汽車設(shè)計(jì)載貨15噸商用車萬向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)說明書

目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"結(jié)構(gòu)方案選擇02\o"CurrentDocument"1.2原始條件03\o"CurrentDocument"十字軸萬向節(jié)的設(shè)計(jì)04\o"CurrentDocument"2.1萬向節(jié)類型的選擇04\o"CurrentDocument"2.2十字軸包尺寸選擇052.3十字軸受力及應(yīng)力分析07\o"CurrentDocument"2.4萬向節(jié)叉處校核C8\o"CurrentDocument"2.5傳遞效率的計(jì)算08\o"CurrentDocument"傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)09\o"CurrentDocument"3.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)093.11傳動(dòng)軸計(jì)算載荷的確定過程093.12傳動(dòng)軸的計(jì)算載荷113.13傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速123.14傳動(dòng)軸的內(nèi)外徑選擇133.15傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核133.2花鍵軸的設(shè)計(jì)143.21傳動(dòng)軸花鍵的尺寸確定143.22花鍵軸的齒側(cè)擠壓應(yīng)力校核16\o"CurrentDocument"4.滾針軸承的設(shè)計(jì)17\o"CurrentDocument"法蘭盤的設(shè)計(jì)20\o"CurrentDocument"連接螺栓的設(shè)計(jì)21十字軸總成的潤滑.23.小結(jié)24.參考文獻(xiàn)25結(jié)構(gòu)方案選擇十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低，但所連接的兩軸夾角不宜太大。當(dāng)夾角增加時(shí)，萬向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降。普通的十字軸式萬向節(jié)主要由主動(dòng)叉，從動(dòng)叉，十字軸，滾針軸承及軸向定位件和橡膠封件等組成汽車上的萬向傳動(dòng)軸一般是由萬向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。主要是用于在工作過程中相對(duì)位置不斷變化的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。21-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊：4-萬向節(jié)叉；5-加油嘴；6-伸縮套；7-滑動(dòng)花鍵槽：8-油封：9-油封蓋：10-傳動(dòng)軸管傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)示意圖圖1.1.1在動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上，由于工作時(shí)懸架變形，驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸與變速器輸出軸間經(jīng)常有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，普遍采用萬向節(jié)傳動(dòng)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器之間相距較遠(yuǎn)，使得傳動(dòng)軸的長度超過1.5m時(shí)，為提高傳動(dòng)軸的臨界速度以及總布置上的考慮，常將傳動(dòng)軸斷開成兩段或三段，萬向節(jié)用三個(gè)或四個(gè)。此時(shí)，必須在中間傳動(dòng)軸上加設(shè)中間支承。圖1.1.2在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，由于驅(qū)動(dòng)橋又是轉(zhuǎn)向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而變，這是多采用球叉式和球籠式等速萬向節(jié)傳動(dòng)。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架結(jié)構(gòu)時(shí)也必須采用萬向節(jié)傳動(dòng)。萬向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明星的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)兩類。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)（常用的為普通十字軸式），等速萬向節(jié)（球叉式、球籠式等），準(zhǔn)等速萬向節(jié)（雙聯(lián)式、凸塊式、三肖軸式等）。萬向節(jié)傳動(dòng)應(yīng)保證所連接兩軸的相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力，保證所連接兩軸盡可能同步運(yùn)轉(zhuǎn)，由于萬向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。1.2原始條件：車型輕型貨車驅(qū)動(dòng)形式FR4X2發(fā)動(dòng)機(jī)位置前置最高車速Umax=80km/h最大爬坡度imax=30%汽車總質(zhì)量ma=3370kg滿載時(shí)前軸負(fù)荷率35%外形尺寸總長LaX總寬BaX總高Ha=5200*1900*2100mm3軸距L=2700mm前輪距B1=1400mm后輪距B2=1350mm迎風(fēng)面積A^BiXHa變速器中間軸式、五擋發(fā)動(dòng)機(jī)P=44kwT=160N.m下圖為用于汽車變速箱與驅(qū)動(dòng)橋之間的不同萬向傳動(dòng)方案。（a）單軸雙萬向節(jié)式（b）兩軸三萬向節(jié)式圖1.2汽車的萬向傳動(dòng)方案如圖a為常用的單軸雙萬向節(jié)傳動(dòng)，如圖b為連接距離較長且不宜于采用單軸雙萬向節(jié)傳動(dòng)的連接。由于參考車型軸距為2700mm，發(fā)動(dòng)機(jī)為縱置，參考下圖發(fā)動(dòng)機(jī)長為700mm，離合器大概100mm,變速器大概為400mm，驅(qū)動(dòng)橋大概為500mm，再考慮到萬向傳動(dòng)軸的大約20度的傾角，傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)為1300mm長的一根軸。故選取如圖a的傳動(dòng)方案。十字軸萬向節(jié)的設(shè)計(jì)2.1萬向節(jié)類型的選擇萬向節(jié)是轉(zhuǎn)軸和轉(zhuǎn)軸之間實(shí)現(xiàn)變角度傳遞動(dòng)力的基本部件，按其在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，可分為撓性萬向節(jié)和剛性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)的動(dòng)力是靠零件之間的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞的；而撓性萬向節(jié)的動(dòng)力則靠彈性零件傳遞的，且有一定的緩沖減振作用。剛性萬向節(jié)根據(jù)其運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)又可分為不等速萬向節(jié)、準(zhǔn)等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)三種形式［11。］不等速萬向節(jié)是指萬向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時(shí)，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時(shí)角速度比傳遞運(yùn)動(dòng)，但平均角速度相等的萬向節(jié)。準(zhǔn)等速萬向節(jié)是指在設(shè)計(jì)角度下以相等的瞬時(shí)角速度傳遞運(yùn)動(dòng)，而在其他角度下以近似相等的瞬時(shí)角速度傳遞運(yùn)動(dòng)的萬向節(jié)。輸出軸和輸入軸以始終相等的瞬時(shí)角速度傳遞運(yùn)動(dòng)的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。萬向節(jié)分類如下圖2.1所示：式圖2.1萬向節(jié)的分類由于十字軸式萬向節(jié)具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動(dòng)可靠、效率高、且制造成本低，被廣泛應(yīng)用于各類汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)中。根據(jù)本設(shè)計(jì)適用的車型，選用十字軸式萬向節(jié)。2.2十字軸包尺寸選擇/<8-1推樣.采用的[字軸總成及花夠氣寸Tab-8.1.Thesizeofcrossaxleandbloombondrvcommend十字柚總成(mm)花T't外徑f--F軸浪針承ft工作(mni)Fl<]h6LnC7T1.fllffi)「1.5如18162051422324■3SA5/S52^2.59022212631826354K3845F6S曠42534網(wǎng)318293。450855、7342429318IB504E6511SB'1014734303532433504宜6511515F：夠453037324SO6LS470115圖2.2如圖，設(shè)計(jì)十字軸萬向節(jié)，由于我們載重質(zhì)量1.5t，所以選用第一組數(shù)據(jù)。1滾針軸承滾針長度為Lb=16mm，滾針有效工作長度為L=14mm，滾針直徑為d=3mm，滾針數(shù)為n=22.2十字軸取十字軸軸頸直徑d「18mm，端面距為H=90mm，，十字軸油道孔直徑d2=6mm，合力F作用線到軸頸根部的距離s=10mm,十字軸中心到受力點(diǎn)的距離r=37mm3軸承套軸承套外徑D套=32mm，軸承套的厚度C=4mm,4花鍵工作長度

118mm;2.3十字軸受力及應(yīng)力分析設(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)的力為F,則萬向節(jié)安裝位置或相聯(lián)兩總成夾角二不大于離合器與變速器：變速器與分動(dòng)器(相聯(lián)總成均裝在車架上)廣3一殷汽車6汽車滿載靜止時(shí)驅(qū)動(dòng)橋越野汽車[2傳動(dòng)軸趣野汽■牛行駛中一般汽車[寧況極限夾角短軸距越野汽車30圖2.3a=20°F=T1/2rcosa=835.2/(2*0.037*cos20°)=12010N十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力。和切應(yīng)力T應(yīng)滿足w。w-n(d14-d42)W[。w]4FT-n(d21-d22廣[T]式中，[。w]為彎曲應(yīng)力的許用值，為250-350Mpa,【t】為切應(yīng)力許用值在80-120Mpa之間。???。-—-170Mpav[O]wn(d]4-d42)Fw」4F…T-n(d21-d22)-53-12Mpav[T]d1-18mmd2-6mms-10mm萬向節(jié)叉最大允許角為20度

故十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力滿足校核條件2.4萬向節(jié)叉處校核萬向節(jié)叉，45中碳鋼，調(diào)質(zhì)處理，與十字軸組成連接支承，在力F作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成45°的截面處，萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力。w和扭應(yīng)力Tb應(yīng)滿足a=20°F=12010Naw=Fe/WW[owa=20°F=12010NTb=Fa/WtW[Tb]式中，取a=30mm,e=45mm,b=30mm,h=60mm,，取k=0.246,W=bh2/6,Wt=khb2,彎曲應(yīng)力的許用值［aw］^50-80Mpa，扭應(yīng)力的許用值［Tb］為80-160Mpa表五系數(shù)K的選取」1.0^1導(dǎo)1.75^2一5卜3一34.0^10Kq0.208*30.231，0一23卯0.246*30.258^0"，0.282，0312，圖2.4?.?aw=Fe/W=60.5Mpa<[aw]Tb=Fa/Wt=54Mpa<[Tb]故萬向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷校核滿足要求2.5傳遞效率的計(jì)算十字軸萬向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角a，十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料，加工和裝配精度以及潤滑條件等有關(guān)。當(dāng)a<25。時(shí)，可按下式計(jì)算（取a=20°）

n0=1-f（+）2n^T-°.1（18/37）2tan20°/3.14=98.9%根據(jù)相關(guān)要求選擇GCr15的滾針軸承。3.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)3.傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)3.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)矩形截面bxh2W=6Wt=kxWt=kxb2xhH:矩形截面高，B:矩形截面寬。萬向傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷也不同。計(jì)算方法主要有三種，見表三。表3-1萬向傳動(dòng)軸計(jì)算載荷（NM）位置、計(jì)算方法用于變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間K與%有關(guān)，按表五取K取0.246按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比確定kTkiinT—―demax1_fse1n按驅(qū)動(dòng)輪打滑來確定TGm迎rSS1i0『m按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定T=Ftrrsf1iinn表中各計(jì)算式中，Lmax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.M)；n為計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，取法見表四；L為變速器一擋傳動(dòng)比；門為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向節(jié)傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率；k為液力變矩器變矩系數(shù)，k=[（k-1）/2]+1，k為最大變矩系數(shù)；G2為滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷（N）；m2為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，乘用車：m2,=1.2-1.4，商用車:m2,=1.1—1.2；甲為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對(duì)于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好的混凝土或?yàn)r青路上，甲可取0.85，對(duì)于安裝防側(cè)滑輪胎的乘用車，甲可取1.25，對(duì)于越野車，甲可取1；*為車

輪滾動(dòng)半徑（m）；i0為主減速器傳動(dòng)比；、為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比；門m為主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率；G1為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷（N）；m1為汽車最大加速度時(shí)的前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，乘用車：m，1=0.80-0.85,商用車：m，1=0.75-0.90；Ft為日常汽車行駛的平均牽引力（N）；if為分動(dòng)器傳動(dòng)比，取法見表四；宮3，性能系數(shù)f=0的汽車：k=1，f>0的汽車：k=2。性能系數(shù)由tdtd—(16-0.195^^)100Te—(16-0.195^^)100Temaxf=<t〔0emax當(dāng)0.195^J^N16時(shí)

Temax表3-2n與if選取表車型高擋傳動(dòng)比七低擋傳動(dòng)比f的關(guān)系ifn4x4i>i/2ifg1i<i/2ifd26x6*/2>J3ifg2七/2<J3ifd3對(duì)萬向節(jié)傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷T取T1和T的最小值，或取T和T的最小值，即T=min:T,T]ss1se2ss2sse1ss1或T=min[T2，T2]，安全系數(shù)一般取2.5-3.0.當(dāng)對(duì)萬向傳動(dòng)軸進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷T取Tf1或Tf2。

3.12計(jì)算傳動(dòng)軸計(jì)算載荷由于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)。位置采用：用于變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間①按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一檔傳動(dòng)比來確定Tse1=kdTemaxkiM/nTss1=G2^2%//□m發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax=160Nm驅(qū)動(dòng)橋數(shù)n=1，發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率n=0.9，液力變矩器變矩系數(shù)k=1,滿載狀態(tài)下個(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷G2=65%mag=22579N，發(fā)動(dòng)機(jī)最大加速度的后軸轉(zhuǎn)移系數(shù)m’2=1.1，輪胎與路面間的附著系數(shù)U=0.85，車輪滾動(dòng)半徑rr=364.23mm,主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間傳動(dòng)比im=1,主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間傳動(dòng)效率nm=0.9，因?yàn)?.195mag/Temax>16|_￡(16-0.19f!￡)0.19暨<16100TTf—<emaxemax'00.19笠￡>16[Temax,<=0，所以猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)kd=1，主減速比i0=5所以：Tse1=kdTemaxki1ifn/n=1*85*5**1*0.93/1=835.2N*mTss1=G2m’2urr/i0imnm=22579*1.1*0.85*0.364/(5*1*0.9)=17100N*mVT1=min{T?Tss1}?.T1=Tse1=835.2N*m萬向傳動(dòng)軸中由滑動(dòng)叉和矩形花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵來實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長度的變化。伸縮套能自動(dòng)調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間距離的

變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸兩軸線夾角的變化，并實(shí)現(xiàn)兩軸的等角速傳動(dòng)。根據(jù)貨車的總體布置要求，將離合器與變速器之間拉開一段距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心及車架的變形，所以采用十字軸萬向傳動(dòng)軸，為了避免運(yùn)動(dòng)干涉,在傳動(dòng)軸中設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié)，以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)軸長度的變化?？招膫鲃?dòng)軸具有較小的質(zhì)量，能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，比實(shí)心傳動(dòng)軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，所以此傳動(dòng)軸管采用空心傳動(dòng)軸。0.195mag/Temax_0.159*3370*9.8/160=32.82>160.195mag/Temax_0.159*3370*9.8/160=32.82>16Tse1=835.2N-mT：］=17100N?m3.13傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速①傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為、；D2d2ccnc=1.2X108L在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，取安全系數(shù)K=1.5c在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，取安全系數(shù)K=1.5K=nk/nmax==1.5，w為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速nmax^^w*i5=3200r/min,n=nmax*K=4800r/min,kLC為傳動(dòng)軸長度(mm)，即兩萬向節(jié)中心的距離，D和d分別cC為傳動(dòng)軸軸管的外、內(nèi)徑(mm)。根據(jù)軸距L=2700mm,初選傳動(dòng)軸支承長度、為1300mm，花鍵軸長度應(yīng)小于支承長度，滿足萬向節(jié)與傳動(dòng)軸的間隙要求，取花鍵軸長度為120mm。傳動(dòng)軸經(jīng)常處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，所以軸的材料查機(jī)械零件手冊選取40CrNi，適用于很重要的軸，具有較高的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。傳動(dòng)軸管由低碳鋼板制壁厚均勻、壁薄(1.5?4.5mm)、管徑較

大、易質(zhì)量平衡、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度高、彎曲剛度高、適用高速旋轉(zhuǎn)的電焊鋼管制成。3.14傳動(dòng)軸的內(nèi)外徑選擇表3-3鋼管外徑與厚度襲廠16095mm米的電焊鋼管YB242*63Tlib7.1Theelectricsolderingsteellubeof60tn95miHinirtreYB242-63外悻(mm)鋼管厚度(mm)wL4,U,1.6、1,8、2.0、2,2.2.5,2.8、3.0,3,2、3.5,63.51.4、1.5、1.6、L8>2.0.2.2,2.5,2.8、3.0、12,3.5、701,4、1.5,1.6，1.K,2.().2.2、2.5、2.8，3.0.3.2,3.5、1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、22,2.5、2.8,3.0,3.2、3.5、3.8、754.0,4.2、4.51.4*1.5、L6、1.8、2,0.22,2.5s2.H,3.0、32,15、3.8、834.0、4.2、4.51.4、1.5、1.6、1*、2.0、2.2,3.5、2.8.3.0.3.2、3.5、3.8、8940、42.45、4-8L4,1.5、L6,】.8、2.0、2,2>2.5,2.8.303235、3患、954Q4.2、4.5、4.8又1.5mmJ——<4.5mm2根據(jù)電焊鋼管外徑60錯(cuò)誤！未找到引用源。95mm的標(biāo)準(zhǔn)資料(從冶金部標(biāo)準(zhǔn)YB242錯(cuò)誤！未找到引用源。63中選取)取D=75mm，則d=75-4.5=70.5mm，圓整后d=70mm。3.15傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核由于傳動(dòng)軸只承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力而不承受彎曲應(yīng)力，所以只需校核扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力T=16叩1W[T]c兀(D4-d4)ccc最后設(shè)計(jì)下來花鍵軸實(shí)際有效工作長度118mm

式中[Tc]=300MpaT1=Tse1=835.2N-mT=16x75x炫200=41.83Mpa<[T]c3.14x(754-704)c軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力校核符合要求.3.2.花鍵軸的設(shè)計(jì)3.21傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵的尺寸確定汽車行駛過程中，變速器與驅(qū)動(dòng)橋的相對(duì)位置經(jīng)常變化。為避免運(yùn)動(dòng)干涉，傳動(dòng)軸中設(shè)有由滑動(dòng)叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵來以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)軸長度的變化?；瑒?dòng)花鍵有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。本設(shè)計(jì)選矩形花鍵，其主要參數(shù)可按照《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》選取[9]下表2.3給出了部分輕系列花鍵的基本尺寸：初選花鍵斷面基本尺寸NxdxDxB為16x52x60x10。矩形花鍵主要有下圖2.3所示四種形式：由于汽車上所用的花鍵要求可以沿軸向滑動(dòng)，所以選A型花鍵。表3-4給出了部分矩形內(nèi)花鍵長度：小徑d輕系列規(guī)格NXdXDXB輕系列r輕系列c286x23x26x60.20.1

328x32x36x60.30.2368x36x40x70.30.2428x42x46x80.30.2468x46x50x90.30.2528x52x58x100.40.3表3-4矩形花鍵基本尺寸系列(摘自GB/T1144-2001)(mm)注：表中N-鍵齒數(shù)；D-花鍵大徑；B-鍵寬；r-倒角；c-倒角根據(jù)表3-4所給出的長度，初選花鍵軸長度l=146mm，花鍵軸孔長度L=83mm。在選定花鍵尺寸后，還應(yīng)對(duì)作用在花鍵軸上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力th(MPa)和作用在齒側(cè)的擠壓應(yīng)力q^(MPa)進(jìn)行校核。表3-5矩形內(nèi)花鍵長度很系列(摘自GB/T10081-1988)(mm)花鍵小徑d36?52花鍵長度l或七=1222?120孔的最大長度L200花鍵長度1或11=12系10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,4

列8,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200d=52mmD^=60mmL=50mm材質(zhì)：45鋼對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力th(MPa)，th的計(jì)算公式如下：3.22花鍵軸的尺側(cè)擠壓應(yīng)力校核對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力Th，許用應(yīng)力一般按安全系數(shù)2~3確定。16TT=—h兀d3hdh為花鍵內(nèi)徑，取安全系數(shù)為2.25，t=1=41.83=18.59MPah2.252.2516T—i<18.6MPa兀d3hdh>61.2mm由于花鍵齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力較小，所以選用Lh較大尺寸的花鍵，查GB/T1144-2001,取花鍵內(nèi)徑d^=52mm，花鍵外徑氣=60mm，鍵齒寬B=10mm，花鍵齒數(shù)n0=16，花鍵有效工作長度Lh=50mm材質(zhì)：45鋼傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力。y應(yīng)滿足—TK'e】y(D+dD-d*[y](—hh)(—hh)Ln42h0式中,取花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)K’=1.35,當(dāng)花鍵的齒血硬度大于35HRC時(shí)：許用擠壓應(yīng)力[Oy]=25-50Mpa花鍵軸長度花鍵軸長度l=146mm，花鍵軸孔長度L=83mm?；ㄦI有效工作長度L^=50mmn花鍵齒數(shù)0T6；=15.55MPa<[Oy]_835200x1.35廣f75+70丫75—70)“佰x50x16I4人2)..?傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力=15.55MPa<[Oy]4.滾針軸承的設(shè)計(jì)汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結(jié)構(gòu)型式較多，但就滾針來說、主要有三種型式：錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為了防止在運(yùn)輸及安裝過程中掉針。國內(nèi)的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針。這種結(jié)構(gòu)的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個(gè)擋針圈。并且在外圈滾道與底道之間加工出基底凹槽，滾針圓錐頭靠擋針圈及外圈基底凹槽擋住，從而避免了徑向掉針［17』其結(jié)構(gòu)如圖3.4所示：十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于1.6mm以免被壓碎，而且尺寸差別要小，否則會(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性，公差帶控制在0.003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隔隙過大，承受載荷的滾針數(shù)減少，滾針有被卡住的可能。間隙過小又有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住。合適的間隙為0.009?0.095mm,滾針軸承的周向總間隙以0.08?0.3mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙通常不應(yīng)超過0.2?0.4mm。1-旋轉(zhuǎn)軸油封；2-擋針圈；3-1-旋轉(zhuǎn)軸油封；2-擋針圈；3-滾針軸承帽；4滾針；5-油封擋圈十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力應(yīng)滿足：b=272if—+上］土<［。］（3.13）j）1區(qū)d0）匕j式中：d0—滾針直徑（mm）；d］一十字軸軸頸直徑；?—滾針工作長度（mm），匕=L-（0.5?1.00）d°，L為滾針長度（mm）；Fn一合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），由下式確定:日4.6F（3.14）Fniz式中：i一滾針列數(shù)；Z（3.14）當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力［。.］為3000?3200MPa。所設(shè)計(jì)滾針軸承的滾針列數(shù)為i=1,每列中的滾針數(shù)z=26。將i=1,z=26,F=14759.1N代入公式3.14得：-4.6FF=2511.2Nniz將d0=3mm,d］=18mm,L^=14mm,F=2511.2N代入公式3.13得：

1、-+-、d1、-+-、dd)、12F'-n=272'L擴(kuò)b■=2271.7MPa14d=3mm;d=18mm;d=18mm;另外，應(yīng)檢查與從動(dòng)軸萬向節(jié)叉連接的滾針軸承的最大負(fù)荷Fmax計(jì)算：使其不超過許用值。這一最大作用力，可按如下公式L=14mm;*=4.6*

niZF<[F]=79Zd荷Fmax計(jì)算：使其不超過許用值。這一最大作用力，可按如下公式L=14mm;*=4.6*

niZF<[F]=79Zd0Lbmaxntana3i]g1(3.15)12010/22=2511.18N;式中：z—滾針數(shù);d0，Lb一滾針的直徑和工作長度(mm)；nT一發(fā)動(dòng)機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩下的轉(zhuǎn)速;L一自發(fā)動(dòng)機(jī)至萬向節(jié)間的變速機(jī)構(gòu)的低檔傳動(dòng)比;a一萬向節(jié)工作夾角將z=30,d=3mm,L^=14mm,n^=2000r/min,F=12010N代入公式3.15得:zdL[F]=79.ob■n…tana3ig130x3x15=79.=32227N-2000c。3'tan6°35.8T=22697N<[F]max2rcosa經(jīng)校核滾針軸承承能承受的最大負(fù)荷符合設(shè)計(jì)要求。當(dāng)軸承滾針沿圓周無間隙布置時(shí)，滾針中心的最大分布直徑如圖3.5.a所示：圖4.2滾針布置圖(a)滾針沿圓周無間隙布置(b)滾針沿圓周間隙布置d=3mm;L=14mm;n^=2000r/min;D=-^-0.180。sinZ(圖4.2滾針布置圖(a)滾針沿圓周無間隙布置(b)滾針沿圓周間隙布置d=3mm;L=14mm;n^=2000r/min;D=-^-0.180。sinZ(3.16)i=5.8;K'=—1—.180。sinZ1=96

.180。.sin30a=6°;式中：Z一滾針數(shù)當(dāng)滾針間的距離為f時(shí)，滾針中心分布直徑由氣增加到D0如圖3.5.b所示:D'0d0+fD'0d0+fo=K'(d+f).180。*0J7sinZ(3.17)f合適的間隙為0.009?0.095mm，滾針軸承的周向總間隙以0.08~0.30mm為好。當(dāng)f-0.025mm時(shí):d+fD：=0]80。=K機(jī)+f)=9.6x(3+0.025)=29.04mmsinZ5.法蘭盤的設(shè)計(jì)圖3萬向F叉法蘭盤的主要結(jié)構(gòu)尺寸示意圖圖5.1法蘭盤實(shí)例依照實(shí)際法蘭盤樣例，法蘭盤參數(shù)：法蘭外徑D為107mm、法蘭厚度C為11mm、螺栓孔中心圓直徑K為95mm、螺栓孔徑L為8mm、螺栓數(shù)量n為12、螺栓規(guī)格為M8、尺寸d為51mm。萬向節(jié)叉法蘭盤止口位置采用下凹形式，離合器與變速器法蘭盤采用上凸形式。6.聯(lián)接螺栓的設(shè)計(jì)在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)動(dòng)的汽車中，連接變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間的傳動(dòng)軸是靠萬向節(jié)叉與驅(qū)動(dòng)橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉(zhuǎn)矩的，一般情況下，都是選用結(jié)構(gòu)簡單、成本低、可傳遞較大轉(zhuǎn)矩的凸緣聯(lián)軸器。凸緣叉按標(biāo)準(zhǔn)初選螺栓孔中心圓直徑K=95mm，螺栓孔直徑乙=8mm，凸緣叉邊緣厚度H=11mm，螺栓數(shù)n=12,螺栓型號(hào)M8，螺栓類型為鉸制孔螺栓。由于螺栓聯(lián)接工作時(shí)即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強(qiáng)度，抗剪強(qiáng)度和抗擠壓強(qiáng)度。抗拉強(qiáng)度可按如下公式進(jìn)行校核：

。=史<[c]（3.18）nd2式中：c—拉應(yīng)力（MPa）；、，…一..一一…，.FF一單個(gè)螺栓所受軸向力，F(xiàn)=—a;12d一螺栓最小直徑，d=7mm；[c]一許用拉應(yīng)，[c]=228.4MPa；Fa一滑動(dòng)花鍵滑動(dòng)時(shí)的磨擦力Fj3090.6N將F=257.5N，d=7mm代入公式3.18得：4F4x257.5「】c===6.69MPa<[c]nd23.14x72x10-6經(jīng)校核螺栓的拉應(yīng)力符合要求?？辜魪?qiáng)度按如下公式進(jìn)行校核：匚=蘭上<[T]（3.19）nd2m式中：T一剪應(yīng)力；Fs一單個(gè)螺栓所受工作剪力（N）；d—螺栓抗剪面直徑（mm）；m一螺栓抗剪面數(shù)；[t]一螺栓的許用切應(yīng)力（MPa）單個(gè)螺栓所受工作剪力可按如下公式計(jì)算：廠T835.2F=2K=^~°09=4640N式中：T一傳動(dòng)軸傳動(dòng)遞的扭矩；K一螺栓孔中心圓直徑將[T]=128.00MPa，m=1，d=8mm代入公式3.19得：4F4x4640cce—t=——==92.4MPa<[t]nd2m3.14x82x10-6x1經(jīng)校核螺栓切應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。抗擠壓強(qiáng)度按如下公式進(jìn)行校核：c=-F^<[c]（3.20）phd2p

式中：尸一單個(gè)螺栓所受工作剪力（N）,F=4640N；H螺栓桿與孔壁擠壓面的最小長度（mm）；H-11mm；g]一螺栓或孔壁較弱材料的許用擠壓應(yīng)力（MPa），p[q]=256.00MPap將F=4640N，H-11mm，[q]=256.00MPa代入公式3.20得：F4640q=一==6.59MPa<[q]phd211x82X10-6經(jīng)校核螺栓的抗擠壓強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。7.十字軸總成