传动轴总成及零件设计
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传动轴总成及零件设计
一、设计目标:1、产品的安全性:保证所设计的产品对使用者及车辆是安全的、可靠的。即在传动轴整个使用寿命周期内,不发生断裂、脱落等可导致人体或车辆伤害的故障。
2、用户满意的性能:a,传递扭矩的能力。b,运动范围:转速、万向节摆角、长度伸缩量、回转空间。c,用户满意的使用寿命:一般要求十字轴及滚针轴承寿命十万公里以上、滑动花键及叉子等其他主要零件,二十万公里以上。国外先进厂家已达到整个总成使用寿命三十万公里以上。d,便于使用保养,连接方式便于装拆,密封、润滑可靠,使用成本低。e,制造成本低,性价比高。
3、满足一般设计要求:标准化、系统化、通用化。
对于设计者耒说,保证产品的安全性是头等重要的,设计不允许存在安全隐患。用户需要的必要性能也应充分满足。
二、失效模式和安全性:传动轴可能发生断裂、脱落、扭曲、磨损等失效,有些失效方式可危及人体及车辆安全,如断裂、脱落;有些失效方式不会危及人体和車辆,如花键磨损、十字轴磨损。我们设计的传动轴应不发生危及人体及車辆安全的故障。
因此,传动轴总成及零件的设计失效模式,应该是:万向节或花键付磨损达到限值而失效。在使用期内不允许发生冲击断裂、疲劳断裂等一类故障。即使在非常规冲击下,也只允许轴管扭曲,其他零件不应断裂。
根据设计失效模式,提出一个传动轴强度设计原则---按疲劳强度设计,即零件危险奌应力值应小于疲劳强度,并且按屈服强度计祘的安全系数应不小于离合器后备系数。
但是,零件疲劳强度是一个受材料、热处理、零件结构、零件表面状态等多个因素影响的复杂问题,很难具体确定它的数值。经过传动轴专业人员在设计、使用、改进传动轴中的长期积累,形成了一套传动轴零件强度设计的安全系数,或应力限值的经验数据,可供设计时参考。最终还是要通过试验验证,证明已达到要求的疲劳寿命才能定型。必须强调说明,不同吨位、不同用途的汽車传动轴,安全系数或应力限值是不同的。所以,最好的办法是把设计的传动轴零件应力值,与公认是成功的同类型、相同用途的传动轴零件应力值作比较,使处于同一应力水平上。同样,定型也必须通过试验验证,确保达到要求的疲劳寿命。三、总成及主要零件的设计计祘:
传动轴的设计计祘,应采用《汽車设计》中介绍的公式,这是传动轴行业通用的,只有采用相同的计祘公式,其结果才具有可比性。不要用一般机械设计手册中介绍的公式。
1、总成临界转速:
N=0.12*10^9*((D^2+d^2)^1/2)/L^2
其中:D:轴管外径;d:轴管内径;L:两万向节中心距。
安全系数:
k=临界转速N / 传动轴最高工作转速n k>1.5
只有制造精度高,动平衡精度高的传动轴,才允许采用低的安全系数。临界转速安全系数过小,可引发灾难性事故,务必谨慎。
在上述公式中,将传动轴简化为轴管进行临界转速的计祘,存在误差。经过激振法测试传动轴临界转速验证,证明公式计祘出耒的数值偏大。用旋转法测量包含了传动轴的几何位置偏差,更符合实际,其数值可能比激振法测得的还要小一些。在使用过程中,由于磨损间隙增大,临界转速会变小。过小的临界转速安全系数,不能保证传动轴平稳工作。
2、十字轴:
a)危险截面弯曲应力:
b=32D*p*h/(π(D^4-d^4))
其中:D:十字轴轴径;P=M最大/2R:轴颈上作用力;h:作用力到危险截面距离;d:轴颈内油孔直径;R:十字轴作用力半径;π:圆周率。
其数值大小决定十字轴的疲劳断裂寿命。应使十字轴的疲劳寿命大于使用寿命,保证安全性。
危险截面弯曲应力许用值,轻中型汽车十字轴,小于等于350Par;重型小于等于300Par;超重型小于等于250Par;特重型小于等于200Par。
b)滚针与轴颈的挤压应力:
b=272((1/D+1/d针)*4.6P/(i针*L针))^1/2
其中:D:十字轴轴径;d针:滚针轴径;P:十字轴轴颈上作用力;i针:滚针根数;L针:滾针有效长度。
挤压应力决定十字轴表面的接触疲劳。应力太高会产生早期压痕及剝落,引起接触疲劳而过早失效。耳孔同轴度,轴承支承刚度等都能影响应力分布的均匀性,对接触疲劳影响很大。带凸度的滾针轴承可以减少耳孔同轴度、耳孔受载荷变形的敏感性,改善应力分布,显著提高万向节使用寿命。
3、滑动花键轴:
a)花键轴扭转应力:
T=16M最大*10^3/(π*d^3)
其中:π:圆周率;d:花键齿根圆直径。
它决定花键轴的扭转疲劳寿命,其应力值应小于它的扭转疲劳强度,保证安全性。
扭转应力允许值小于等于240Par,安全系数2左右。
b)花键挤压应力:
b=8M最大*10^3/((Dl^2-D2^2)i*L)
其中:Dl:外花键大径;D2:内花键小径;i:花键齿数;L:花键啮合长度。
它对花键磨合影响较大。应力太大引起拉毛擦伤等早期故障,使用寿命显著降低。
花键磨合性能还和花键表面粗糙度、硬度金相是否匹配、润滑是否充分、密封是否可靠有关。挤压应力是一个基本条件。许用值应小于等于20Par。
有些资料介绍十字轴轴颈及花键的平均使用压力计算,作为使用寿命的一个基本条件。在计算中使用了传动轴平均使用扭矩的概念。由于使用寿命影响因素很多,计算的意义不大。
4、轴管:扭转应力:丅=l6M最大*D*10^3/(π(D^4-d^4))
其中:D:轴管外径;d:轴管内径;π:圆周率。
它决定了轴管受冲击扭矩的能力和扭转疲劳寿命,应使应力值小于扭转疲劳强度值,并且能承受离合器的打滑扭矩而无扭曲变形。一般许用值为100par。
5、叉子的强度计祘比较复杂,其危险截面一般受弯、扭、拉压的复合作用,而且结构形状变化大,局部应力集中不可避免。借助电脑进行有限元分析,控制高应力奌的应力值在疲劳强度以下,就可以保证零件的安全性。一般调质钢叉子,疲劳强度为300Par左右。
6、突缘连接螺栓:
a)螺栓与孔有较大间隙:依靠螺栓拉力使突缘面紧密贴合,可产生的摩擦力矩,就是它能传递的最大扭矩。
传递M最大所需要的螺栓拉力P=2M最大*10^3/(D*f*n)
其中:D:螺栓孔分布圆直径;n:螺栓数;f:摩擦系数,干的钢表面约为0.14至0.20。
螺栓强度条件:P=(πd^2)/4*[b]
其中:π:圆周率;d:螺纹底径;[b]:螺栓许用拉应力,不同强度等级的螺栓是不同的。产生上述螺栓拉力所需的拧紧力矩M=P*d中/2*tg(a+p)
其中:d中:螺纹中径;a:螺纹平均升角;p:螺栓付摩擦角,等于arctg(f/cos(e/2)),e为