傳動軸和萬向節(jié)設計（課程設計）,傳動軸,以及,萬向節(jié),設計,課程設計 汽車設計課程設計說明書 1. 傳動軸與十字軸萬向節(jié)設計要求 1.1 結構方案選擇 十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產成本低，但所連接的兩軸夾角不宜太大。當夾角增加時，萬向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降。 普通的十字軸式萬向節(jié)主要由主動叉，從動叉，十字軸，滾針軸承及軸向定位件和橡膠封件等組成。 1.2 計算傳動軸載荷 由于發(fā)動機前置后驅，根據表4-1，位置采用：用于變速器與驅動橋之間 ① 按發(fā)動機最大轉矩和一檔傳動比來確定 Tse1=kdTemaxki1ifη/n Tss1= G2 m’2φrr/ i0imηm 發(fā)動機最大轉矩Temax=754Nm 驅動橋數n=1， 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率η=0.95， 液力變矩器變矩系數k={(k0 -1）/2}+1=1 滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷G2=65%mag=0.70*8930*9.8=61259.8N， 發(fā)動機最大加速度的后軸轉移系數m’2=1.1， 輪胎與路面間的附著系數φ=0.80， 車輪滾動半徑rr=0.4628, 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ηm=η發(fā)動機η離合器=0.98*0.95=0.931， 因為0.195 mag/Temax>16,fj=0，所以猛接離合器所產生的動載系數kd=1，主減速比i0=3.818 所以： Tse1=kdTemaxki1ifη/n==17907.5N Tse2=kdTemaxki1ifi0η/2n==34185.42N Tss1= G2 m’2φrr/ i0imηm==7018.85N Tss2= G1 m’1φrr/ 2imηm==4437.33N ∵T1=min{ Tse1, Tss1} ∴T1= Tse1=7018.85N 1.3 十字軸萬向節(jié)設計 ① 設作用于十字軸軸頸中點的力為F，則 F= T1/2rcosα==88597.85N ② 十字軸軸頸根部的彎曲應力σw和切應力τ應滿足 σw=≤[σw] τ=≤[τ] 式中，取十字軸軸頸直徑d1=36mm，十字軸油道孔直徑d2=10mm，合力F作用線到軸頸根部的距離s=15mm，[σw]為彎曲應力的許用值，為250-350Mpa，[τ]為切應力的許用值，為80-120 Mpa ∴σw===291.877Mpa<[σw] τ= = =94.32Mpa<[τ] 故十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力滿足校核條件 ③ 十字軸滾針的接觸應力應滿足 σj=272≤[σj] 式中，取滾針直徑d0=3mm，滾針工作長度Lb=27mm， 在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷 Fn===10188.75N, 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC 以上時，許用接觸應力[σj]為3000-3200 Mpa ∴σj=272=272=3.175Mpa<[σj] 故十字軸滾針軸承的接觸應力校核滿足 ④ 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角α，十字軸的支承結構和材料，加工和裝配精度以及潤滑條件等有關。當α≤25°時，可按下式計算（取α=15°） η0=1-f（）=1-0.07（）=98.925% 1.4 傳動軸轉速校核及安全系數 ①傳動軸的臨界轉速為 nk=1.2×108 式中，取傳動軸的支承長度Lc=2000mm, dc=80mm, Dc=100mm分別為傳動軸軸管的內外直徑, nmax=2200 r/min ∴nk=1.2×108×=3841.875r/min 在設計傳動軸時，取安全系數K= nk/nmax=1.2-2.0 ∴K= nk/nmax==1.746 故符合要求 ② 傳動軸軸管斷面尺寸除應滿足臨界轉速要求以外，還應保證有足夠的扭轉強度。 軸管的扭轉應力τc=≤[τc] 式中[τc]=300 Mpa ∴τc==60.547 Mpa<[τc] ∴軸管的扭轉應力校核符合要求 ③ 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力τh，許用應力一般按安全系數2-3確定，取安全系數為2，所以[τh]= [τc]/2=150Mpa τh = 式中,取花鍵軸的花鍵內徑dh=66mm，外徑Dh=80mm, ∴τh ==124.338 Mpa<[τh] ④ 傳動軸花鍵的齒側擠壓應力σy應滿足 σy=T1K’/Lhn0≤[σy] 式中,取花鍵轉矩分布不均勻系數K’=1.35,花鍵的有效工作長度Lh=60mm，花鍵齒數n0=20,當花鍵的齒面硬度大于35HRC時：許用擠壓應力[σy]=25-50 Mpa ∴σy= =30.905Mpa <[σy] ∴傳動軸花鍵的齒側擠壓應力σy滿足要求 - 5 -