车辆工程毕业设计论文-解放ca1041万向传动装置设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-解放ca1041万向传动装置设计(编辑修改稿)内容摘要：

常采用一根或多根传动轴 、两个或多个十字轴万向节的传动 [7]。 图 33为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。 （ a） 单轴双万向节式 （ b） 两轴三万向节式 图 33 传动轴形式布置 9 如图 a为常用的单轴双万向节传动，如图 b为连接距离较长且不宜于采用单轴双万向节传动的连接。 由于 参考车型轴距为 米，故选取如图 b 的传动方案。 综上可确定，解放 CA1041 轻型货车的万向传动装置设计为：三个十字轴式万向节和两个传动轴。 此时的传动轴分段，因此需加中间支撑。 万向传动轴的计算载荷 传动轴计算扭计算公式如下 : n iTkT ed 1m ax （ ） 式中： maxeT — 发动机最大转矩 (Nmm)， 3m ax 10210 eT Nmm； N— 计算驱动桥数， CA1041 为后桥驱动车辆，所以取 1n ； 1i — 变速器一挡传动比， CA1041 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  ； dk — 猛接离合器所产生的动载系数，液力自动变速器 1dk ，具有手动操纵的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 xeaj 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 CA1041 技术参数查得： 4060am Kg， 210max eT Nm。 代入 eaT gm 得： 10 m a x e aT gm ， 0jf ，取 1dk。 将 3m ax 10210 eT Nmm、 1n 、 i 、  、 1dk 代入公式 得： 9 8 9 8 6 01 1 011m a x  n iTkT ed  Nmm 传动轴轴 管形势的选择 当传动轴长度确定后，其断面尺寸必须保证有足够的强度，并能承受相当的转速。 其许用的传动轴转速，不应超过临界转速。 所谓临界转速，即当某个长度为 L 的传动轴，在两支点中旋转时，如图 34所示，由于轴自身的重力作用，使传动轴中心（即质量中心）相对轴线有一偏移量（初挠度） a，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则 a将再增大。 当此轴旋转时，在质量中心必有离心力的作用，这个别离心力又将引起传动轴的进一步弯曲，产生附加挠度y。 由于重力的大小和方向是不变的，而离心力的大小与方向是改变的，故使传动轴的弯曲 力（垂直力与离心力的向量和）也周期性的变化着，从而传动轴的挠度也随时在变化。 即传动轴的旋转，将伴随有弯曲振动，它的频率即等于传动轴的转速。 当传动轴的转速接近于它的弯曲自然振动频率时，即出现共振现象，振幅（挠度）急剧增加，致使传动轴折断，这一转速即称为传动轴的临界转速。 图 34 万向节传动轴的弯曲振动 传动轴的临界转速与轴的直径、长度和支承点数目有关。 设传动轴转速为)/( srad。 作用在传动轴上的离心力则为： 2)( aymF  （ ） 式中 :m— 传动轴的质量 这时离心力被与长度成正比的材料弹性力 p 所平衡，由材料力学得知： 11 8LEIcyP （ ） 式中： E— 传动轴材料的抗拉弹性模数， 101021E N/mm2； L— 支承长度，取两万向节的中心距离（ m）； I— 轴剖面对其对称轴线（直径）的转动惯量（ m4）； 系数 c 与受载情况、支承型式有关，当载荷在两端自由支承的梁上沿长度平均分布时 5384c ，而在同样受载情况下，对两端固定支架支承的梁384c ； P— 材料弹性力 由平衡条件得： 32)( LEIcyaym   （ ） 232mLEIcamy （ ） 式中： a— 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 mLc E 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，其临界转速为： 280 LDn k  （ ） 12 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 （ ） 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。 因此本设计选用空心轴管 . 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。 传动轴钢管尺寸的选择 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。 13 表 60— 95mm 电焊钢管 YB24263 （ mm） 外径 钢 管 厚 度 60 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 70 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 75 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 83 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 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 752 cD mm，厚度 B mm，则 70575222  BDd cc mm 传动轴的计算与强度校核 传动轴的临界速度校核 本设计传动方式为开式、两轴三万向节带中间支承形式。 解放牌 CA1041 载货汽车主要技参数见 第二章原始数据。 由安全系数maxnnk ko ，得计算临界转 maxknnko  ，取 k=，转速 maxn 为对应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 3400max en r/min； 5ki — 变速器最高档传动比 ki ；则：2 5 3 4 0 05m a xm a x  ke inn r/min。 将 2533max n r/min 代入 maxknnko 得： a x  knn ko r/min 14 取 4000kon r/min 主传动轴长度 9702 cL mm， 752 cD mm， 702 cd mm代入 得： 1218 3970 2 2282 2280  L dDn k r/min 经计算主传动轴符合临界转速设计要求。 传动轴扭转强度计算与校核 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   dD DT （ ） 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 10210 eT Nmm； N— 计算 驱动桥数， CA1041 为后桥驱动车辆，所以取 1n ； 1i — 变速器一挡传动比， CA1041 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  ； 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 15 纵的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 xeaj 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 CA1041 技术参数查得： 4060am Kg， 210max eT Nm。 代入 eaT gm 得： m a x e aT gm ， 0jf ，取 1dk。 将 3m ax 10210 eT Nmm、 1n 、 i 、  、 1dk 代入公式 3 暗战 .13 得： 9 8 9 8 6 01 1 011m a x  n iTkT ed  Nmm 将传动轴计算扭矩 989860T Nmm，传动轴管外径 752 cD Nmm，内径702 cd Nmm代入公式 得： )7075( 9898607516)( 16 4444  dD DT 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。 传动轴花键设计 主传动轴花键设计 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， 16 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，其主要参数可按照《机械设计手册》选取 [9]。 下表 给出了部分轻系列花键的基本尺寸：初选花键断面基本尺寸 NdDB 为 846509。 矩形花键主要有下图 35 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 85l mm，花键轴孔长度 150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。 表。