1、目 录（一） 万向传动轴设计1.1 概述021.1 结构方案选择031.2 计算传动轴载荷041.3 十字轴万向节设计051.4 传动轴强度校核071.5 传动轴转速校核及安全系数071.6 参考文献09概述万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在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。 万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1. 保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2. 保证所连接两轴尽可能等速运转。3. 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。 4. 传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。变速
2、器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。 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. 组成：由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承、轴向定位件和橡胶密封件组成2. 特点：结构简单、强度高、耐久性好、传动效率高、成本低，但夹角不宜过大。3.轴向定位方式：盖板式 卡环式
3、瓦盖固定式 塑料环定位式4. 润滑与密封：双刃口复合油封 多刃口油封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：用于转向驱动桥中 按发动机最大转矩和一档传动比来确定Tse1=kdTemaxki1if i0/n Tss1= G1 m1rr/ 2im m 发动机最大转矩 Temax=186Nm驱动桥数 n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率 =0.89，液力变矩器变矩系数 k=(k0 -1）/2+1=1,满载状态下一个转向驱动桥上的静载荷 G1=50%mag=0.5*1747*9.8=8530.9N，满载状态下一个驱动桥上的静载荷 G2=65%mag=0.65*1747*
4、9.8=11128.39N，发动机最大加速度的前轴转移系数 m1=0.8发动机最大加速度的后轴转移系数 m2=1.3，轮胎与路面间的附着系数 =0.85，车轮滚动半径 rr=0.35,变速器一挡传动比 =3.61i分动器传动比 =1f主减速器从动齿轮到车轮之间传动比 im=0.55,主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率 m= 发动机 离合器 =0.98x0.96=0.94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=3.763所以：Tse2=kdTemaxki1if i0/n = =1070.875N1*285.0763.186*T
5、ss2= G1 m1rr/ 2im m = =2376.180N94.5.03T 1=min Tse2, Tss2 T 1= Tse2=1070.875N1.3 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= =10734.895N4cos*105287.3 十字轴轴颈根部的弯曲应力 w 和切应力 应满足 w= w32d1Fs （ d14-d42）= 4F (d21-d22)式中，取十字轴轴颈直径 d1=38.2mm，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=14mm， w为弯曲应力的许用值，为 250-350Mpa， 为切应力的许
6、用值，为 80-120 Mpa w= =32d1Fs （ d14-d42） 4)10*(4)10*2.38(895.733=1.72 Mpa w= = 4F (d21-d22) )10*()10*.38(895.742323=9.58 Mpa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=272 j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=4.6FiZ= =1122.284,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC 4*1895.0736.以上时，许用接触应力 j为 3000-3200 Mpa
7、j=272 =272bnLFd)1(0 333102784.)()102.8( =1.051Mpa j故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 万向节叉与十字轴组成连接支承，在力 F 作用下产生支承反力，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/W w b=Fa/Wt b式中，取 a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表 4-3，取 k=0.246,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 Mpa w=Fe/W= 6)107(3589.10
8、4233=30.045 Mpa w b=Fa/Wt= 233)105(70246.489.1=20.356Mpa b故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求 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（ ） =99.54%d1r 2tan 502.381tan1.4 传动轴强度校核按扭转强度条件 T=T/WT T)(12.09543ccDdnP式中， T 为扭转切应力，取轴的转速 n=4500r/min，轴传递的功率P=65kw，D c=60mm，d c=81mm
9、分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表 15-3 得 T为 15-25 Mpa T= =7.266 Mpa T)6052(1.0493故传动轴的强度符合要求1.5 传动轴转速校核及安全系数传动轴的临界转速为nk=1.2108 2cLdD式中，取传动轴的支承长度 Lc=1.5m, dc=70mm, Dc=90mm 分别为传动轴轴管的内外直径, n max=4500 r/minn k=1.2108 =6080.933 r/min215079在设计传动轴时，取安全系数 K= nk/nmax=1.2-2.0K= n k/nmax= =1.35145093.68故符合要求 传动轴轴管断面尺寸除应满足临界
10、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)(164cdDT式中 c=300 Mpa c= )107()109(4.385.64343=11.799 Mpa c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 h = 316dT式中,取花键轴的花键内径 dh=70mm，外径 Dh=80mm, h = =15.9 Mpa3)107(4.385.6 传动轴花键的齿侧挤压应力 y应满足 y=T1K/ Lhn0 y)2)(4(hhdD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=60mm，花键齿数 n0=18,当花键的齿面硬度大于 35HRC 时：许用挤压应力 y=25-50 Mpa y= 910865.373.1=7.139Mpa y传动轴花键的齿侧挤压应力 y满足要求1.6 参考文献：1 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社，2004.82 纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2006.53 刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，2004.14 羊拯民.传动轴和万向节. 北京：人民交通出版社，1986，10
