传动轴和万向节设计

目录

传动轴与十字轴万向节设计

结构方案选择 (02)

计算传动轴载荷 (03)

传动轴强度校核 (04)

十字轴万向节设计 (04)

传动轴转速校核及安全系数 (07)

参考文献 (09)

传动轴与十字轴万向节设计要求

万向传动轴总体概述

万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转..。

传动轴是将发动机输出的转知经分动器传递给前驱和后驱的传动机构，转速达3000~7000r/min,振动是传动轴总成设计需考虑的首要问题。尽管采取涂层技术来减小滑移阻力，但产生的滑移阻力仍为等速万向节的10~40倍，而滑移阻力将产生振动。为选型设计提供依据，传动轴分为CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花键产生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5种类型。

传动布置型式的选择

万向节传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计布置的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用与布置不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加动负荷，可能导致传动系不能正常运转和早期损坏。

车辆的万向节传动，主要应用于非同心轴间和工作中相对位置不断改变的两轴之间的动力传递。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。变速器的动力输出轴和驱动桥的动力输入轴不在一个平面内。有的装载机在车桥与车架间装有稳定油缸、铰接式装载机在转向时均会使变速箱与驱动桥之间的相对位置和它们的输出、输出入轴之间的夹角不断发生变化。这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动[7]。图为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。

（a）单轴双万向节式

（b）两轴三万向节式

图汽车的万向传动方案[7]

计算传动轴载荷

由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采用：用于变速器与驱动桥之间

按发动机最大转矩和一档传动比来确定

T se1=k d T emax ki1i fη/n

T ss1= G2 m’2φr r/ i0i mηm

发动机最大转矩T emax=

驱动桥数n=1，

发动机到万向传动轴之间的传动效率η=，

液力变矩器变矩系数k={(k 0 -1）/2}+1=

满载状态下一个驱动桥上的静载荷G 2=65%m a g=*950*=，

发动机最大加速度的后轴转移系数m ’2=，

轮胎与路面间的附着系数φ=，

车轮滚动半径r r =

主减速器从动齿轮到车轮之间传动比i m =1,

主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm =η发动机η离合器=*=，

因为 m a g/T emax <16,f j >0，所以猛接离合器所产生的动载系数k d =2，主减速比i 0= 所以：

T se1=k d T emax ki 1i f η/n=1

98.315.26.13.2352⨯⨯⨯⨯⨯= T ss1= G 2 m ’2φr r / i 0i m ηm =765

.0198.335.085.02.15.6051⨯⨯⨯⨯⨯= ∵T 1=min{ T se1, T ss1} ∴T 1= T ss1=

传动轴强度校核

按扭转强度条件

τT =T/W T ≈9550000P n (1-(d c /D c )4)

≤[τT ] 式中，τT 为扭转切应力，取轴的转速n=4000r/min ，轴传递的功率P=65kw ，D c =60mm ，d c =81mm 分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得[τT ]为15-25 Mpa

∴τT =⎪⎪⎭

⎫ ⎝⎛⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯4360521602.0400065

9550000= Mpa<[τT ] 故传动轴的强度符合要求

十字轴万向节设计

万向节类型的选择

对万向节类型及其结构进行分析，并结合技术要求选择合适的万向节类型。考虑到本毕业设计所针对的车型为中轻型货车，对其万向传动轴的设计应满足：制造加工容易、成本低，工作可靠承载能力强，使用寿命长，结构简单，调整维修方便等要求，本设计选用十字轴式万向节。

十字轴式万向节的结构分析

十字轴式万向节的基本构造，一般由一个十字轴、两个万向节叉、和滚针轴承等

组成。两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴颈上。为了减少磨擦损失，提高效率，在十字轴的轴颈处加装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后，将套筒固定在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。目前，最常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式 设作用于十字轴轴颈中点的力为F ，则

F= T 1/2rcos α=2*50x10-3*cos8o =

十字轴轴颈根部的弯曲应力σw 和切应力τ应满足

σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）≤[σw ]1

98.315.26.13.2352⨯⨯⨯⨯⨯ τ=4F π(d 21-d 22)

≤[τ]

式中，取十字轴轴颈直径d 1=，十字轴油道孔直径d 2=10mm ，合力F 作用线到轴颈根部的距离s=14mm ，[σw ]为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa ，[τ]为切应力的许用值，为80-120 Mpa

∴σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）=()()[]

43-43-3

31010-102.381014292.7165102.3832⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯--π= = <[σw ]

τ=4F π(d 21-d 22) =()()[]23-23-1010-102.38292.71654⨯⨯⨯π

=<[τ]

故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件

十字轴滚针的接触应力应满足

σj =272（1d 1+1d 0）F n L b

≤[σj ]

式中，取滚针直径d 0=3mm ，滚针工作长度L b =27mm ，

在合力F 作用下一个滚针所受的最大载荷F n =错误!

=44

1292.71656.4⨯⨯=,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC

以上时，许用接触应力[σj ]为3000-3200 Mpa

σj =272（1d 1+1d 0）F n L b = 272333102709.7491031102.381---⨯⨯⎥⎦

⎤⎢⎣⎡⨯+⨯= Mpa<[σj ]