汽车设计王望予第4版.ppt

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1、第四章 万向传动轴设计,第一节 概述第二节 万向节结构方案分析第三节 万向传动的运动和受力分析第四节 万向节的设计计算第五节 传动轴结构分析与设计第六节 中间支承结构分析与设计,第一节 概述,功用：相对位置变化的轴间传递转矩、旋转运动设计要求1.保证所连接的两轴在一定的轴间夹角变化范围内，能可靠地传递动力;2.保证所连接的两轴尽可能等速运转;3.万向节产生的附加载荷振动和噪声应在允许范围内;4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造维修容易。,第一节 概述,万向节的应用,(a）变速器与驱动桥之间(b)多轴驱动的汽车的分动器与驱动桥之间或驱动桥与驱动桥之间(c)发动机与变速器之间（由于车架的变形

2、造成轴线间相互位置变化的两传动部件）(d)采用独立悬架的汽车差速器之间(e)转向驱动车桥的差速器与车轮之间(f)汽车的动力输出装置和转向操纵机构中,第一节 概述,万向节的分类,第二节 万向节结构方案分析,一、结构方案分析,第二节 万向节结构方案分析,一、结构方案分析,第二节 万向节结构方案分析,二、十字轴式万向节1.组成 主、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件、橡胶密封件 2.滚针轴承的轴向定位方式,第二节 万向节结构方案分析,二、十字轴式万向节2.滚针轴承的轴向定位方式,第三节 万向传动的运动和受力分析,一、单十字轴万向节传动1.转速关系,第三节 万向传动的运动和受力分析,一、单十字轴万

3、向节传动2.不等速分析假设主动轴等速转动当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，这就是十字轴万向节传动的不等速性。用转速不均匀系数K来表示（a 越大，K越大，转动越不均匀）,第三节 万向传动的运动和受力分析,一、单十字轴万向节传动3.从动轴转矩若忽略摩擦损失，则输入、输出轴上的功应相等假设输入轴转矩T1不变，则：当T1与一定时，T2在最大值与最小值之间每转变化两次。减少角或采用挠性万向节可以减小T2的振幅。,第三节 万向传动的运动和受力分析,二、双十字轴万向节传动对于一个万向节传动轴，主动轴等速转动，则从动轴不等速转动，且愈大，转动的不等速性愈大。对于双万向节传动轴，若要使输入轴和输出轴等速

4、旋转，需满足以下条件：传动轴两端的万向节叉位于同一平面内；两万向节夹角相等，即1=2。,第四节 万向节的设计计算,一、计算载荷,第四节 万向节的设计计算,一、计算载荷日常平均牵引力计算载荷应用：静强度计算时，计算载荷TS取TSe1和TSS1（或TSe2和TSS2）较小值进行疲劳寿命计算时，计算载荷TS取TSF1或TSF2,第四节 万向节的设计计算,二、十字轴万向节设计1.损坏方式十字轴轴颈、滚针轴承磨损；十字轴轴颈、滚针轴承碗表面出现压痕和剥落；十字轴轴颈根部断裂。,第四节 万向节的设计计算,二、十字轴万向节设计2.轴颈根部强度计算作用于十字轴轴颈中点的力：T1为计算转矩；为主、从动叉轴的最大

5、夹角。轴颈根部的弯曲应力:=250350MPa 轴颈根部的剪切应力:=80120MPa,第四节 万向节的设计计算,二、十字轴万向节设计3.滚针轴承接触强度 其中：Lb 为滚针工作长度(mm)，L为滚针总长度(mm)Fn为一个滚针所受的最大载荷(N)；当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58 HRC以上时，许用接触应力j=30003200MPa,i滚针列数；Z每列中的滚针数。,第四节 万向节的设计计算,二、十字轴万向节设计4.万向节叉强度计算万向节叉在与十字轴联接处，产生支承反力；与十字轴轴孔中心线成45B-B截面处为危险截面；弯曲应力=5080MPa扭转应力=80160MPa,第四节 万向节的设计计算

6、,二、十字轴万向节设计5.万向节的传动效率通常约为97%99。,第四节 万向节的设计计算,三、球笼式万向节设计1.Rzeppa型球笼式万向节设计假定带分度机构的Rzeppa型球笼万向节在传递转矩时六个传力钢球均匀受载，则钢球的直径可按下列经验公式确定：式中d为传力钢球直径（mm），T1计算转矩（N.mm）；计算钢球直径应圆整并取最接近国家标准的直径。,第四节 万向节的设计计算,三、球笼式万向节设计1.Rzeppa型球笼式万向节设计当钢球的直径d确定后，其中的球笼、星形套等零件及有关结构尺寸，可参考图4-15并按如下关系确定。,第四节 万向节的设计计算,四、球笼式万向节设计2.Birfield型

7、球笼式万向节设计以与星形套连接轴的直径ds作为万向节的基本尺寸式中T1为计算转矩，SF为使用因素，对于无振动的理想传动取0，有轻微振动的取，有中等振动的取，振动十分严重的取。,第四节 万向节的设计计算,四、球笼式万向节设计2.Birfield型球笼式万向节设计Birfield型球笼万向节系列数据（表4-4）,第四节 万向节的设计计算,四、球笼式万向节设计3.挠性万向节设计 盘式挠性万向节橡胶盘的拉应力和挤压应力应满足式中Tmax为万向节静强度计算转矩，i为一个万向节叉上的螺栓数，R为橡胶盘平均半径，R1、R2为橡胶盘外、内半径，b为橡胶盘厚度，d0为螺栓孔直径许用拉应力12-15MPa，许用挤

8、压应力8MPa。,第五节 传动轴结构分析与设计,传动轴结构由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率对于有严重冲击载荷的传动，采用弹性传动轴花键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。,第五节 传动轴结构分析与设计,传动轴临界转速当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴有折断危险

9、的转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及支承情况。在设计传动轴时，取安全系数，精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向间隙比较小时取k=1.2,第六节 中间支承结构分析与设计,中间支承在长轴距汽车上，为了提高临界转速、避免共振及考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴分段；在乘用车中为了提高传动系的弯曲刚度、改善传动系弯曲振动特性、减小噪声，也将传动轴分段。当传动轴分段时，需要加设中间支承。,第六节 中间支承结构分析与设计,中间支承的位置通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差以及汽车行驶过程中由于发动机窜动或车架变形等所引起的位移。中间支承的典型结构形式橡胶弹性中间支承，中间采用单列滚珠轴承橡胶元件能吸收振动、降低噪声。橡胶中间支承不能传递轴向力，主要承受传动轴不平衡、偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。,