【正文】 萬向節(jié)叉的設(shè)計(jì)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? 。=4α 。 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(gè)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(zhǎng)度， 18?l mm ； 1d —十字軸軸頸直徑。滾針的長(zhǎng)度一般不超過軸頸的長(zhǎng)度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長(zhǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針軸承徑向間隙過大時(shí)，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。 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(jì)要求。 計(jì)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(diǎn)到軸頸根部的距離， mm。萬向節(jié)工作夾角 176。設(shè)計(jì)是對(duì)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。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(jì)及校核 對(duì)于十字軸萬向傳動(dòng)節(jié)需要計(jì)算其十字軸、萬向節(jié)叉、凸緣、十字軸軸承和緊固件。而萬向節(jié)工作夾角 176。 即 mNTTT ssse 4 2 3]。此時(shí) 221 ,0 aF???? 達(dá)到最大值： ? ? ?s in2/12 RTFa ? （ ） 圖 （ b）為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角 ??901? 時(shí)的受力狀況。== 021 υυ 時(shí)； (b) 主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角 176。 圖 中間支撐 25 十字軸總成 的設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩 21,TT 的作用，在主、從動(dòng)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(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角； α——轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸之夾角。因此 ，現(xiàn)代汽車萬向節(jié)傳動(dòng)中間支承的剛 度，應(yīng)選擇得不會(huì)由于發(fā)動(dòng)機(jī)的擾動(dòng)而導(dǎo)致在使用車 速范圍內(nèi)產(chǎn)生共振。 這樣的系統(tǒng)具有三個(gè)固有角頻率，傳動(dòng)軸的角速度與其中任何一個(gè)固有角頻率相一致時(shí)，都會(huì)引 起共振產(chǎn)生。 對(duì)于帶有橡膠彈性中間支承的萬向節(jié)傳動(dòng)，其固有角頻率可利用圖 (c)所示的0221 122222 =+ AAcwmA 24 簡(jiǎn)圖來確定。在大柔度下系統(tǒng)會(huì)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(dòng)并破壞萬向節(jié)傳動(dòng)的正常工作。 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(dòng)軸的中間支撐 (a)傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)能與勢(shì)能： 22221 ymymE iK ?? += 23 2122211 ++= yycycE P 式中 ： 1m ——前萬向節(jié)及變速器加長(zhǎng)部分的質(zhì)量； 2m ——傳動(dòng)軸管的質(zhì)量； 21cc、 ——變速器加長(zhǎng)部分及傳動(dòng)軸的剛度； 21 y、y ——相應(yīng)的位移，見圖 。 當(dāng)萬向傳動(dòng)軸的前端與加長(zhǎng)的變速器相聯(lián)時(shí)，分析表明，這時(shí)由于傳動(dòng)軸前端支承系統(tǒng) ——變速器殼及其加長(zhǎng)的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳動(dòng)軸的前端猶如架在彈性支承上，其計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖 (b)所示。 式 ()是在假定傳動(dòng)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。 當(dāng)萬向傳動(dòng)軸的前端與加長(zhǎng)的變速器相聯(lián)時(shí)，分析表明，這時(shí)由于傳動(dòng)軸前端支承系統(tǒng) ——變速器殼及其加長(zhǎng)的后殼、離合器以及它們的支承具有明顯的柔性，使傳動(dòng)軸的前端猶如架在彈性支承上，其計(jì)算簡(jiǎn)圖如圖 (b)所示。 中間支承的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由式 ()可以確定傳動(dòng)軸總成的最大可能長(zhǎng)度，如果它小 于汽車總布置所要求的 傳動(dòng)軸尺寸，則需在變速器和后驅(qū)動(dòng)橋之間安置兩根萬向傳動(dòng)軸，且在它們的聯(lián)接處(在前傳動(dòng)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 。對(duì)于非滑動(dòng)花鍵，許用擠壓應(yīng)力為 50～ 100MPa 。 計(jì)算傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 jσ (MPa)為 ZLDDDTj )2 D)(4(σ21211+= () 式中 ： 1T ——計(jì)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(zhǎng)度 mm ， L=100mm。 式 亦可用于計(jì)算萬向傳動(dòng)的實(shí)心軸，例如傳動(dòng)軸一端的花鍵軸和轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋 21 的半軸以及斷開式驅(qū)動(dòng)橋和 de Dion 橋的擺動(dòng)半軸，并取上式的 d=0。 對(duì)于傳動(dòng)軸花鍵，主要計(jì)算花鍵的擠壓應(yīng)力。它以內(nèi)徑和側(cè)面定心。 花鍵軸的尺寸按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選取，最后進(jìn)行強(qiáng)度校核。傳動(dòng)軸總成的徑向全跳動(dòng)應(yīng)不大于 ～ 。 傳動(dòng)軸總成應(yīng)進(jìn)行動(dòng)平衡，其不平衡度為：對(duì)轎車及輕型客、貨車，在 3000 ～6000 min/r 時(shí)不大于 1～ 2 mmN? ；對(duì) 5t 以上的貨車，在 1000～ 4000 min/r 時(shí)不大于10 mmN? 。 按上式計(jì)算得出的傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 τ 不應(yīng)大于 300MPa 。傳動(dòng)軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 ? (Mpa )可按下式計(jì)算： rdge WkiT /τ 1m ax= () 20 式中 ： maxeT —發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩， mmN? ； 1gi —變速器的一檔傳動(dòng)比； dk —?jiǎng)虞d系數(shù)； rW —抗扭截面系數(shù)。 maxn = m in/ 1 1 1% 1 1 1η 0 rn == 取 =k ，則有計(jì)算臨界轉(zhuǎn)速 為 m i n/ 6 6 1 1 a x rknn c === 因?yàn)? 2cccC L dDn += 所以有 mmL ≤ 本設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸為兩段組成 mmLmmL 1000,1100 21 == ，長(zhǎng)度小于 ，因此本設(shè)計(jì)的傳動(dòng)軸滿足臨界轉(zhuǎn)速的要求。因此應(yīng)引進(jìn)安全系數(shù) K，并取 ~式中 ： maxn —相應(yīng)于最高車速時(shí)的傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速， min/r ； —傳動(dòng)軸的計(jì)算臨界轉(zhuǎn)， min/r 。22。25≤α 時(shí)，十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)效率 0η 為 π αta n2)/(1η 10 rdf= () 式中 ： 0η —— 十字軸萬向節(jié)的傳動(dòng)效率； f —— 軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滾針軸承 ~=f 1d —— 十字軸軸頸直徑， 1d =22mm 代入上式求得 % = 初步選定 mmhmmhmmdmmH 26。 64/)]([ 44 dDJ π= 因 cyP)(2 ==+= yemWF 故有 )/( 22 mWcemWy = 認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度 cW 時(shí)傳動(dòng)軸將破壞，即 y —∞，則有： 0 2 =cmWc mcWc= （ ） 對(duì)于傳動(dòng)軸管 ρπ LdDm )]([ 22= 式中 ：