【正文】 固定支承的軸承計算，工作長度 L 可取兩軸承中心間距離。所以當 1500?L mm 時，常采用中間支承。其安全系數(shù) k 應在以下范圍內。 傳動軸總成應進行動平衡試驗，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車， 3000~6000r/min時不大于 1~2N由公式 可以確定傳動軸總成的最大可能長度，如果它小于汽車總布置所要求的傳動軸尺寸，則需在變速器和后驅動橋之間安置兩根萬向傳動軸，且在它們的聯(lián)接處（在前傳動軸后端）需設置固定在車架車身上的中間支承。 由安全系數(shù)maxnnk ko? ，得計算臨界轉 maxknnko ? ， 取 k=， 轉 速 maxn 為對應于車輛最大行駛速度時，傳動軸的轉速。 表 60— 95mm 電焊鋼管 YB24263 （ mm） 外徑 鋼 管 厚 度 60 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 70 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 75 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 83 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 89 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 95 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 、 由于傳動軸為開式，兩端自由支承所以臨界轉速按公式 計算。傳動軸的最大扭轉應力 ? (MPa)可按下式計算： WT?? （ ） 式中 ： T — 傳動軸的計算扭矩， N 性能系數(shù) jf 計算由下式計算： 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD圖紙 401339828 12 ???????? ??m a xeaj T gmf 當 max ?eaT gm 時 0?jf 當 max ?eaT gm 時 式中 ： am — 汽車滿載質量（若有掛車，則要加上掛車質量） ， kg； maxeT 由 CA1041 技術參數(shù)查得 ： 4060?am Kg， 210max ?eT Nmm、 1?n 、 ?i 、 ?? 、 1?dk 代入公式 得： 9898601 a x ?????? n iTkT ed ? Nmm 代入公式 得： )7075( 98 986 07516)( 16 4444 ??????? dD DT?? MPa ][?? 經(jīng)計算主傳動軸軸管符合設計要求，能保證在各種工況下 有效的 傳遞轉矩?；瑒踊ㄦI有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式 。表 給出了部分矩形內花鍵長度： 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD圖紙 401339828 13 根據(jù)表 所給出的長度，初選花鍵長度 85?l mm，花鍵軸孔長度 150?L mm。 傳動軸花鍵的齒側擠壓應力 y? MPa 計算公式如下 ： ][24yhhhhhy NLdDdDKT ?? ??????? ??????? ??? （ ） 圖 矩形花鍵的主要形式 式中 ： T— 傳動軸的計算轉矩（ N但這種結構較復雜，成本較高。通常將中間傳動軸加工出一段花鍵和一段螺紋，花鍵與中間傳動軸凸緣叉組成花鍵副，再用一個開槽螺母將凸緣叉軸向定位，防止凸緣叉軸向竄動；再將凸緣叉與萬向節(jié)叉相連實現(xiàn)動力的傳遞。 對于傳動軸上的花鍵軸，通常以底徑計算其扭轉應力 h? MPa，其許用應力 ][h? 同上， 150][ ?h? MPa。mm）； K? — 花鍵轉矩分布不均勻系數(shù)， ~??K ，取 ??K ； 0kD 、 0kd — 分別為花鍵外徑和內徑（ mm）； 0hL — 花鍵的有效工作長度（ mm）； N— 花鍵齒數(shù)； ][ y? — 許用擠壓應力 當花鍵的齒而硬度大于 35HRC 時 ， 非滑動花鍵 許用擠壓應力 100~50][ ?y? MPa，取 100][ ?y? MPa。在確定了傳動軸尺寸后對其 扭轉應力 進行了校核，使傳動軸在各種工況以及沖載荷情況下不會產生扭轉變形 。 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD圖紙 401339828 18 第 3章 萬向節(jié)總成的設計 萬向節(jié)類型的選擇 萬向節(jié)是轉軸和轉軸之間實現(xiàn)變角度傳遞動力的基本部件，按其在扭轉方向上是否有明顯的彈性，可分為撓性萬向節(jié)和剛性萬向節(jié)。準等速萬向節(jié)是指在設計角度下以相等的瞬時角速度傳遞運動，而在其他角度下以近似相等的瞬時角速度傳遞運動的萬向節(jié)。 萬向節(jié) 剛性萬向節(jié) 不等速萬向節(jié) 十字軸式 準等速萬向節(jié) 雙聯(lián)式 凸塊式 三銷軸式 球面滾輪式樣 等速萬向節(jié) 球叉式 球籠式 撓性萬向節(jié) 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD圖紙 401339828 19 十字軸式萬向節(jié)的結構分析 十字軸式萬向節(jié)的基本構造，一般由一個十字軸、兩個萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。這樣，當主動軸轉動時，從動軸既可隨之轉動，又可繞十字軸中心在任意方向擺動。有時將彈性蓋板點焊于軸承座底部，裝配后，彈性蓋板對軸承座底部有一定的預壓力，用來防止高速轉動時由于離心力作用，在十字軸端面與軸承座底之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動，并避免了由于這種竄動所造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞。這各結構具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點，但加工藝復雜。 滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響十字軸萬向節(jié)的使用壽命。在灰塵較多的條件下使用時，可顯著提高萬向節(jié)壽命。 由于 1cos? 是周期為 2π 的周期函數(shù)，所以 21/?? 也為同周期的周期函數(shù)。當 T1 與 α 一定時， T2 在其最大值與最小值之間每一轉變化兩次。同理，從動叉對十字軸也作用有從動軸反轉矩 T2 和作用在從動叉平面的彎曲力矩2T?在這四個力矩的作用下，使十字軸萬向節(jié)得以平衡。 （ a) 01?? 或 π 時 （ b) 1? ＝ π /2或 2/3? 圖 十字軸萬向節(jié)的力矩平衡 分析可知，附加彎矩1T?、2T?的大小是在零與上述兩面最大值之間變化，變化周期為 π，即每一轉變化再次。在從動軸支承和萬向節(jié)上造成大小相等、方向相反的側向載荷為 ： ??costan212 LTF c ? （ ） 附加彎矩可引起與萬向節(jié)相連零部件的彎曲振動，在萬向節(jié)主、從動軸支承上引起周期性變化的徑向載荷，從而激起支承處的振動，使傳動軸產生附加應力和變形，從而降低傳動軸的疲勞強度。 雙十字軸萬向節(jié)傳動 當輸入軸與輸出軸之間存在夾角 α 時，單個十字軸萬向節(jié)的輸出軸相對于輸入軸是不等速旋轉的。當輸入軸與輸出軸的軸線相交時如 圖 ，傳動軸兩端萬向節(jié)叉上所受附加彎矩方向相同，不能彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖 ，中雙點劃線的彈性彎曲，因此對兩端的十字軸產生大小相等、方向相反的徑向力。式中的正負號這樣確定：當?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負。另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值 212??e 應加以限制。 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸的滾針軸承帽工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。將數(shù)據(jù)代入公式 得： Nr TF 989860c os2 ???? ? 表 推薦選用 十字軸 尺寸 （ mm） 汽車載重 （ t） 十字軸總成 十字軸 滾針 軸承帽 H D h 0d L D C 1~ 90 18 16 3 14 32 4 2~ 90 22 21 3 18 35 4 3~4 108 25 24 3 18 39 4 5~7 127 34 24 3 18 50 4 圖 十字軸 主要 尺寸及受力情況 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD圖紙 401339828 26 H十字軸總長； h軸頸長度 ； 1d 軸頸直徑 ； 2d 油孔直徑 ； 0d 滾針直徑 十字軸軸頸根部的彎曲應力 w? 和切應力 ? 應滿足： ][)( 32 2414 1 ww dd Fsd ??? ??? （ ） ][)( 4 2212 ??? ??? dd F （ ） 式中 ： 1d — 十字軸軸頸直頸（ mm）； 2d — 十字軸油道孔直徑 (mm)； S— 合力 F 作用線到軸頸根部的距離 (mm)； ][ w? — 彎曲應力的許用值， 350~250][ ?w? MPa； ][? — 切應力 的許用值， 120~80][ ?? MPa 將 221?d mm， 62?d mm， ?? hs mm， F= 代入公式 、 得： )622( )( 32 442414 1 ?? ?????? dd Fsdw ?? MPa ][ w?? )622( 7594)( 4 222212 ?????? dd F?? 80][ ??? MPa 經(jīng)校核十字軸軸頸根部的彎曲應力 和切應力均符合設計要求。 這種結構的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個擋針圈 。 間隙過 小又有本科機械畢業(yè)設計論文 CAD圖紙 401339828 27 可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住。 1 旋轉軸油封； 2擋針圈； 3滾針軸承帽； 4 滾針； 5油封擋圈 圖 滾針軸承剖面圖 十字軸滾針軸承的接觸應力應滿足： ][1127201 jbnj LFdd ?? ????????? ?? （ ） 式中 ： 0d — 滾針直徑（ mm）； 1d — 十字軸軸頸直徑； bL — 滾針工作長度（ mm） ， 0)~( dLL b ?? ， L 為滾針長度 (mm)； nF —合力 F 作用下一個滾針所受的最大載荷（ N），由下式確定： izFFn ? （ ） 式中 ： i— 滾針列數(shù)； Z— 每列中的滾針數(shù) 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在 58HRC 以上時，許用接觸應力 ][ j? 為3000~3200MPa。這一最大作用力，可按如下 公式計算： 310m a xtan79][?gTbinLzdFF ?? （ ） 式中 ： z— 滾針數(shù)； 0d ， bL — 滾針的直徑和工作長度 (mm)； Tn — 發(fā)動機在最大轉矩 下的轉速； 1gi — 自發(fā)動機至萬向節(jié)間的變速機構的低檔傳動比； ? — 萬向節(jié)工作 夾角 將 z=26, 30?d mm, 15?bL mm, 2100?Tn r/min, ?F N 代入 公式 得 : 7 3 7 06t a n91,42 1 0 01532679t a n79][331???????gTboinLzdF N os2m a x ??? ?r TFF N ][F? 經(jīng)校核滾針軸承承能承受的最大負荷符合設計要求。 由于螺栓聯(lián)接工作時即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強度，抗剪強度和抗擠壓