课程设计说明书万向传动轴设计.doc

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1、万向传动轴设计安徽工程大学-课程设计说明书前言车辆专题课程设计是车辆工程专业学生必修的重要实践环节。这次课程设计的目的是通过本设计培养学生综合运用本专业各先修课程的理论和实际知识的能力，使之初步掌握汽车设计的一般规律和常用方法，树立正确的设计思想，提高分析和解决实际问题的能力。通过本设计培养学生运用标准、规范、手册及查阅有关技术资料的基本技能，初步掌握建立设计模型的方法等。这次设计课题涉及的题目主要有七个：离合器基本参数的优化设计;变速器主要参数设计 、万向传动轴设计 、驱动桥设计 、悬架设计 、转向梯形机构的优化设计、制动系设计。我设计的题目是万向传动轴设计。在这次设计过程中，我从图书馆和网

2、上获取了车型相关参数和大量设计资料，也参考了国内外一些万向传动轴生产企业和公司的产品，以及他们设计的标准和相关数据。参考标准不唯一，但主要以课本介绍的方法和原理为主。这次设计中首次运用了三维建模软件 UG 绘制出了实物,以及说明图的绘制，可有些地方由于知识欠缺，导致图做得不是很全面，逼真，和实物有点差别。我会继续努力，争取设计其他产品时做到完美。同时由于这次设计时间有限，最后没能用分析软件进行分析，有点遗憾！最后就是在这次设计时得到了老师的指导，在此感谢他们！设计过程中不合理的地方，欢迎各位老师给予指正！2010-9-7-2-安徽工程大学-课程设计说明书目录1.所选车型及其相关参数2.万向传动

3、方案选择2.1 万向传动轴概述 2.2 万向节的选择 2.3 传动轴选择 2.4 中间支承选择2.5 万向传动方案确定3.万向传动轴相关计算3.1 万向传动轴 1 4556891212123.1.1 传动轴载荷计算123.1.2 十字轴万向节设计3.1.3 传动轴结构设计与转速校核3.1.4 传动轴的强度校核3.1.5 花键轴和花键的设计和校核3.2 万向传动轴 2 13151617183.2.1 传动轴载荷计算183.2.2 十字轴万向节设计3.2.3 传动轴结构设计与转速校核3.2.4 传动轴的强度校核3.2.5 花键轴和花键的设计和校核4.万向传动轴相关说明图5.万向节传动的技术要求和零

4、部件材料6.小结7.参考文献-3-1819192021262728安徽工程大学-课程设计说明书设计任务书（一）设计题目：万向传动轴的设计（二）设计目的: 通过对所选车型进行分析，确定汽车总体布置形式，选用合理的传动装置方案，保证传动方案在强度，刚度上满足一定要求，以及其附属装置设计要合理，满足汽车性能的使用条件，以保证发动机动力传递。（三）设计步骤：(1)选定匹配车型；(2)选定万向传动轴结构方案；(3)进行万向传动轴及其中间支承的结构设计与强刚度校核、临界转速校核、运动校核等。（四）设计要求：(1)保证所连接的两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时，能可靠而稳定的传递动力；(2)保证所连接的

5、两轴尽可能等速旋转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内，在使用车速范围内不应产生共振现象；(3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。-4-安徽工程大学-课程设计说明书1车型及其相关参数1.1 车型图片设计所选车型为：一汽解放 赛龙中卡 (CA1145PK2L2AEA80)1.2 车型参数：-5-驱动形式4*2轴距4920m车身长度8.45m车身宽度2.5m车身高度2.56m最高车速93km/h轮胎规格8.25-16发动机最大输出功率103kw整车质量5.8 吨发动机最大转矩450Nm最大总质量13.8 吨最大扭矩转速1400发动机额定转速2500rpm

6、档数6 档变速器最大输出扭矩610Nm一档传动比6.515后桥允许载荷8950Kg六档传动比0.813安徽工程大学-课程设计说明书2万向传动方案选择2.1 万向传动轴概述现如今汽车上，万向传动轴一般由万向节、传动轴和支承装置组成，主要用于工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向节传动的在汽车上的应用。1)汽车变速器到驱动桥之间的万向节传动装置；2)全轮驱动的汽车上变速器与分动器之间及分动器与前后驱动桥之间的万向节传动装置；3)重型汽车离合器与变速器之间万向节传动装置；4)用于带有摆动半轴的驱动桥中的万向节传动装置；5)汽车的转向驱动桥的万向节传动装置。除上述以外，一些特种车

7、辆，如越野车，农用汽车，自卸汽车绞盘，功率输出装置以及满足方向盘和转向器之间布置上的需要，大都采用了万向节的传动装置。由于解放 CA1145 采用发动机前置后驱的布置形式，在其动力传递时必须从变速器通过万向传动轴将动力传递给驱动轮。而本课题设计的万向传动装置主要也就是图 a 的用于汽车变速器到驱动桥之间的万向节传动装置，至于其他的万向传动装置本次设计不做考虑。2.2 万向节的选择万向节是转轴与转轴之间实现变角度传递动力的基本部件。按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节的动力是靠零部件之间的铰链式连接传递的；挠性万向节的动力是靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减

8、震作用。刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节，准等速万向节和等速万向节三种。常见的万向节的有以下几种：-6-刚性万向节安徽工程大学万向节-课程设计说明书挠性万不等速万向节准等速万向节等速万向节向节十字轴式双联式凸块式三销轴式球面滚轮式圆弧槽滚刀式球叉式直槽滚道式伸缩型球笼式Birfield型Rzeppa型图 2.1 万向节的分类在方案选择时，我们考虑到它是用于变速器与驱动桥之间，并且在满足万向传动轴设计基本要求后，我们选择了十字轴万向节。其结构如下图所示，注油嘴套筒滚针轴承座注油孔油道图 2.2 十字轴结构图因为这种万向节结构简单紧凑，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低，能使不在

9、同轴线或轴线角较大，轴向移动较大的两轴等角速连续回转，与可伸缩的传动轴搭配在一起，构成的十字轴万向传动轴被广泛采用。十字轴万向传动可分为单十字轴和双十字轴两种。单十字轴万向节传动，传动轴被封闭在一套管中，套管将牵引力或制动力从驱动桥传至车架或车身。但其结构笨重，增加了非悬挂部分的重量。而且，由于这种结构中只用了一个十字轴万向节传动，因此不能保证主减速器主动轴与变速器第二轴的转速恒等，引起了工作不均匀性，这种万向节应用很少。目前应用最广泛的是双十字轴万向节。双十字轴万向节直接用两个简单十字轴万向节和一根传动轴连接。另外双十字轴万向节的重量轻，对载重汽车-7-安徽工程大学-课程设计说明书而言通常只

10、占 1.01.4%。所以我们选了双十字轴万向节。如下图所示，十字轴万向节传动轴图 2.2 双万向节结构图对于十字轴式万向节，滚针轴承的轴向需要定位，常见的形式有普通盖板式、弹性盖板式、外卡式、内卡式、瓦盖固定式、塑料环定位式五种。由于普通盖板工作可靠，拆装方便，故我们此次选择的普通盖板式结构来定位。如下图所示，用螺栓 1和盖板 2 将套筒固定在万向节叉 4 上并用锁片 5 将螺栓锁紧。152431.螺栓2.盖板3.套筒4.凸缘叉/万向节叉5.锁片-8-安徽工程大学-课程设计说明书图 2.3 盖板式密封结构图十字轴滚针轴承的密封，一方面有防止润滑油从轴承往外流的作用，另一方面有防止灰尘，污水进入

11、轴承，消除十字轴油道的阻塞作用，进而提高万向传动装置的寿命。滚针轴承的润滑密封方式常见的有毛毡油封，双刃口油封，多刃口油封。此次我们选择毛毡油封。2.3 传动轴的选择传动轴主要分实心和空心两种。对于实心传动轴仅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的摆动半轴，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，主要用于传动系的万向传动轴。同时考虑到汽车在行驶时，传动强度的变化，传动轴中必须装有由滑动叉和花键组成的滑动花键来实现传动长度变化，所以我们选择空心的传动轴即轴管。传动轴管壁厚均匀易平衡、管径大、扭转强度高、弯曲刚度大，适于高速旋转。-9-轴管

12、滑动花键安徽工程大学万向节叉花键套-课程设计说明书传动轴挡环花键轴图 2.4 传动轴结构图2.4 中间支承选择解放 CA1145 的车身长度为 8.45m,其传动轴必超过 1.5m,所以我们在总布置时将传动轴分成两根，在中间传动轴上加设中间支承，来提高传动轴的临界转速。中间支撑通常安装在车架横梁上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引起的位移，目前广泛采用的橡胶弹性中间支承，此次设计时我们也选择的是橡胶弹性支承。因为这种弹性中间支承能吸收传动轴的振动，降低噪声，主要承受传动轴因不平衡，偏心等因素引起的径向力，以及万向节上附加弯矩所引

13、起的径向力。如下图所示，- 10 -安徽工程大学-课程设计说明书橡胶圈金属挡环轴承支承座图 2.5 中间支承结构图2.5 传动方案确定本课程设计选择双十字轴式万向传动。由于这款车的轴距约 5m,所以我们在设计时将其一根传动轴分成三段，与四个万向节共同构成整个传动轴。传动轴 1 前端用十字轴万向节与变速器输出轴相连，后端用十字轴万向节与传动轴 2 的前端相连，且在近后端处用安装在车架横梁上的橡胶弹性中间支承支承。传动轴 2 前端通过十字轴万向节与传动轴 1 后端相连，后端用十字轴万向节与后桥主减速器相连。传动轴轴管和花键轴焊接在一起而成。前端与由万向节叉和花键套制成一体的万向节滑动叉相配合，构成

14、了整个万向传动装置。具体方案图如下所示：- 11 -安徽工程大学-课程设计说明书凸缘叉十字轴万向节传动轴1中间支承传动轴2图 2.6万向传动装置方案图- 12 -安徽工程大学-课程设计说明书- 13 -安徽工程大学-课程设计说明书3.万向传动轴的相关计算3.1 万向传动轴 13.1.1 传动轴载荷计算由于发动机前置后驱，根据参考文献1p126 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/nTss1= G2 m2rr/ i0imm根据解放 CA1145 数据，发动机最大转矩 T emax=450Nm驱动桥数 n=1，发动机到

15、万向传动轴之间的传动效率 =0.85，液力变矩器变矩系数 k=(k0 -1）/2+1=1.6,k0=2.2;满载状态下,驱动桥上的静载荷等于后桥载荷 G2=8950*9.8=87710N,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 =0.85，车轮滚动半径 rr=0.48,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=0.9 0.85=0.765，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=6.5;Tse1=kdTemaxki1if/n=1 450

16、 1.6 6.515 1 0.7651=3588.46NmTse1=3588.46NmTss1= G2 m2rr/ i0imm=87710 1.1 0.85 0.486.5 1 0.765=7916.33NmTss1=7916.33对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷 T 1 取 T se1 和 T ss1 的最小值，T 1 =minT se1 , T ss1 T1= Tse1=3588.46 Nm由参考文献5知，用于驱动桥传动轴其传递的最大工作扭矩为：- 14 -NmT1= 3588.46安徽工程大学-课程设计说明书M max = M e max i1itNNm式中， M e max 发动

17、机的最大扭矩； it 变速器一档速比Mmax=2931.7i1 分动器抵挡速比；N驱动桥数。5NmM max = M e max i1itN=450 6.5151=2931.75Nm此数据将作为下面我们初选数据的依据。3.1.2 十字轴万向节设计十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴颈或滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过 0,15mm 时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，为此设计是因保证该处有足够的弯曲强度。1) 十字轴的设计设作用于十字轴轴颈中点的力为 F，则d1doLbFd2srF十字轴受力图F= T1/2rcos其中：T 1

18、万向传动轴的计算转矩；r 为合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离； a 为主、从动叉轴的最大夹角。由参考文献5知，我们初选取 r=67mm; a =20 o 。所以 F= T1/2rcos=3588.46 1000/2 67 cos20 o =32986.64N2）十字轴轴颈根部的弯曲应力 w 和切应力 应满足- 15 -r=67mm;a =20 o安徽工程大学-课程设计说明书w=32d1Fs（d14-d42）w4F1 2由参考文献5表 1-6, 根据车型发动机最大扭矩 Mmax=2931.75Nm我们初步选取十字轴轴颈直径 d1=40mm，十字轴油道孔直径 d2=10mm，合力 F 作用线

19、到轴颈根部的距离 s=14mm，由参考文献1知：w为弯曲应力的许用值，为 250350Mpa，为切应力的许用值，为 80120 Mpad1=40mmd2=10mms=14mmw=32d1Fs4 4 =32 40 32986.64 143.14 (40 4 - 10 4 )=162.88Mpa w4F1 24 32986.643.14 (40 2 - 10 2 )= 83.86Mpa故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件，我们初选取的参数值合理；3)十字轴滚针轴承中的滚针设计在设计时，对于十字轴滚针直径通常不小于 1.6mm，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

20、性，公差带控制带 0.003 以内。滚针轴承颈向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有时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滞卡住。合适间隙为 0.009-0.095，滚针轴承的周向总间隙以 0.08-0.30 为好。滚针长度一般不超过轴颈的长度，这可以使其具有较高的承载能力，又不致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0.20.4mm。十字轴滚针的接触应力应满足j=2721 1 Fn1 0 bj由参考文献5表 1-6,根据车型发动机最大扭矩 Mmax=2931.75Nm我们初选推荐值，取滚针直径 d0=5mm，滚针工作长度 Lb=30mm，Z=20

21、 再进行校核;在合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷d0=5mm- 16 -=(d2 -d2 ) （d1 -d 2）=(d2 -d2 ) =（d +d ）L安徽工程大学-课程设计说明书4.6F 4.6 32986.64iZ=8967.28NLb=30mm，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 MpaZ=20j=2721 1 Fn1 0 b=272 (140138967.2830=2134.45 Mpa j故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足,同样我们初选取的合理可以使用；4) 十字轴万向节叉的设计万向节叉与十字轴组成连接支承，在力 F 作用下产生

22、支承反力，在与十字轴轴孔中心线成 45的截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力 w 和扭应力 b应满足w=Fe/Wwb=Fa/Wtb根据车型发动机最大扭矩 Mmax=2931.75Nm我们初选取 a=60mm,e=90mm,b=50mm,h=80mm,查参考文献1中表 4-3，取 k=0.235,W=bh2/6, Wt=khb2,弯曲应力的许用值w为 50-80Mpa，扭应力的许用值b为 80-160 Mpaw=Fe/W=32 Mpa wb=Fa/Wt=68Mpab5)十字轴万向节 1 的传动效率与两轴的轴间夹角 a ，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 a

23、25时，可按下式计算:d1 2tan其中, 0 为十字轴万向节的传动效率；f 为轴颈与万向节叉的摩擦因数，且滑动轴承取0.150.20，滚针轴承取 0.050.10；此次,我们选用的是 a =20 o ,滚针轴承取 f=0.085，r=67mm;d1 2tan4060) 2 tan 20 op=98.7%- 17 -1 20Fn= =（d +d ）L+ ) 0=1-f（ r ） 代入上式得：0=1-f（ r ） =1-0.085 (安徽工程大学-课程设计说明书通常十字轴万向节的传动效率为 97%99%，所以满足要求。3.1.3 传动轴结构设计与转速校核传动轴的临界转速nk = Knmaxnma

24、x=n wi6=25000.813=3075.03 r/min则 nk=5535.05 r/min8Dc2+d2cLc2可求得：其中，L c 为传动轴的支承长度（mm）,取两万向节中心之间的距离；d c 、D c 传动轴管内、外径（mm）。我们选取 d c =115mm，D c =120mmL c =1200mm;解得：K=1.62.0故所取数值满足其转速校核要求3.1.4 传动轴的强度校核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16DcT1（Dc4-dc4）式中c为许用扭转应力，c=300 Mpa；c=16 120 3588.46 10 33.14 (120

25、 4 - 115 4 )=238.97Mpac轴管的扭转应力校核符合校核要求；由此说明，我们所选取的轴管内径 d c =115mm，外径 D c =120mm 传动轴支承长度L c =1200mm 合理。3.1.5 花键轴和花键的设计和校核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 23确定;- 18 -由 nk=1.210的扭转应力 c=c安徽工程大学-课程设计说明书h =16T1dh3取安全系数t ct h=2.4;则t h =125Mpa.d c =120mm，d h =316T1pt h=52.69mmD c =115mm;L c =1200mm我们取花

26、键轴的花键内径 d h =52mm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 dh =52, Dh =58, B =10 n0 =8， Lh = 1004)传动轴花键的齿侧挤压应力 y 应满足h h h h4 2Lh no s y 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=100mm，花键齿数 n0=8,当花键的齿面硬度大于 35HRC 时：许用挤压应力y=25-50 Mpah h h h4 2Lh nodh =52,= 3588.46 1000 1.35=32.6Mpa y4 2100 8Dh =58,B=

27、10传动轴花键的齿侧挤压应力 y 满足要求.由此说明，我们选取的花键内径 dh =52mm，外径 Dh =58mm，花键有效工作长度Lh = 100mm，键齿宽 B =10mm，花键齿数 n0 =8mm。3.2 传动轴 2 相关计算3.2.1 传动轴载荷计算传动轴虽被分成两部分但其所受的载荷相同，即：T1= Tse1=3588.46 Nm3.2.2 十字轴万向节的设计此设计中设计的四个万向节，因为它们所受的载荷和工况一样，前面已设计，所- 19 -n0Lh = 100(58 + 52) (58 - 52)=8 ，安徽工程大学-课程设计说明书以在此没必要设计。同时用在传动轴 2 与变速其输出轴之

28、间以及主传动轴与主减速器之间的的凸缘叉其尺寸和形状与万向节叉一样，所以也没必要设计，3.2.3 传动轴结构设计及转速校核传动轴的临界转速 nk = Knmaxnmax=n wi6=25000.813=3075.03 r/min则 nk=5535.05 r/min；由 nk=1.2108Dc2+d2cLc2可求得：其中，L c 为传动轴的支承长度（mm）,取两万向节中心之间的距离；d c 、D c 传动轴管内、外径（mm）。我们选取 L c =1000mm，解得：K=1.96 2.0故我们所取数值满足其转速校核要求；3.2.4 传动轴的强度校核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

29、有足够的扭转强度。轴管16DcT1（Dc4-dc4）式中c为许用扭转应力，c=300 Mpa；c=16 100 3588.46 10 33.14 (100 4 - 95 4 )=288Mpac轴管的扭转应力校核符合校核要求；由此说明，我们所选取的轴管内径 d c =95mm，外径 D c =100mm 传动轴支承长度L c =1000mm 合理。3.1.5 花键轴和花键的设计和校核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 23确定;- 20 -d c =95m的扭转应力 c=c安徽工程大学-课程设计说明书h =16T1dh3D c =100mm;取安全系数t

30、ct h=1.8;则t h =400Mpa.L c =1000mmd h =316T1pt h=mm我们取花键轴的花键内径 d h =46mm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 dh =46, Dh =50, B =9, n0 =10， Lh = 1004)传动轴花键的齿侧挤压应力 y 应满足h h h h4 2Lh no s y 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=100mm，花键齿数 n0=10,当花键的齿面硬度大于 35HRC 时：许用挤压应力y=25-50 Mpah h h h4 2Lh

31、 no= 3588.46 1000 1.354 2 80 10=32.6Mpa y传动轴花键的齿侧挤压应力 y 满足要求.由此说明，我们选取的花键内径 dh =52mm，外径 Dh =46mm，花键有效工作长度Lh = 100mm，键齿宽 B =11mm，花键齿数 n0 =10mm。到此整个万向传动轴的相关计算结束，其结构尺寸也已完全确定。- 21 -(46 + 52) (52 - 46)安徽工程大学-课程设计说明书4.万向传动轴相关说明图在上面的对万向传动轴相关计算的基础之上，此设计用三维图形制作软件 UG 绘制了此设计中的相关说明图。，dh =52, Dh=58, B =10n0=10 ，Lh = 80图 6.1