸孔中心線成 450的 B-B 截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力w和扭應(yīng)力b應(yīng)滿足 wwWFe btbWFa 式中，tWW ,分別為截面 B-B 處的抗彎截面系數(shù)和抗扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)，矩形截面：6/2bhW ，2khbWt；k 為與 h/b 有關(guān)的系數(shù)，按表五選??；e、a 如圖所示；彎曲應(yīng)力許用值w為 50-80Mpa，扭應(yīng)力許用值b為 80-160Mpa。. 表五 系數(shù) K 的選取 ymj - 15 - h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10 K 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267

23、 0.282 0.312 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料、加工和裝配精度以及潤滑條件等有關(guān)。當(dāng)025時，可按下式計算 tan2)(110rdf 式中，0為十字軸萬向節(jié)傳動效率；f 為軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動軸承：f=0.15-0.20，滾針軸承：f=0.15-0.10。 通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為 97%-99%。 已知數(shù)據(jù)： 傳動軸水平距離 1300mm 萬向傳動軸的計算載荷1T=819.64NM 合力 F 作用線到十字軸中心之間的距離 r =39mm 十字軸軸頸直徑 d1=22mm 十字軸油道孔直徑 d2=8mm 合力 F 作用線到軸頸根部

24、的距離 s=12mm 滾針直徑 d0=2.5，滾針工作長度 Lb=16mm 滾針列數(shù) i=4，每列中的滾針數(shù) Z=30 萬向節(jié)叉中的 a 取 26mm，e 取 52mm，b 取 25mm，h 取 62mm 系數(shù) k 按表五選取 0.246 軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù) f=0.10 懸架鋼板彈簧空滿載弧高變化：22.12mm 前懸架動撓度：fd=80mm 主動齒輪左旋，下偏移 E=40mm 4.3 計算過程 1）空載時兩軸夾角的計算 1300)40375()38465(tan0.0708 計算得=4.050 2）滾針對十字軸軸頸的作用合力cos21rTF =819.64/（2*39*cos4.05

25、0）=10534.5N 3）十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力w和切應(yīng)力應(yīng)滿足 )(3242411ddFsdw =123.75Mpa w ymj - 16 - )(42221ddF=31.93Mpa 故十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力滿足校核條件 4）Fn為在合力 F 作用下一個滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N） ，則有 izFFn6 . 4=403.8N 十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力 bnjLFdd)11(27201=912Mpa j 故十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力滿足校核條件 5）萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力w和扭應(yīng)力b為 WFew=34.2Mpa w tbWFa=23.17Mpa b 故萬向節(jié)叉承受彎曲和

26、扭轉(zhuǎn)載荷的校核滿足要求 6）十字軸萬向節(jié)的傳動效率為 tan2)(110rdf=99.7% 7）載荷變化時載荷變化情況下傳動軸長度與角度變化校核 空載時兩軸夾角：=4.050 滿載靜止時兩軸夾角：tan0.0538 即=3.080 滿載動撓度跳動情況下： -3.280 則滿載時候，角度變化最大量為=3.28 傳動軸長度變化最大（縮短）L=1300/cos4.050-1300=3.25mm - 17 - / 20 5 萬向傳動軸的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算 萬向傳動軸中由滑動叉和矩形花鍵軸組成的滑動花鍵來實現(xiàn)傳動長度的變化。 伸縮套能自動調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動橋之間距離的變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動橋

27、輸入軸兩軸線夾角的變化，并實現(xiàn)兩軸的等角速傳動。 由于該轎車軸距只有 2656mm，為了滿足總布置需要，所以在設(shè)計時采用一根傳動軸。 根據(jù)轎車的總體布置要求，將離合器與變速器、變速器與分動器之間拉開一段距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心及車架的變形，所以采用十字軸萬向傳動軸， 為了避免運動干涉,在傳動軸中設(shè)有由滑動叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié),以實現(xiàn)傳動軸長度的變化。空心傳動軸具有較小的質(zhì)量，能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，比實心傳動軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。 傳動軸管由低碳鋼板制壁厚均勻、壁?。?.53.0mm） 、管徑較大、易質(zhì)量平衡、扭轉(zhuǎn)強度高、彎曲剛度高、適用高速旋轉(zhuǎn)的電焊鋼

28、管制成。 5.1 傳動軸設(shè)計 已知： 傳動軸支承長度cL=1303mm 傳動軸最高轉(zhuǎn)速maxn=5000r/min 安全系數(shù) K 取 1.2 1）傳動軸管內(nèi)外徑確定 60002.15000*max knnk 6000102.12228ccckLdDn - 18 - / 20 得9.721122ccdD 又mmdDmmcc325.1 取 mmdDcc32， 則 mmDc63 mmdc57 Lc 為傳動軸長度（mm） ，即兩萬向節(jié)中心之間的距離；dc 和 Dc 分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑（mm） 2）傳動軸扭轉(zhuǎn)強度校核 由于傳動軸只承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力而不承受彎曲應(yīng)力，所以只需校核扭轉(zhuǎn)強度，根據(jù)公式有 6

29、.50)(1641ccCccMpadDTD （c為軸管許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力） 上式說明設(shè)計參數(shù)滿足扭轉(zhuǎn)強度要求 3）花鍵內(nèi)外徑確定 MPach3.252 取安全系數(shù) 2，則 MPadThh3.251631 mmdh85.54 h為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 K 為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，取 1.3 hD花鍵外徑 hd花鍵內(nèi)徑 hL為花鍵有效工作長度 - 19 - / 20 B為鍵齒寬 0n為花鍵齒數(shù) 由于花鍵齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力較小，所以選用 Lh較大尺寸的花鍵，查GB/T1144-2001，取mmdh56,mmDh62,mmB 10 80n，mmLh50。 花鍵擠壓強度校核 2)2)(4(01yhhhhhynLdDd

30、DKT 當(dāng)花鍵齒面硬度為 35HRC 時，許用擠壓應(yīng)力為MPay5025 則 yy,滿足花鍵擠壓強度。 最終確定花鍵尺寸： 外徑mmDh62、內(nèi)徑mmdh56、齒數(shù)80n、花鍵總長 L=150mm 6 法蘭盤設(shè)計 法蘭盤參數(shù)：法蘭外徑法蘭盤參數(shù)：法蘭外徑 D D 為為 130mm130mm、法蘭厚度、法蘭厚度 C C 為為 17mm17mm、螺栓孔中心圓直徑、螺栓孔中心圓直徑 K K為為 94mm94mm、 螺栓孔徑、 螺栓孔徑 L L 為為 16mm16mm、 螺栓數(shù)量、 螺栓數(shù)量 n n 為為 4 4、 螺栓規(guī)格為、 螺栓規(guī)格為 M14M14、 尺寸、 尺寸 d d 為為 54mm54mm

31、。萬向節(jié)叉法蘭盤止口位置采用下凹形式，離合器與變速器法蘭盤采用上凸形式。萬向節(jié)叉法蘭盤止口位置采用下凹形式，離合器與變速器法蘭盤采用上凸形式。 - 20 - / 20 參考文獻參考文獻 1BOSCH 汽車工程手冊 （中文第 2 版） 顧柏良 等譯 北京理工大學(xué)出版社 2004 2機械設(shè)計手冊：第 15 卷M. 5 版 成大先 化學(xué)工業(yè)出版社，2008 3 汽車?yán)碚摰谖灏? 機械工業(yè)出版社，2011 4 (德) Gfaf von H. -C. Seherr-Thoss 等著.萬向節(jié)和傳動軸. 伍德榮等譯.北京：北京理工大學(xué)出版社，1997 5 王望予主編. 汽車設(shè)計. 第三版. 北京：機械工業(yè)出版社，2004 7 汽車設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書 馬明星 中國電力出版社 2009