萬向傳動軸說明書DOC

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1、-17 - / 19 汽車設計課程設計說明書 QINGDAO TECHNOLOGICAL UNIVERSITY 題目：重型載貨汽車萬向傳動軸設計 姓名： 學號：201124225201124225 同組者： 專業(yè)班級：1111 級車輛工程 1 1 班 指導教師：李淑玉 - 18 - / 19 商用汽車萬向傳動軸設計 摘要 萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。 發(fā)動機前置后輪或全輪驅動汽車行駛時， 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。本設計注重實際應用， 考慮整車的總體布置， 改進了設計方法， 力求整車結構及性能

2、更為合理。 傳動軸 是由軸管、 萬向節(jié)、伸縮花鍵等組成。 伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距 離的變化；萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅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。 在傳動軸的設計中， 主要考慮傳動軸的臨界轉速， 計算傳動軸的花鍵軸和軸管的 尺寸，并校核其扭轉強度和臨界轉速， 確定出合適的安全系數(shù)， 合理優(yōu)化軸與軸 之間的角度。 目錄 概述 . 04 貨車原始數(shù)據(jù)及設計要求 . 05 萬向節(jié)結構方案的分析與選擇 . 06 四、 萬向傳動的運

3、動和受力分析 . 08 五、 萬向節(jié)的設計計算 . 11 六、 傳動軸結構分析與設計計算 . 17 七、 參考文獻 . 20 - 19 - / 19-20 - / 19 一、概述 汽車上的萬向傳動軸一般是由萬向節(jié)、 軸管及其伸縮花鍵等組成。主要是用 于在工作過程中相對位置不斷變化的兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運動。 2 1 -蓋子；2-證板；3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉；庁-加油嘴；&-伸縮彗；L 滑動花鍵槽；鳥-油封；“油封 Kt 10-ft 動軸管 傳動軸結構示總:圖 在動機前置后輪驅動的汽車上，由于工作時懸架變形,驅動橋主減速器輸入 軸與變速器輸出軸間經(jīng)常有相對運動，普遍采用萬向節(jié)傳動（圖 1 1a

4、、b）。當 驅動橋與變速器之間相距較遠，使得傳動軸的長度超過 1.5m時，為提高傳動軸 的臨界速度以及總布置上的考慮，常將傳動軸斷開成兩段或三段，萬向節(jié)用三個 或四個。此時，必須在中間傳動軸上加設中間支承。 傳動距離較遠時 在轉向驅動橋中，由于驅動橋又是轉向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而 變，這是多采用球叉式和球籠式等速萬向節(jié)傳動（圖 1 1c）。當后驅動橋為獨 立懸架結構時也必須采用萬向節(jié)傳動（圖 1 1d）。 萬向節(jié)按扭轉方向是否有明星的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)兩 類。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)（常用的為普通十字軸式） ，等速萬向節(jié) （球叉式、球籠式等），準等速萬向節(jié)（雙聯(lián)

5、式、凸塊式、三肖軸式等）。 萬向節(jié)傳動應保證所連接兩軸的相對位置在預計范圍內變動時， 能可靠地傳 遞動力，保證所連接兩軸盡可能同步運轉，由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、 振動和噪聲應在允許范圍內。-21 - / 19 圖圖1-1萬向節(jié)傳動在汽午傳動系中的應用萬向節(jié)傳動在汽午傳動系中的應用 萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求： 1） 、保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內變動時，能可靠地傳遞動力。 2） 、保證所連接兩軸盡可能等速運轉；由萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振 動和噪聲應在允許的范圍內，在使用車速范圍內不應產(chǎn)生共振現(xiàn)象。 3） 、傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 二

6、、貨車原始數(shù)據(jù)及設計內容 2.1原始數(shù)據(jù) 最大總質量：28000kg 發(fā)動機的最大輸出扭矩：Tmax=1050N m（n=1400r/min ）； 軸距：1950+4550+1350mm 輪胎選?。?1.00R20，空載直徑：1090mm、滿載半徑：520mm 變速器傳動比：i 0=8.626、i 1=12.961、i 10=1 2.2設計要求: 1 查閱資料、調查研究、制定設計原則 2根據(jù)給定的設計參數(shù)（發(fā)動機最大力矩和使用工況）及總布置圖，選擇萬 向傳動軸的結構型式及主要特性參數(shù)，設計出一套完整的萬向傳動軸，設計過程 中要進行必要的計算與校核。 3. 萬向傳動軸設計和主要技術參數(shù)的確定（時

7、 -22 - / 19 （1） 萬向節(jié)設計計算 （2） 傳動軸設計計算 （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 三、萬向節(jié)結構方案的分析與選擇 3.1、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、 定位件和橡膠密圭寸件等組成。 I軸祇暑血一萬向竹夏注一油嘴沁一卜宇軸：5安全閥訂一和封； sm ft i?* W J10wn盤：Lt沸ft訂2約封庵昇a注訥囁 目前常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式（圖3 1a、b）、卡環(huán)式（圖 3 1c、d）、瓦蓋固定式（圖3 1e）和塑料環(huán)定位式（圖3 1f）等。蓋板式軸承軸 向定位方式

8、的一般結構（圖3 1a）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3 1b），裝配 后，彈性蓋板對 軸承座底部有一 定的預壓力，以 免高速轉動時由 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。卡環(huán)式可分為外卡式（圖3 1c）和內卡式（圖3 1d）從動叉、十字軸、滾針軸承及其軸向 I字軸式剛性萬向節(jié) 十宇軸潤汾油道星密封襄看 圖H-1滾針軸承定位方式 a）普通蓋扳式b）彈性蓋板式c）外卡式小內

9、卡式 O塑料環(huán)定位式 已瓦盞固定式 -23 - / 19 兩種。它們具有 結構簡單、工作可靠、零件少和質量小的優(yōu)點。瓦蓋固定式結構 （圖41e）中的-24 - / 19 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。這種結構具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點，但加工工藝較復雜。塑料環(huán)定位 結構（圖3 1f）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出時，表明塑料已充滿環(huán)槽。 這種結構軸向定位可靠，十字軸軸向竄動小，但拆裝不方便。為了防止十

10、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， 有的結構在十字軸軸 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) 空氣阻塞而造成缺油， 已不能滿足越來越高的使用要求。 結構較復雜的雙刃口復 合油封（圖3 2a），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。當向十字軸內腔注入潤滑油時，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤 滑油便從橡膠油封內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

11、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)結構簡單，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1/ 4。 3.2準等速萬向節(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)連接的軸工作轉速趨 于相等，可設有分度機 構。偏心十字軸雙聯(lián)式 萬向節(jié)取消了分度機 構，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)， 在軍用越野車的轉向驅 動橋中用得相當廣泛.此時采用主銷中心偏離萬向節(jié)中心 1.03.

12、5mm的方法, s .詠 RD 班音油知 s 爭刃 L咄站 十字軸 雙聯(lián)式萬向節(jié) -25 - / 19 使兩萬向節(jié)的工作轉速接近相等。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。缺點是結構較復雜，外形尺寸較大，零件數(shù)目較多。 當應用于轉向驅動橋時，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 銷內傾角。 綜上考慮成本、傳遞轉矩的大小以及等速要求等， 故選擇十字軸萬向節(jié)。此 外，由于傳動軸長度超過1.5m，從總布置上考慮，選擇三根傳動

13、軸，萬向節(jié)用 四個，而在傳動軸上需加設中間支承了。 四、萬向節(jié)傳動的運動和受力分析 4.1、單十字軸萬向節(jié)傳動 當十字軸萬向節(jié)的主、從動軸之間的夾角為 -2之間存在如下關系 ,2 COS -1 1 - s i 斤 J c o 式中，1為主動叉轉角 由于cos2 1是周期為2二的周期函數(shù)，所以上也為同周期的周期函數(shù)。如果 1 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速不均勻系數(shù) K表示 普通十字軸萬向節(jié)的主動軸和從動軸轉角間的關系式為 軸轉角， :-為主動軸 與從動軸之間的夾 角。 該式表示普通萬 向節(jié)

14、傳動的輸入軸和 輸出軸的轉角隨兩軸 夾角的變化關系。（如 圖） :-時，主、從動軸的角速度-1、 2max 2min tan 1 二tan cos： 式中， 1為主 動軸轉角， 2為傳動 -26 - / 19 附加彎曲力偶矩的分析-27 - / 19 當主動叉處于半仁0和Ji位置時（圖a）,由于Ti作用在十字軸軸線平面上， 故Ti必為零；而T2的作用平面與十字軸不共平面，必有T2存在，且矢量T2垂直 矢量T2，合矢量指向十字軸平面的法線方向，與 Ti大小相等，方向相反。這樣， 從動叉上的附加彎矩T2=TiSi n：。當主動叉處于仁二/2和3二/2位置時（圖b）， 同理可知T2為零，主動叉上的附

15、加彎矩Ti=Ti tan：。 4.2、雙十字軸萬向節(jié)傳動 當輸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 是不等速旋轉的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉， 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， 且使兩萬向 節(jié)夾角1和2相等（圖a、c）。 -28 - / 19 E4E4- -2 2 附加營拒對傳動軸的作用 當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-29 - / 19 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。當輸入軸與輸出軸的軸線相交時（圖 4-2c）,傳動軸兩端

16、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。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。 4.3、多十字軸萬向節(jié)傳動 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角差 : （rad ）的計算公式與單萬向 式中，e為多萬向節(jié)傳動的當量夾角；為主動叉的初相位角；：1為主動 軸轉角。 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，則當量

17、夾角：* e為 =alal . 式中的正負號確定：當?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內， 在 其余的萬向節(jié)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，應使 ：e=0 萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉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的諧振噪聲。 因此 在設計多萬向節(jié)傳動時，總是希望其當量夾角 e盡可能小。一般設計時，應使 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tan (p、 tan(pu tan 6 安全工作轉速 （r/min） 0.9

18、0 nk 0.85nk 0.80nk 0.65 nk 五、萬向節(jié)的設計與計算 5.1、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 用于變速器與驅動橋之間 用于轉向驅動橋中 按發(fā)動機最大轉矩和 一擋傳動比確定 kdTe max ki 1i J T kdTemax ki1i f i0 T 1 se1 n 1 se2 2n 按驅動輪打滑來確定 Gzm?% Tss1 n i 0i m m G1m1rr 1 ss2 2i n 厶i m m 按日常平均使用轉矩 來確定 T Fjr Tsf1 一 1。m n

19、十 FtJ T sf 2 _ - . 口 2m門 表中各計算式中，Temax為發(fā)動機最大轉矩（NM）； n為計算驅動橋數(shù)，取 法見表四；ii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= （ko-1 ） /2 +1, ko為最大變矩系數(shù)；G2為滿載 狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷（N）; m2-為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系 數(shù)，乘用車：m2, =1.2-1.4，商用車：m2, =1.1 1.2 ;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-31 - / 19 0.85,對于安裝防側滑輪胎的乘用車，可取

20、1.25,對于越野車，可取1; rr為 車輪滾動半徑（m） ； io為主減速器傳動比；im為主減速器從動齒輪到車輪之間的 傳動比；m為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率； Gi為滿載狀態(tài)下轉向 驅動橋上的靜載荷（N）； mi為汽車最大加速度時的前軸負荷轉移系數(shù)， 乘用車: mi =0.80-0.85,商用車：mi =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；kd=3,性能系數(shù)ft=0的汽車：kd =1， ft0 的汽車：kd =2。性能系數(shù)由下式計算 1 mag （16-0.195） 100 Temax ft = * 0 表四 n與if選取

21、表 車型 高擋傳動比ifg低擋傳動 比i fd的關系 if n 4x4 i fg i fd /2 i fg 1 ifg vifd/2 i fd 2 6x6 ifg/2ifd/3 i fg 2 ifg/2ifd/3 i fd 3 對萬向節(jié)傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷Ts取Tse1和Tss1的最小值，或取 Tse2 和 Tss2 的最小值，即 Ts =min Tse1， Tss1 或 Ts =min Tse2 ， Tss2 】， 安全系數(shù) 一般取2.5-3.0。當對萬向傳動軸進行疲勞壽命計算時，計算載荷Ts取Tsf1或Tsf2。 傳動軸載荷計算： 由于發(fā)動機前置后驅，位置采用為：用于變速器與驅

22、動橋之間。所以按發(fā)動 機最大轉矩和一擋傳動比來確定：當 0.195 巴 9 16時 Temax -32 - / 19 Tse1=kdTemaxki lif n /n Tss1= G2 m2 r ioim n m 已知汽車有關參數(shù)如下： 發(fā)動機最大轉矩Temax=1050Nm 驅動橋數(shù)n=2, 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率 n =0.95, 液力變矩器變矩系數(shù)k=1 滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷 G2=28000*0.3*9.8=82320 N, 發(fā)動機最大加速度的后軸轉移系數(shù) m 2=1.2, 輪胎與路面間的附著系數(shù) =0.85, 車輪滾動半徑rr=0.52m, 主減速器從動齒輪到車輪之

23、間傳動比im = 1, 主減速器主動齒輪到車輪之間傳動效率 n m=0.96. 猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù) kd=1，主減速比i1=12.96 所以： Tse1=kdTemaxki 1if n /n =6463.8NM Tss1= G2 m2 r bim n m=5272.6NM t T1=min T se1, Tssi 二 T1= Tse1=5272.6NM 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。 設作用于十字軸頸中點的力為 F （如圖），貝U 2r cos： 式中，為萬向傳動軸的計算載荷，r為合力

24、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力二w和切應力應滿足 32d1Fs ：(d： 十w 4F 弋= 2 廠 :(d1 -d2) -33 - / 19 其中J為彎曲應力的許用值，為 250-350Mpa;為切應力許用值，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力應滿足 式中，di為滾針直徑 （mm） ； Lb為滾針工作長度 （mm） ;di為十字軸軸頸直 徑 （mm） ; Fn為在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷（N）；

25、由下式確定 4.6F iz 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作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字 軸軸孔中心線成45的B-B截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷，其彎曲應力 匚w和扭應力 b應滿足 廠帶珂b Wt 式中，W,Wt分別為截面B-B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭轉截面系數(shù)，矩形截 面：W 二 bh2/6， Wt二khb2 ； k為與h/b有關的系數(shù)，按表五選??；e、a如圖所 示；彎曲應力許用值J為50-80Mpa，扭應力許用值b為80-160Mpa。.-34 - / 19 表五系數(shù)K的選取 h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0

26、 10 K 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角 :、十字軸的支承結構和材料、 加工和裝配精度以及潤滑條件等有關。當:_ 250時，可按下式計算 0 亠 f(d1)2tan r n 式中，o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1500mm 萬向傳動軸的計算載荷T,=5272.6NM 合力F作用線到十字軸中心之間的距離 r =

27、68mm 十字軸軸頸直徑d1=40mm 十字軸油道孔直徑d2=14mm 合力F作用線到軸頸根部的距離s=22mm 滾針直徑d0=4.5，滾針工作長度Lb=30mm 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46mm，e取96mm，b取64mm，h取110mm 系數(shù)k按表五選取0.258 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 計算過程 1）空載時兩軸夾角的計算 七汕,邛465 - 38) -(375 - 4。)“0613 1500 計算得=3.51 =38841.98N 3）

28、十字軸軸頸根部的彎曲應力2）滾針對十字軸軸頸的作用合力 =5272.6/ (2*0.068*cos3.510) - 2 廠=35.23Mpa (di -d2) 故十字軸軸頸根部的彎曲應力和切應力滿足校核條件 4） Fn為在合力F作用下一個滾針所受的最大載荷（N）,則有 4.6F Fn =1488.9N iz 十字軸滾針軸承的接觸應力 1 i F =272 （ ） n =952Mpa 江打 V di d Lb 故十字軸滾針軸承的接觸應力滿足校核條件 5）萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷，其彎曲應力和扭應力b為 Fa b =23 .仃 Mpa Wt 故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉載荷的校核滿足要求 6）十字軸

29、萬向節(jié)的傳動效率為 =99.77% 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：:-=3.51 滿載靜止時兩軸夾角：tan J = 0.0505即J =2.89 滿載動撓度跳動情況下：J-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） 厶 L =1500/cos3.510-1500=2.82mm 32diFs =138.08Mpa 込；w 岌動機高度 三論悴eK您車袒Fe 二亦=34.2Mpa34.2Mpa fw -33 - / 19 （校核滿足要求） 六、萬向傳動軸的結構分析與設計計算 萬向傳動軸中由滑動叉和矩形花鍵軸組成的滑動花鍵

30、來實現(xiàn)傳動長度的變 化。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化。 萬向節(jié)是保證變速器輸 出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角的變化，并實現(xiàn)兩軸的等角速傳動。 由于該貨車軸距為1950+4550+1350mm為了滿足總布置需要，所以在設計 時米用二根傳動軸 根據(jù)貨車的總體布置要求，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?？招膫鲃虞S具有較小的質量，能傳遞較大的轉矩，比 實心傳動軸具有更高的臨界轉速，所以此傳動軸管采用空心傳動軸。

31、 傳動軸管由低碳鋼板制壁厚均勻、壁?。?.53.0mm、管徑較大、易質量 平衡、扭轉強度高、彎曲剛度高、適用高速旋轉的電焊鋼管制成。 傳動軸設計 已知： 傳動軸支承長度Lc=1503mm 傳動軸最高轉速nmax =5000r/min 安全系數(shù)K取1.2 1、傳動軸管內外徑確定 n k = n max * k = 5000 1.2 = 6000 nk =1.2 10 8 -6000 L 2 c -34 - / 19 Lh 為花鍵有效工作長度 得 De2 d； = 12757 . 8 D c - d c 又 1.5mm 3 mm 2 取仝史二 3 mm , 貝 U 2 De =76. 8mm de

32、 二 82.8mm - Lc為傳動軸長度（mr）,即兩萬向節(jié)中心之間的距離；de和De分別為傳動 軸軸管的內、外徑（mm 2）傳動軸扭轉強度校核 由于傳動軸只承受扭轉應力而不承受彎曲應力，所以只需校核扭轉強度，根 據(jù)公式有 16DTi 4 181 . 48Mpa 遼.e 兀(DC4 _ de4) （e為軸管許用扭轉應力） 上式說明設計參數(shù)滿足扭轉強度要求 3）花鍵內外徑確定 90 . 74 MPa 取安全系數(shù)2,則 16 T 1 h - 90 . 74 MPa 兀d h d h - - 52 . 89 52 . 89 mm h為許用扭轉應力 K - 為花鍵轉矩分布不均勻系數(shù)，取 1.3 Dh

33、花鍵外徑 dh 花鍵內徑 -35 - / 19 為鍵齒寬 -為花鍵齒數(shù) GB/T1144-2001，取 d h = 56 mm , D = 62 mm , B = 10 mm no = 8，Lh = 50 mm 花鍵擠壓強度校核 當花鍵齒面硬度為35HRC時，許用擠壓應力為-y二25 50MPa 則匚yy 1,滿足花鍵擠壓強度。 最終確定花鍵尺寸： 外徑D h = 62 mm、內徑d h = 56 mm、齒數(shù)n0 = 8、花鍵總長L=150mm 參考文獻 1 B0SCH汽車工程手冊（中文第2版）顧柏良 等譯 北京理工大學出版社2004 2 機械設計手冊：第15卷M. 5版 成大先 化學工業(yè)出版社，2008 3 汽車理論第五版.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：北京理工大學出版社，1997 王望予主編.汽車設計.第三版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 由于花鍵齒側許用擠壓應力較小，所以選用 Lh較大尺寸的花鍵，查 cy (Dh dh 4 T iK )( Dh -dh 2 )Lhn 0 12 . 9 乞二y -36 - / 19 7汽車設計課程設計指導書 馬明星 中國電力出版社2009