汽车传动系统总体方案设计及传动轴设计.docx
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汽车传动系统总体方案设计及传动轴设计
汽车设计课程设计说明书
题目:
汽车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计
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摘要
汽车传动系统是连接发动机和汽车行驶系的纽带,在汽车的整体结构中有着不可替代的作用。
它主要由离合器、变速箱、传动轴和驱动桥等几大部分组成,各个部分都是满足某一功能的一个模块,各模块间又通过花键、法兰等串联为一个整体。
本课程设计参考一些现有同类型汽车,对汽车传动系统中的各大模块的功能和组成进行解析,然后在对万向传动轴进行详细的分析和计算并确定其结构。
关键字:
传动系;离合器;变速箱;传动轴;驱动桥;万向传动轴设计
第一章汽车传动系总体方案设计
1.1汽车传动系的各主要组成部分及功能
载重汽车的传动系统通常为机械式,它主要由离合器、变速器、分动器(多轴驱动)、由万向节和传动轴组成的万向传动装置以及安装在驱动桥中的主减速器、差速器和半轴等组成,发动机发出的动力经过传统系统传给驱动轮,驱动汽车行驶。
离合器处于传动系的首端,用来切断和实现对传动系的动力传递,以保证:
在起步时将发动机与传动系平顺地结合,使汽车能平稳起步;在换挡时将发动机与传动系分离,减少变速器中齿轮之间的冲击,便于换挡;在工作中受到大的动载荷时保护传动系,防止其受过大的载荷。
变速器的功用是:
在不同的使用条件下,改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,使汽车得到不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况范围内工作;保证汽车能倒退行驶和在滑行或停车时使发动机和传动系保持分离;需要时还应有动力输出的功能。
多轴驱动汽车上设有分动器,用于将变速器输出的动力分配给各驱动桥。
万向传动装置主要由万向节和传动轴组成,将变速器或者是分动器发出的动力输送给驱动桥。
驱动桥位于汽车传动系统的末端,主要由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。
其功用是将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器、差速器、半轴等传到驱动车轮,实现降低转速、增大转矩;通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向;通过差速器实现两侧车轮差速作用,保证内、外侧车轮以不同转速转向。
1.2载重汽车传动系的现状
离合器按从动盘的数目可为单盘、双盘和多盘三类。
多盘离合器多为湿式,在汽车上应用较少。
单盘和双盘离合器一般为干式,应用最为广泛。
离合器压紧弹簧的形式有圆柱弹簧、矩形断面圆锥弹簧和膜片弹簧等型式。
压紧弹簧可周置,中央布置也可斜置。
他们都各有优缺点,在现代载重汽车中都有广泛的应用。
重型汽车的装载质量大,使用条件复杂。
欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。
为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,多采用组合式机械变速器。
驱动桥作为载重汽车的重要标志之一,通常可以按照不同的使用条件,选择相应的驱动桥结构。
其基本结构有以下3种:
中央单级减速驱动桥;中央双级驱动桥;中央单级、轮边减速驱动桥。
对于重型载重汽车,为了增大后桥离地高度,增加其通过性,通常采用轮边减速驱动桥。
1.3传动系统方案的确定
一开始就对汽车传动系统进行整体设计,这将是个工作量巨大的工程,也会面临很多困难。
所以我们将采用模块化的设计思想,将汽车传动系统分解为离合器、变速器、分动器(多轴驱动)、万向传动装置和驱动桥等几大模块。
按照各个模块所要完成的功能,分别对其进行选择。
最后将各个模块组成为一个整体,完成整个系统所要求的功能,从而确定最终的传动系统方案。
1.4传动系统具体结构的设计
在确定了传动系统方案后,下一步就是结合原始数据,展开对万向传动轴模块具体结构的设计,然后结合上一步结构设计中所得的数据,用AutoCAD绘制部分零件的装配图和部分零件图,并用UG进行三维建模。
第二章发动机选择及传动系统传动比分配
2.1发动机选择
所设计的汽车的总重量为2430kg,驱动形式为发动机前置后驱、
轮驱动,汽车的最高时速为
。
发动机最大功率
=57/3200[kW/(r/min)],发动机最大转矩
N·m/(r/min)。
查相关资料,以东风1.5吨轻卡RHD作为参考,进行选择。
2.1.1发动机型号确定
根据以上数据,并结合同类型汽车所选择的发动机型号,我们将该车型的发动机型号定为:
朝柴4102-C3F
朝柴4102-C3F发动机的参数如表2—1
表2—1所选发动机的参数
额定转速下功率(KW)
70
最大扭矩(N.m)
235
2.2系统传动比分配
汽车传动系主要包括离合器、变速箱、传动轴、驱动桥等。
在整个传动系中,有减速功能的部分为:
变速箱、驱动桥,由于驱动桥采用单级主减速器的形式。
具体如表2—2:
表2—2传动比分配
最小传动比
0.6
最大传动比
8
变速箱各档传动比如表2—3:
表2—3变速箱各档传动比
1档
2档
3档
4档
5档
6档
倒档
7.370
4.218
2.637
1.646
1.000
0.845
7.118
第三章离合器选择
离合器按传递转矩的方式不同,可分为摩擦式、液力式、电磁式和综合式四种。
在机械式传动系统中,以摩擦式离合器的应用最为广泛。
摩擦式离合器根据摩擦原理设计,其摩擦片的形状有盘式、片式和锥式,后两种形式已被淘汰。
盘式离合器按从动盘的数目可分为单片、双片和多片三类。
离合器的结构型式多种多样,根据本次课程设计的数据要求以及查资料得,对于轻型汽车离合器,发现单片式离合器应用较多,这说明摩擦材料性能已能满足轻型汽车离合器的需要,所以可以首先考虑采用单片式离合器,其结构如图2-1所示。
图2-1离合器总成
1—飞轮2—摩擦片3—从动片4—铆钉隔套5—铆钉
6—深沟球轴承7—减振器阻尼片8—减振器弹簧9—从动片毂10—摩擦片铆钉
11—压盘12—离合器盖13—螺栓14—垫圈15—支承杆
16—分离杠杆17—分离装置
第四章变速器选择
变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。
又称变速箱。
汽车变速器多为机械式变速箱,它主要应用了齿轮传动的降速原理。
简单的说,变速箱内有多组传动比不同的齿轮副,而汽车行驶时的换档行为,也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。
如在低速时,让传动比大的齿轮副工作,而在高速时,让传动比小的齿轮副工作。
欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。
为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,多采用组合式机械变速器。
4.1传动方案确定
为了实现多组不同传动比的要求,查找相关资料有如下三种方案。
图4-1方案一图4-2方案二
图4-1所示方案一为行星齿轮变速箱,它具有质量小、体积小、传动比大及效率高(类型选用得当)等优点。
因此,行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各个方面。
行星传动不仅适用于高转速、大功率,而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。
它几乎可适用于一切功率和转速范围,故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。
它的的缺点主要表现在以下几个方面:
材料优质、结构复杂、制造、安装和维修时较困难些。
图4-2所示方案二为普通齿轮结构变速箱,它具有6个前进档和一个倒档。
其中2、3、4、5、档的常啮合齿轮均为斜齿齿轮,而副轴与二轴的一档、倒档齿轮以及当中间齿轮为常啮合支持齿轮。
其特点是结构先进,操作方便。
图4-3方案三
1—一轴主动传动齿轮2—一轴轴承3—副轴轴承4—副轴被动齿轮5—主变速器副轴3档齿轮6—主变速器副轴2档齿轮7—主变速器副轴1档齿轮8—主变速器副轴爬行当档齿轮9—主变速器倒档中间齿轮10—副变速器被动传动齿轮11—副变速器输出齿轮12—副变速器副轴轴承13—高低档换挡同步器14—输出轴双联轴承15—副变速器输出轴16—副变速器输出齿轮17—副变速器输入齿轮18—主变速器二轴倒档齿轮19—倒爬行档换挡啮合套20—主变速器二轴爬行档齿轮—21—主变速器二轴1档齿轮22—主变速器二轴1、2档换挡啮合套23—主变速器二轴2档齿轮24—主变速器二轴3档齿轮25—主箱3、4换挡啮合套
图4-3所示方案三同样为普通齿轮结构变速箱,它在原主变速箱的基
础上增加了一个副变速箱,从而大幅增加了档位数。
同时其主、副变速箱均采用双副轴的方式,起到了分流作用,还可以抵消二轴受到的弯曲应力。
二轴与二轴齿轮全浮动式结构。
主变速器采用传统的啮合套、副变速器采用惯性锁销式同步器。
因图4-2所示方案二变速器结构简单、便于维修,广泛应用于轻型载货汽车上。
结合本次课程设计的数据要求所以将其作为最终设计方案。
第五章传动轴和中间支承
在发动机前置后驱的汽车中,连接变速器与驱动桥之间的传动轴总成一般由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向叉等组成。
传动轴过长时,固有频率会降低,容易产生共振,故将其分为两段,并加设中间支承。
前段称为中间传动轴,后端称为主传动轴。
5.1传动轴概述
传动轴是由轴管、伸缩套和万向节组成。
伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间的距离的变化。
万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角的变化,并实现两轴的等角速传动。
一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。
其结构如图5-1所示
图5-2传动轴
图5-1传动轴
轻型载货汽车中,为了达到传递较大转矩的目的,十字轴承采用滚柱十字轴轴承,并配合以短而粗的十字轴。
在轴承端面设蝶形弹簧,以压紧滚柱。
十字轴的端面增加具有螺旋槽的强化尼龙垫片以防止大角或大转矩传递动力时烧结。
传统结构的传动轴伸缩套是将花键套与凸缘叉焊接在一起,将花键轴焊接在传动轴管上。
我们决定采用的是GWB公司所生产的传动轴,它是将花键轴与传动轴关焊接成一体,将花键轴与凸缘叉制成一体以便于挤压成型。
在伸缩套管和花键轴的牙齿表面,整体涂浸一层尼龙材料以增加耐磨性和自润滑性,而且减少冲击负荷对传动轴的损害,提高缓冲能力。
该型传动轴在凸缘花键轴外增加了一个管形密封保护套,在该保护套端设置了两道聚氨酯橡胶油封,使伸缩套内形成了一个完全密封的空间,使伸缩花键轴不受外界沙尘的浸蚀,不仅防尘而且防锈。
因此在装配时,在花键轴与套内一次性涂抹润滑脂,就完全可以满足使用要求,不需要油嘴润滑,减少了保养内容。
传动轴是一个高转速、少支撑的旋转体,因此它的动平衡是至关重要的。
一般传动轴在出厂前都要进行动平衡试验,并在平衡机上进行调整。
因此,一组传动轴是配套出厂的,在使用中就应特别注意。
其结构如图5-2所示
图5-2传动轴动平衡
第六章驱动桥选择
驱动桥由主减速器、差速器、半轴及桥壳组成。
它的作用是将万向传动装置传来的动力折过90°角,改变力的传递方向,并由主减速器降低转速,增大转矩后,经差速器分配给左右半轴和驱动轮。
6.1主减速器的选择
汽车主减速器是驱动桥最重要的组成部分
其功用是:
1)将万向传动装置传来的发动机转矩传递给驱动车轮;
2)减小汽车传动系中的转速、增大扭矩的主要部件;
3)当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用;
主减速器的分类
按参加减速传动的齿轮副数目分,有单级式主减速器和双级式主减速器。
在双级式主减速器中,若第二级减速器齿轮有两副,并分置于两侧车轮附近,实际上成为独立的部件,则称为轮边减速器[12]。
按主减速器主传动比挡数分,有单速式和双速式。
前者的传动比是固定的,后者有两个传动比供驾驶员选择,以适应不同行驶条件的需要。
按齿轮副结构形式分,有圆柱齿轮式(又分为轴线固定式和轴线旋转式即行星齿轮式、锥齿轮式和准双曲面式)。
结合我们课程设计的数据和实际情况,我们此次课程设计选择单级主减速器。
单级主减速器(图6-1)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成,具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。
但是其主传动比
不能太大,一般
≤7,进一步提高
将增大从动齿轮直径,从而减小离地间隙,且使从动齿轮热处理困难。
单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。
图6-1单级主减速器
6.2差减速器的选择
汽车差减速器的功用是当汽车转弯行驶或在不平的路面上行驶时,使左右驱动车轮以不同的角速度滚动,以保证两侧的驱动轮与地面间作纯滚动运动。
差速器按其结构特征不同,分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。
6.2.1对称锥齿轮式差速器
汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器,它具有结构简单、质量较小等优点,故应用广泛。
它又分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器等。
6.2.2.1普通锥齿轮式差速器
普通锥齿轮式差速器由于结构简单、工作平稳可靠,所以广泛应用于一般使用条件的汽车驱动桥中。
下图为其示意图,图6-2中
为差速器壳的角速度;
、
分别为左、右两半轴的角速度;
为差速器壳接受的转矩;
为差速器的内摩擦力矩;
、
分别为左、右两半轴对差速器的反转矩。
图6-2普通锥齿轮式差速器示意图
根据运动分析可得
+
=2
(6-1)
显然,当一侧半轴不转时,另一侧半轴将以两倍的差速器壳体角速度旋转;当差速器壳体不转时,左右半轴将等速反向旋转。
根据力矩平衡可得
(6-2)
差速器性能常以锁紧系数k是来表征,定义为差速器的内摩擦力矩与差速器壳接受的转矩之比,由下式确定
(6-3)
结合式(6-2)可得
(6-4)
定义半轴的转矩比
则
与
之间有
;
(6-5)
普通锥齿轮差速器的锁紧系数
一般为0.05~0.15,两半轴转矩比
=1.11~1.35,这说明左、右半轴的转矩差别不大,故可以认为分配给两半轴的转矩大致相等,这样的分配比例对于在良好路面上行驶的汽车来说是合适的。
但当汽车越野行驶或在泥泞、冰雪路面上行驶,一侧驱动车轮与地面的附着系数很小时,尽管另一侧车轮与地面有良好的附着,其驱动转矩也不得不随附着系数小的一侧同样地减小,无法发挥潜在牵引力,以致汽车停驶。
根据我们课程设计的要求,经过比较,普通锥齿轮式差速器由于结构简单、工作平稳可靠、质量较小等优点,应用广泛,它用于一般使用条件的各种汽车的驱动桥中。
所以,本次课程设计选用普通锥齿轮式差速器,确定的结构方案为:
对称式圆锥行星齿轮差速器。
对称式圆锥行星齿轮差速器能把扭矩大致平均的分配给半轴,并允许车轮有相对转动。
普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳,两个半轴齿轮,四个行星齿
轮,行星齿轮轴,半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。
如图6-7所示。
图6-7普通的对称式圆锥行星齿轮差速器
1,12-轴承;2-螺母;3,14-锁止垫片;4-差速器左壳;5,13-螺栓;6-半轴齿轮垫片;
7-半轴齿轮;8-行星齿轮轴;9-行星齿轮;10-行星齿轮垫片;11-差速器右壳
6.3半轴的选择
半轴的功用是将差速器传来的动力传给驱动轮。
因其传递的转矩较大,常制成实心轴。
现代汽车常采用全浮式和半浮式两种半轴支承形式。
1)全浮式半轴支承
全浮式半轴支承广泛应用于各型货车上。
这种半轴支承形式,半轴只在两端承受转矩,不承受其他任何反力和弯矩,所以称为全浮式半轴支承。
所谓“浮”是对卸除半轴的弯曲载荷而言。
全浮式半轴支承便于拆装,只须拧下半轴凸缘上的轮毂螺栓,即可将半轴抽出,而车轮和桥壳照样能支持住汽车。
如图6-8所示。
图6-8全浮式半轴支承示意图
1-桥壳2-半轴3-半轴凸缘4-轮毂5-轮毂轴承6-主减速器从动锥齿轮
2)半浮式半轴支承
半轴外端不仅要承受转矩,而且还要承受各种反力及其形成的弯矩。
半轴内端通过花键与半轴齿轮连接,不承受弯矩。
故称这种支承形式为半浮式半轴支承。
半浮式半轴支承结构简单,但半轴受力情况复杂且拆装不便,多用于反力、弯矩较小的各类轿车上。
如图6-9所示。
图6-9半浮式半轴支承示意图
1-半轴2-圆锥滚子轴承3-轴承盖4-车轮
结合我们本次课程设计的数据和要求,我们的半轴选择全浮式半轴支承。
6.4桥壳的选择
驱动桥壳的主要功用是支承汽车质量,并承受由车轮传来的路面反力和反力矩,并经悬架传给车架(或车身);它又是主减速器、差速器、半轴的装配基体。
驱动桥壳结构方案分析
驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。
6.4.1可分式桥壳
可分式桥壳(图6-10)由一个垂直接合面分为左右两部分,两部分通过螺栓联接成一体。
每一部分均由一铸造壳体和一个压入其外端的半轴套管组成,轴管与壳体用铆钉连接。
这种桥壳结构简单,制造工艺性好,主
减速器支承刚度好。
但拆装、调整、维修很
图6—10可分式桥壳
不方便,桥壳的强度和刚度受结构的限制,曾用于轻型汽车上,现已较少使用。
6.4.2整体式桥壳
整体式桥壳(图6-11)的特点是整个桥壳是一根空心梁,桥壳和主减速器壳为两体。
它具有强度和刚度较大,主减速器拆装、调整方便等优点。
按制造工艺不同,整体式桥壳可分为铸造式(图5-30a)、钢板冲压焊接式(图5-30b)和扩张成形式三种。
铸造式桥壳的强度和刚度较大,但质
量大,加工面多,制造工艺复杂,主要用于中、重型货车上。
钢板冲压焊接式和扩张成形式桥壳质量小,材料利用率高,制造成本低,适于大量生
产,广泛应用于轿车和中、小型货车图6—11整体式桥壳及部分重型货车上。
a)铸造式b)钢板冲压接式
6.4.3组合式桥壳
组合式桥壳(图6-12)是将主减速器壳与部分桥壳铸为一体,而后用无缝钢管分别压人壳体两端,两者间用塞焊或销钉固定。
它的优点是从动齿轮轴承的支承刚度较好,主减速器的装配、调整比可分式桥壳方便,然而要求有较高的加工精度,常用于轿车、轻型货车中。
图6-12组合式桥壳
结合上述分析和我们本次课程设计的要求,我们选择整体式桥壳。
第七章万向传动轴的设计
7.1概述
万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。
主要用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。
万向传动轴设计应满足如下基本要求:
1.保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时,能可靠地传递动力。
2.保证所连接两轴尽可能等速运转。
3.由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。
4.传动效率高,使用寿命长,结构简单,制造方便,维修容易等。
变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传动轴。
在转向驱动桥中,多采用等速万向传动轴。
当后驱动桥为独立的弹性,采用万向传动轴。
7.2传动轴与十字轴万向节设计要求
7.2.1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.组成:
由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承、轴向定位件和橡胶密封件组成
2.特点:
结构简单、强度高、耐久性好、传动效率高、成本低,但夹角不宜过大。
3.轴向定位方式:
盖板式卡环式瓦盖固定式塑料环定位式
4.润滑与密封:
双刃口复合油封多刃口油封
7.2.2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:
用于转向驱动桥中
1按发动机最大转矩和一档传动比来确定
发动机最大转矩Temax=235
驱动桥数n=1,
发动机到万向传动轴之间的传动效率η=0.89,
满载状态下一个转向驱动桥上的静载荷G1=50%mag=
=11907N,
满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%mag=
=15479.1N,
发动机最大加速度的前轴转移系数m’1=0.8
发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.3,
轮胎与路面间的附着系数φ=0.85,
车轮滚动半径rr=0.173,
变速器一挡传动比
=7.370
主减速器从动齿轮到车轮之间传动比im=0.55,
主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm=η发动机η离合器=0.98x0.96=0.94
因为0.195mag/Temax>16,fj=0,所以猛接离合器所产生的动载系数kd=2,主减速比i0=3
所以:
=
=4416.473N
=
=1639.327N
∵T1=min{Tse2,Tss2}∴T1=Tse2=1639.327N
7.3十字轴万向节设计
1设作用于十字轴轴颈中点的力为F,则
=
=4098.318N
2十字轴轴颈根部的弯曲应力σw和切应力τ应满足
式中,取十字轴轴颈直径d1=30mm,十字轴油道孔直径d2=6mm,合力F作用线到轴颈根部的距离s=10mm,[σw]为弯曲应力的许用值,为250-350Mpa,[τ]为切应力的许用值,为80-120Mpa
∴
=
=15.49Mpa<[σw]
=
=6.04Mpa<[τ]
故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件
3十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,
在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷
Fn=
=
=428.46
当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时,许用接触应力[σj]为3000-3200Mpa
∴σj=272
=272
=0.656Mpa<[σj]
故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足
4万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σw和扭应力τb应满足
式中,取a=38mm,e=70mm,b=30mm,h=60mm,查表4-3,取k=0.246,
Wt=khb2,弯曲应力的许用值[σw]为50-80Mpa,扭应力的许用值[τb]为80-160Mpa
∴
=
=15.94Mpa<[σw]
=
=11.72Mpa<[τb]
故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求
5十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角α,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α≤25°时,可按下式计算(取α=15°)
=
=97.32%
7.4传动轴强度校核
按扭转强度条件
≈
≤[τT]
式中,τT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[τT]为15~25Mpa
∴τT=
=7.266Mpa<[τT]
故传动轴的强度符合要求
7.5传动轴转速校核及安全系数
①传动轴的临界转速为
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,nmax=4500r/min
∴
=6080.933r/min
在设计传动轴时,取安全系数
=1.2-2
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