车辆工程毕业设计论文-解放ca1140重型货车万向传动装置设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-解放ca1140重型货车万向传动装置设计(编辑修改稿)内容摘要：

） 解得： 232mLEIcemy （ ） 式中： e— 初挠度； y— 附加挠度； ω— 传动轴角速度。 当 23 mLEIc 时，轴的挠度 y 趋于无穷大，即若轴以与此相应的角速度 0h 旋转时必将折断。 这时： 300 602 mLcE In kh   （ ） 对于直径为 D 的实心轴，由力学得知 644DI  ， LDm 42 （ ） 式中：  — 传动轴材料单位体积重量。 由此，对于两端自由支承（开式传动轴），且载荷沿轴长平均分布的轴，其临界 10 转速为： 280 LDnk  r/min （ ） 对于两端有固定支承的轴（轴封闭于传动轴套管中 的闭式传动轴），则： 280 LDn k r/min （ ） 对于大量采用的空心轴，若其剖面外径 D，内径为 d，则： ))((64)(64 222244 dDdDdDI   LdDm  )(4 22  于是两端自由支承的轴： 22280 L dDn k r/min （ ） 对两端固定支承的轴，则： 22280 L dDn k r/min （ ） 以上各式中 D、 d、 L 均用同样的长度单位（毫米）。 对于绝大多数开式传动轴，可按两端自由支承的轴来计算，工作长度 L 可取两万向节中心间距离。 如为闭式传动轴，可按两端固定支承的轴承计算，工作长度 L 可取两轴承中心间距离。 从上面公式可以看出：当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。 这就是为什么传动轴广泛采用空心轴的原因之一。 同时还可看出当 L 增加， 0kn 下 降，为了提高 0kn 可缩短传动轴长度，增大轴管内外径。 所以当 1500L mm 时，常采用中间支承。 当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。 为了提高 0kn 在制造方面采取的主要措施是；用质量分面比较均匀的焊接钢管代替无缝钢管；作轴管的钢板厚度一般取 ～ ；对每根传动轴总成应进行动平衡检验，保证不平衡度在规定范围以内，如果不合格应进行校正（贴焊平衡块）并使偏心振摆也在公差以内。 11 在确定 传动轴截面尺寸时，一定要使传动轴的实际最大转速小于其临界转速，其安全系数 k 应在以下范围内。 ~m a x  nnk ko （ ） 式中： maxn — 为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速。 如果传动轴的动平衡很好，而且花键连接制造精度很高，此时临界转速的安全系数，可取较小值。 当传动轴质量不平衡或花键连接处磨损出间隙后，传动轴就能在低于临界转速下发生破坏。 表 为某载重汽车的实验数据， vn 表示传动轴破坏转速。 传动轴总成应进行动平衡试验，其不平衡度为：对轿车及轻型客、货车，3000~6000r/min 时不大于 1~2Nmm；对 5t 以上的货车，在 1000~4000r/min 时不大于10Nmm。 十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动增大而影响动平衡，因此应严格控制该间隙或采用弹性盖板，有的可加装端面滚针轴承，传动轴总成的径向全跳动动应不大 ~。 由公式 可以确定传动轴总成的最大可能长度，如果它小 于汽车总布置所要求的传动轴尺寸，则需在变速器和后驱动桥之间安置两根万向传动轴，且在它们的联接处（在前传动轴后端）需设置固定在车架车身上的中间支承。 在某些轿车上，为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。 表 某载重汽车传动轴的破坏转速与行驶里程的关系 行驶里程（ km） 0 17000 100000 在重心平面上的振摆（ mm） 破坏转速与临界转速之比 （ 0/ kv nn ） 传动轴的临界转速 本设计传动 方式为开式、两轴，三个万向节带中间支承形式。 解放牌 CA1140 重型 载货汽车主要技参数见附录。 由安全系数maxnnk ko ，得计算临界转 maxknnko  ，取 k=，转速 maxn 为对应 12 于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速 5m axm ax ke inn  式中： maxen — 发动机最大功率时的转速 2600max en r/min； 5ki — 变速器最高档传动比 15ki ；则：2 6 0 012 6 0 05m a xm a x  ke inn r/min。 将 2600max n r/min 代入 maxknnko 得： 3 9 0 02 6 0 a x  knn ko r/min 取 4000kon r/min 传动轴管内外径确定 选取主传动轴进行计算：电焊管参数应按冶金部标准 YB24263 选取。 表 给出外径 D=60~95mm的标准参数值。 表 60～ 95mm电焊钢管 YB24263 （ mm） 外径（ mm） 钢管厚度（ mm） 60 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 70 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 75 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 83 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 89 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 95 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 13 由于传动轴为开式，两端自由支承所以临界转速按公式 计算。 设主传动轴外径为 2cD ，内径为 2cd ，传动轴管厚度为 B。 初选传动轴管外径 95cD mm，厚度2B mm，则 914952  BDd cc mm 将 4000kon r/min，主传动轴长度1400cL mm，外径 95cD mm，内径 91cd mm代入 得： m i n/8 0 5 41 4 0 0 2 2282 2280 rL dDnccck  经计算主传动轴符合临界转速设计要求。 传动轴扭矩强度校核 在按临界转速 0kn 初选轴管断面尺寸以后，还需要进行扭转强度验算，由于传动轴夹角 α 引起的附加扭矩和弯矩很小，所以为了计算简单，将不考虑由于夹角 α 而引起的附加扭矩和弯矩，只按纯扭矩计算其扭转应力。 传动轴 的最大扭转应力  (MPa)可按下式计算： WT （ ） 式中： T — 传动轴的计算扭矩， Nmm； W— 抗扭断面模量，对空心轴 )(16 44 D dDW  。 将 W 代入上式，则传动轴扭转强度应满足以下要求： ][)( 16 44  cc dDDT （ ） 式中： ][ — 许用扭转应力， 300][  MPa 传动轴计算扭计算公式如下 : n iTkT ed 1max （ ） 式中： maxeT — 发动机最大转矩 (Nmm)， 3m ax 10608 eT Nmm； n — 计算 驱动桥数， CA1140 为后桥驱动车辆，所以取 1n ； 1i — 变速器一挡传动比， CA1140 装配的变速器一挡传动比 i ； — 发动机到万向传动轴之间的传动效率，取  ； 14 dk — 猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器 1dk ，具有手动操纵 机械变速器的高性能赛车 3dk ，性能系数 0jf 的汽车： 1dk ， 0jf 的汽车： 2dk 或由经验选定。 性能系数 jf 计算由下式计算：  m a x1 9 0 01eaj T gmf 当 m ax eaT gm 时 0jf 当 m ax eaT gm 时 式中： am — 汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量）， kg； maxeT 由 CA1140 技术参数查得： 14100am Kg， 608maxeT Nm。 代入 eaT gm得： 0 8 4 1 0 01 9 9 m a x e aT gm ， 0jf ，取 1dk。 将 3m ax 10608 eT Nmm、 1n 、 i 、  、 1dk 代入公式 得：  1 8 0 811m a xn iTkT ed  3987400Nmm 将传动轴计算扭矩 3987400T Nmm，传动轴管外径 95cD mm，内径91cd mm 代入公式 得： 9)9195( 39 87 40 09516)( 16 4444 ccc dD TD MPa ][ 经计算主传动轴轴管符合设计要求，能保证在各种工况下有效的传递转矩。 由于中间传动轴比主传动轴短，所以主传动轴轴管的外径和管壁厚度同样适用于中间传动轴。 连接花键的设计 主传动轴滑动花键的设计 15 汽车行 驶过程中，变速器与驱动桥的相对位置经常变化。 为避免运动干涉，传动轴中设有由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来以实现传动轴长度的变化。 滑动花键有矩形花键和渐开线花键两种形式。 本设计选矩形花键，用于补偿由于汽车行驶时传动轴两端万向节之间的长度变化。 为减小滑动花键的轴向滑动阻力及磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层，外层设有防尘罩，间隙小一些，以免引起传动轴的振动。 有的则是在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，从而提高传动效率。 花键齿与键槽按对应标记装配，以保持传动轴总成 的动平衡。 动平衡的不平衡度由电焊在轴管外的平衡片补偿。 装车时传动轴的伸缩花键一端应靠近变速器，减小其轴向阻力和磨损。 其结构图如图 所示 : 图 万向传动轴 — 花键轴结构简图 1盖子； 2盖板； 3盖垫； 4万向节叉； 5加油嘴； 6花键套； 7滑动花键槽； 8油封； 9油封盖； 10传动轴管 其主要参数可按照《机械设计手册》选取。 下表 给出了部分系列花键的基本尺寸：初选花键断面基本尺寸 NdDB 为 1662726。 矩形花键主要有下图 所示四种形 式：由于汽车上所用的花键要求可以沿轴向滑动，所以选 A 型花键。 表 给出了部分矩形内花键长度： 根据表 所给出的长度，初选花键长度 95l mm，花键轴孔长度 185L mm。 在选定花键尺寸后，还应对作用在花键轴上的扭转应力 h (MPa)和作用在齿侧的挤压应力 y (MPa)进行校核。 16 表 矩形花键基本尺寸系列 （ 摘自 GB/T 11442020） （ mm） 规格 N D d N 键数 N 大径 D 小径 d 键宽 N 10 103 93 14 10 102 92 14 10 113 103 16 112 102 16 10 125 113 18 125 112 18 10 140 125 20 140 125 20 10 160 145 22 160 145 22 16 50 43 5 16 50 43 5 16 60 53 5 60 52 5 16 73 63 6 72 62 6 16 83 73 7 82 72 7 注：表中 N键齿数； D花键大径； d花键小径； B键宽； 表 矩形内花键长度系列 (摘自 GB/T 100811988) （ mm） 花键小径 d 36～ 52 花键长度 l 或 21 ll  22～ 120 孔的最大长度 L 200 花键长度 l 或 21 ll  系列 10,12,15,18,22,25,28,30,32,。