万向传动轴设计说明书

目录（一）万向传动轴设计1.1 概述 (02)1.1 结构方案选择 (03)1.2 计算传动轴载荷 (04)1.3 十字轴万向节设计 (05)1.4 传动轴强度校核 (07)1.5 传动轴转速校核及安全系数 (07)1.6 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①按发动机最大转矩和一档传动比来确定T se1=k d T emax ki1i f i0η/nT ss1= G1 m’1υr r/ 2i mηm发动机最大转矩T emax=186Nm驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率η=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%m a g=0.5*1747*9.8=8530.9N，满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%m a g=0.65*1747*9.8=11128.39N，发动机最大加速度的前轴转移系数m’1=0.8发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.3，轮胎与路面间的附着系数υ=0.85，车轮滚动半径r r=0.35,i=3.6变速器一挡传动比1i=1分动器传动比f主减速器从动齿轮到车轮之间传动比i m=0.55,主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm=η发动机η离合器=0.98x0.96=0.94因为0.195 m a g/T emax>16,f j=0，所以猛接离合器所产生的动载系数k d=1，主减速比i 0=3.763所以：T se2=k d T emax ki 1i f i 0η/n =1*285.0*763.3*1*6.3*1*186*1=1070.875N T ss2= G 1 m ’1υr r / 2i m ηm =94.0*4545.0*235.0*85.0*8.0*9.8530=2376.180N ∵T 1=min{ T se2, T ss2} ∴T 1= T se2=1070.875N1.3 十字轴万向节设计① 设作用于十字轴轴颈中点的力为F ，则F= T 1/2rcos α=︒-4cos *10*50*2875.10703=10734.895N② 十字轴轴颈根部的弯曲应力σw 和切应力τ应满足σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）≤[σw ] τ=4F π(d 21-d 22)≤[τ]式中，取十字轴轴颈直径d 1=38.2mm ，十字轴油道孔直径d 2=10mm ，合力F 作用线到轴颈根部的距离s=14mm ，[σw ]为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa ，[τ]为切应力的许用值，为80-120 Mpa∴σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）=]4)^10*10(4)^10*2.38[(10*14*895.10734*10*2.38*23333-----π =1.72 Mpa<[σw ]τ=4F π(d 21-d 22) = ])10*10()10*2.38[(895.10734*42323---π =9.58 Mpa<[τ]故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件③ 十字轴滚针的接触应力应满足σj =272（1d 1+1d 0）F n L b≤[σj ] 式中，取滚针直径d 0=3mm ，滚针工作长度L b =27mm ，在合力F 作用下一个滚针所受的最大载荷F n =4.6F iZ=44*1895.10734*6.4=1122.284,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC 以上时，许用接触应力[σj ]为3000-3200 Mpa∴σj =272b n L F d d )11(01+=2723331027284.1122])103(1)102.38(1[---⨯⨯⨯+⨯ =1.051Mpa<[σj ]故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足④ 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σw 和扭应力τb 应满足σw =Fe/W ≤[σw ]τb =Fa/W t ≤[τb ]式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表4-3，取k=0.246,W=bh 2/6,W t =khb 2, 弯曲应力的许用值[σw ]为50-80Mpa ，扭应力的许用值[τb ]为80-160Mpa∴σw =Fe/W=6)1070(10351080895.107342333---⨯⨯⨯⨯⨯ =30.045 Mpa< [σw ]τb =Fa/W t =2333)1035(1070246.01040895.10734---⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =20.356Mpa<[τb ]故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求⑤ 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角α，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α≤25°时，可按下式计算（取α=15°）η0=1-f （d 1r ）2tan απ=1-0.07（502.38）π︒15tan =99.54% 1.4传动轴强度校核按扭转强度条件τT =T/W T ≈))(1(2.0955000043c c c D d D n P -≤[τT ]式中，τT 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 分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得[τT ]为15-25 Mpa∴τT =))6052(1(602.0450065955000043-⨯=7.266 Mpa<[τT ]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①传动轴的临界转速为n k =1.2×108222c c c L d D +式中，取传动轴的支承长度L c =1.5m, d c =70mm, D c =90mm 分别为传动轴轴管的内外直径, n max =4500 r/min∴n k =1.2×108×22215007090+=6080.933 r/min在设计传动轴时，取安全系数K= n k /n max =1.2-2.0∴K= n k /n max =4500933.6080=1.351故符合要求② 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。

轴管的扭转应力τc =)(16441c c c d D T D -π≤[τc ] 式中[τc ]=300 Mpa∴τc =])1070()1090[(14.3875.107010901643433---⨯-⨯⨯⨯⨯⨯ =11.799 Mpa<[τc ]∴轴管的扭转应力校核符合要求.③ 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力τh ，许用应力一般按安全系数2-3确定τh = 3116h d T π式中,取花键轴的花键内径d h =70mm ，外径D h =80mm, ∴τh =33)1070(14.3875.107016-⨯⨯⨯=15.9 Mpa④ 传动轴花键的齿侧挤压应力σy 应满足σy =T 1K ’/)2)(4(h h h h d D d D -+L h n 0≤[σy ]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L h =60mm ，花键齿数n 0=18,当花键的齿面硬度大于35HRC 时：许用挤压应力[σy ]=25-50 Mpa∴σy = 910186055.3735.1875.1070-⨯⨯⨯⨯⨯ =7.139Mpa <[σy ]∴传动轴花键的齿侧挤压应力σy 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，2004.8[2] 纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2006.5[3] 刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，2004.1[4] 羊拯民.传动轴和万向节. 北京：人民交通出版社，1986，10。