车辆工程毕业设计论文-基于有限元分析的汽车万向传动装置设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-基于有限元分析的汽车万向传动装置设计(编辑修改稿)内容摘要：

速度相等。 多数等速 万 向节工作时的特点也都在于：它们所有的传力点 总 是位于两轴夹角的等分平面上，这样，被万向节 所联 接的两轴的角速度就永远相等。 图 等速 万 向节的工作原理 在转向驱动桥、断开式驱动桥和 de Dion 式驱动桥的车轮传动装置中，广泛地采 用 各种型式的等速万向节和近似等速的万向节。 其常见的结构型式 有球笼式、球叉式、双联式、凸块式和三销式等。 综上所述，确定传动轴的基本方案。 本设计所选 车型为前置后驱，根据经验采用十字轴万向节；并且 两万向节中心距 为 2186mm（＞ 1500mm 一般须有中间支撑），需采用中 间支撑。 故最终决定采用带中间支撑的两轴三万向节传动方案。 方案如 图 所示 1变速器 ； 2中间支撑 ； 3差速器 ； 4后传动轴 ； 5轴承 ； 6前传动轴 ； 图 万向传动装置总体方案简图 14 本章小结 本章介绍了万向传动轴的结构类型及各自特点，对传动轴进行了初步的结构选择， 根据本车的驱动型式及轴距的要求选择两轴三个万向节的结构型式。 15 第 3 章 万向 传动 装置 设计 万 向节传动的计算载荷 万向节传动装置因布置的不同，计算转矩也不同，设计载荷的选取也是不一样的。 本次设计为货车传动装置设计，多数选用机械变速器，所以设计中不考虑液力变矩器的变扭比，则计算载荷如下： 按发动机最大转矩和一档传动比来计算 n kiTkT edse η1m a x 其中 ： maxeT 为发动机的最大转矩 430NM n 为驱动桥的数目 n =1 1i 为变速器 1 挡传动比 1i =（ 由变速器设计知 ）  为发动机到万向传动轴的传动效率  =93% k 为液力变矩器的变矩系数 k=1 dk 为猛接离合器所产生的动载系数 1dk 即，对于性能系数 0fi的汽车（一般货车、矿用汽车和越野车） 计算可得： 6 0 51 %935 1 3 011m a x  n iTkT edse  mN 按驱动轮打滑来计算 mmrss ii rmGT η039。 22= 其中 ： G2 为满载状态下一个驱动桥上的静载荷 2G =  =35035N ； 2m 为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数 ，货车： 2m =~,取 16 2m =；  为轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路面上，  可取 ； r 为车轮滚动半径 (m)，本设计已知轮胎规格： ， 根据轮胎标号取 r = m ； oi 为主减速器传动比， oi =； mi 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比 ， mi =1； m 为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率 ,取 m = 计算可得： % 39。 22   mm rss ii rmGT  mN 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取两者之间的最小值，所以取n kiTkT edse η1m a x =m 万向传动轴的计算载荷 初选是十字轴万向节尺寸 由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩 21,TT 的作用，在主、从动万向节叉上产生相应的切向力 21, tt FF 和轴向力 21, aa FF      t a ns i n1s i nc o s2/t a ns i n2/c o s/c o sc o ss i n2/2/12112111212121211RTFRTFRTFRTFaatt 式中 ： R—— 切向力作用线与万向节叉轴之间的距离； 1—— 转向节主动叉轴之转角； —— 转向节主、从动叉轴之夹角。 17 (a) 初始位置  021  时； (b) 主动叉轴转角 901 时 图 作用在万向节叉及十字轴上的力 在十字轴轴线所在的平面内并作用于十字轴的切向力与轴向力的合力为  2121 t a ns in12  RTQ 图 （ a）为主动叉轴位于初始位置的受力状况。 此时 221 ,0 aF 达到最大值：   s in2/12 RTFa  图 （ b）为主动叉轴转角 901 时的受力状况。 这时 22 at FFQ 及、 均达最大值：     t an2/c o s2/c o s2/1m a x11m a x21m a xRTFRTFRTQat 计算转矩 1T 取在发动机最大转矩下且变速器处于  档是的转矩和满载是的驱动车轮最大附着力矩（  ）的换算转矩两者中的较小值。 即   mNTTT SSse  ,m in1。 而万向节工作夹角 4 ， mmR 45。 将这些数据代入得        NRTF NRTFa 0 2 44t a n10452/ 6 0 5t a n2/ 9 1 0 74c o s10452/ 6 0 5c o s2/31m a x131   十字轴 的 材料 选用 20CrMnTi 低碳合金钢 ，轴颈表面进行渗碳淬火处理，渗碳层深度为 1mm，表面硬度为 58~64HRC，轴颈端面硬度不低于 55HRC，芯部硬度为 33~48HRC。 根据汽车的吨位查 机械设计手册 初步选定十字轴总成尺寸 如表 [11]。 18 表 推荐采用的十字轴总成及花键尺寸 汽车载重(t) 十字轴总成 (mm) 花键外行 外径(mm) 花键工作长度(mm) 十字轴 滚针 轴承套 H d1 h h1 d0 L n D 套 C 90 18 16 20 3 14 22 32 4 直 35 99 85 90 22 21 26 3 18 26 35 4 直 38 98 65 34 108 25 24 29 3 18 29 39 4 直 50 85 57 127 34 24 29 3 18 38 50 4 直 65 115 初选设计尺寸 : D=40mm d= H=118mm h=108mm 十字轴万向节设计与校核 十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。 一般情况下，当磨损或压痕超过 0． 15mm时，十字轴万向节便应报废。 十字轴的主要失效形式是轴颈根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。 设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为 F(图 )。 则 ： s2 cosTF r  式中， TS为万向传动的计算转矩， TS = min[Tse， Tss]min； r为合力 F作用线到十字轴中心之间的距离； α为万向传动的最大夹角 ，取 04 ， 0cos4 =。 作用力为：     NRTF 1 2 9 1 0 74c o s10452/ 6 0 5c o s2/ 31   19 图 十字轴基本尺寸及受力图 十字轴轴颈根部的弯曲应力 σw 应满足  ww dd Fsd   )(32 4241 1       M P aM P add Fsd ww 350~ 152910 444241 1    式中， d为十字轴 轴颈直径 ； 1d 为十字轴油道孔直径 4mm； s为合力 F作用线到轴颈根部的距离 15mm； [σw]为弯曲应力许用值，为 250~350MPa。 十字轴轴颈的切应力 τ应满足  2214 )Fdd（       M P aM P add F 120~ 2 9 1 0 744 222221   式中， [τ]为切应力 τ许用值，为 80~120MPa。 滚针轴承设计 滚针轴承初选尺寸 根据万向传动轴已知参数、设计要 求和十字轴尺寸，参考专业厂的系列产品初步选取滚针轴承尺寸（如表 ） 初选尺寸： 滚针数 1 滚针直径 3 工作长度 18 每列滚针数 35 滚针轴承的接触应力 滚针轴承中的滚针直径一般不小于 ，以免压碎，而且差别要小，否则 20 会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在。 滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住， 合适的间隙为 ~，滚针轴承的周向总间隙以 ~。 滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。 滚针在轴向的游隙一般不应超过 ~；选用双列滚针，直径为 3mm，滚针数量为 20，滚针轴承的接触应力为 0112 7 2 ( ) njbFd d L  式中， 0d 为滚针直径 (mm)； bL 为滚针工作长度 (mm)； Fn为在合力 F作用下一个滚针所受的最大载荷 (N)，由式 ()确定 NiZ FFn 8 2 5351 2 9 1 0  式中， i为滚针列数 ， i=1； z为每列中的滚针数 ， z=35。 滚针的材料采用轴承钢， 滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC以上时，许用接触应力j为 3000~3200MPa。   M P aM P alFdd jnj 3 2 0 0~3 0 0 6 2 718 8 2 12 7 2112 7 21    滚针轴承的 材料 为轴 承钢，许用应力   M Paj 3200~3000 ，所以设计的滚针轴承符合要求。 万向节叉设计和校核 万向节叉采用 45中碳钢，调质处理，硬度为 18~33HRC； 万向节叉与十字轴组成连接支承。 在万向节工作过程中产生支承反力，叉体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成 45176。 的某一截面 处 ， 万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力 w 和扭转应力 b 应满足  wwFeW  bbtFaW 式中， W 、 tW 分别为截面 B— B处的抗弯截面系数和抗扭截面系数。 矩形截面系数： 2W=bh 6 ， 2tW khb ； 21 椭圆形截面： 2bhW= 10 ， 2t hbW 16； h， b 分别为矩形截面的高和宽或椭圆截面的长轴和短轴， k 是与 hb 有关的系 数，查表 选取 取 mmemmakmmhmmb 42,25,68,20  表 系数 k的选取 hb 10 k e， a 如图 ， 弯曲应力的许用 值  w 为 MPa80~50 ，扭应力的许用值b 为 MPa160~80。 图 万向节受力简图 截面 B— B处为矩形，所以 322 4 136/68206/ mmbhW  322 2 6 220682 6 mmk h bW t    M P aM P aWeF ww 80~ 5 4 1 6 0 5     M P aM P aWaF ttt 1 6 0~ 2 6 2/ 6 0 5   因此，万向节叉的强度满足设计要求。 传动轴的设计计算 汽车传动轴的基本参数 包括传动轴长度及变化范围，主动 轴与从动轴之间的夹角，传动轴的临界转速及滑键的尺寸。 在确定这些参数时，应注意保证传动 22 轴在任何条件下工作可靠、寿命长。 传动轴经常处于高速旋转状态下，所以轴的材料查机械零件手册选取4。