【導(dǎo)讀】動橋之間，一般由萬向節(jié)、傳動軸和中間支承組成。萬向節(jié)能實現(xiàn)變角度動力傳遞；裝誤差和車輛行駛過程中由于發(fā)動機(jī)竄動或車架等變形所引起的位移。本文主要是對汽車的十字軸式萬向傳動裝置進(jìn)行設(shè)計。根據(jù)車輛使用條件和車輛。動裝置進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計得出合理的設(shè)計方案。

　　

【正文】 式中 ： maxeT —發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩， mmN? ； 1gi —變速器的一檔傳動比； dk —動載系數(shù)； rW —抗扭截面系數(shù)。 對于傳動軸管，上式又可表達(dá)為 )(π16τ 44 1 cc cc dD TD= （ ） 式中 ： 1T —傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩， ],max[1 ssse TTT = = mmN? ccdD, —傳動軸管的外徑和內(nèi)徑。 按上式計算得出的傳動軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 τ 不應(yīng)大于 300MPa 。 傳動軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度為： M p aM p adD TD cc cc 300][ )(π 16τ c44 1 =≤== τ 因為 cτ 的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度符合 cτ 的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度許用最大值，所以 本設(shè)計的傳動軸滿足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度的要求。 傳動軸總成應(yīng)進(jìn)行動平衡，其不平衡度為：對轎車及輕型客、貨車，在 3000 ～6000 min/r 時不大于 1～ 2 mmN? ；對 5t 以上的貨車，在 1000～ 4000 min/r 時不大于10 mmN? 。十字軸端面磨損會使其軸向間隙及竄動增大而影響動平衡，因此應(yīng)嚴(yán)格控制該間隙或采用彈性蓋 板，有的可加裝端面滾針軸承。傳動軸總成的徑向全跳動應(yīng)不大于 ～ 。 由于矩形花鍵聯(lián)接傳動具有 接觸 面積大、承載能力高、定心性能和導(dǎo)向性能好，鍵槽淺、應(yīng)力集中小，對軸和轂的強(qiáng)度削弱小，同時結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點，因此，常應(yīng)用于傳遞較大的轉(zhuǎn)矩和定心精度要求高的靜聯(lián)接和動 聯(lián)接。 花鍵軸的尺寸按國家標(biāo)準(zhǔn)選取，最后進(jìn)行強(qiáng)度校核。目前采用的傳動軸花鍵多為矩形齒。它以內(nèi)徑和側(cè)面定心。保證傳動軸運轉(zhuǎn)平穩(wěn)可靠。 對于傳動軸花鍵，主要計算花鍵的擠壓應(yīng)力。根據(jù)設(shè)計手冊 GB/T11442020 查得花鍵的規(guī)格為 638328 GB/T11442020，工作長度取為 100mm 的矩形齒花鍵。 式 亦可用于計算萬向傳動的實心軸，例如傳動軸一端的花鍵軸和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋 21 的半軸以及斷開式驅(qū)動橋和 de Dion 橋的擺動半軸，并取上式的 d=0。對于花鍵軸： D取花鍵的內(nèi)徑，且其許用應(yīng)力一般按安全系數(shù)為 2～ 3 確定。 計算傳動軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 jσ (MPa)為 ZLDDDTj )2 D)(4(σ21211+= () 式中 ： 1T ——計算轉(zhuǎn)矩， mmN ； 21,DD ——花鍵的外徑和內(nèi)徑， mm ； LZ, ——花鍵的齒數(shù)和鍵的有效長度 mm ， L=100mm。 當(dāng)花鍵的齒而硬度大于 HRC 35 時， 傳動軸伸縮花鍵 的許用擠壓應(yīng)力為 25～50MPa 。對于非滑動花鍵，許用擠壓應(yīng)力為 50～ 100MPa 。 將已知數(shù) 據(jù) 代入 ()得： ≤= Mpaj Mpaj 50~25][ =σ 因此花鍵的強(qiáng)度滿足設(shè)計的要求。 中間支承的結(jié)構(gòu)設(shè)計 由式 ()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(qū)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(shè)置固定在車架或車身上的中間支承，如 圖 所示 。在某些轎車上，為了縮短傳動軸的長度而采用加長的變速器。 當(dāng)萬向傳動軸的前端與加長的變速器相聯(lián)時，分析表明，這時由于傳動軸前端支承系統(tǒng) ——變速器殼及其加長的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳動軸的前端猶如架在彈性支承上，其計算簡圖如圖 (b)所示。當(dāng)傳動系的橫向振動固有頻率一定時，傳動軸的這種支承系統(tǒng)會使其振動特性有明顯的改變。 式 ()是在假定傳動軸兩端支承于剛性球鉸上的條件下求出的．它也沒有考慮萬向節(jié)的質(zhì)量。因此，這里需再分析一下傳動軸前端為彈性支承、后端為剛性支承如圖(b)這樣一個系統(tǒng)的情況。 當(dāng)萬向傳動軸的前端與加長的變速器相聯(lián)時，分析表明，這時由于傳動軸前端支承系統(tǒng) ——變速器殼及其加長的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳動軸的前端猶如架在彈性支承上，其計算簡圖如圖 (b)所示。當(dāng)傳動系的橫向振動固有頻率一定時，傳動軸的這種支承系統(tǒng)會使其振動特性有明顯的改變。 利用拉格朗日方程求出系統(tǒng)的固有角頻率， 則有 22 0???? =+ipiK yEyEdtd () 圖 汽車傳動軸的中間支撐 (a)傳動軸及其中間支撐； (b)～ (e)中間支承方案 1撓性萬向節(jié)； 4前、后傳動軸； 3彈性中間支撐； 5平衡片； 6橡膠套； 7橫梁 利用拉格朗日 方程求出系統(tǒng)的固有角頻率，則有 0???? =+ipiK yEyEdtd () 式中 ： Pk EE與 分別為系統(tǒng)的動能與勢能： 22221 ymymE iK ?? += 23 2122211 ++= yycycE P 式中 ： 1m ——前萬向節(jié)及變速器加長部分的質(zhì)量； 2m ——傳動軸管的質(zhì)量； 21cc、 ——變速器加長部分及傳動軸的剛度； 21 y、y ——相應(yīng)的位移，見圖 。 則系統(tǒng)質(zhì)量的運動方程為 02y21 122111..1 =+ ycycym （ ） 0221 12222 =+ yycym ?? （ ） 令 ）得）、式（，帶入式（ i n wtAy i = 0221 12211211 =+ AAcAcwmA 由以上兩式可得到 22222122112212442cwmcAAcwmcAcA =+= 或 對后兩式整理后得 系統(tǒng)的固有角頻率方程為 0 24 =+BAww () 式中 ： 221211 24 mcmcmcA ++= ； 21212 mmccB= 由式 可解得兩個固有角頻率，其中一個與變速器加長部分的柔度有關(guān)。在大柔度下系統(tǒng)會在汽車使用車速下就產(chǎn)生共振．引起大的噪 聲和劇烈的振動并破壞萬向節(jié)傳動的正常工作。提高變速器加長部分的剛 度則可使系統(tǒng)避開在這一頻率下的共振。 對于帶有橡膠彈性中間支承的萬向節(jié)傳動，其固有角頻率可利用圖 (c)所示的0221 122222 =+ AAcwmA 24 簡圖來確定。該系統(tǒng)的動能和勢能為 )(21 23322211 ??? ++= ymymymE k ++= 23222311233 2221 yycyycycE p 系統(tǒng)質(zhì)量的運動方程為 0231111 =+ yycym ?? 0231222 ??????? ?? yycym ?? 02222 3223113333 =+ yycyycycym ?? 令 wtAy ii sin? ，代人上列力程中并按前述類似步驟 可求出圖 （ c） 所示的固有角頻率方程為 0246 ???? CBwAww （ ） 式中 ： 212121 yyccmm 、、 ——第一、二傳動軸的質(zhì)量、剛度和撓度； 3m ——中問支承和萬向節(jié)的總質(zhì)量； 33 yc， ——中問支承的剛度及位移。 這樣的系統(tǒng)具有三個固有角頻率，傳動軸的角速度與其中任何一個固有角頻率相一致時，都會引 起共振產(chǎn)生。其中一個最低的固有頻率與中間支承有關(guān)。因此 ，現(xiàn)代汽車萬向節(jié)傳動中間支承的剛 度，應(yīng)選擇得不會由于發(fā)動機(jī)的擾動而導(dǎo)致在使用車 速范圍內(nèi)產(chǎn)生共振。 本設(shè)計中所采用的 中間支承 如圖 所示 ，其特點是，中間傳動軸可以通過 軸承在中間支撐中轉(zhuǎn)動 ；支承軸 四周 有橡膠襯套，可以改善軸承受力。 圖 中間支撐 25 十字軸總成 的設(shè)計計算 及校核 萬向節(jié)的受力分析 由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉(zhuǎn)矩 21,TT 的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 21, tt FF 和軸向力 21, aa FF ， 見圖 ： αυαυαυααυυt ans in1s inc o s)2/(t ans in)2/(c o s)c o sc o s) ( s in2/(2/12112111212121211+==+==RTFRTFRTFRTFaatt （ ） 式中 ： R——切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； 1υ——轉(zhuǎn)向節(jié)主動叉軸之轉(zhuǎn)角； α——轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動叉軸之夾角。 (a) 初始位置 176。== 021 υυ 時； (b) 主動叉軸轉(zhuǎn)角 176。=901υ 時 圖 作用在萬向節(jié)叉及十字軸上的力 在十字軸軸線所在的平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為 αt a ns i n12 2121 += RTQ （ ） 圖 （ a）為主動叉軸位于初始位置的受力狀況。此時 221 ,0 aF???? 達(dá)到最大值： ? ? ?s in2/12 RTFa ? （ ） 圖 （ b）為主動叉軸轉(zhuǎn)角 ??901? 時的受力狀況。這時 22 at FFQ 及、 均達(dá)最大值： 26 αααt an)2/()c o s2()c o s2/(1m a x11m a x21m a xRTFRTFRTQat=== （ ） 計算轉(zhuǎn)矩 1T 取在發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩下且變速器處于 Ι 檔是的轉(zhuǎn)矩和滿載是的驅(qū)動車輪最大附著力矩（ ?? ）的換算轉(zhuǎn)矩兩者中的較小值。 即 mNTTT ssse 4 2 3]。m in [1 == 。而萬向節(jié)工作夾角 176。=4α ， mmR 39? 。將這些數(shù)據(jù)代入（ ）得 NRTF NRTQa a n)2/( )c os2/(1m a x1 1m a x == == α 十字軸萬向節(jié)的設(shè)計及校核 對于十字軸萬向傳動節(jié)需要計算其十字軸、萬向節(jié)叉、凸緣、十字軸軸承和緊固件。十字軸萬向節(jié)的尺寸取決于十字軸的尺寸，而后者則是根據(jù)它在計算載 荷作用下無殘余變形的要求來確定的。設(shè)計是對萬向節(jié)可根據(jù)其使用轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、夾角、車型以及使用壽命等要求向?qū)I(yè)廠從系列產(chǎn)品中選購。 根據(jù) HGC1050 貨車的載重質(zhì)量為 ，因此初選滾針軸承型號為 20/22NKI , mmsmmdmmd 10,4,22 21 === 。萬向節(jié)工作夾角 176。=4α 。 計算 十字軸軸頸根部 見圖 （ a）的截面 AA 處 的彎曲應(yīng)力 w? 和剪切應(yīng)力 ? 為 ? ?4241 m a x132 dd sQdw ? ?? ?? （ ） ? ?2221 m ax4 ddQ???? （ ） 式中 ： 1d ——十字軸軸頸直徑， mm； 2d ——十字 軸軸頸油道孔直徑， mm； s——力的作用點到軸頸根部的距離， mm。 27 圖 十字軸及萬向節(jié)叉的計算用圖 (a) 十字軸； (b) 萬向節(jié)叉 十字軸的彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于 MPa350~250 ；剪切應(yīng)力應(yīng)不大于 MPa120~80 ，由鋼 Cr20 或 20CrMnTi CrMnTi20 ， ACrNi312 等低碳合金鋼制造，經(jīng) 滲碳淬火處理，表面硬度 65~58HRC 。 將已知數(shù)據(jù)代入（ ）、（ ）得： M P aM P asQdw 3 5 0~2 5 0][ σ≤ 9 4)dπ ( d32σ w4241 m a x1 === M P aM P aQ 1 2 0~80][≤ )dπ ( d4 2221 m a x === ττ 因此 ， 十字軸的強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。 十 字軸滾針軸承的校核 十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于 ，以免壓碎，而且尺寸差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性，公差帶控制在 以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；間隙過小又有可能出現(xiàn)受熱卡住或因贓物阻塞卡住。合適的間隙為 ~ ，滾針軸承的周向總間隙以 ~ 為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙通常不應(yīng)超過 ~ 。 十字軸滾 針軸承的接觸應(yīng)力為 lFdd nj ???????? ?? 11272 1? （ ） 28 nF 為合力作用下一個滾針?biāo)艿降淖畲筝d荷，有下式確定 iZQFn == （ ） 式中 ： d —滾針直徑， mmd 3? ； l —滾針的工作長度， 18?l mm ； 1d —十字軸軸頸直徑。 因此 M p aM p alFdd jnj 3 2 0 0~3 0 0 0][ 9 1 0)11(2 7 2 21 =≤=+= σσ 滾針軸承的許用載荷檢驗按下式進(jìn)行： 3 1m a x αt a n79][ gt inZ dlQ = （ ） 式中 ： Z ——滾針數(shù)， 26?Z ； ld, ——滾針的直徑和工作長度， mm ； tn ——發(fā)動機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩下的轉(zhuǎn)速， min/2020 rnt ? ； 1gi ——自發(fā)動機(jī)至萬向節(jié)間的變速機(jī)構(gòu)的低檔傳動比， =gi ； ? ——萬向節(jié)工作夾角， 176。=4α 。 Nin Z dlNQgt a n79][Q≤ 31m a xm a x=== 因此十字軸滾針軸承滿足設(shè)計要求。 萬向節(jié)叉的設(shè)計及校核 萬向節(jié)叉在 maxQ 力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，在截面 BB 處 ， 見圖 (b)的彎曲應(yīng)力 w? 和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 t? 分別為 WeQw ?? m a x? （ ） tt WaQ ?? m ax?