傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)及應(yīng)用.ppt

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汽車傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)及應(yīng)用,傳動(dòng)軸功能及用途,傳動(dòng)軸的功能主要是將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)傳遞給車輪驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。在汽車上主要安裝在如下部位： 1、變速箱－后橋（十字軸式萬(wàn)向節(jié)） 2、變速箱－中橋（十字軸式萬(wàn)向節(jié)） 3、中橋－后橋（十字軸式萬(wàn)向節(jié)） 4、變速箱－分動(dòng)箱（十字軸式萬(wàn)向節(jié)） 5、分動(dòng)箱－前橋（十字軸式萬(wàn)向節(jié)） 6、分動(dòng)箱－后橋（十字軸式萬(wàn)向節(jié)） 7、前（中、后）橋－車輪（球籠式萬(wàn)向節(jié)或雙聯(lián)十字軸式萬(wàn)向節(jié)等）,傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)及原理,,傳動(dòng)軸主要由萬(wàn)向節(jié)、軸管、及滑動(dòng)花鍵副組成。萬(wàn)向節(jié)由萬(wàn)向節(jié)叉、十字軸帶滾針軸承總成及定位零件（卡環(huán)、軸承壓板等）組成。,汽車行駛時(shí)，變速箱與驅(qū)動(dòng)橋的相對(duì)位置經(jīng)常在發(fā)生變化，與之相連的傳動(dòng)軸的角度和長(zhǎng)度也就在經(jīng)常變化，所以傳動(dòng)軸帶有萬(wàn)向節(jié)和可伸縮的滑動(dòng)花鍵。,傳動(dòng)軸花鍵，以往大多采用矩形花鍵，目前漸開線花鍵的應(yīng)用越來(lái)越普遍。漸開線花鍵具有齒面接觸好、自動(dòng)定心、強(qiáng)度高、壽命長(zhǎng)、加工成本低等優(yōu)點(diǎn)?；瑒?dòng)花鍵按在傳動(dòng)軸中的位置分，有內(nèi)側(cè)滑動(dòng)和外側(cè)滑動(dòng)兩種結(jié)構(gòu)。按結(jié)構(gòu)形式分，有滑動(dòng)叉結(jié)構(gòu)和花鍵軸叉結(jié)構(gòu)。為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損，有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)行尼龍涂敷處理。,軸管用來(lái)連接萬(wàn)向節(jié)和滑動(dòng)花鍵。高速旋轉(zhuǎn)的傳動(dòng)軸要求軸管質(zhì)量分布均勻，容易動(dòng)平衡，因此通常采用低碳鋼板卷制的電焊鋼管。同時(shí)，空心管還有重量輕、成本低、臨界轉(zhuǎn)速高的優(yōu)點(diǎn)。所謂臨界轉(zhuǎn)速，就是當(dāng)傳動(dòng)軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲振動(dòng)固有頻率時(shí)，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動(dòng)軸折斷的轉(zhuǎn)速。 臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算公式如下： 當(dāng)傳動(dòng)軸過(guò)長(zhǎng)時(shí)，自振頻率降低，容易產(chǎn)生共振。這時(shí)可把傳動(dòng)軸分為兩段、三段甚至更多，傳動(dòng)軸分段時(shí)須加中間支承裝置。,萬(wàn)向節(jié),萬(wàn)向節(jié)按工作環(huán)境，分為開式萬(wàn)向節(jié)和閉式萬(wàn)向節(jié)。 萬(wàn)向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)。剛性萬(wàn)向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞動(dòng)力的，可分為不等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)和等速萬(wàn)向節(jié)。撓性萬(wàn)向節(jié)是靠彈性零件傳遞動(dòng)力的，具有緩沖減振作用。 不等速萬(wàn)向節(jié)(卡當(dāng)或虎克萬(wàn)向節(jié)）：十字軸萬(wàn)向節(jié)為不等速萬(wàn)向節(jié)。對(duì)于單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)，當(dāng)主動(dòng)軸等速旋轉(zhuǎn)時(shí)，從動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速時(shí)快時(shí)慢，這就是十字軸萬(wàn)向節(jié)的不等速性。不等速性與兩軸夾角有關(guān)，夾角越大，不等速性越嚴(yán)重，從而引起動(dòng)力總成支承和懸架彈性元件的擺動(dòng)，引起變速箱和后橋齒輪的沖擊噪聲。一般要求，當(dāng)萬(wàn)向節(jié)工作夾角大于3時(shí)，夾角（度）與轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）的乘積不大于18000。十字軸萬(wàn)向節(jié)盡管有不等速性的弊病，但結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、成本低廉，還是被汽車工業(yè)廣泛采用。只要設(shè)計(jì)合理，可以克服和最大限度降低其不等速性的影響。我們?cè)谠O(shè)計(jì)時(shí)盡力調(diào)整各萬(wàn)向節(jié)夾角、傳動(dòng)軸叉子相位等因素，使輸出軸與輸入軸在汽車滿載使盡可能接近等速。,準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)：是指輸入軸和輸出軸以近似等速傳遞運(yùn)動(dòng)的萬(wàn)向節(jié)。雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)、凸塊式萬(wàn)向節(jié)和三銷軸式萬(wàn)向節(jié)等為準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)。主要用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋。 等速萬(wàn)向節(jié)：等速萬(wàn)向節(jié)是指輸入軸和輸出軸以等速傳遞運(yùn)動(dòng)的萬(wàn)向節(jié)。球籠式萬(wàn)向節(jié)和球叉式萬(wàn)向節(jié)等為等速萬(wàn)向節(jié)。主要用于轎車和驅(qū)動(dòng)橋。 撓性萬(wàn)向節(jié)：撓性萬(wàn)向節(jié)依靠其中彈性零件的彈性變形來(lái)保證在相交兩軸間傳動(dòng)時(shí)不發(fā)生干涉。它能減小傳動(dòng)系的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)、動(dòng)載荷和噪聲，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，使用中不需潤(rùn)滑，一般用于兩軸間夾角不大和很小軸向位移的萬(wàn)向傳動(dòng)場(chǎng)合。,十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu),十字軸萬(wàn)向節(jié)按滾針軸承的定位方式，可分為壓板式（蓋板式）、卡環(huán)式、軸承蓋式（瓦蓋式）和翼形軸承式。 壓板式結(jié)構(gòu)：采用壓板、螺栓和鎖片來(lái)定位十字軸及滾針軸承。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，工藝性好。 卡環(huán)式結(jié)構(gòu)：采用卡環(huán)來(lái)定位十字軸及滾針軸承，它又分為外卡式和內(nèi)卡式兩種。這兩種結(jié)構(gòu)的共同點(diǎn)是結(jié)構(gòu)質(zhì)量輕，卡環(huán)尺寸分組后可調(diào)整十字軸端面間隙。另外，外卡式結(jié)構(gòu)比內(nèi)卡式結(jié)構(gòu)工藝簡(jiǎn)單，便于實(shí)現(xiàn)流水線生產(chǎn)。目前的傳動(dòng)軸越來(lái)越普遍采用外卡式結(jié)構(gòu)。 軸承蓋式結(jié)構(gòu)：其萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸滾針軸承配合的園孔不是一個(gè)整體，而是分成兩部分，成瓦蓋式結(jié)構(gòu)，用螺栓螺母緊固。這種結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是裝拆方便，但結(jié)構(gòu)、工藝復(fù)雜，剛性差，目前已不多見。 翼形軸承結(jié)構(gòu)：這種結(jié)構(gòu)其實(shí)是瓦蓋式結(jié)構(gòu)的延伸。就是將瓦蓋和滾針軸承合為一個(gè)整體，用螺栓螺母緊固。這種結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是裝拆方便，但是結(jié)構(gòu)、工藝復(fù)雜，但是由于它結(jié)構(gòu)質(zhì)量輕，在越野車上使用的比較廣泛。,,,內(nèi)卡結(jié)構(gòu),外卡結(jié)構(gòu),翼形軸承結(jié)構(gòu),瓦蓋式結(jié)構(gòu),蓋板式結(jié)構(gòu),傳動(dòng)軸中間支承,在長(zhǎng)軸距汽車上，為了提高傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速、避免共振以及考慮整車總體布置上的需要，常將傳動(dòng)軸分段。當(dāng)傳動(dòng)軸分段時(shí)，需加設(shè)中間支承。 中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，義補(bǔ)償傳動(dòng)軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過(guò)程中由于發(fā)動(dòng)機(jī)竄動(dòng)或車架變形引起的位移。目前廣泛采用的是橡膠彈性中間支承。橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動(dòng)軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。當(dāng)這些周期性變化的作用力的頻率等于彈性中間支承的固有頻率時(shí)，便會(huì)發(fā)生共振。,,傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡,傳動(dòng)軸總成不平衡是傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的一個(gè)激勵(lì)源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，將產(chǎn)生明顯的振動(dòng)和噪聲。所以傳動(dòng)軸裝配后必須100％進(jìn)行動(dòng)平衡檢驗(yàn)，并在傳動(dòng)軸兩端焊平衡片校正不平衡量，其剩余不平衡量不應(yīng)低于GB 9293中規(guī)定的G40平衡品質(zhì)等級(jí)。 影響傳動(dòng)軸動(dòng)平衡品質(zhì)的因素： 1、萬(wàn)向節(jié)十字軸的軸向間隙； 2、傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵副中的間隙； 3、傳動(dòng)軸總成兩端連接處定心精度； 4、高速回轉(zhuǎn)時(shí)傳動(dòng)軸的彈性變形。,傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算,傳動(dòng)軸總成的臨界轉(zhuǎn)速,在確定傳動(dòng)軸軸管尺寸和總成長(zhǎng)度時(shí)，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的強(qiáng)度和足夠的臨界轉(zhuǎn)速，以便傳動(dòng)軸在低速大扭矩和高速行駛時(shí)都能可靠地工作。 實(shí)際生產(chǎn)的傳動(dòng)軸不可能絕對(duì)平衡，高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，傳動(dòng)軸質(zhì)量偏心產(chǎn)生的離心力會(huì)引起傳動(dòng)軸的彎曲振動(dòng)。當(dāng)傳動(dòng)軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲振動(dòng)固有頻率時(shí)，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動(dòng)軸彎曲折斷，此時(shí)的轉(zhuǎn)速稱為傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速。 臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算公式如下： 式中 D，d—傳動(dòng)軸的軸管外徑和內(nèi)徑，mm L —傳動(dòng)軸總成的長(zhǎng)度（萬(wàn)向節(jié)中心距離），mm 由于計(jì)算臨界轉(zhuǎn)速的公式是近似的，另外，傳動(dòng)軸使用中的磨損，平衡的破壞等，都會(huì)使傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速下降。因此，設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，為安全起見，要使傳動(dòng)軸的最高轉(zhuǎn)速小于0.7nk。,傳動(dòng)軸額定載荷的確定,傳動(dòng)軸的額定載荷是根據(jù)車型的配置參數(shù)計(jì)算出來(lái)的。先按發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩計(jì)算，再按車輪的最大附著力計(jì)算，取二者中的小值作為額定扭矩。 1、按發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩計(jì)算： Mg=Memaxik1ip1/n 式中 Mg—按發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩計(jì)算時(shí)傳動(dòng)軸承受的扭矩，N.m Memax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩，N.m ik1 —變速箱一檔速比 ip1 —分動(dòng)箱低檔速比 n —使用分動(dòng)器低檔時(shí)的驅(qū)動(dòng)軸數(shù)目 2、按車輪最大附著力計(jì)算： Mφmax=Grkψ/io 式中 Mφmax—按附著力計(jì)算時(shí)傳動(dòng)軸承受的扭矩，N.m G—滿載時(shí)驅(qū)動(dòng)軸上的載荷，N rk —車輪的滾動(dòng)半徑，m ψ —輪胎與地面的附著系數(shù)（在良好的瀝青路面上取0.8） io —減速器速比,傳動(dòng)軸系統(tǒng)當(dāng)量夾角的計(jì)算,假如多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的各軸軸線均在同一平面，且各傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉平面之間的夾角為0或90，則當(dāng)量夾角αe為 式中，α1、α2、α3為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。正負(fù)號(hào)是這樣規(guī)定的：當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬(wàn)向節(jié)中，如果其主動(dòng)叉與此平面重合定義為正，反之，定義為負(fù)。 為使多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，應(yīng)使αe=0。 在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，總是希望其當(dāng)量夾角盡可能小，一般設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使空載和滿載兩種工況下的αe不大于3。,,十字軸萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算,十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞，通常是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損、十字軸軸頸和滾針軸承工作表面的壓痕和剝落。當(dāng)磨損和壓痕超過(guò)0.25mm時(shí)十字軸和滾針軸承應(yīng)報(bào)廢。在設(shè)計(jì)萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸有足夠的抗彎強(qiáng)度和磨損壽命。 十字軸危險(xiǎn)斷面大都發(fā)生在軸頸根部。 軸頸根部的彎曲應(yīng)力σ為： 軸頸根部的剪切應(yīng)力為： 十字軸軸頸的接觸應(yīng)力為： 式中：d：十字軸軸頸直徑， mm d0： 十字軸油孔直徑， mm t： 軸頸危險(xiǎn)斷面至滾針中心距離， mm r： 十字軸中心至滾針中心距離， mm lz： 滾針工作長(zhǎng)度， mm Z： 滾針數(shù) dz：滾針直徑， mm P：作用在十字軸軸頸上的力，N （P＝ Mmax / 2r） Q：每個(gè)滾針?biāo)惺艿淖畲筝d荷，N（Q＝4.6P/iz） i：滾針列數(shù),,軸管的設(shè)計(jì)計(jì)算,軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： τmax = ≤120N/mm2 式中 ： D－軸管外徑,mm d－軸管內(nèi)徑,mm 計(jì)算軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力時(shí)，安全系數(shù)一般按1.5來(lái)確定。,,花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算,花鍵軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： τ = ≤300N/mm2 花鍵齒側(cè)的擠壓應(yīng)力為： σ擠 = 式中： D1：花鍵軸花鍵大徑 ， mm D2：花鍵孔花鍵小徑 ， mm d：花鍵軸小徑 ， mm n：花鍵齒數(shù) L：花鍵嚙合長(zhǎng)度 ， mm 計(jì)算花鍵軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力時(shí)，安全系數(shù)一般按2～3來(lái)確定。對(duì)于齒面硬度大于35HRC的滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為25～50Mp，對(duì)于不滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為50～100Mp。 漸開線花鍵應(yīng)力的計(jì)算方法與矩形花鍵相似，只是計(jì)算的作用面是按其工作面的投影進(jìn)行。,,,傳動(dòng)軸連接螺栓的計(jì)算,連接螺栓的強(qiáng)度校核： 拉應(yīng)力：σ= 剪切應(yīng)力： τ= 擠壓應(yīng)力： σ擠= 式中： n－螺栓數(shù)量 d－螺栓小徑， mm L－突緣叉法蘭厚度， mm r－突緣叉螺栓分布圓半徑， mm P－每個(gè)螺栓承受的拉力，N（P=Mmaxf/nr ） f－花鍵副的摩擦系數(shù) 校核計(jì)算時(shí)，螺栓的安全系數(shù)不能低于3。,,,,中間支承的固有頻率可按下式計(jì)算： 式中 fo：為中間支承的固有頻率（Hz） CR ：為中間支承橡膠元件的徑向剛度（N/mm） M ：為中間支承的懸置質(zhì)量（kg），它等于傳動(dòng)軸落在中間 支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其座所受質(zhì)量之和 在設(shè)計(jì)中間支承時(shí)，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度， 使固有頻率對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速n=60f0盡可能低于傳動(dòng)軸的常用轉(zhuǎn) 速范圍，以免共振，保證良好的隔振效果。 傳動(dòng)軸共振有一階共振、二階共振和三階共振。,,中間支承的計(jì)算,1階,2階,3階,傳動(dòng)軸的諧振:單根傳動(dòng)軸的諧振頻率比較高，從激振試驗(yàn)的測(cè)試結(jié)果看，一階振頻就是設(shè)計(jì)計(jì)算中得出的臨界轉(zhuǎn)速，一般高出傳動(dòng)軸工作轉(zhuǎn)速1.5倍以上，二階三階則更高，都不在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，所以分析單根傳動(dòng)軸沒(méi)有實(shí)際意義。兩根傳動(dòng)軸及中間支承系統(tǒng)，通常有兩個(gè)在傳動(dòng)軸工作轉(zhuǎn)速范圍的諧振頻率，一階振頻約在20至30赫芝之間；二階振頻約在40至50赫芝之間，需要采取一定技術(shù)措施，防止嚴(yán)重的振動(dòng)和噪音出現(xiàn)。至于三根傳動(dòng)軸及兩中間支承系統(tǒng)，情況更復(fù)雜。 模態(tài)分析方法： 1、試驗(yàn)分析法，即用激振器給傳動(dòng)軸系統(tǒng)輸入一亇激振力，頻率從低緩慢增加，測(cè)出諧振頻率一階、二階、三階，然后將激振器固定在諧振頻率，多奌測(cè)量振幅畫出振型曲線。這是基本的方法，結(jié)果可靠可信，但比較費(fèi)事。 2、計(jì)祘機(jī)模態(tài)分析法：有模態(tài)分析軟件，并建成傳動(dòng)軸系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，合理確定邊界約束條件，就可以進(jìn)行實(shí)際系統(tǒng)的模態(tài)分析。它的優(yōu)奌是方便快捷，但結(jié)果的可信度決定于軟件水平、數(shù)學(xué)模型仿真程度、邊界約束條件合理性。傳動(dòng)軸模態(tài)分析系統(tǒng)的建立，應(yīng)通過(guò)多次實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證方可使用。 為了防止傳動(dòng)軸系統(tǒng)因工作在諧振狀態(tài)而發(fā)生嚴(yán)重振動(dòng)，在傳動(dòng)軸系統(tǒng)設(shè)計(jì)中運(yùn)用模態(tài)分析的結(jié)果，可以獲得顯著的效果。把傳動(dòng)軸支承設(shè)置在振型的節(jié)奌(即振幅為零的奌)，可以防止振動(dòng)通過(guò)支承傳到車箱駕駛室。傳動(dòng)軸系統(tǒng)的一階諧振往往是由支承頻率決定的，降低支承的固有頻率可以顯著降低傳動(dòng)軸系統(tǒng)一階振動(dòng)，改善傳動(dòng)軸的工作性能。,傳動(dòng)軸許用不平衡量的計(jì)算,例：某傳動(dòng)軸質(zhì)量為20kg,最高使用轉(zhuǎn)速3000r/min，平衡精度為G40,求許用不平衡量Uper。 G＝eper*ω/1000……………………………平衡精度(mm/s) eper＝Uper/M…….許用不平衡度(g.mm/kg) 式中：Uper－許用不平衡量，g.mm M－傳動(dòng)軸質(zhì)量，kg ω－角速度，rad/s 式中：M=20kg, n=3000r/min, G=40mm/s ω=2πn/60＝2π*3000/60(rad/s) 1、用計(jì)算法求許用不平衡量： G＝ eper*ω/1000＝Uper*ω/1000M Uper＝1000*G*M/ω ＝1000*40*20*60/2π*3000＝2548g.mm 每端許用不平衡量：2548/2＝1274g.mm 2、用查曲線法求許用不平衡量： 在n=3000r/min與G40的交點(diǎn)上查得對(duì)應(yīng)的eper≈130um＝0.13mm eper＝ Uper/M Uper＝eper*M ＝0.13*20*1000＝2600g.mm 每端的許用不平衡量：2600/2＝1300g.mm,謝謝,