【正文】 另外，還應(yīng)考慮中間支承的固有頻率，計(jì)算公式如下： mCf R?210 ? （ ） 式中： 0f — 中間支承的固有頻率（ Hz）； RC — 中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度（ N/mm）； m— 中間支承懸置質(zhì)量（ Kg），等于傳動(dòng)軸落 在中間支承上的一部分質(zhì)。 計(jì)算公式（以小時(shí)數(shù)表示）如下： ???????? PCfnL th 60106 （ ） 式中： n— 軸承轉(zhuǎn)速（ r/min），取 n=2500r/min； ε— 壽命指數(shù)，對(duì)球軸承 3?? ； C— 基本額定動(dòng)載荷， C=20500N； P— 當(dāng)量動(dòng)載荷； Ft— 溫度系數(shù)，工作溫 ?? ct 120 時(shí)， 1?tf 當(dāng)量動(dòng)載荷 P 的一般計(jì)算公式為： )( arp YFXFfP ?? （ ） 式中： Pf — 考慮載荷性質(zhì)引 入的載荷系數(shù)，取 ?Pf ； 33 X、 Y— 徑向，軸向載荷系數(shù)； rF — 軸承徑向載荷； aF — 軸承軸向載荷，取 500?aF N 軸承徑向載荷可按如下公式計(jì)算： 5001507s i n3030s i n ???????? GFF r ? N （ ） 式中： F— 滑動(dòng)花鍵滑動(dòng)時(shí)的阻力， F=3030N； a— 傳動(dòng)軸工作時(shí)兩萬(wàn)向節(jié)的夾角； G? — 傳動(dòng)軸重力作用在軸承上的分力 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得： X=， Y=。 圖 擺動(dòng)式中間支承 軸承的選取 由機(jī) 械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得：對(duì)于每日 8 小時(shí)工作的機(jī)械（利用率不高），預(yù)期使用壽命 hL =12021~2021h； 每日 8 小時(shí)工作（利用率較高），預(yù)期使壽命 hL =20210~30000h。中間傳動(dòng)軸花鍵大徑 D=40mm，所以取軸承內(nèi)徑 d=45mm,初選 32 軸承外徑 D=85mm，軸承寬度 B=19mm。兩個(gè)支承銷(xiāo)管由兩個(gè)擋圈通過(guò)銷(xiāo)聯(lián)接在一起；銷(xiāo)管分別與軸承座和支架焊接，支架由螺栓固定在車(chē)架橫梁上。 綜上所述，由于本設(shè)計(jì)適用車(chē)型 CA1041 載重小，行駛時(shí)傳動(dòng)軸承受沖擊載荷小，而 擺動(dòng)式中間支承具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、質(zhì)量輕、制造容易、維修保養(yǎng)方便等優(yōu)點(diǎn)，故本設(shè)計(jì)選用擺動(dòng)式中間支承，其結(jié)構(gòu)如圖 。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)軸向竄動(dòng)時(shí)，擺臂可繞支承軸擺動(dòng)，適應(yīng)中間傳動(dòng)軸的軸線在縱向平面的位置變化，改善了軸承的受力狀況。 有的汽車(chē)采用擺式中間支承。蜂窩軟墊式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，效果良好，應(yīng)用廣泛。此外還可吸收振動(dòng)并減少噪聲。單列球軸承可在軸承座內(nèi)滑動(dòng)。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動(dòng)軸因不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。目前中間支承主要有橡膠彈性中間支承和擺臂式中間支承兩種形式。當(dāng)傳動(dòng)軸分段時(shí)，需加設(shè)中間支承 [19]。 31 第 4章 中間支承的設(shè)計(jì) 中間支承的結(jié)構(gòu)分析與選擇 在長(zhǎng)軸距汽車(chē)上，為了提高傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及考慮整車(chē)總體布置上的需要，常將傳動(dòng)軸分段。在灰塵較多的條件下使用時(shí)，可顯著提高萬(wàn)向節(jié)壽命。本章的重點(diǎn)是滾針軸承設(shè)計(jì)，在按照標(biāo)準(zhǔn)選定了滾針軸承主要尺寸后，對(duì)滾針進(jìn)行了強(qiáng)度校核。所以，應(yīng)定期對(duì)萬(wàn)向節(jié)加注齒輪油予以潤(rùn)滑，同時(shí)注意檢查軸承碗的密封性；或者采用鋰基潤(rùn)滑脂，并結(jié)合保養(yǎng)作業(yè)，分解萬(wàn)向節(jié)，將舊油清理出來(lái)，重新加重注新油予以潤(rùn)滑。其次齒輪油具有優(yōu)良的油性和極壓性，能保證在壓力很高的工作條件下，也能建立起邊界潤(rùn)滑油膜。 所以，十字軸萬(wàn)向節(jié)的潤(rùn)滑不能用黃油，而應(yīng)加注齒輪油。因而軸承仍得不到良好的潤(rùn)滑。 （ 2） 潤(rùn)滑脂變質(zhì)蒸發(fā)后形成較硬的皂質(zhì)，本身不但不能起潤(rùn)滑作用，而且還阻礙了滾針的滾動(dòng)，再加上萬(wàn)向 節(jié)沒(méi)有溢流閥，變質(zhì)的潤(rùn)滑脂既不能排出，新潤(rùn)滑脂又 30 不便注入。 （ 1） 鈣基潤(rùn)滑脂 (黃油 )是由稠化劑鈣和基礎(chǔ)潤(rùn)滑油組成的，其結(jié)構(gòu)比較分散。在車(chē)輛維護(hù)規(guī)范中規(guī)定 :滑動(dòng)叉鍵齒和中間軸承使用鈣基潤(rùn)滑脂（黃油）；十字軸的滾針軸承和三橋驅(qū)動(dòng)汽車(chē)的中間軸承使用齒輪油、但在實(shí)際工作中，因十字軸的注油嘴與黃油嘴相同，有時(shí)是為了操作方便，有時(shí)是無(wú)加注設(shè)備 .很多駕駛員和保修人員便錯(cuò)誤地對(duì)十字軸滾針軸承 使用黃油潤(rùn)滑，造成十字軸的早期損壞。 將 b=25mm、 k=0 .25 h=60mm、 e=55mm 代入公式 和 得： 622 ???? ???? bh FeWFew? Mpa ][ w?? ][ 59 622 btb MP ak hbFaWFa ?? ????? ???? ? 經(jīng)校核萬(wàn)向節(jié)叉彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力均符合設(shè)計(jì)要求。 B— B 剖面為矩形， 29 所以 62bhW? ， 2khbWt ? 。 萬(wàn)向節(jié)叉 萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸組成連接支承，在力 F 作用下產(chǎn)生支承反力，在與十字軸軸孔中心線成 ?45 的 BB 截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力 w? 和扭應(yīng)力b? 應(yīng)滿足： ][ww WFe ?? ?? （ ） ][btb WFa ?? ?? （ ） 式中： W 、 tW — 分別為截面 BB 處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面62bhW? ， 2khbWt ? ；橢圓形截面 10/2bhW ? ， 16/2khbWt ? ； h、 b— 分別為矩形截面的高和寬或橢圓形截面的長(zhǎng)軸和短軸； k— 與 bh/ 有關(guān)的系數(shù)，按下表 選?。? 表 系數(shù) K 的選取 h/b 10 k e— 與 十字軸軸孔中心線成 ?45 的 BB 截面到力 F 作用線的距離； a— 萬(wàn)向節(jié)叉中點(diǎn)與 BB 截面相垂直平面到力 F 作用線的距離 如圖 所示； a=30mm， e=55mm， b=25， h=60mm， r=。 抗剪強(qiáng)度按如下公式進(jìn)行校核： ][4 2 ??? ?? mdFs （ ） 式中： ? — 剪應(yīng)力； sF — 單個(gè)螺栓所受 工作剪力（ N）； d — 螺栓抗剪面直徑 (mm）； m— 螺栓抗剪面數(shù)； ][? — 螺栓的許用切應(yīng) (MPa) 單個(gè)螺栓所受工作剪力可按如下公式計(jì)算： NKTF s 9892 ???? 式中： T— 傳動(dòng)軸傳動(dòng)遞的扭矩； K— 螺栓孔中心圓直徑 將 ][ ?? MPa， m=1， 12?d mm 代入公式 得： 622 ???? ??? ?md F s?? MPa ][?? 經(jīng)校核螺栓切應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。 由于螺栓聯(lián)接工作時(shí)即承受剪切力又承受軸向力，所以需校核抗拉強(qiáng)度，抗剪強(qiáng)度和抗擠壓強(qiáng)度。當(dāng) ?f mm 時(shí)： )()(180s i n 000 ??????????? fdKZfdD mm 聯(lián)連接元件的設(shè)計(jì) 聯(lián)接螺栓 在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)中，連接變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間的傳動(dòng)軸是靠萬(wàn)向節(jié)叉與驅(qū)動(dòng)橋或變速器的法蘭盤(pán) 組成的聯(lián)軸器來(lái)傳遞轉(zhuǎn)矩的，一般情況下，都是選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、可傳遞較大轉(zhuǎn)矩的凸緣聯(lián)軸器。這一最大作用力，可按如下公式計(jì)算： 310m a xtan79][?gTbinLzdFF ?? （ ） 式中： z— 滾針數(shù)； 0d ， bL — 滾針的直徑和工作長(zhǎng)度 (mm)； Tn — 發(fā)動(dòng)機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩下的轉(zhuǎn)速； 1gi — 自發(fā)動(dòng)機(jī)至萬(wàn)向節(jié)間的變速機(jī)構(gòu)的低檔傳動(dòng)比； ? — 萬(wàn)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(fù)荷符合設(shè)計(jì)要求。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： 25 2 0 815 6 1 1312212721127221??????? ?????????? ??bnj LFdd? MPa ][ j?? 經(jīng)校核軸承滾針接觸應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。 1 旋轉(zhuǎn)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(yīng)力應(yīng)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(zhǎng)度（ mm）， 0)~( dLL b ?? ， L 為滾針長(zhǎng)度 (mm)； nF —合力 F 作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d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(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在 58HRC 以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力 ][ j? 為3000~3200MPa。滾針的長(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過(guò)長(zhǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。間隙過(guò)小又有 24 可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住。其結(jié)構(gòu)如圖 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(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性，公差帶控制在 以內(nèi)。這種結(jié)構(gòu)的軸承除滾針端頭為圓錐形外，還多了一個(gè)擋針圈。為了防止在運(yùn)輸及安裝過(guò)程中掉針。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(chē)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 23 H十字軸總長(zhǎng)； h軸頸長(zhǎng)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(yīng)力 w? 和切應(yīng)力 ? 應(yīng)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(yīng)力的許用值， 350~250][ ?w? MPa； ][? — 切應(yīng)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(