115S传动轴配474发动机设计计算报告0618Word格式.docx

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五、参考文献9

一、校核目的

1、传动轴万向节夹角是否满足等速传动要求;

2、传动轴上下跳动到极限位置时的最大夹角;

3、传动轴花键的滑移量,检查传动轴花键是否可能脱开或顶死;

4、传动轴稳定性校核;

5、传动轴强度校核。

二、概述

115S传动轴属于十字轴万向节式传动轴,具体结构为后驱、单段式、双十字轴万向节式传动轴。

布置设计时需保证传动轴万向节叉在同一平面内,尽量使万向节的夹角

,以减少传动的不等速性。

——变速箱输出轴和轴管夹角;

——轴管和主减速器输入轴夹角。

三、校核

1、输入参数

115S传动轴(配474发动机)计算输入参数见表1

名称

数值

发动机最大转速nemaxr/min

6300

发动机最大力矩TemaxN.mm

102000

变速器一档速比ig1

4.425

变速器五档速比ig5

1

传动轴长度Lcmm

580

传动轴外径Dmm

50

传动轴内径dmm

46.4

满载质量Kg

1632

安全系数K

1.2~2.0

115S传动轴(配474发动机)计算输入参数

2、等速传动校核

空载和上下极限工况下万向节实际的夹角见表2,万向节许用夹角见表3。

状态

空载

1.39º

0.84º

下跳极限

6.97º

6.39º

上跳极限

10.3º

10.88º

表2万向节夹角

万向节夹角α不大于

汽车静止

行驶中极限夹角

15º

~20º

表3十字轴万向节夹角α的允许范围

从表2和表3可知,汽车在空载和极限工况下万向节夹角都满足要求。

单个十字轴万向节主、从动叉轴转角βa、βb间的关系为:

tanβa=tanβb×

cosα

(1)

式中,βa——主动叉轴转角

βb——与βa相对应的从动叉轴转角

α——两轴夹角

公式1又可以写为:

βb=arctan(tanβa/cosα)

(2)

若夹角不变,将公式2两边对时间求导数,整理后得:

ωb=ωa[cosα/(1-sin2αcos2βa)](3)

式中,ωa——主动叉轴角速度

  ωb——从动叉轴角速度

整理上式,消去传动轴的角速度得:

(4)

(5)

式中,ω1——变速箱输出轴角速度

ω3——主减速器输入轴角速度

——变速箱输出轴与传动轴夹角

——传动轴与主减速器输入轴夹角

——变速箱输出轴输入角度

——主减速器输入轴输出角度

忽略传动机构各处摩擦产生的影响,根据瞬时功率相等的原理,后桥输入轴上的力矩为:

(6)

式中,T1——变速箱输出轴力矩

T3——主减速器输入轴力矩

空载状态下,输出轴与输入轴角速度波动曲线(

,ω3/ω1)如图1

图1空载状态下角速度波动曲线

下极限状态输出轴与输入轴角速度波动曲线(

,ω3/ω1)如图2。

图2下极限状态下角速度波动曲线

上极限状态输出轴与输入轴角速度波动曲线(

,ω3/ω1)如图3。

图3上极限状态下角速度波动曲线

空载状态下,输出轴与输入轴力矩波动曲线(

,T3/T1)如图4。

图4空载状态下力矩波动曲线

下极限状态下,输出轴与输入轴力矩波动曲线(

,T3/T1)如图5。

图5下极限状态下力矩波动曲线

上极限状态下,输出轴与输入轴力矩波动曲线(

,T3/T1)如图6。

图6上极限状态下力矩波动曲线

经分析,传动轴的力矩和角速度波动范围非常小,小于10%,可视为等速传动。

3、传动轴上下跳动的极限位置及工作夹角校核

由整车设计状态,得出后悬架的跳动行程,后悬架跳动行程如表4所示。

序号

车辆状态

挠度f(mm)

空载至下跳极限

54

2

空载至上跳极限

116.5

表4后车轮极限跳动状态

根据后悬架、后桥和传动轴结构关系分别求出三种状态下传动轴相关点坐标如表5所示,各具体位置如图7。

图7空载时的传动轴位置图

极限状态

X

Y

Z

花键理论中心Am

1735

23.4

27.1

万向节1中心Bm

1808.8

21.2

万向节2中心Cm

2385.7

20

-39

下跳

极限

1726.8

27.7

万向节1中心Cm

1800.6

21.8

2368.8

-94.5

Am移动量δ1

-8.2

1742.4

26.5

1816.2

20.6

2393.3

78.1

Am移动量δ2

7.4

表5各工况下相关坐标值(相对整车坐标系)

车轮下跳到极限位置时传动轴花键移动量δ1=8.2mm<

<

40(花键长度的L/2),花键向内移动量很小,因此传动轴不会顶死,传动轴在车轮下极限位置时满足使用要求。

车轮上跳到极限位置时传动轴花键移动量δ2=7.4mm<

40(花键长度的L/2),花键向外移动量很小,因此传动轴不会脱落,传动轴在车轮上极限位置满足使用要求。

传动轴花键移动量δ=δ1+δ2=15.6mm。

4、传动轴临界转速校核

传动轴临界速度:

(7)

其中,D——传动轴外径

d——传动轴内径

Lc——传动轴长度

将表1数据带入公式7可得:

nc=24332r/min。

驱动轴的实际最高转速:

ncmax=

=6300

式中,nemax——发动机的最高转速(r/min)

ig5——变速器最高档传动比

因此安全系数K=nc/nmax=3.9。

《汽车设计》推荐一般汽车K的取值为1.2~2.0。

所以传动轴的临界转速满足要求。

5、传动轴强度校核

1)传动轴轴管强度校核

轴管扭转应力:

(8)

其中,Temax——发动机最大扭矩

——驱动轴的动载系数

——变速箱1档传动比

驱动轴的动载系数

的确定:

(9)

式中,ma——整车满载质量

0.195×

=30.6>

16

由公式(9)可得:

=0。

性能系数

=0的汽车,动载系数Kd=1。

将表1参数带入公式8可得:

=71.2MPa。

一般汽车的传动轴轴管许用应力[

]=125MPa。

可见传动轴轴管强度满足使用要求。

2)十字轴万向节强度校核

十字轴轴颈所受最大垂向力

(10)

其中,R——力作用点至十字轴中心距离25.4mm

α——万向节主、从动叉轴的夹角

空载状态下

=1.39°

=0.84°

Q1=2008.5N

Q2=2008.1N

十字轴轴颈所受弯曲应力:

(11)

十字轴轴颈所受剪切应力:

(12)

其中,S——力作用点至十字轴轴颈根部距离6.7mm

d1——十字轴轴颈直径Φ25mm

d2——十字轴轴颈油道孔直径Φ5.5mm

由公式11、12可得空载状态下前、后十字轴万向节十字轴轴颈所受弯曲应力、剪切应力为:

σ1=8.8MPa

σ2=8.8MPa

1=4.3MPa

2=4.3MPa

推荐十字轴万向节弯曲许用应力[σ]=250MPa,剪切许用应力[

]=80MPa。

因此十字轴的强度满足设计要求。

四、总结

综上校核计算,115S(配474发动机)传动轴主要布置技术参数如表6所示,传动轴满足使用要求。

传动轴理论长度(两万向节中心)

花键移动量δ

15.6

传动轴夹角β1(轴线与XY平面)

5.95º

传动轴夹角β2(轴线与ZX平面)

0.34º

表6传动轴主要布置参数

五、参考文献

1.汽车设计(第3版)王望予机械工业出版社2000

2.汽车工程手册(设计篇)机械工业出版社2001

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