传动轴总成及零件设计

传动轴总成及零件设计一、 设计目标：1、产品的安全性：保证所设计的产品对使用者及车辆是安全的、可靠的。即在传动轴整个使用寿命周期内，不发生断裂、脱落等可导致人体或车辆伤害的故障。2、 用户满意的性能：a，传递扭矩的能力。b，运动范围：转速、万向节摆角、长度伸缩量、回转空间。c，用户满意的使用寿命：一般要求十字轴及滚针轴承寿命十万公里以上、滑动花键及叉子等其他主要零件，二十万公里以上。国外先进厂家已达到整个总成使用寿命三十万公里以上。d，便于使用保养，连接方式便于装拆，密封、润滑可靠，使用成本低°e，制造成本低，性价比高。3、 满足一般设计要求：标准化、系统化、通用化。对于设计者耒说，保证产品的安全性是头等重要的，设计不允许存在安全隐患。用户需要的必要性能也应充分满足。二、 失效模式和安全性：传动轴可能发生断裂、脱落、扭曲、磨损等失效，有些失效方式可危及人体及车辆安全，如断裂、脱落；有些失效方式不会危及人体和卓辆，如花键磨损、十字轴磨损。我们设计的传动轴应不发生危及人体及卓辆安全的故障。因此，传动轴总成及零件的设计失效模式，应该是：万向节或花键付磨损达到限值而失效。在使用期内不允许发生冲击断裂、疲劳断裂等一类故障。即使在非常规冲击下，也只允许轴管扭曲，其他零件不应断裂。根据设计失效模式，提出一个传动轴强度设计原则---按疲劳强度设计，即零件危险臭应力值应小于疲劳强度，并且按屈服强度计旃的安全系数应不小于离合器后备系数。但是，零件疲劳强度是一个受材料、热处理、零件结构、零件表面状态等多个因素影响的复杂问题，很难具体确定它的数值。经过传动轴专业人员在设计、使用、改进传动轴中的长期积累，形成了一套传动轴零件强度设计的安全系数，或应力限值的经验数据，可供设计时参考。最终还是要通过试验验证，证明已达到要求的疲劳寿命才能定型。必须强调说明，不同吨位、不同用途的汽卓传动轴，安全系数或应力限值是不同的。所以，最好的办法是把设计的传动轴零件应力值，与公认是成功的同类型、相同用途的传动轴零件应力值作比较，使处于同一应力水平上。同样，定型也必须通过试验验证，确保达到要求的疲劳寿命。三、 总成及主要零件的设计计旃：传动轴的设计计旃，应采用《汽卓设计》中介绍的公式，这是传动轴行业通用的，只有采用相同的计旃公式，其结果才具有可比性。不要用一般机械设计手册中介绍的公式。1、 总成临界转速：N=0.12*10A9*((DA2+dA2)A1/2)/LA2其中：D：轴管外径；d：轴管内径；L：两万向节中心距。安全系数：k』$界转速N/传动轴最高工作转速n k>1.5只有制造精度高，动平衡精度高的传动轴，才允许采用低的安全系数。临界转速安全系数过小，可引发灾难性事故，务必谨慎。在上述公式中，将传动轴简化为轴管进行临界转速的计旃，存在误差。经过激振法测试传动轴临界转速验证，证明公式计旃出耒的数值偏大。用旋转法测量包含了传动轴的几何位置偏差，更符合实际，其数值可能比激振法测得的还要小一些。在使用过程中，由于磨损间隙增大，临界转速会变小。过小的临界转速安全系数，不能保证传动轴平稳工作。2、 十字轴：危险截面弯曲应力：b=32D*p*h/(n(。人4也人4))其中：D：十字轴轴径；P=M最大/2R：轴颈上作用力；h：作用力到危险截面距离；d：轴颈内油孔直径；R：十字轴作用力半径；n:圆周率。其数值大小决定十字轴的疲劳断裂寿命。应使十字轴的疲劳寿命大于使用寿命，保证安全性。危险截面弯曲应力许用值，轻中型汽车十字轴，小于等于350Par；重型小于等于300Par；超重型小于等于250Par；特重型小于等于200Par。滚针与轴颈的挤压应力：b=272((1/D+1/d针)*4.6P/(i针*L针))人1/2其中：D：十字轴轴径；d针：滚针轴径；P：十字轴轴颈上作用力；i针：滚针根数；L针：潦针有效长度。挤压应力决定十字轴表面的接触疲劳。应力太高会产生早期压痕及剁落，引起接触疲劳而过早失效。耳孔同轴度，轴承支承刚度等都能影响应力分布的均匀性，对接触疲劳影响很大。带凸度的潦针轴承可以减少耳孔同轴度、耳孔受载荷变形的敏感性，改善应力分布，显著提高万向节使用寿命。3、 滑动花键轴：花键轴扭转应力：T=16M最大*10人3/(n*dA3)其中：n:圆周率；d：花键齿根圆直径。它决定花键轴的扭转疲劳寿命，其应力值应小于它的扭转疲劳强度，保证安全性。扭转应力允许值小于等于240Par，安全系数2左右。花键挤压应力：b=8M最大*10A3/((DlA2-D2A2)i*L)其中：Dl：外花键大径；D2:内花键小径；i：花键齿数；L：花键啮合长度。它对花键磨合影响较大。应力太大引起拉毛擦伤等早期故障，使用寿命显著降低。花键磨合性能还和花键表面粗糙度、硬度金相是否匹配、润滑是否充分、密封是否可靠有关。挤压应力是一个基本条件。许用值应小于等于20Par。有些资料介绍十字轴轴颈及花键的平均使用压力计算，作为使用寿命的一个基本条件。在计算中使用了传动轴平均使用扭矩的概念。由于使用寿命影响因素很多，计算的意义不大。4、轴管：扭转应力： 丁=l6M最大*D*10A3/(n(。人4也人4))其中：D：轴管外径；d：轴管内径；n:圆周率。它决定了轴管受冲击扭矩的能力和扭转疲劳寿命，应使应力值小于扭转疲劳强度值，并且能承受离合器的打滑扭矩而无扭曲变形。一般许用值为100par。5、 叉子的强度计旃比较复杂，其危险截面一般受弯、扭、拉压的复合作用，而且结构形状变化大，局部应力集中不可避免。借助电脑进行有限元分析，控制高应力臭的应力值在疲劳强度以下，就可以保证零件的安全性。一般调质钢叉子，疲劳强度为300Par左右。6、 突缘连接螺栓：a)螺栓与孔有较大间隙：依靠螺栓拉力使突缘面紧密贴合，可产生的摩擦力矩，就是它能传递的最大扭矩。传递M最大所需要的螺栓拉力P=2M最大*10A3/(D*f*n)其中：D：螺栓孔分布圆直径；n：螺栓数；f：摩擦系数，干的钢表面约为0.14至0.200螺栓强度条件：P=(ndA2)/4*[b]其中：n:圆周率；d：螺纹底径；[b]：螺栓许用拉应力，不同强度等级的螺栓是不同的。产生上述螺栓拉力所需的拧紧力矩M=P*d中/2*tg(a+p)其中：d中：螺纹中径；a：螺纹平均升角；p：螺栓付摩擦角，等于arctg(f/cos(e/2))，e为螺纹角；P:单个螺栓所受拉力。配合螺栓：无间隙或小间隙配合，螺栓受剪切来传递扭矩。传递M最大时螺栓所受的切向力丁=2M最大*10A3/(D*k*n)其中：D：螺栓孔分布圆直径；k：螺栓工作不均衡系数，一般可取0.75；n：螺栓数。螺栓强度条件：丁=(nd**2)/4*[t]其中：n:圆周率；d：螺杆直径；[t]螺栓许用剪切应力，不同强度等级的螺栓是不同的。突缘连接面间有键或键齿，靠键或键齿受剪切传递扭矩，按键或键齿进行计旃就可以了。传动轴连接螺栓计旃，一般要求同时满足拉力条件和切力条件，以保证可靠连接。7、滚针轴承：许用压力[P]=790*z*L*d/(n轴承A(1/3))其中：Z：潦针数；L：滚针有效长度；d：滚针直径；n轴承：滚针轴承当量转速，等于发动机额定转速/一档速比*万向节角的正切。应满足[P]>M最大/(R*cosa)。国外，传动轴的寿命设计主要是万向节的寿命计算，有一套标准的算法。四、 传动轴总成及零件的结构类型：经过一个多世纪的发展和使用，十字轴万向传动轴已成为非常成熟的产品，它的结构已定型，主要考虑生产条件和使用维修的便利性。1、 开式传动轴得到普遍应用，闭式传动轴已不多见，但仍在一些汽卓中使用，如太脱拉汽卓传动轴。2、 管式传动轴因为刚性高，重量轻，具有较高的临界转速，有利于运转平稳。3、 内滑式传动轴、外滑式传动轴有各自的优势。4、 突缘连接较为普遍，但端叉连接也不少。端叉的形式有多种，如短套管叉，叉形突缘；用翼形轴承的，用普通滚针轴承由U形螺栓、轴承盖连接的，用端盖轴承的，式样较多。端叉连接方式减少了传动轴系的零件，减轻了重量，降低了制造成本，有些结构装拆很方便，有一定的比较优势。5、 万向节轴承的定位方式，有内卡式、外卡式、端盖或压板式、注塑等。要放虑万向节轴向间隙的调整，间隙在0.01至0.06为好。间隙过大，十字轴窜动，动平衡不稳定；过盈或零间隙会引起十字轴端面烧蚀，使万向节寿命显著降低。6、 中间支承的设计应放虑它的频率特性。具有低频特性的中间支承有利于降低振动和噪声，以20几Hz为好。7、 对形状复杂的零件，如叉类零件，应进行结构优化，满足强度、刚度条件下，减轻重量，避免局部应力集中。五、 传动轴的使用寿命：传动轴的使用寿命取决于万向节寿命和花键付寿命。设计上主要是控制挤压应力，防止早期失效。但使用寿命受工况、维护保养条件影响很大。设计仅提供一定使用寿命的必要条件。六、 试验验证要臭：1、安全性、可靠性验证：a)总成静扭试验：失效形式应是轴管严重扭曲。轴管屈服扭矩应大于离合器打滑时的传动轴扭矩。b)零件静扭试验：十字轴断裂扭矩应为最大工作扭矩的3.5倍以上，屈服扭矩应为最大工作扭矩的3倍以上。花键轴屈服扭矩应2倍以上。叉子零件失效扭矩都必需在3.5倍以上。C)扭转疲劳试验：根据使用里程寿命要求不同，疲劳寿命也不同。如十字轴使用里程以十万公里为目标，疲劳寿命几十万次(有限寿