【導讀】萬向傳動軸主要用于工作過程中相對位置不斷改變的。兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運動。在本世紀初萬向節(jié)與傳動軸的發(fā)明與使用，在汽。車工業(yè)的發(fā)展中起到了極其重要的作用。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，現(xiàn)代汽車對萬向。本畢業(yè)設計將依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的萬向傳動裝置。在給定整車主要技術參數(shù)以及發(fā)動機、變速器等主要總成安裝位。萬向節(jié)帶中間支承的布置形式。在確定了傳動方案后，對傳動軸、萬向節(jié)總成、Keywords：Transmissionshaft；Cardinjoint；Middlesupporting；Design；

　　

【正文】 。同理，從動叉對十字軸也作用有 24 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。 當主動叉在兩特殊位置時，附加彎曲力矩的大小及變化特點： 當主動叉處于 01?? 和 π 位置時，如圖 42（ a） ,由于 T1 作用在十字軸軸線平面上，故1T?必為零，而 T2 的作用平面與十字軸不共面，必有2T?存在，且矢量2T?垂直于矢量 T2，合矢量 22 TT?? 指向十字軸平面的法線方向，與 T1 大小相等，方向相反。這樣，從動叉上的附加彎矩2T?= T1sinα。 當主動叉處于 21 ???和 23? 位置時圖 （ b） ,同理可知2T?為零，主動叉上的附加彎矩1T?= T1tanα。 （ a) 01?? 或 π時 （ b) 1? ＝ π/2或 2/3? 圖 42 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。2T?使從動叉軸支承受周期性變化的徑向載荷為： 21222 s inLTLTF j ???? （ ） 式中： L2— 萬向節(jié)中心至從動叉軸支承間的距離 25 此時，萬向節(jié)也承受與上述力大小相等、方向相反的力。與此方向相反的反作用力矩則由主動叉軸的支承承受。同樣，1T?使主動叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷，萬向節(jié)也承受與其大小相等、方向相反的力。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 LTFc? （ ） 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(chǎn)生附加應力和變形，從而降低傳動軸的疲勞強度。因此，為了控制附加彎矩，應避免兩軸之間的夾角過大。 如果十字軸萬向節(jié)的主動叉軸轉速不變，則從動叉軸周期地加速、減速旋轉，產(chǎn)生的慣性力矩為： 222 ?JT G ? （ ） 式中， J2— 從動叉軸旋轉質量的轉動慣量； ε2— 從動叉軸的角加速度，可通過對式 求導得出： )c oss in1( 2s ins inc os 122 12212 ?? ????? ?? （ ） 可見，當輸入軸轉速很高，且輸入、輸出軸之間夾角較大時，由于從動叉軸旋轉的不均勻加劇所產(chǎn)生的慣性力矩，可能會超過結構許用值。應采取有效方法降低此慣性力矩。 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。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉，可采用雙萬向節(jié)傳動，但必須保證與傳動軸相邊的兩面萬向 節(jié)叉布置在同一平面內，且使兩萬向節(jié)夾角 α1 與 α2 相等如圖 43（ a）和 43（ c） 。 在雙萬向節(jié)傳動中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應軸的支承反力平衡。當輸入軸與輸出軸的軸線平行時如圖 42a，直接連接傳動軸的兩萬向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動軸發(fā)生如圖 42b 中雙點劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動軸的彎曲振動。當輸入軸與輸出軸的軸線相交時如圖 42c，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 42d，中雙點劃線的彈性彎曲，因此對兩端的十字軸產(chǎn)生 大小相 26 等、方向相反的徑向力。此徑向力作用在滾針軸承碗的底部，并在輸入軸與輸出軸的支承上引起反力。 （ a) Z 型布布置示意圖 （ b) Z 型布置時的彎矩圖 （ c) W 型布置示意圖 （ d) W 型布置時的彎矩圖 F 圖 43 附加彎矩對傳動軸的作 多十字軸萬向節(jié)傳動 多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉角差為： )(2s in4 12 ???? ??? e （ ） 式中： e? — 多萬向節(jié)傳動的當量夾角； θ— 主 動叉的初相位角； 1? — 主動軸轉角 27 式 表明，多萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的運動關系，如同具有夾角為 e? ，而主動叉具有初相 θ 的單萬向節(jié)傳動一樣。 假如多萬向節(jié)傳動和各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為零或 π/2，則當量夾角 e? 為 ????? 322212 ???? e () 式 中， α α α3 等為各 萬向節(jié)的夾角。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。 為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉，應使 0?e? 。萬向節(jié)傳動輸出軸與輸入軸的轉角差會引起動力總成支承和懸架彈性元件的振動，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲及駕駛室內的諧振噪聲。因此，在設計多萬向節(jié)傳動時，應該讓當量夾角 e? 不大于 ?3 。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。對于乘用車， 2212 /3 5 0 sr a de ??? ；對于商用車，2212 /6 0 0 sr a de ??? 。 萬向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核 便于設計時確定十字軸總成尺寸，表 列出不同噸位載重汽車的十字軸尺寸范圍 [16]。 十字軸 根據(jù)該設計車型載質量 m=2t，按表 初選十字軸長 H=90mm，軸頸直頸221?d mm,軸頸長 度 h=21mm，滾針直徑 30?d mm，滾針長度 L=18mm，滾針數(shù) n=26，滾針軸承帽外徑 D=35mm。 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。一般情況下，當磨損或壓痕超過 時便應報廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設計時應保證該處有足夠的抗彎強度。 設作用于十字軸軸頸中點的力為 F 如圖 44 所示： ?cos2r TF ? (4 .10) 式中： T— 萬向傳動軸計算轉矩； 28 r— 合力 F 作用線到十字軸中心之間的距離； ? — 主、從動叉軸的最大夾角 萬向傳動軸計算轉矩 T=989860Nmm， 22 ??? hHrmm， ? 取 ?15 。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 44 十字軸主要尺寸及受力情況 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： 29 ][)( 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。 滾針軸承 汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結構型式較多，但就滾針來說、主要有三種型式：錐頭滾針、平頭滾針及圓頭滾針。為了防止在運輸及安裝過程中掉針。國內的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針。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。并且在外圈滾道與底道之間加工出基底凹槽，滾針圓錐頭靠擋針圈及外圈基底凹槽擋住，從而避免了徑向掉針 [17]。其結構如圖 45 所示： 十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于 以免被壓碎，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。滾針軸承徑向間隔隙過大，承受載荷的滾針數(shù)減少，滾針有被卡住的可能。間隙過小又有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住。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)生歪斜而造成應力集中。滾針在軸向的游隙通常不應超過 ~。 30 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 45 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。所設計滾針軸承的滾針列數(shù)為 i=1，每列中的滾針數(shù) z=26。將i=1,z=26， F= 代入公式 得： izFFn ? ???? 將 30?d mm， 221?d mm， 15318 ???bL mm， ?nF N 代入公式 得： 2 0 815 6 1 1312212721127221??????? ?????????? ??bnj LFdd? MPa ][ j?? 經(jīng)校核軸承滾針接觸應力符合設計要求。 另外，應檢查與從動軸萬向節(jié)叉連接的滾針軸承的最大負荷 maxF ，使其不超 31 過許用值。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。 當軸承滾針沿圓周無間隙布置時，滾針中心的最大分布直徑如圖 46（ a） 所示： (a) 滾針沿圓周無間隙布置 (b) 滾針沿圓周間隙布置 圖 46 滾針布置圖 000 1 8 0s i n dKZdD ???? （ ） 26180s in 1180s in 1 ??????ZK ????? dKD mm 32 式中： Z— 滾針數(shù) 當滾針間的距離為 f 時，滾針中心分布直徑由 0D 增加到 0D? 如圖 所示： )(180s in 000 fdKZfdD ??????? （ ） 式中： f — 滾針軸承兩個滾針間的間隙 f 合適的間隙為 ~，滾針軸承的周向總間隙以 ~ 為好。當 ?f mm 時： )()(180s i n 000 ????????