2022年重型载货汽车万向传动轴设计方案说明书.docx

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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 汽车设计课程设计说明书题目：重型载货汽车万向传动轴设计 姓名： xx 学号： 202224xxxx 同组者： xxxxxx 专业班级： 09 车辆工程 2 班 指导老师： xxxxxxxx - 0 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 商用汽车万向传动轴设计摘要万向传动轴在汽车上应用比较广泛；发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶 时,由于悬架不断变形,变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的 相对位置常常变化,因而普遍采纳可伸缩的十字轴万向传动轴；本设计

2、注意实 际应用,考虑整车的总体布置,改进了设计方法,力求整车结构及性能更为合 理；传动轴是由轴管、万向节、伸缩花键等组成；伸缩套能自动调剂变速器与 驱动桥之间距离的变化；万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹 角发生变化时实现两轴的动力传输；万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组 成；传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命,对汽车的振 动噪声也有很大影响；在传动轴的设计中,主要考虑传动轴的临界转速,运算 传动轴的花键轴和轴管的尺寸,并校核其扭转强度和临界转速,确定出合适的 安全系数,合理优化轴与轴之间的角度；目 录一、概述 04 - 1 - / 19 名师归纳总结 - -

3、- - - - -第 2 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 二、货车原始数据及设计要 求 05 三、万向节结构方案的分析与挑选 06 四、万向传动的运动和受力分析 08 五、万向节的设计运算 11 六、传动轴结构分析与设计运算 17 七、参考文献 一、 概述 20汽车上的万向传动轴一般是由万向节、轴管及其伸缩花键等组成；主要是用 于在工作过程中相对位置不断变化的两根轴间传递转矩和旋转运动；在动机前置后轮驱动的汽车上,由于工作时悬架变形,驱动桥主减速器输入 轴与变速器输出轴间常常有相对运动,普遍采纳万向节传动 图 11a、b）；当驱动桥与变速器之间相距较远,使得传

4、动轴的长度超过1.5m 时,为提高传动轴的临界速度以及总布置上的考虑,常将传动轴断开成两段或三段,万向节用 三个或四个；此时,必需在中间传动轴上加设中间支承；- 2 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 在转向驱动桥中,由于驱动桥又是转向轮,左右半轴间的夹角随行驶需要而变,这是多采纳球叉式和球笼式等速万向节传动图 11c）；当后驱动桥为独立悬架结构时也必需采纳万向节传动 图 11d）；万向节按扭转方向是否有明星的弹性,可分为刚性万向节和挠性万向节两类；刚性万向节又可分为不等速万向节常用的为一般十字轴式）,

5、等速万向节球叉式、球笼式等）,准等速万向节 双联式、凸块式、三肖轴式等）；万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在估计范畴内变动时,能牢靠地 传递动力,保证所连接两轴尽可能同步运转,由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在答应范畴内；万向传动轴设计应满意如下基本要求：1）、保证所连接的两轴相对位置在估计范畴内变动时,能牢靠地传递动 力；2）、保证所连接两轴尽可能等速运转；由万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在答应的范畴内,在使用车速范畴内不应产生共振现象；- 3 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - -

6、 - 3）、传动效率高,使用寿命长,结构简洁,制造便利,修理简洁等；二、货车原始数据及设计内容2.1 原始数据 最大总质量： 28000kg 发动机的最大输出扭矩：Tmax=1050Nm及总布置图,挑选万 向传动轴的结构型式及主要特性参数,设计出一套完整的万向传动轴,设计过 程中要进行必要的运算与校核；3万向传动轴设计和主要技术参数的确定 1）万向节设计运算 2）传动轴设计运算 、卡环式 图 31c、d、瓦盖固定式 图 31e和塑料环定位式 图 31f 等；盖板式轴承轴向 定位方式的一般结构 图 31a是用螺栓 1 和盖板 3 将套筒 5 固定在万向节叉 4 上,并用锁片 2 将螺栓锁紧；它

7、工作牢靠、拆装 便利,但零件数 目较多；有时将 弹性盖板 6 点焊 于轴承座 7 底部 图 31b,装 配后,弹性盖板 对轴承座底部有 肯定的预压力,以免高速转动时 由于离心力作 用,在十字轴端 面与轴承座底之 间显现间隙而引起十字轴轴向窜动,从而防止了由于这种窜动造成的传动轴动平稳状态的破坏；卡环式可分为外卡式 图 3 1c和内卡式 图 31d两种；它们具有结构简洁、工作牢靠、零件少和质量小的优点；瓦盖固定式结构 图41e中的万向节叉与十字轴轴颈协作的圆孔不是一个整体,而是分成 两半用螺钉联接起来；这种结构具有拆装便利、使用牢靠的优点,但加工工艺较复杂；塑料环定位结构 图 31f 是在轴承碗

8、外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽,当滚针轴承动协作装入万向节叉到正确位置时,将塑料经万向节叉上的小孔压注到环槽中,待万向节叉上另一与环槽垂直的小孔有塑料溢出时,表 明塑料已布满环槽；这种结构轴向定位牢靠,十字轴轴向窜动小,但拆装不方 便；为了防止十字轴轴向窜动和发热,保证在任何工况下十字轴的端隙始终为 零,有的结构在十字轴轴端与轴承碗之间加装端面止推滚针或滚柱轴承；滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响着十字轴万向节的使用寿命；毛毡油 封由于漏油多,防尘、防水成效差,在加注润滑油时,在个别滚针轴承中可能 显现空气堵塞而造成缺油,已不能满意越来越高的使用要求；结构较复杂的双 刃口复合油封 图 32

9、a,其中反装的单刃口橡胶油封用作径向密封,另一双 刃口橡胶油封用作端面密封；当向十字轴内腔注入润滑油时,陈油、磨损产物 及余外的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出,不需安装安 全阀,防尘、防水成效良好；在灰尘较多的条件下使用时,万向节寿命可显著 提高；图 32b 为一轿车上采纳的多刃口油封,安装在无润滑油流通系统且一 次润滑的万向节上；十字轴万向节结构 简洁,强度高,耐久性 好,传动效率高,生产 成本低；但所连接的两 轴夹角不宜过大,当夹 角由 4 增至 16 时,- 5 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 19 页精选学习资料 - - - -

10、- - - - - 十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原先的 14；3.2 准等速万向节 双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成；为了保证两万向节连接的 轴工作转速趋于相等,可设有分度机构；偏心十字轴双联式万向节取消了分度 机构,也可确保输出轴与输入轴接近等速；五分度杆的双联式万向节,在军用 越野车的转向驱动桥中用得 相当广泛；此时采纳主销中心偏离万向节中心 1.0 3.5mm的方法,使两万向节的工作转速接近相等；双联式万向节的主要优点是答应两轴间的夹角较大 一般可达 50 ,偏心十字轴双联式万向节可达60 ,轴承密封性好,效率高,工作牢靠,制造便利；缺点是结构较复杂,外 形尺寸较大,零件数目

11、较多；当应用于转向驱动桥时,由于双联式万向节轴向 尺寸较大,为使主销轴线的延长线与地面交点到轮胎的接地印迹中心偏离不 大,就必需用较大的主 销内倾角；综上考虑成本、传递转矩的大小以及等速要求等,故挑选十字轴万向节；此外,由于传动轴长度超过1.5m,从总布置上考虑,挑选三根传动轴,万向节用四个,而在传动轴上需加设中间支承了；四、万向节传动的运动和受力分析 4.1、单十字轴万向节传动当十字轴万向节的主、从动轴之间的夹角为时,主、从动轴的角速度、之间存在如下关系式中,1 为主动叉转角；由于 是周期为 2 的周期函数,所以 也为同周期的周期函数；如果 保持不变,就 每周变化两次；因此主动轴以等速动时,

12、从动轴时快时慢,此即一般十字轴传动的不等速性；十字轴万向节传动的不等速性可用转速不匀称系数 K 表示- 6 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 一般十字轴万向节的主动轴和从动轴转角间的关系式为式中,1 为主动轴转角,2 为传动轴转角,为主动轴与从动轴之间的夹角；该式表示一般万向节传动的输入轴和输出轴的转角随两轴夹角的变化关系； 如图）附加弯曲力偶矩的分析当主动叉处于 1=0 和 位置时 图 a）,由于 作用在十字轴轴线平面上,故 必为零；而 的作用平面与十字轴不共平面,必有 存在,且矢量 垂直矢量,合矢

13、量指向十字轴平面的法线方向,与 大小相等,方向相反；这样,从动叉上的附加弯矩 =；当主动叉处于 1= /2 和 3 /2 位置时图 b）,同理可知 为零,主动叉上的附加弯矩 =；4.2、双十字轴万向节传动 当输入与输出轴之间存在夹角时,单个十字轴万向节的输出轴相对输入轴是不等速旋转的；为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转,可采纳双万 向节传动,但必需保证与传动轴相连的两万向节叉布置在同一平面内,且使两万向节夹角1 和2 相等图 a、c）；- 7 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 当输入轴与输出轴平

14、行时,直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平稳,传动轴发生如图4-2b 中双点划线所示的弹性弯曲,从而引起传动轴的弯曲振动；当输入轴与输出轴的轴线相交时 图 4-2c）,传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同,不能彼此平稳,传动轴发生如图 4-2d 中双点划线的弹性弯曲,因此对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力；此力作用在滚针轴承碗的底部,并在输入轴与输出轴的支承上引起反力；4.3、多十字轴万向节传动多万向节传动的运动分析是建立在单十字轴万向节运动分析的基础上的；下面分析三万向节的等速条件 如图）；多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差节相像,可写成- 8 - / 19 的

15、运算公式与单万向名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 式中,为多万向节传动的当量夹角；为主动叉的初相位角；为主动轴转角；假如多万向节传动的各轴轴线均在同一平面,且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为零或/2 ,就当量夹角为式中的正负号确定：当第一万向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内,在其余的万向节中,假如其主动叉平面与此平面重合定义为正,与此平面垂直 定义为负；为使多万向节传动输出轴与输入轴等速,应使 =0；万向节传动输出轴与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件 的振动,仍能引起与输出轴相连齿轮的冲击和噪声

16、及驾驶室内的谐振噪声；因此在设计多万向节传动时,总是期望其当量夹角尽可能小；一般设计时,应使空载和满载工况下的 不大于；另外,对多万向节传动输出轴的角加速度幅值 应加以限制；对于乘用车,；对于商用车,；传动轴转速表一 各种转速下举荐采纳的最大夹角值2000 1500 6000 4500 3500 3000 2500 r/min）3 4 5 6 7 9 12 夹角 ；）表二 传动轴长度、夹角及安全工作转速的关系传动轴长度0 1140 1140 1520 15201830 6 mm）0 6 06 06 夹角 ；）0.65安全工作转速0.900.850.80r/min）五、万向节的设计与运算 5.1

17、、万向传动轴的运算载荷万向传动轴因布置位置不同,运算载荷也不同；运算方法主要有三种,见表三；位置表三 万向传动轴运算载荷 NM）用于转向驱动桥中用于变速器与驱动桥之间运算方法- 9 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 按发动机最大转矩 和一挡传动比确定按驱动轮打滑来确 定按日常平均使用转 矩来确定表中各运算式中,为发动机最大转矩 N.M ）；n 为运算驱动桥数,取法见表四； i1为变速器一挡传动比；为发动机到万向节传动轴之间的传动效率；k 为液力变矩器变矩系数,k=k0-1 ）/2 +1,k0为最大变

18、矩系数； G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷 N）； m2 为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数,乘用车： m2 =1.2-1.4 ,商用车： m2 =1.1 1.2 ；为轮胎与路面间的附着系数,对于安装一般轮胎的大路用汽车,在良好的混凝土或沥青路上,可取 0.85,对于安装防侧滑轮胎的乘用车,可取 1.25,对于越野车,可取1；为车轮滚动半径 m）； i0 为主减速器传动比；为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；G1 为满载状态下转向驱动桥上的静载荷 N）；为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数,乘用车：=0.80-0.85,商用车：=0.75-0.

19、90；Ft为日常汽车行驶的平均牵引力 0 的汽车：=2；性能系数由下式运算当 - 10 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - /3 2 /2 /3 3 对万向节传动轴进行静强度运算时,运算载荷 取 和 的最小值,或取 和 的最小值,即 =min,或 =min,安全系数一般取 2.5-3.0 ；当对万向传动轴进行疲惫寿命运算时,运算载荷 取或；传动轴载荷运算 : 由于发动机前置后驱,位置采纳为：用于变速器与驱动桥之间；所以按发动机最大转矩和一挡传动比来确定：Tse1=kdTemaxki 1if /n Ts

20、s1= G2 m2 rr/ i0im m 已知汽车有关参数如下：发动机最大转矩 =1050Nm 驱动桥数 n=2,发动机到万向传动轴之间的传动效率 =0.95,液力变矩器变矩系数 k=1 满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=28000*0.3*9.8=82320 N, 发动机最大加速度的后轴转移系数 m2=1.2,轮胎与路面间的附着系数 =0.85,车轮滚动半径 rr=0.52m, 主减速器从动齿轮到车轮之间传动比 im=1, 主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率 m=0.96. 猛接离合器所产生的动载系数 所以：kd=1,主减速比 i1=12.96 Tse1=kdTemaxki 1if /n=

21、6463.8NM Tss1= G2 m2 rr/ i0im m=5272.6NM T1=min T se1, Tss1 T1= Tse1=5272.6NM 5.2 、十字轴万向节运算与校核 十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴颈和滚针轴承的磨损,十字轴颈和滚 针轴承碗工作表面显现压痕和剥落；- 11 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 设作用于十字轴颈中点的力为 F如图）,就式中,为万向传动轴的运算载荷,r 为合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离,为主、从动叉轴的最大夹角；为切应力许用值,为80-十字

22、轴轴颈根部的弯曲应力和切应力应满意其中为弯曲应力的许用值,为250-350Mpa；120Mpa；十字轴滚针轴承中的滚针直径一般不小于 1.6mm,以免压碎,而且尺寸差别要小,否就会加重载荷在滚针间安排的不匀称性；十字轴滚针轴承的接触应力应满意式中, d1 为滚针直径 mm）； Lb 为滚针工作长度 mm）；d1 为十字轴轴颈直径 mm）；Fn为在合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷 N）；由下式确定式中, i 为滚针列数, Z 为没列中的滚针数；万向节叉与十字轴组成连接支承,在力 F 作用下产生支承反力,在与十字轴轴孔中心线成 45 0 的 B-B 截面处,万向节叉承担弯曲和扭转载荷,其弯曲

23、应力 和扭应力 应满意- 12 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 式中,分别为截面B-B 处的抗弯截面系数和抗扭转截面系数,矩形截面：,；k 为与 h/b 有关的系数,按表五选取；e、a如图所示；弯曲应力许用值 为 50-80Mpa,扭应力许用值 为 80-160Mpa；. 表五 系数 K 的选取h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 K 0.208 0.231 0.239 0.246 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角料、加工和装配精度以及润滑条件等有关；当2.5 3.0 4.0 10 0.

24、258 0.267 0.282 0.312 、十字轴的支承结构和材时,可按下式运算式中,为十字轴万向节传动效率；f 为轴颈与万向节叉的摩擦因数,滑动轴承：=0.15-0.20,滚针轴承：=0.15-0.10；通常情形下,十字轴万向节的传动效率约为 97%-99%；已知数据：传动轴水平距离 1500mm 万向传动轴的运算载荷 =5272.6NM 合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离 r =68mm 十字轴轴颈直径 d1=40mm 十字轴油道孔直径 d2=14mm 合力 F 作用线到轴颈根部的距离 s=22mm 滚针直径 d0=4.5,滚针工作长度 L b=30mm 滚针列数 i=4,每列中的滚

25、针数 Z=30 万向节叉中的 a 取 46mm,e 取 96mm,b 取 64mm,h 取 110mm 系数 k 按表五选取 0.258 轴颈与万向节叉的摩擦因数 f=0.10 悬架钢板弹簧空满载弧高变化：22.12mm 前悬架动挠度： fd=80mm 主动齿轮左旋,下偏移 E=40mm 运算过程- 13 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 1）空载时两轴夹角的运算0.0613 运算得0 =3.512）滚针对十字轴轴颈的作用合力 =38841.98N =5272.6/2*0.068*cos3.51 0

26、）3）十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力应满意 =138.08Mpa =35.23Mpa故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满意校核条件4）Fn 为在合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷 N）,就有=1488.9N 十字轴滚针轴承的接触应力=952Mpa故十字轴滚针轴承的接触应力满意校核条件5）万向节叉承担弯曲和扭转载荷,其弯曲应力和扭应力为=34.2Mpa=23.17Mpa故万向节叉承担弯曲和扭转载荷的校核满意要求6）十字轴万向节的传动效率为=99.77% 7）载荷变化时载荷变化情形下传动轴长度与角度变化校核空载时两轴夹角：=3.51 0 0 满载静止时两轴夹角：0.0505 即 =2.890

27、满载动挠度跳动情形下：-3.28就满载时候,角度变化最大量为 =3.28- 14 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 传动轴长度变化最大 缩短）=1500/cos3.51 0-1500=2.82mm 校核满意要求）六、万向传动轴的结构分析与设计运算 万向传动轴中由滑动叉和矩形花键轴组成的滑动花键来实现传动长度的变 化；伸缩套能自动调剂变速器与驱动桥之间距离的变化；万向节是保证变速器 输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化,并实现两轴的等角速传动；由于该货车轴距为 时采纳三根传动轴；1950+4550+1

28、350mm,为了满意总布置需要,所以在设计依据货车的总体布置要求,将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开 一段距离,考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形,所以采纳十字轴万向传动轴,为了防止运动干涉, 在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节 , 以实现传动轴长度的变化；空心传动轴具有较小的质量,能传递较大的转 矩,比实心传动轴具有更高的临界转速,所以此传动轴管采纳空心传动轴；传动轴管由低碳钢板制壁厚匀称、壁薄1.5 3.0mm）、管径较大、易质量平稳、扭转强度高、弯曲刚度高、适用高速旋转的电焊钢管制成；传动轴设计 已知：- 15 - / 19 名师归纳总结 - - - - - -

29、-第 16 页,共 19 页精选学习资料 - - - - - - - - - 传动轴支承长度 =1503mm 传动轴最高转速 =5000r/min 安全系数 K 取 1.21）传动轴管内外径确定得又取, 就 Lc 为传动轴长度 mm）,即两万向节中心之间的距离；dc 和 Dc 分别为传动轴轴管的内、外径 mm）2）传动轴扭转强度校核由于传动轴只承担扭转应力而不承担弯曲应力,所以只需校核扭转强度,依据公式有 为轴管许用扭转应力）上式说明设计参数满意扭转强度要求3）花键内外径确定取安全系数 2,就- 16 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页,共 19 页精选学习资料

30、 - - - - - - - - - 为许用扭转应力为花键转矩分布不匀称系数,取 1.3 花键外径花键内径为花键有效工作长度 B为键齿宽为花键齿数由于花键齿侧许用挤压应力较小,所以选用Lh 较大尺寸的花键,查GB/T1144-2001,取；,花键挤压强度校核当花键齿面硬度为 35HRC时,许用挤压应力为就 , 满意花键挤压强度；最终确定花键尺寸：外径、内径、齿数、花键总长 L=150mm 参考文献1BOSCH汽车工程手册 Gfaf von H. -C. Seherr-Thoss 等著 . 万向节和传动轴 . 伍德荣等译 .北京：北京理工高校出版社,1997 5 王望予主编 . 汽车设计 . 第三版 . 北京：机械工业出版社, 2004 7 汽车设计课程设计指导书马明星 中国电力出版社 2022 - 18 - / 19 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页,共 19 页