東風(fēng)汽車萬向傳動軸的設(shè)計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u31320東風(fēng)汽車萬向傳動軸的設(shè)計計算案例 1241521.1東風(fēng)EQ1118GA汽車的主要設(shè)計參數(shù) 1224301.2傳動軸總成設(shè)計計算及校核 2305081.2.1傳動軸計算載荷的確定 2176161.2.2傳動軸軸管的選擇及校核 3111811.2.3中間支承的結(jié)構(gòu)設(shè)計 9188621.3十字軸總成的設(shè)計計算及校核 12292011.1.1萬向節(jié)的受力分析 12171901.1.2十字軸萬向節(jié)的設(shè)計及校核 14155771.1.3十字軸滾針軸承的校核 15260731.1.4萬向節(jié)叉的設(shè)計及校核 161.1東風(fēng)EQ1118GA汽車的主要設(shè)計參數(shù)本次設(shè)計選用東風(fēng)EQ1118GA運兵車，所知具體參數(shù)如表3-1所示。表3-1設(shè)計基本參數(shù)東風(fēng)EQ1118GA運兵車產(chǎn)品配置車輛型號EQ1118GA驅(qū)動形式4X2總質(zhì)量（Kg）11300額定載質(zhì)量（Kg）6000整備質(zhì)量（Kg）5100最高車速（Km/h）90外形尺寸（mm）長7220寬2470高3197(蓬布頂)/2640(駕駛室頂)車箱內(nèi)部尺寸（mm）長4800寬2294高900軸距（mm）3950輪距（前/后）（mm）1900/1800前懸/后懸（mm）1250/2020接近角/離去角（0）30/18車架斷面尺寸（mm）250×75×7最小轉(zhuǎn)彎直徑(m)16最小離地間隙（mm）250發(fā)動機廠家東風(fēng)康明斯發(fā)動機有限公司型號EQB160-20額定功率（Kw）/（r/min）118/2600最大扭矩（N.m）/（r/min）550/1500-17001.2傳動軸總成設(shè)計計算及校核1.2.1傳動軸計算載荷的確定1.萬向傳動軸處于變速器和驅(qū)動橋之間，則計算載荷根據(jù)發(fā)動機最大的扭矩和一檔傳動比來確定：（1.1）2.萬向傳動軸的計算載荷按驅(qū)動輪打滑來確定：（1.2）式中，——最大轉(zhuǎn)矩；——一檔傳動比，=5.04；——驅(qū)動橋數(shù)；——滾動半徑；——動載系數(shù)，；——變矩系數(shù)，=1；——發(fā)動機傳遞給軸的傳動效率；——后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，=1.1；——主減速器傳遞給車輪的傳動效率，=0.96。——主減速器傳動比；——主減速器從動齒輪與車輪之間的傳動比；——輪胎與路面間的附著系數(shù)，取0.6；——轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋上的靜載荷；——下一個驅(qū)動橋上的靜載荷；，=1，==66444，=0.485，=6.93。所以根據(jù)上述參數(shù)計算可得：1.2.2傳動軸軸管的選擇及校核萬向軸的尺寸結(jié)構(gòu)選擇需要根據(jù)萬向節(jié)的實際尺寸選定，中間起點位置小的部分一般來說可以直接稱為帶有實心點的軸或者可以稱為帶有空心點的軸。傳動用的軸套鋼管由低碳優(yōu)質(zhì)鋼板焊接卷制的優(yōu)質(zhì)電焊軸套鋼管焊接制成,按照國家相關(guān)設(shè)計標準以及所需要傳遞的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的臨界值選定軸管的內(nèi)徑、外徑，并對處于最高轉(zhuǎn)速和最大扭轉(zhuǎn)情況下，針對傳動軸進行嚴密的校核計算。本設(shè)計中選取=83，鋼管壁厚取2.5。所以=78。傳動機和軸的臨界確定轉(zhuǎn)速和測量傳動軸的斷面受力大小的確定長度和傳動方向。由于沿著滾動軸向鋼管內(nèi)部軸向鋼材結(jié)構(gòu)質(zhì)量方向分布的非常復(fù)雜不均衡性以及其在鋼體高速旋轉(zhuǎn)運動過程中對應(yīng)于鋼材本身的結(jié)構(gòu)質(zhì)量而言所產(chǎn)生的巨大離心力所直接造成的靜力和撓度,使得滾動軸向鋼管內(nèi)部容易產(chǎn)生彎曲應(yīng)力,后者在一定的高轉(zhuǎn)速下也很可能有機會直接受力導(dǎo)致滾動軸向鋼管內(nèi)部斷裂。假設(shè)旋轉(zhuǎn)軸的中心質(zhì)量幾乎能夠完全集中在某個點,且如果該旋轉(zhuǎn)點能夠偏離一個旋轉(zhuǎn)點則軸線的中心質(zhì)量為此公式定義為,當(dāng)兩個軸以相同的旋轉(zhuǎn)角度和速度相反方向進行旋轉(zhuǎn)時,產(chǎn)生的離心力(1.3)式中：———軸產(chǎn)生的撓度———離心力共同作用的一個彈性力，其中(1.4)其中———軸的側(cè)向剛度由于軸密度均勻，兩端自由支承；則軸的側(cè)向剛度；（1.5）為所使用的材料的彈性模量．其中選擇；為軸管的抗彎慣性轉(zhuǎn)矩。（1.5）由于（1.6）則有（1.7）當(dāng)傳動軸達到一定的轉(zhuǎn)矩臨界點時，傳動軸則會被損壞，即軸在離心力作用下所產(chǎn)生的撓度將為無限大；在此時需要滿足（1.8）即（1.9）而軸管則有（1.10）其中：D————軸管外徑；d————軸管內(nèi)徑；————軸的支承長度；————軸管材料密度，所選擇型號的鋼密度為。將上述（1.5）（1.8）（1.10）的代人(1.9)中,并使則得軸可取得最大轉(zhuǎn)速為（1.6）圖3-1軸最大轉(zhuǎn)速時力學(xué)分析簡圖(a)剛性球鉸支承位于兩端；(b)前端與加長的變速器相連；(c)帶有彈性中間支承的雙傳動軸傳動由于（1.7），所以當(dāng)時，十字軸萬向節(jié)傳動效率為(1.8)式中：————傳動效率；————摩擦因數(shù)，滾針軸承的摩擦因數(shù)取值范圍為0.05到0.10————軸頸直徑，d1暫選定為22mm代入式（1.8）求得初步選定由于兩個傳動支承軸動力未平衡時的傳動誤差、伸縮間隙花鍵與兩個傳動支承軸不相聯(lián)接時的伸縮間隙和傳動支承不良等,使得一個傳動軸在它的實際臨界值和轉(zhuǎn)速比上比常值低。因此我們認為應(yīng)該在其中首先引進一個安全系數(shù)值為k,并?。?.9）式中：————傳動軸最大轉(zhuǎn)速；————傳動軸最大計算轉(zhuǎn)速；當(dāng)動平衡要求高，萬向節(jié)間隙很緊密尺寸公差低時，K取值為1.2；=取，則有計算臨界轉(zhuǎn)速為因為所以有由于傳動軸被分為兩段，，長度不能大于4755，所以此傳動軸的尺寸滿足設(shè)計要求。萬向傳動軸的斷面尺寸還應(yīng)保證滿足扭轉(zhuǎn)強度的校核要求。其中傳動軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力()可按下式計算：(1.9)式中：—————發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩，；—————變速器的一檔傳動比；—————動載系數(shù)；—————抗扭截面系數(shù)。對于傳動軸管，上式又可表達為（1.10）式中：—————軸的計算轉(zhuǎn)矩—————軸管外徑dc—————軸管內(nèi)徑軸扭轉(zhuǎn)強度由于結(jié)果小于許用應(yīng)力，則所設(shè)計軸符合整體力學(xué)要求對于中型小轎車及輕型化的旅游客、貨車,在3000~6000時不應(yīng)當(dāng)允許傳動超過1~2;對5t以上的重型貨車,在1000~4000時不允許超過10，若達不到要求，則傳動系統(tǒng)無法快速進入動平衡狀態(tài)進行工作。由于滾針十字軸的這一端面摩擦磨損問題可能同時會直接導(dǎo)致其運動平衡被破壞。式1.3亦特別適用于自動計算萬向?qū)嵭膫鲃拥闹虚g萬向?qū)嵭臄[動軸,且內(nèi)徑允許軸所用到的花鍵應(yīng)力通常主要是按安全系數(shù)2~3來進行確定。傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力(MPa)計算公式：(1.11)式中：————計算轉(zhuǎn)矩；————花鍵外徑；D2————花鍵的齒數(shù);L————鍵的有效長度，L=100mm。當(dāng)花鍵的齒面硬度大于35時，傳動軸伸縮花鍵的許用擠壓應(yīng)力為25～50。對于非滑動花鍵，許用擠壓應(yīng)力為50～100。將上述具體參數(shù)代入式(1.11)得：即花鍵強度滿足要求。1.2.3中間支承的結(jié)構(gòu)設(shè)計由式(1.6)我們可以得出確定各個傳動軸系統(tǒng)總成的最高可能是一個長度,傳動支承軸的安裝尺寸在它們的兩端聯(lián)接到起點(一般位于前萬向傳動軸的后端)時,需要分別同時設(shè)置一個固定在電動汽車前部車架或車輛輪胎上的中間傳動支承。當(dāng)兩個萬向變速傳動軸的兩個前端與對于增加一定長度的萬向變速器和軸相聯(lián)時,分析計算結(jié)果表明,這時因為萬向傳動器和軸的兩個前端都是屬于一個橫向支承的柔性體系-萬向變速器的前殼和其他對于增加一定長度，使得萬向傳動軸的兩個前端就像是被一個帶有彈性狀的架子所放置,其中的柔性計算結(jié)果簡圖采用公式顯示如下,詳見設(shè)計圖1.1(b)。例如,當(dāng)一個傳動軸承體系的某種縱向彈性振動固有頻率必須始終保持一定,傳動軸的此種支撐軸承特性就不會發(fā)生變化。由拉格朗日方程求固有角頻率，則(1.12)其中：————系統(tǒng)的動能————系統(tǒng)的勢能式中：————前面的一個萬向節(jié)和變速器所增加部分的質(zhì)量總和————軸管質(zhì)量————變速器所增加部分的剛度————傳動軸剛度————相對應(yīng)的位移，見圖1.1。系統(tǒng)質(zhì)量運動方程為（1.14）（1.15）使

計算可得對后兩式整理后得系統(tǒng)的固有角頻率方程為(1.16)其中：；對于有橡膠彈性中間支承的萬向節(jié)傳動，其角頻率可用圖1.1(c)所示確定。該系統(tǒng)動能和勢能為系統(tǒng)質(zhì)量運動方程為使，代入上列方程中，得（1.17）式中：————第一傳動軸的質(zhì)量————第二傳動軸的質(zhì)量————第一傳動軸的剛度————第二傳動軸的剛度————第一轉(zhuǎn)動軸的撓度————第二傳動軸的撓度————中問支承和萬向節(jié)總質(zhì)量；————中問支承的剛度————中間支承的位移。此系統(tǒng)只要分別有三個固定角頻率,當(dāng)一個傳動軸的三個旋轉(zhuǎn)運動角度和速度與其中的任意一個固定的角頻率相一致,就可能會容易導(dǎo)致互相共振的現(xiàn)象產(chǎn)生。它中一個小型振動機構(gòu)的最低固有振動頻數(shù)與中間部件支承的強度高低密切關(guān)聯(lián)相關(guān)。本次設(shè)計中采用的中間支承結(jié)構(gòu)如圖3-2所示。為了能大幅度降低軸承負荷，將支承用一層軸承襯套包圍起來。圖3-2東風(fēng)EQ1118GA的中間支承1.3十字軸總成的設(shè)計計算及校核1.1.1萬向節(jié)的受力分析由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉(zhuǎn)矩的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力和軸向力，見圖1.4：（1.18）式中：————切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離；————轉(zhuǎn)向節(jié)與主動叉軸之轉(zhuǎn)角；————轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動叉軸的夾角。(a)初始位置時；(b)主動叉軸轉(zhuǎn)角時圖3-3作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力在十字軸軸線所在的平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為（1.19）圖3-3（a）為主動叉軸位于初始位置受力狀況。此時達到最大值：（1.20）圖3-3（b）為主動叉軸轉(zhuǎn)角時的受力狀況。這時均達最大值：（1.21）取在發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩下且變速器處于檔時的轉(zhuǎn)矩和滿載時的驅(qū)動車輪最大附著力矩（）的換算轉(zhuǎn)矩兩者中的較低值。取一檔時發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和滿載時驅(qū)動的最大附著力矩之間的較低值。即。而萬向節(jié)工作夾角，。將這些數(shù)據(jù)代入（1.21）得1.1.2十字軸萬向節(jié)的設(shè)計及校核對于萬向傳動節(jié),需要對其各個零件進行校核計算。根據(jù)EQ1118GA貨車的載重質(zhì)量為2.16，因此初選滾針軸承型號為,。萬向節(jié)工作夾角。計算十字軸軸頸根部見圖1.4（a）的截面處的彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力為（1.22）（1.23）其中—————十字軸軸頸直徑 —————十字軸油道孔直徑—————力作用點到軸頸根部距離圖3-4十字軸及萬向節(jié)叉的計算用圖[1](a)十字軸；(b)萬向節(jié)叉十字軸的彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于；剪切應(yīng)力應(yīng)不大于，由鋼或20CrMnTi，等低碳合金鋼制造，經(jīng)滲碳淬火處理，表面硬度。選定后代入式中（1.24）（1.25）即十字軸強度校核滿足設(shè)計所需要求。1.1.3十字軸滾針軸承的校核十字軸上的兩個滾針和其他主要軸承零件中的兩個滾針之間的直徑一般都是盡可能地小于1.6,以免被兩個滾針壓碎,而且在滾針和公差之間的細微誤差也一定是必須要小,否則還有可能會大大地增強公差滾軸載荷在兩個不同的滾針之間所需要分配的載荷不均衡性,公差軸的攜帶必須盡量控制在0.003以內(nèi)。當(dāng)載荷滾針與滾動軸承之間的徑向載荷空隙過多時,所需要承受的徑向載荷促使?jié)L針轉(zhuǎn)動次數(shù)就可能會大大減少,有可能還會出現(xiàn)載荷滾針被軸承卡住。間隙太小又很小或有限地可能會導(dǎo)致出現(xiàn)嚴重損傷和由于受熱而嚴重卡住或由于運送贓物的管道堵塞而嚴重卡住。滾針末端到滾動軸向上的中間游隙一般都小但不應(yīng)超過。十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力為（1.26）為下一個滾針所受到的最大載荷=4967.26N（1.27）式中：—————滾針直徑—————滾針的工作長度—————軸頸直徑則滾針軸承許用載荷校驗按下式進行