【汽车万向传动装置的设计8100字（论文）】

PAGEPAGE12汽车万向传动装置的设计摘要万向传动装置顾名思义就包含了万向节和传动轴两个零部件组成，对于一些载货车辆来说，有时候需要加装中间支撑。万向节传动装置的主要作用就是对于那些位置相对不固定的两根轴之间实现扭矩和旋转速度的传递。万向传动装置对于汽车来说，起到了非常重要的作用，解决了汽车传动的难题。随着科技的发展以及汽车制造水平的不断提高，对万向传动装置的要求也不断提高，比如对传动的效率、轴的强度等都提出了新的要求。本次毕业设计就是以一汽解放重型载货汽车为基础，根据给定的基本参数对整个载货汽车的万向传动装置的基本结构进行分析，对其国内外发展状况进行了解。然后对其进行了基本尺寸的分析计算和关键的零部件进行了校核，使其能够满足载货汽车的使用需求。关键词：载货汽车；万向节；传动轴；设计计算目录TOC\o"1-3"\h\u147601引言 1289141.1研究的目的和意义 1287671.1.1研究的目的 1134831.1.2研究的意义 1186241.2国内外现状 1121682总体方案的设计 1782.1基本参数的选择 1297112.2基本结构方案的选择 2179822.2.1传动轴结构方案的选择 2266942.2.2花键的选择 255342.2.3万向节的选择 3316742.2.4中间支持结构的选择 3178413传动轴的设计 3242853.1传动布置形式的选择 3108373.2传动轴断面尺寸的计算和校核 4200723.3滑动花键的设计 5113724万向节总成的设计 6231934.1万向节类型的选择 6170454.2万向节参数选取与设计校核 644844.2.1十字轴的设计与计算 6135074.2.2滚针轴承的选取与校核 8278574.3十字轴总成的润滑 8106095中间支撑装置的设计 89894结论 912670参考文献 101引言1.1研究的目的和意义1.1.1研究的目的近些年，随着我国经济水平的不断提高，汽车工业取得了长足的发展。根据汽车行业2020年4月16日发布的报告可知，我国目前汽车量保有量已超过了2亿辆，持有驾照的人口占全国总人口的四分之一以上。随着越来越多的人拥有汽车，对车辆的个性化、舒适性等要求也越来越高。对于货车来说，其舒适度一直备受诟病，特别是传动轴所产生的噪音问题。在货车传动系统中，如果传动轴和万向节等部件设计不合理，将会直接导致传动过程负荷增加、进而导致汽车NVH性能下降，影响了汽车使用性能以及寿命。本文的主要目的是通过大学所学专业知识，设计一套合理的货车万向传动装置，为以后货车万向传动系统的研究提供一定的参考。1.1.2研究的意义本次毕业设计通过对汽车万向节传动装置的工作原理以及过程深入、全面、系统的了解，然后对其整体结构进行设计，对其关键的零部件进行设计计算，同时对工作中承受较大载荷的零部件进行应力分析以及校验，最后对零部件进行绘图图纸。希望通过本次毕业设计能够对大学所学习的专业机械知识进行一个系统的应用，实现理论联系实际、多学科综合应用的目的，从而为以后的工作、设计、专业等方面的成长奠定基础，为以后工作做个良好的开端。1.2国内外现状在载货汽车的传动系统中，万向节设计的是否合理是决定了传动系统性能的好坏的直接因素，因为它的质量性能的好坏直接影响到了整车的工作性能、舒适程度以及动力的传递。最早的万向节出现在十九世纪，首先被应用到皮卡汽车上。经过了一个世纪的发展和改进，目前万向节已经有了大约几十种不同的形式，比如常见的挠性结构和铡性结构。针对刚性的万向节也分为也分为等速、不等速和准等速三种。其中等速的万向节由于速度要求严格一致，所以对加工的精度要求非常高，需要采用专门的设备。并且这种设备依赖于进口，相对投入的资金较大，总体成本较高。传动轴在传动的过程中，需要通过一种橡胶材质的护套进行密封保护。护套的使用时间在一定程度上也决定了万向节传动轴的使用时间，所以对于橡胶护套的设计以及使用寿命的延长也是一门重要的课题。近些年来国内比较流行的PROE、CATIA软件以及Matlab模拟分析软件等的开发应用，也在不断的提高着我国国内汽车的设计水平，通过各种仿真以及优化设计的处理，从结构、材质、加工工艺等多方面虚拟化的处理，节省了成本，提高了效率，推进了汽车技术的进步。根据目前国内外的发展趋势可以看到，随着计算机技术的发展，以及国内外各种辅助软件的开发应用，未来万向传动装置的设计必定会取得突破性的进展，将向更加轻量化、智能化的方向发展。2总体方案的设计2.1基本参数的选择本次毕业设计的选择的参考车型为一汽解放J5重型载货卡车，基本参数如下表2-1所示：表2-1万向节传动装置设计基础参数项目参数总质量29吨载重质量16.5吨整备质量12.5吨轴距1600mm最大扭矩1050N.m最大转速3400r/min最大车速90km/h一档传动比12.961最大档传动比0.745主传动比8.626安全系数1.52.2基本结构方案的选择2.2.1传动轴结构方案的选择在本次毕业设计中，所选择的一汽解放J5重型载货卡车由于其轴距较长的结构的特点，在设计中采用了两段轴的方式，分别为主传动轴和中间传动轴和后桥传动轴。通过中间的支撑连接，能够有效避免传动轴长度较大而产生共振的问题。同时综合考虑到输出和输入轴之间的距离以及货车装载和行驶过程中的变形，采用了十字轴万向节传动的方式，为了防止直线距离的变化，传动轴中设计了伸缩节，伸缩节有花键以及滑动叉等组成。在强度方面，为了确保传动轴具有足够的强度和刚度支撑传动工作，将传动轴设计成了的空心管状结构。其中空心结构能够避免转动惯量大的问题，圆形则能够承受较大的转矩。材料选择为40CrNi。根据给定的参数以及《汽车设计》相关资料，传动轴的材质选择通常是壁厚为1.5mm到3mm的低碳钢，经过卷制和焊接加工工艺加工而成所形成的厚度均匀的圆形卷筒。这种圆形卷筒的特点是有较大的直径，抗弯扭能力强，刚度大，适用载货汽车的传动工况。2.2.2花键的选择传动系统能够通过花键来补偿传动轴之间由于振动、载荷突变等所引起的长度的变化。在结构位置设计的时候，一般考虑到伸缩的摩擦力以及花键的磨损，花键的位置都是靠近中间支撑处。同时为了确保传动的顺利以及减少磨损，一般需要对花键进行磷化处理，同时在外面增加防尘罩，减少异物的入侵。花键在配合的间隙上应当选择较小的值，这样能够减少配合间的振动。在花键和键槽的配合过程中，需要确保整个传动轴的动平衡，对于动平衡不足的地方，需要考虑通过平衡片的方式进行补偿。万向轴中花键的结构如下图2-2所示。本次设计花键的形式选择的是矩形花键。图2-2万向传动轴—花键轴结构简图其中：1-盖子；2-盖板；3-盖垫；4-万向节叉；5-加油嘴；6-伸缩套；7-滑动花键槽；8-油封；9-油封盖；10-传动轴管。2.2.3万向节的选择万向节的种类比较多，其中应用最为广泛的就是十字轴万向节，在组成结构中主要有主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承等，同时还有附属的定位机构以及密封件等。十字轴万向节具有整体构造较为简单、传动效率好、稳定性高、成本较低的优点。但是在传动的过程中对其两轴的夹角来说需要在一定的范围内，如果夹角过大，则轴承的使用寿命以及传动的效率等都会下降。对于十字轴的材料，一般选择为20CrMnti。十字轴的轴径需要进行渗碳处理，深度通常为1mm左右，在渗碳经处理后，十字轴硬度可以达到60HBC以上。对于万向节叉的材质一般都是选择45低碳钢，经调制处理后硬度能够达到18-33HRC。滚针轴承选择高碳钢，材质为GCr15。万向节主要的损坏形式就是轴承的磨损以及承受压力的十字轴表面出现了磨损或者剥落等现象。根据《汽车设计》相关理论，当磨损量超过了0.15mm的时候便可以报废整个万向节。对于十字轴来说它的主要失效形式就是根部的断裂，由于工作中收到扭矩和弯矩的作用，所以必须具有达到要求的抗弯强度。2.2.4中间支持结构的选择中间支持装置一般在轴距较长的载货汽车比较常见。中间支撑结构通常安装在汽车车架或者横梁上。为了能够确保安装的精度需要考虑安装位置补偿、传动轴在轴向的误差以及旋转角度的补偿。在车辆正常行驶的过程中，由于颠簸发动机以及车架都会出现变形，所以中间支撑需要综合考虑各种补偿。在中间支持结构的设计中，需要根据《汽车设计》中的设计标准，合理的选择满足使用径向刚度的弹性元件。同时其固有的频率的产生临界速度要低于传动轴的工作速度，避免由于频率的相同而产生共振想象。一般大型载货汽车的临界转速取值范围在1000r/min到2000r/min之间。本次设计中，选择的临界转速为1800r/min，并通过固有频率的计算以及综合考虑传动轴的共振临界速度和附加弯矩等综合参数，确定中间支承的频率。3传动轴的设计3.1传动布置形式的选择汽车的万向节主要用于传动系统中，安装在变速箱和驱动轴之间。由于变速箱的输出和驱动桥的输入并不是同心轴，在实际的工作中，由于一些其他因素相对位置也会不断的出现变化。在车辆万向传动装置的设计中，变速器和驱动桥之间由于车架的设计或者一些其他结构的设计，会使得变速器和驱动桥之间的相对位置不在一个中心线上，相互之间的角度也会出现偏差。这个时候万向传动装置的作用就凸显出来了。一般车辆根据传动距离，会设置一根或者几根传动轴来连接。对于轴距较长的车型，不适合采用单轴传动，所以增加了一个传动支撑。在本次设计中，由于参考的车型轴长较长，所以采用二轴加中间支撑的传动方式。3.2传动轴断面尺寸的计算和校核本次万向传动装置的设计采用的是两轴三万向节的方式，传动形式为开式，中间设计有中间支撑。根据安全系数的计算公式可以得到临界转速的计算公式如下：𝑛𝑘0=𝑘𝑛𝑚𝑎𝑥公式中的k表示安全系数，取值为1.5，𝑛𝑚𝑎𝑥表示汽车行驶过程中的最大转速，计算公式为：𝑛𝑚𝑎𝑥=𝑛𝜎𝑚𝑎𝑥×𝑖𝑘公式中的𝑛𝜎𝑚𝑎𝑥表示发动机最大功率时的转速，给定值为3400r/min，𝑖𝑘表示最高档位的传动比，给定值为0.745。则可以代入计算得：𝑛𝑚𝑎𝑥=2533r/min，𝑛𝑘0=3799.5r/min。根据上面的基本参数，对主传动轴进行计算，根据相关的标准，选择钢管表如下所示：表2.260—95mm电焊钢管YB242-63外径钢管毕后度/mm601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.563.51.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5751.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5831.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5891.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.81001.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8由于所选择的传动轴为开放式的，所以根据临界转速的公式进行计算，设定主传动外径为Dc2，内径为dc2，壁厚表示为B，主传动轴长度LC。初选传动轴管外径Dc2为75mm，厚度2.5mm，则dc2为70mm，主传动轴长度LC为970mm𝑛𝑘=1.2×108×𝐷𝑐2+𝑑𝑐2𝐿𝑐2=3600经计算符合要求。根据临界转速计算出传动轴的基本尺寸以后，还需要对传动轴进行强度的计算，在设计中传动轴所运行的最大夹角读书为3°，所以所产生的附加弯矩非常小，为了简便计算，对由于夹角多引起的弯矩暂时忽略，计算的时候指根据所承受的纯扭矩进行应力计算，计算公式如下：τ=𝑇𝑊公式中的T表示轴所传递的扭矩，单位是N.mm，W表示所选传动轴的抗扭截面模量，计算公式为:W=𝜋16(𝐷4−𝑑4𝐷)则可以得到传动轴扭矩的计算公式为：τ=16𝐷𝑇𝜋(𝐷4−𝑑4)≤[𝜏]上述公式中[𝜏]表示材料的许用应力，根据材质以及结构特点，取值为300MPa.传动轴计算扭计算公式如下：T=𝑘𝑑𝑇𝜎𝑚𝑎𝑥𝑖1𝜂𝑛公式中各个参数的含义，𝑇𝜎𝑚𝑎𝑥表示发动机的最大转矩，给定值为1050N/m，n表示驱动桥的数量，取值为1，𝑖1表示一档位传动比，给定值为12.961，𝜂表示从发动机到传动轴之间的传动效率，取值为0.96，𝑘𝑑表示离合器的系数，对于一般的载货汽车来说，取值为1。则代入各个参数计算可得：T=13064N/m，𝜏=66.57mpa根据计算可以看到，传动轴的尺寸设计能够满足使用要求，能够满足在各种极限工况下正常稳定工作的要求。在设计的过程中，由于中间轴比主动轴还要短，所以其的外径和内径等基本尺寸也一定会符合，不需要进行重复验算。3.3滑动花键的设计车辆在正常行驶的过程中，由于载荷的变化以及路况的不同，变速器和驱动桥之间的位置会出现微小的形变。为了避开由于位置变化而带来的传动问题，在传动轴中设计了滑动叉以及花键轴配合所形成的滑动花键来弥补由于位置的变化而带来的传动轴长度的变化。根据《汽车设计》滑动花键主要有两种形式，分别是矩形花键和渐开线花键。在本次设计中依据传动的形式，传递的扭矩等选择了矩形花键。根据《机械设计手册》以及《汽车设计》初步选择花键的基本尺寸为内径dn为36mm，外径Dn为40mm，齿宽为7mm，齿数为8。花键选择A型花键。在选择花键之后，根据基础参数，对所选择的花键轴进行扭转应力以及挤压应力的校核，以确保所选择的花键能够满足使用要求。首先计算扭转应力，扭转应力的计算是以内径为基准的，计算公式如下：[𝜏ℎ]=16𝜋𝜋𝑑3ℎ上述公式中T表示传动轴所传递的扭矩，d表示花键的内径，[𝜏ℎ]表示许用应力，根据安全系数k的计算公式为：k=𝜏𝑐𝜏ℎ取k值为2，则可以得到𝜏ℎ为100MPa，则代入计算可得：𝜏ℎ=97Mpa，小于[𝜏ℎ]。可以看到所选择的花键能够满足扭转应力的要求。花键传动过程中所承受的挤压应力，计算公式如下：𝜎𝑦=𝑇𝐾'(𝐷ℎ+𝑑ℎ4)(𝐷ℎ−𝑑ℎ2)𝐿ℎ𝑁≤[𝜎𝑦]在上述公式中，T表示花键所传递的扭矩，𝐾'表示花键工作时候的不均匀分布系数，取值范围为1.3到1.4，本次设计取值为1.3。𝐷ℎ和𝑑ℎ分布表示花键的内径和外径，𝐿ℎ则表示花键的有效工作长度，N表示花键的齿数，𝜎𝑦表示花键的许用挤压应力，对于花键来说，经过处理后，硬度达到35HRC，[𝜎𝑦]=25-50MPa。将各基础参数分别代入可得：𝜎𝑦=38Mp，在[𝜎𝑦]允许的区间内，符合设计的要求。4万向节总成的设计4.1万向节类型的选择利用万向节传动能够实现传动过程中角度的变化，万向节是汽车传动系统中的一个基本零件。根据其在传动过程中是否有弹性，万向节可以分为挠性和刚性两种结构，其动力传递的形式不同。挠性零部件这要是靠零件的弹性传递动力的，能够起到缓冲和减轻振动的目的。刚性则是依靠零部件的铰接完成动力传递的。在目前的汽车结构中，最常见的就是十字轴万向节，由于其传动效率高、工作稳定，结构简单并且成本较低，所以在汽车传动中应用非常广泛。本次设计选择十字轴万向节。4.2万向节参数选取与设计校核4.2.1十字轴的设计与计算根据本次设计的货车基本参数以及《汽车设计》推荐的选择范围，本次设计选择十字轴的基本尺寸选择为：十字轴长度H=90mm，轴径的直径尺寸为d1=22mm，轴径的长度尺寸为h值21mm，滚针的直径尺寸d0值为3mm，滚针的长度尺寸L值为26mm。滚针的数量n值为45。在工作中，十字轴万向节主要的失效形式就是磨损以及压痕。对于十字轴的轴径来说，由于在高速运转的时候会出现接触，所以很容易出现磨损的现象。根据相关的规定，当磨损的量超过了0.15mm的时候，十字轴就需要做报废处理。十字轴的主要失效形式还有一个额就是根部的断裂，由于工作中所承受的力非常大，所以需要确保根部具有足够的强度。十字轴受力的结构简图如下图4-1所示：图4-1十字轴主要尺寸及受力情况根据十字轴的受力结构简图，计算轴径中心处所承受的力F的计算公式如下：F=𝑇2𝑟𝑐𝑜𝑠𝛼上述公式中T表示传动轴所传递的扭矩，在前面的章节中已经计算了，值为13064N/m，r表示作用力到十字轴中心的距离。Α表示传动轴传动过程中最大的夹角，本次设计给定的最大夹角为3°。代入各参数计算可得：F=93441N。依据受力分析，在十字轴的根部所承受的弯曲应力以及切应力需要满足使用要求，防止出现失效情况的出现。计算公式分别如下：𝜎𝑤=32𝑑1𝐹𝑆𝜋(𝑑14−𝑑24)≤[𝜎𝑊]τ=4𝐹𝜋(𝑑14−𝑑24)≤[𝜏]上述公式中d1表示十字轴的轴径尺寸，数值是22mm，d2表示油孔的尺寸，直径是6mm，S表示作用力所在位置F到轴径根部的距离，它的数值是轴径高度的一致，取值为10.5mm。[𝜎𝑊]表示所选材料一级结构的弯曲应力许用值，范围是250MPa~350MPa，[𝜏]表示切应力的许用值，取值范围是80MPa~120MPa。将各个基础参数分别代入计算可得：𝜎𝑤=101.6𝑀𝑝𝑎<[𝜎𝑊]τ=45Mpa<[𝜏]根据计算可以看到，所选择的十字轴的基本尺寸能够满足应力需要，设计合理。4.2.2滚针轴承的选取与校核汽车万向节的轴承采用的都是滚针轴承，在十字轴滚针轴承滚针尺寸的设计中，一般直径不小于1.6mm，以免工作的时候由于载荷的作用被压缩。而且轴承表面的尺寸公差要求比较高。如果滚针的尺寸不同，则会出现载荷分配不均匀的现象，会产生振动。所以所有的公差都要控制在0.003mm以内。滚针的数量如果较少，则相互之间的缝隙就比较大，运转的时候就有被卡主的可能性，如果数量过多。在工作的时候有与发热，也会出现卡滞的现象，一般合理的间隙值为0.009到0.095mm之间。对于滚针的长度一般要求小于十字轴轴径的长度，这样对其承载力具有提高的作用，同时也会减少应力集中的现象。轴承在工作中的接触应力应当满足使用的需求，计算公式如下：𝜎𝑗=272(1𝑑1+1𝑑0)𝐹𝑛𝐿𝑏≤[𝜎𝐽]上述公式中，d0表示所选择滚针的直径，选择值为3mm，d1表示十字轴的轴径尺寸，值为22mm，Lb表示滚针的工作长度，计算公式为:𝐿𝑏=𝐿−(0.5~1)𝑑0其中L表示滚针的长度。Fn表示在合力的作用下，单个滚针所承受的载荷，计算公式如下：𝐹𝑛=4.6𝐹𝑖𝑧公式中的i表示滚针的列数，Z表示滚针数。对于十字滚针，表面经过处理之后，硬度能够达到58HRC以上，所以去许用接触应力为3000~3200MPa。在本次设计的车型中，滚针的列数i取值为1，滚针数量z取值为45，则代入计算可得：𝐹𝑛=9551.7𝑁将其他参数代入进行计算可得：𝜎𝑗=3154𝑀𝑝𝑎<[𝜎𝑗]根据计算可以看到，所选择的十字滚针能够满足使用的要求。4.3十字轴总成的润滑十字轴总成在工作中会承受来自于传动系统较大的转矩以及交变应力，所以主要的损坏形式就是轴径的磨损、折断以及轴承的压痕和剥落等。在一般的汽车维护中都会明确规定，中间轴承和滑动叉需要使用润滑脂进行定期润滑。而十字轴则明确要求使用齿轮油进行润滑。齿轮油的主要特点就是油液的粘稠度较高，能够形成致密的氧化膜，在高速旋转的时候，不会因为离心力的作用导致油膜被甩掉，润滑性能较好。同时能够适应一般高温的环境，在压力较大的工作场合也能够形成润滑油膜。在十字轴中，由于轴承盖的密封性，齿轮油也有可能会被甩出来，所以需要定期对万向节进行润滑，都是检查各个地方的密封性。以确保十字轴能够正常工作。5中间支撑装置的设计在中间支持结构的设计中，需要根据《汽车设计》中的设计标准，合理的选择满足使用径向刚度的弹性元件。同时其固有的频率的产生临界速度要低于传动轴的工作速度，避免由于频率的相同而产生共振想象。一般大型载货汽车的临界转速取值范围在1000r/min到2000r/min之间。本次设计中，选择的临界转速为1800r/min，并通过固有频率的计算以及综合考虑传动轴的共振临界速度和附加弯矩等综合参