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轿车万向传动轴设计,轿车,万向,传动轴,设计
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目 录第1章 绪 论1第2章 汽车传动轴的结构方案分析与选择7第3章 万向传动轴的设计143.1汽车的主要技术参数143.2传动轴总成设计计算及校核153.2.1传动轴计算载荷的确定153.2.2传动轴轴管的选择及校核163.2.3中间支承的结构设计213.3十字轴总成的设计计算及校核243.3.1万向节的受力分析243.3.2十字轴万向节的设计及校核263.3.3十字轴滚针轴承的校核273.3.4万向节叉的设计及校核28参考文献30I第1章 绪 论1.1 概述万向节传动用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递动力。例如，在某些重型汽车和越野汽车上，根据总布置的要求需将离合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一定距离时，考虑到在它们之间很难保证轴与轴能同心以及安装基体即车架也可能发生变形，因此在这些总成之间就应采用万向节传动。此时常采用普通十字轴万向节，也有采用挠性万向节的，其工作夹角一般不大于。前置发动机后轮驱动的汽车在行驶过程中，由于悬架的不断变形，变速器与驱动桥的相对位置(高度和距离)也在不断变化，因此它们之间需要用可伸缩的万向传动轴联接。这时当联接的距离较近时，常采用两个万向节和一根可伸缩的传动轴；当距离较远而使传动轴的长度超过1.5时，常将传动轴分成两根或三根，用三个或四个万向节，且后面一根传动轴可伸缩，中间传动轴应有支承，万向节所联的两轴之间的夹角，对一般载货汽车不应超过，对于短轴距的44越野汽车，最大可达。对于又要转向又要驱动的转向驱动桥，左、右驱动车轮需要随汽车行驶的轨迹而改变方向，这时多采用球笼式或球叉式等速万向节传动，其最大夹角即车轮的最大转角可达。万向节传动还用于带有摆动半轴的驱动桥、转向轴传动机构及动力输出装置等。 第2章 汽车传动轴的结构方案分析与选择2.1汽车传动轴的结构方案概述2.1.1万向节与传动轴的结构型式汽车的万向节传动装置通常称为汽车的万向传动轴或简称为传动轴，它由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。对于长轴距汽车的分段传动轴，还需有中间支承。如图2.1所示2.1.2传动轴管、伸缩花键及中间支承结构型式传动轴管由壁厚均匀易平衡、壁薄(1.53.0mm)、管径较大、扭转强度高、弯曲刚度大、适于高速旋转的低碳钢板卷制的电焊钢管制成如图2.1所示。图2.1 汽车传动轴的结构图(a)带有中间支承并有两根轴管的分段传动轴；(b)具有一根轴管的传动轴1万向节；2传动轴管；3平衡片；4伸缩轴管；5防尘罩；6十字轴；7中间支承伸缩花键具有矩形或渐开线齿形，用于补偿由于汽车运动时传动轴两端万向节之间的长度变化。当承受转矩的花键在伸缩时，产生轴向摩擦力为。 (2.1)式中： 传动轴所传递的转矩； 花键齿侧工作表面的中径； 摩擦系数。由于花键齿侧工作表面面积较小，在大的轴向摩擦力作用下将加速伸缩花键的磨损，引起不平衡及振动。应提高键齿表面硬度及光洁度，进行磷化处理、喷涂尼龙，改善润滑。可减小摩擦阻力及磨损。也有用滚珠或滚柱的滚动摩擦代替花键齿间的滑动摩擦的结构如图2.2所示。图2.2 带有滚柱的汽车传动轴1滚柱；2带有滚柱内滚道的传动轴管；3带有滚柱外滚道的轴管花键应有可靠的润滑及防尘措施，间隙不宜过大，以免引起传动轴振动。内、外花键应对中，为减小键齿摩擦表面间的压力及磨损应使键齿长与其最大直径之比不小于2。花键齿与键槽应按对应标记装配，以免破坏传动轴总成的动平衡。动平衡的不平衡度由点焊在轴管外表面上的平衡片补偿。装车时传动轴的仲缩花键一端不应靠近前驱动桥，而应靠近变速器或中间支承，以减小其轴向摩擦力及磨损。中间支承用于长轴距汽车的分段传动轴，以提高传动轴的临界转速，避免共振，减小噪声。它安装在车架横梁或车身底架上，应能补偿传动轴的安装误差及适应行驶中由于弹性悬置的发动机的窜动和车架变形引起的位移，而其轴承应不受或少受由此产生的附加载荷。以前中间支承多采用自位轴承，目前则广泛采用坐于橡胶弹性元件上的单列球轴承如图2.1。2.2传动轴设计方案本设计所选车型为前置前驱，根据经验采用十字轴万向. 2.3本章小结本章介绍了万向传动轴的结构类型及各自特点，对轿车的传动轴进行了初步的结构选择，根据本车的驱动型式（FR）及轴距的要求选择两轴三个万向节的结构型式。第3章 万向传动轴的设计3.1轿车汽车的主要技术参数根据任务书所提供的设计参数如表3.1所示。表3.1 设计基本参数 车 型参 数第1组轿 车驱动形式42前驱轴 距2471mm轮距前/后1429 / 1422mm额定载质量500 kg整车整备质量1060 kg最高车速180 km/h最大爬坡度35%最小转弯直径11m变速器手动5挡前悬 / 后悬离地间隙170mm满载重心高度振动系数承载系数驱动桥传动比分动箱速比3.2传动轴总成设计计算及校核3.2.1传动轴计算载荷的确定 轿车所采用的驱动形式为前置前驱，即传动轴位于变速器与驱动桥之间，因此传动轴计算载荷计算方法如下：1.计算载荷按发动机最大扭矩和一档传动比来确定： （3.1）2.计算载荷按驱动轮打滑来确定： （3.2）所以计算可得：3.2.2传动轴轴管的选择及校核万向传动轴的结构与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向传动轴由中间部分和端部组成。中间部分可为实心轴或为空心的轴管。实心轴仅用于作为与等速万向节相连的转向驱动桥的半轴或用作断开式驱动桥和de Dion桥的摆动半轴；空心的轴管具有较小的质量但能传递较大的转矩，且比实心轴具有更高的临界转速，故用作汽车传动系的万向传动轴。传动轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及壁厚(或内径)是根据所传最大转矩、最高转速及长度按有关标准YB242-63选定，并校核临界转速及扭转强度。电焊钢管参数应按冶金部标准摘自YB242-63选取如表3-2所示。表3-2给出外径毫米的标准资料，以供设计时参考。传动轴的临界转速与其长度及断面尺寸等有关。由于沿轴管表面钢材质量分布的不均匀性以及在旋转时其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定性的最低转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支承情况。为了确定临界转速，可研究一下两端自由地支承于刚性球铰上的轴(见图3.1(a)。设轴的质量集中于点，且点偏离旋转轴线的量为，当轴以角速度旋转时，产生的离心力为 (3.3)式中： 轴在其离心力作用下产生的挠度。与离心力相平衡的弹性力为 (3.4)式中： 轴的侧向刚度。对于质量分布均匀且两端自由地支承于球形铰接的轴，其侧向刚度=(3845)()； 材料的弹性模量可取； 轴管截面的抗弯惯性矩。 因 故有 认为在达到临界转速的角速度时传动轴将破坏，即，则有： （3.5）对于传动轴管 式中： 轴管的外径及内径,； 传动轴的支承长度，取两万向节之中心距，； 轴管材料的密度，对于钢。将上述的表达式代人式(3.5),令则得传动轴的临界转速为 （3.6） (a)两端为刚性球铰支承；(b)前端与加长的变速器相连；(c)带有弹性中间支承的双传动轴传动因为 (3.7) ，所以 当时，十字轴万向节传动效率为 (3.8)式中：十字轴万向节的传动效率； 轴颈与万向节叉的摩擦因数，滚针轴承十字轴轴颈直径，=22代入上式求得 由于传动轴动平衡的误差、伸缩花键联接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的实际临界转速要低于按上式计算的值。因此应引进安全系数K，并取 式中： 相应于最高车速时的传动轴最大转速，；传动轴的计算临界转，。=12用于精确的动平衡、高精度的伸缩花键及极微小的万向节间隙时。=取，则有计算临界转速为 因为 万向传动轴的断面尺寸除应满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。传动轴的最大扭转应力()可按下式计算： (3.9)式中： 发动机的最大转矩，； 变速器的一档传动比； 动载系数； 抗扭截面系数。对于传动轴管，上式又可表达为 （3.10）式中：传动轴的计算转矩，=2432.34传动轴管的外径和内径。按上式计算得出的传动轴管扭转应力不应大于300。传动轴扭转强度为： 因为的扭转强度符合的扭转强度许用最大值，所以本设计的传动轴满足扭转强度的要求。传动轴总成应进行动平衡，其不平衡度为：对轿车及轻型客、货车，在3000 6000时不大于12；对5t以上的货车，在10004000时不大于10。十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动增大而影响动平衡，因此应严格控制该间隙或采用弹性盖板，有的可加装端面滚针轴承。传动轴总成的径向全跳动应不大于0.50.8。计算传动轴花键的齿侧挤压应力(MPa)为 (3.11)式中： 计算转矩，； 花键的外径和内径，； 花键的齿数和键的有效长度，L=100mm。当花键的齿而硬度大于35时，传动轴伸缩花键的许用挤压应力为2550。对于非滑动花键，许用挤压应力为50100。将已知数据代入(3.11)得： 因此花键的强度满足设计的要求。3.3十字轴总成的设计计算及校核3.3.1万向节的受力分析 由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩的作用，在主、从动万向节叉上产生相应的切向力和轴向力 ，见图3.4： （3.18）式中： R切向力作用线与万向节叉轴之间的距离； 转向节主动叉轴之转角； 转向节主、从动叉轴之夹角。 (a) 初始位置时；(b) 主动叉轴转角时图3.4 作用在万向节叉及十字轴上的力在十字轴轴线所在的平面内并作用于十字轴的切向力与轴向力的合力为 （3.19）图3.4（a）为主动叉轴位于初始位置的受力状况。此时达到最大值： （3.20）图3.4（b）为主动叉轴转角时的受力状况。这时均达最大值： （3.21）计算转矩取在发动机最大转矩下且变速器处于档是的转矩和满载是的驱动车轮最大附着力矩（）的换算转矩两者中的较小值。即。而万向节工作夹角，。将这些数据代入（3.21）得 3.3.2十字轴万向节的设计及校核对于十字轴万向传动节需要计算其十字轴、万向节叉、凸缘、十字轴轴承和紧固件。十字轴万向节的尺寸取决于十字轴的尺寸，而后者则是根据它在计算载荷作用下无残余变形的要求来确定的。设计是对万向节可根据其使用转矩、转速、夹角、车型以及使用寿命等要求向专业厂从系列产品中选购。根据轿车货车的载重质量为2.16，因此初选滚针轴承型号为, 。万向节工作夹角。计算十字轴轴颈根部见图3.5（a）的截面处的弯曲应力和剪切应力为 （3.22） （3.23）式中： 十字轴轴颈直径，mm； 十字轴轴颈油道孔直径，mm； 力的作用点到轴颈根部的距离，mm。图3.5 十字轴及万向节叉的计算用图(a) 十字轴；(b) 万向节叉十字轴的弯曲应力应不大于；剪切应力应不大于，由钢或20CrMnTi，等低碳合金钢制造，经渗碳淬火处理，表面硬度。将已知数据代入（3.22）、（3.23）得： 因此，十字轴的强度满足设计要求。3.3.3十字轴滚针轴承的校核十字轴滚针轴承中的滚针直径通常不小于1.6，以免压碎，而且尺寸差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，公差带控制在0.003以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；间隙过小又有可能出现受热卡住或因赃物阻塞卡住。合适的间隙为，滚针轴承的周向总间隙以为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，这可使其既具有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙通常不应超过。十字轴滚针轴承的接触应力为 （3.24）为合力作用下一个滚针所受到的最大载荷，有下式确定 =5440.15N （3.25）式中： 滚针直径，； 滚针的工作长度，； 十字轴轴颈直径。因此 滚针轴承的许用载荷检验按下式进行： （3.26）式中：滚针数，；滚针的直径和工作长度，；发动机在最大转矩下的转速，；自发动机至万向节间的变速机构的低档传动比，；万向节工作夹角，。因此十字轴滚针轴承满足设计要求。3.3.4万向节叉的设计及校核万向节叉在力作用下承受弯曲和扭转载荷，在截面B-B处，见图3.5(b)的弯曲应力和扭转应力分别为 （3.27） （3.28）式中：抗弯截面系数和抗扭截面系数，对于矩形截面：；对于椭圆形截面：；矩形截面的高及宽或椭圆形截面的长、短轴； 与有关的系数，见表3.3。表3.3 的关系h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312见图3.5(b)。万向节叉由中碳钢35，40，45或中碳合金钢制造，其弯曲应力不应大于5080，扭转应力不应大于80160。合应力为 （3.29）取根据截面关系知； （3.30） （3.31）由式（3.27）、（3.28）、（3.30）、（3.31）得： 因此，通过各方面的计算与校核承受弯曲和扭转载荷满足设计要就，所以本设计的万向节叉的强度满足设计要求。结 论本设计采用的十字轴式万向传动装置，阐述了十字轴式万向传动装置的原理、组成、及其特性。通过详细的推导过程积累了大量的数据，并成功的绘制出了十字轴式万向传动装置的成品图。主要叙述了万向传动装置的发展现状，和它的工作原理，在此过程中，经过对比结合，初步确定了合适的万向传动装置结构形式，选取了十字轴式万向传动装置，并且带有中间支承，为后面的计算提供了理论基础。参考文献01 卢曦,周萍,孙跃东.汽车等速万向节的现状与发展J.机械设计与制造,2007,6 .02 吴修义.汽车万向节传动轴的选择和应用.J.重型汽车,2006.
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