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传动轴 万向节 设计 课程设计

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传动轴和万向节设计（课程设计）,传动轴,万向节,设计,课程设计

内容简介：

汽车设计课程设计说明书1. 传动轴与十字轴万向节设计要求1.1 结构方案选择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太大。当夹角增加时，万向节中的滚针轴承寿命将下降。普通的十字轴式万向节主要由主动叉，从动叉，十字轴，滚针轴承及轴向定位件和橡胶封件等组成。1.2 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Tse1=kdTemaxki1if/n Tss1= G2 m2rr/ i0imm 发动机最大转矩Temax=754Nm驱动桥数n=1，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=(k0 -1）/2+1=1满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%mag=0.70*8930*9.8=61259.8N，发动机最大加速度的后轴转移系数m2=1.1，轮胎与路面间的附着系数=0.80，车轮滚动半径rr=0.4628,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=发动机离合器=0.98*0.95=0.931，因为0.195 mag/Temax16,fj=0，所以猛接离合器所产生的动载系数kd=1，主减速比i0=3.818所以：Tse1=kdTemaxki1if/n=17907.5NTse2=kdTemaxki1ifi0/2n=34185.42NTss1= G2 m2rr/ i0imm=7018.85NTss2= G1 m1rr/ 2imm=4437.33NT1=min Tse1, Tss1 T1= Tse1=7018.85N1.3 十字轴万向节设计 设作用于十字轴轴颈中点的力为F，则F= T1/2rcos=88597.85N 十字轴轴颈根部的弯曲应力w和切应力应满足w=w=式中，取十字轴轴颈直径d1=36mm，十字轴油道孔直径d2=10mm，合力F作用线到轴颈根部的距离s=15mm，w为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa，为切应力的许用值，为80-120 Mpaw=291.877Mpaw= = =94.32Mpa 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j=272j式中，取滚针直径d0=3mm，滚针工作长度Lb=27mm，在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷Fn=10188.75N,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC 以上时，许用接触应力j为3000-3200 Mpaj=272=272=3.175Mpaj故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角，十字轴的支承结构和材料，加工和装配精度以及润滑条件等有关。当25时，可按下式计算（取=15）0=1-f（）=1-0.07（）=98.925%1.4 传动轴转速校核及安全系数传动轴的临界转速为nk=1.2108式中，取传动轴的支承长度Lc=2000mm, dc=80mm, Dc=100mm分别为传动轴轴管的内外直径, nmax=2200 r/minnk=1.2108=3841.875r/min在设计传动轴时，取安全系数K= nk/nmax=1.2-2.0K= nk/nmax=1.746故符合要求 传动轴轴管断面尺寸除应满足临界转速要求以外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转应力c=c式中c=300 Mpac=60.547 Mpac轴管的扭转应力校核符合要求 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力h，许用应力一般按安全系数2-3确定，取安全系数为2，所以h= c/2=150Mpah = 式中,取花键轴的花键内径dh=66mm，外径Dh=80mm,h =124.338 Mpah 传动轴花键的齿侧挤压应力y应满足y=T1K/Lhn0y式中,取花键转矩分布不均匀系数K=1.35,花键的有效工作长度Lh=60