传动轴和万向节设计2分解

1、目录 （一） 传动轴与十字轴万向节设计 1.1结构方案选择 03 1.2计算传动轴载荷03 1.3传动轴强度校核04 1.4十字轴万向节设计04 1.5传动轴转速校核及安全系数06 1.6参考文献08 （ 二） 半承载式城市客车总体设计 2客车主要数据08 2.1尺寸参数08 2.2质量参数09 2.3发动机技术参数09 2.4底盘参数10 2.5传动系的传动比10 3动力性计算10 3.1发动机使用外特性 11 3.2车轮滚动半径11 3.3滚动阻力系数f 11 3.4空气阻力系数和空气阻力 11 3.5机械效率 11 3.6计算动力因数12 3.7确定最高车速 15 3.8确定最大爬坡度

2、15 3.9确定加速时间16 4燃油经济性计算16 5制动性能计算17 5.1最大减速度j max .17 5.2制动距离S .17 5.3上坡路上的驻坡坡度i1max .17 5.4下坡路上的驻坡坡度i 2max .18 6稳定性计算18 6.1纵向倾覆坡度18 6.2横向倾覆坡度19 第一部分 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。 1.2

3、 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：用于变速器与驱动桥之间 按发动机最大转矩和一档传动比来确定 Tse1=kdTemaxki lif n /n Tss1= G2 m2 u r ioim n m 根据富利卡 2.0 数据， 发动机最大转矩 Temax=156Nm 驱动桥数 n=1， 发动机到万向传动轴之间的传动效率 n =0.85， 液力变矩器变矩系数 k=(k 0 -1) /2+1=1.615, 满载状态下一个驱动桥上的静载荷 G2=65%mag=0.65*1970*9.8=12548.9N， 发动机最大加速度的后轴转移系数 m2=1.3， 轮胎与路面间的附着系数

4、u =0.85， 车轮滚动半径 rr=0.35, 主减速器从动齿轮到车轮之间传动比 im=1, 主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率 n m=n发动机n离合器=0.9*0.85=0.765, 因为0.195 mag/Temax16,fj=0,所以猛接离合器所产生的动载系数 kd=1，主减速 比 i0=4.5 所以: 1*1561.615*4.5*1*0.85 Tsei=kdTemaxki iif n /n=963.671N 4.5*1*0.765 -T1 =min T se1, Tssi- - T1= Tse1=963.671N 1.3传动轴强度校核 按扭转强度条件 9550000p T T=T

5、/WT厂；=T T 34 0.2Dc3(1-4) 式中，t t为扭转切应力，取轴的转速 n=4500r/min，轴传递的功率P=65kw, Dc=60mm, dc=81mm分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得t t为 15-25 Mpa 9550000X 65 4500 -t t=52=7.266 Mpa t t 0.2X 603（1-（韵4） 故传动轴的强度符合要求 14十字轴万向节设计 设作用于十字轴轴颈中点的力为 F,则 F= T 1/2rcos a = 963.671 十字轴轴颈根部的弯曲应力（7 w和切应力t应满足 32d1Fs n ( d14-d42) 7 w t =化

6、2占t (d 1-d 2) 式中，取十字轴轴颈直径 d1=38.2mm，十字轴油道孔直径d2=10mm，合力F作用线到轴颈根部的距离s=14mm, (T w为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa, t 为切应力的许用值，为 80-120 Mpa 33 32diFs 32X 38.2X 10- X 7428.561 X 14X 10- (V w- 4 4 -34-3 4 n (di -d 2)n (38.2 X 10 )-(10X 10 ) =19.094 Mpa v w 4F4X 4X 7428.561 n (d21-d22)= n (38.2 X 10-3)2-(10X 10-3) =6

7、.959 Mpa t 故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件 十字轴滚针的接触应力应满足 式中，取滚针直径d0=3mm，滚针工作长度Lb=27mm, 4 6F 在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷卩.=書 =776.622N,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC 以上时，许用接触应力vj为3000-3200 Mpa =0.875 Mpa v j 故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 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v w和扭应力T b应满足 (T w=Fe/W w (T w t b=F

8、a/Wt t b 式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm取 k=0.246,W=bh2/6, Wt=khb2,弯 曲应力的许用值(T w为50-80Mpa，扭应力的许用值t b为80-160 Mpa 3 l 7428.561 X 80 X 10 - c w=Fe/W=35x 10-3x (70X 10-3)2 6 =20.791 Mpa c w _7428.56X40X 10-3 T b=Fa/Wt=0.246X 70X 10-3X (35X 10-3)2 =14.086 Mpa t b 故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角a

9、，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a 25时，可按下式计算(取a =15) n 0=1-f （% 沁=1-0.07（縈）=99.30% r n65.5 n 1.5传动轴转速校核及安全系数 传动轴的临界转速为 nk=1.2X 10 式中，取传动轴的支承长度Lc=1.5m, dc=70mm, Dc=90mm分别为传动轴轴管的内外直径，n max=4500 r/min nk=1.2X 108x 905+720 =6080.933 r/min 在设计传动轴时，取安全系数 K= nk/nmax=1.2-2.0 K= nn max= 6080.933 , 4500 =1.35

10、1 故符合要求 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T c=16吧4、 T c n ( De -de ) 式中t e=300 Mpa 16X 90 x 10_3x 963.671 /. t e=-3 4-3 4 3.14X (90 X 10 ) -(70X 10 ) =10.618 MpaT e 轴管的扭转应力校核符合要求 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力 T h,许用应力一般按安 全系数2-3确定 16T1 T h =, 3 n dh 式中,取花键轴的花键内径dh=70mm,外径Dh=80mm, 16 X 963.671 T

11、h =3.14X (70X 10-3)3=14.039 Mpa 传动轴花键的齿侧挤压应力(7 y应满足 (Dh+dh)(Dh-dh) 7 y=TlK/ 42 LhnoW 7 y 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Lh=60mm,花键 齿数n0=18，当花键的齿面硬度大于35HRC时：许用挤压应力7 y=25-50 Mpa (T y= 963.671 X 1.35 -9 37.5X 5X 60X 18X 10 =6.424Mpa 7 y 传动轴花键的齿侧挤压应力 7 y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

12、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 第二部分6117客车总体设计 2客车主要数据 2.1尺寸参数：见表1.1 尺寸类型 表1.1 6117客车整体尺寸参数 项 目 参数值 整车外型尺寸 总长LB (mrh 11500 整车外型尺寸 总宽BB ( mm 24600 整车外型尺寸 总高Hb ( mm 3200 车厢内部尺寸 1 长 LB ( mm 10500 车厢内部尺寸 宽 BB (mrh 2340 车厢内部尺寸 1 高 Hb ( mm 2200 底盘布置尺寸 轴

13、距L( mm 5700 底盘布置尺寸 前后轮距B1/B2 (mm) 2020/1830 通过性参数 最小离地间隙h min (mm 240 2.2质量参数：见表1.2 表1.2 6117 客车质量参数表 项 目 参数值 质量参数 质量参数 质量参数 整车整备质量 g (kg)11000 乘员数60+1 最大总质量叫(kg) 15000 最大轴载质量前轴G(kg)5100 最大轴载质量 后轴 G2 (kg)9900 2.3发动机技术参数：见表1.3 表1.3发动机性能参数 类 别参数值 发动机类型柴油四冲程、直列六缸、水冷、增压、直喷 额定功率Pe(kw)175 额定功率转速n e (rpm)1

14、950 最大扭矩Tmax(N m)890 最大扭矩时转速n t (rpm)1650 最大转速(rpm)2100 全负荷最低燃油消耗量b (g/kw h) 215 2.4底盘参数：见表1.4 表1.4底盘参数 项目 参数值 底盘型号 D117 离合器 单片、干式、膜片弹簧 变速箱 机械式、四个前进档、一个倒档，变速比见1.5 悬架系统 非独立式，少片变截面钢板弹簧 主减速比 5.091 轮胎 10R20 14PR 行车制动 气压双管路鼓式车轮制动器 驻车制动 手控阀控制后轮弹簧储能弹力 2.5传动系的传动比：见表1.5 表1.5变速器的传动比 档 位 I 档 i g1U 档 i g2 川档i g

15、3W档i g4W档i g5倒档 传 动比 6.65 3.772.66 1.40 1.006.65 3动力性计算 3.1发动机使用外特性 根据发动机厂提供的外特性曲线列成表2.1 表2.1 发动机外特性参数表 项 目参数值 转速 Ne(rpm)600900120015001800 2100 功率 Pe(kw) 48.50 75.09 102.21 128.98 154.78 175.21 转矩 Ttq(N m) 771.9 796.8813.4 821.17 821.17 796.8 燃油消耗量 b(g/kw h) 224 220217215215217 3.2车轮滚动半径 轮胎：10R20-1

16、4PR 根据滚动半径公式：r r =-Fd(2-1) 2兀 式中，F为计算常数，子午线胎F=3.05 , d为E.T.R.T.O.会员生产轮胎的自由直径，d=1055mm 3.3滚动阻力系数f 为计算方便，近似取f=0.015 3.4空气阻力系数和空气阻力 客车空气阻力系数取值在0.5 s0.8 本车的空气阻力系数Cd =0.7 迎风面积 A BB HB=2.46 3.2=7.872 (m2) 式中：Bb为汽车总宽2460mm Hb为汽车的总高3200mm 3.5机械效率 2-2 式中：变为变速器传动效率，近似取 95% 主为主减速器传动效率，取96% 传为万向节传动效率，两个万向节为 96%

17、 t =变主传=95% 96% 96%=0.876=87.6% 3.6计算动力因数 各档的动力因数的计算按下列的公式计算: Ne 2-3 Ua = 0.377- (km/h) io ig Ft = Ttq “ ig T ( N) rr Fw = Cd A Ua 21.15 (N) Ft _ Fw =Ft _ Fw Gma g 2一4 2一5 2-6 式中：ig 各档传动比 G汽车总重 Ua 车速 Ft驱动力 Fw 空气阻力 D动力因数 各档的动力因数见表2.2 2.6 : 表2.2 I档的计算结果 项 目 参数值 Ua(km/h) 3.42 5.136.84 8.5510.2611.97 Ft

18、(N) 44712 46154 47115 47565 4756546154 Fw(N) 3.0 6.912.2 19.027.437.3 D 0.304 0.314 0.320 0.3230.3230.314 表2.3 U档的计算结果 项 目 参数值 Ua(km/h) 6.09.112.115.118.121.1 Ft(N) 25348 26165 26711 26966 26966 26165 Fw(N) 9.4 21.6 38.1 59.4 85.4 116.0 D 0.172 0.178 0.181 0.183 0.183 0.177 表2.4川档的计算结果 项 目 参数值 Ua(km

19、/h) 8.6 12.817.121.4 25.7 29.9 Ft(N) 17885 1846218846 19026 19026 18462 Fw(N) 19.3 42.7 76.2119.3 172.1 232.9 D 0.122 0.125 0.128 0.129 0.128 0.124 表2.5 W档的计算结果 项 目 参数值 Ua(km/h) 16.224.432.540.6 48.756.9 Ft(N) 9413 9717 9919 1001410014 9717 Fw(N) 68.4 155.1 275.2 429.5 617.9843.5 D 0.064 0.065 0.067

20、 0.065 0.064 0.060 表2.6V档的计算结果 项 目 参数值 Ua(km/h)22.734.145.556.9 68.2 79.6 Ft(N) 7675 7923 80888165 81657923 Fw(N) 134.3 303.0 539.4 843.5 1211.8 1650.8 D 0.051 0.052 0.051 0.050 0.047 0.043 根据各档的计算结果，画出6117客车的动力特性图，如图2.1所示 I档 【I档 III档 【V档 V档 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Ua (km/h) 图2.1 6117客车的动力特性图 各

21、档动力因数D与Ua的关系式如下: Di =-0.000033105358311+0.001033930877011-0.012378746645441+0.06884896 286840Ua+0.16987738236907 Dn =-0.00000147000966 + 0.00007330845017 Ja -0.00140989049261 lK+ 0.01315178340974 U+ 0.12991480323371 Dm =0.00000004917596 Ja-0.00000556855541 Ja +0.00015589102054lK-0.00091726403694 U+

22、0.12161908181954 Dm = 0.00000000515519lfa -0.00000083866696 Ua + 0.00003836210019Ua -0.00050945190873 U+ 0.06532208359304 Dv = -0.00000000119598lUa + 0.00000023847931 U?a -0.00002132626095L?a + 0.00081351640208Q+ 0.04107841201111 各档的最大动力因数见表2.7 : 表2.7 各档的最大动力因数 档位 I档 U档 川档W档 V档 最大动力因数Dmax 0.324 0.18

23、30.129 0.0670.052 3.7确定最高车速 最高车速由下式求得： D = - 6 dUa + 2一7 g dt 式中：旋转质量转换系数,=f(cos : +sin ：)2-8 该车在良好水平路面上达到最高车速时， :-=0 ， dUa = 0。 故 D = f dt 最高车速为发动机给定的最大转速 n=2100r/min时所对应的最高车速，其计 算式为： Ua = 0.377 rr n =0.377 Ig i0 0.512*2100 5.091*1 =79.6(km/h) 3.8确定最大爬坡度 :1max = arcsin 1 max =18.0 2-9 2-10 i 1max =

24、 tan ： 1max = tan22.6 = 32.5% 同理，可算出各档的最大爬坡度，见下表2.8 : 表2.8各档最大爬坡度 档位 I档 II档 川档 W档 V档 最大爬坡度i 1max 32.5%17.1% 11.5% 5.2% 3.7% 3.9确定加速时间 直接档的加速时间由下式确定 2-11 式中：j加速度 3旋转质量换算系数，直接档为1.06 采用直接档由稳定车速30km/h加速到70km/h所需时间由下式积分得到: +_1 C 70 1.06 r 701 叫占丿 30j dUa=3.6X 9.8 r 30D v-0.018 dUa=24.4S 4燃油经济性计算 滚动阻力：Ff

25、= Gf =mBgf = 150009.8 0.015 = 2205 (N) 空气阻力：Fw = C dAU；/21.25 =0.77.872 502/21.15 = 651.348 (N) 汽车等速行驶消耗的功率为: (Ff Fw)Ua 3600 T (2205+651.348)*50 3600*0.876 =45.3 (kw) 3-1 等速百公里油耗为: 3-2 Pb 1.02 Ua 式中：b燃油消耗率；由发动机特性可知b乞224g/(kw h)，按b=224 柴油比重，去 =8.1N/L。 Pb = 1.02 Ua 45.3*224 1.02*50*8.1 =24.56 (L/100km) 5制动性能计算 5.1最大减速度j max 紧急制动时，前后轮同时拖滑，制动力为: F = G 式中：:路面附着系数，取:=0.7 j max = F/m B = g = 0.79.8 = 6.86 (m/s 2) 5.2制动距离S =U0( t 1 +0.5t 2)/3.6 25.92j 4-2 max =50(0.05+0.50.4)/3.6 + 502 25.92 6.86 302 25.92 6.86 4-3 =17.53(m