万向传动轴设计说明书

汽车设计课程设计说明书设计题目：上海大众-桑塔纳志俊万向传动轴设计姓名许建伟学院交通学院专业机械本班级1105班学号20112814578指导教师孙宏图、王昕彦2014年11月28日ymj-2-目录1前言2设计说明书2.1原始数据2.2设计要求3万向传动轴设计3.1万向节结构方案的分析与选择3.1.1十字轴式万向节3.1.2准等速万向节3.2万向节传动的运动和受力分析3.2.1单十字轴万向节传动3.2.2双十字轴万向节传动3.2.3多十字轴万向节传动4万向节的设计与计算4.1万向传动轴的计算载荷4.2传动轴载荷计算ymj-3-4.3计算过程5万向传动轴的结构分析与设计计算5.1传动轴设计6法兰盘设计ymj-4-前言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经常变化，因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴。本设计注重实际应用，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。伸缩套能自动调节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，计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。ymj-5-2设计说明书2.1原始数据最大总质量：1210kg发动机的最大输出扭矩：Tmax=140N·m（n=3800r/min）；轴距：2656mm；前轮胎选取：195/60R14、后轮胎规格：195/60R14长*宽*高（mm）：4687*1700*1450前轮距（mm)；1414后轮距(mm):1422最大马力(pa):952.2设计要求1．查阅资料、调查研究、制定设计原则2．根据给定的设计参数(发动机最大力矩和使用工况)及总布置图，选择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计算与校核。3．万向传动轴设计和主要技术参数的确定（1）万向节设计计算（2）传动轴设计计算（3）完成空载和满载情况下，传动轴长度与传动夹角变化的校核4．绘制万向传动轴装配图及主要零部件的零件图3万向传动轴设计3.1万向节结构方案的分析与选择3.1.1十字轴式万向节普通的十字轴式万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。ymj-6-目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式(图3—1a、b)、卡环式(图3—1c、d)、瓦盖固定式(图3—1e)和塑料环定位式(图3—1f)等。盖板式轴承轴向定位方式的一般结构(图3—1a)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。它工作可靠、拆装方便，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3—1b)，装配后，弹性盖板对轴承座底部有一定的预压力，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出现间隙而引起十字轴轴向窜动，从而避免了由于这种窜动造成的传动轴动平衡状态的破坏。卡环式可分为外卡式(图3—1c)和内卡式(图3—1d)两种。它们具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。瓦盖固定式结构(图4—1e)中的万向节叉与十字轴轴颈配合的圆孔不是一个整体，而是分成两半用螺钉联接起来。这种结构具有拆装方便、使用可靠的优点，但加工工艺较复杂。塑料环定位结构(图3—1f)是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽，当滚针轴承动配合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，表明塑料已充满环槽。这种结构轴向定位可靠，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、防水效果差，在加注润滑油时，在个别滚针轴承中可能出现ymj-7-空气阻塞而造成缺油，已不能满足越来越高的使用要求。结构较复杂的双刃口复合油封(图3—2a)，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、磨损产物及多余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、防水效果良好。在灰尘较多的条件下使用时，万向节寿命可显著提高。图3—2b为一轿车上采用的多刃口油封，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单，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，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1／4。3.1.2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。此时采用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允许两轴间的夹角较大(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，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。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，就必须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，故选择十字轴万向节。此外，由于传动轴长度不超过1.5m，从总布置上考虑，选择一根传动轴，万向节用两个，而在传动轴上就无需加设中间支承了。ymj-8-3.2万向节传动的运动和受力分析3.2.1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1、2之间存在如下关系12212cossin1cos式中，1为主动叉转角。由于12cos是周期为2的周期函数，所以12也为同周期的周期函数。如果1保持不变，则2每周变化两次。因此主动轴以等速动时，从动轴时快时慢，此即普通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均匀系数K表示tansin1min2max2K普通十字轴万向节的主动轴和从动轴转角间的关系式为costantan21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。该式表示普通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1T作用在十字轴轴线平面上，故'1T必为零；而2T的作用平面与十字轴不共平面，必有'2T存在，且矢量'2T垂直矢量2T，合矢量指向十字轴平面的法线方向，与1T大小相等，方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩'2T=1Tsin。当主动叉处于1=/2和3/2位置时（图b），ymj-9-同理可知'2T为零，主动叉上的附加弯矩'1T=1Ttan。3.2.2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，可采用双万向节传动，但必须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）。当输入轴与输出轴平行时，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，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，不能彼此平衡，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。3.2.3多十字轴万向节传动ymj-10-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)(rad的计算公式与单万向节相似，可写成)(2sin412e式中，e为多万向节传动的当量夹角；为主动叉的初相位角；1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，则当量夹角e为232221e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，如果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e=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，还能引起与输出轴相连齿轮的冲击和噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此在设计多万向节传动时，总是希望其当量夹角e尽可能小。一般设计时，应使空载和满载工况下的e不大于3。另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值212e应加以限制。对于乘用车，212e2/350srad；对于商用车，212e2/600srad。表一各种转速下推荐采用的最大夹角值ymj-11-传动轴转速（r/min）6000450035003000250020001500夹角（。）34567912表二传动轴长度、夹角及安全工作转速的关系传动轴长度（mm）0——11401140——15201520——1830夹角（。）0——60——60——66安全工作转速（r/min）0.90kn0.85kn0.80kn0.65kn4万向节的设计与计算4.1万向传动轴的计算载荷万向传动轴因布置位置不同，计算载荷也不同。计算方法主要有三种，见表三。表三万向传动轴计算载荷（NM）位置计算方法用于变速器与驱动桥之间用于转向驱动桥中按发动机最大转矩和一挡传动比确定nikiTkTfedse1max1niikiTkTfedse201max2按驱动轮打滑来确定mmrssiirmGT0'221mmrssirmGT2'112按日常平均使用转矩来确定niirFTmmrtsf01nirFTmmrtsf22表中各计算式中，maxeT为发动机最大转矩（N.M）；n为计算驱动桥数，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为最大变矩系数；G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）；m2ˊ为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m2ˊ=1.2-1.4，商用车：m2ˊ=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公路用汽车，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；rr为车轮滚动半径（m）；i0为主减速器传动比；mi为主减速器从动齿轮到车轮之间的ymj-12-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）；1'm为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，乘用车：1'm=0.80-0.85，商用车：1'm=0.75-0.90；Ft为日常汽车行驶的平均牵引力（N）；if为分动器传动比，取法见表四；dk=3，性能系数tf=0的汽车：dk=1，tf0的汽车：dk=2。性能系数由下式计算当max195.0eaTgm16时当max195.0eaTgm≥16时表四n与if选取表车型高挡传动比fgi低挡传动比fdi的关系ifn4x4fgifdi/2fgi1fgifdi/2fdi26x6fgi/2fd