【正文】 式、固定式、和塑料環(huán)定位式等。固定在節(jié)叉上，并用鎖片將螺栓鎖緊。有時將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，以免高速轉動時由于離心力作用，在十字軸端面與軸承底座之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動，從而避免了由于這種竄動造成的傳動軸動平衡狀態(tài)的破壞。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，在加注潤滑油時，在個別滾針軸承中可能出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，已不能滿足越來越高的使用要求。當向十字軸內腔注人潤滑油時，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤滑油便從橡膠油封內圓表面與十字軸軸頸接觸處溢出，不需安裝安全閥，防塵、防水效果良好。十字軸萬向節(jié)結構簡單，強度高，耐久性好，傳動效率高，生產(chǎn)成本低。增至16176。汽車除轉向驅動橋及帶有擺動半軸的驅動橋的分段式半軸多采用等速萬向節(jié)外，一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)材料選擇。萬向節(jié)叉一般采用40或45中碳鋼，調質處理硬度 ，滾針針軸承材料一般采用GCr15。一般情況下，十字軸萬向節(jié)便報廢。 中間支承結構分析與設計在乘用車上，有時為了提高傳動系的彎曲剛度，改善傳動系彎曲振動特性，減小噪聲需在中間加裝中間支撐將傳動軸分成兩段[3]。目前廣泛采用橡膠彈性中間支承，其結構中采用單列滾子軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。中間支承的固有頻率可按下式計算 （11）式中，為中間支承的固有頻率（Hz）；CR為中間支承橡膠彈性元件的徑向剛度（N/mm）；m為中間支承懸置質量（kg），它等于傳動軸落在中間支承上的一部分質量與中間支承軸承及其軸承所承受的質量之和。需用臨界轉速為10002000r/min，對于乘用車，取下限。因此，確定為30Hz。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力，而剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)三種。萬向節(jié)詳細分類如下圖21所示：萬向節(jié)剛性萬向節(jié)擾性萬向節(jié)不等速萬向節(jié)準等速萬向節(jié)等速萬向節(jié)十字軸式雙聯(lián)式凸塊式三銷軸式球面滾輪式球叉式球籠式圓弧槽滾道型式直槽軌道型伸縮型Rzeppa型Birfield型圖21萬向節(jié)分類圖Figure 21 Gimbal classification 不等速萬向節(jié)十字軸式剛性萬向節(jié)是最為典型的不等速萬向節(jié)，并在汽車中得到廣泛應用，其允許相鄰兩軸的最大交角為15゜～20゜。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，這樣就適應了夾角和距離同時變化的需要。為了潤滑軸承，十字軸上一般安有注油嘴并有油路通向軸頸。 準等速萬向節(jié)常見的準等速萬向節(jié)有雙聯(lián)式和三銷軸式兩種，它們的工作原理與雙十字軸式萬向節(jié)實現(xiàn)等速傳動的原理是一樣的。在當輸出軸與輸入軸的交角較小時，處在圓弧上的兩軸軸線交點離上述中垂線很近，能使兩軸角速度接近相等，所以稱雙聯(lián)式萬向節(jié)為準等速萬向節(jié)。輸入軸和輸出軸以始終相等的瞬時角速度傳遞的萬向節(jié)，既稱之為等速萬向節(jié)。3 萬向節(jié)的設計與強度校核 萬向節(jié)結構與尺寸設計 基本構造與基本原理由于本設計對象為中型貨車的萬向節(jié)與傳動軸，因此，選用十字軸式萬向節(jié)。為了減少摩擦損失，提高傳動效率和使用壽命，在十字軸軸頸和萬向節(jié)叉孔之間裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。本中型貨車滾針軸承所選 軸向定位為外卡環(huán)式，它具有結構簡單、工作 圖31十字軸受力簡圖可靠、零件少和質量小的優(yōu)點。為防止漏油、提高防塵和防水效果，本文選用結構較復雜的雙刃口復合油封，在工作條件較差的情況下可顯著提高萬向節(jié)使用壽命。這樣，當主動軸轉動時，從動軸既可隨之轉動，又可饒十字軸中心在任意方向擺動。當時，可按下式計算 （31）式中，為十字軸萬向節(jié)傳動效率；為軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動軸承：，滾針軸承：；其他符號意義同前。 萬向節(jié)強度校核 十字軸萬向節(jié)運動和受力分析本文所選萬向傳動軸分為主傳動軸和中間傳動軸兩段并由三個萬向節(jié)相連接，因此運動和受力分析可按多十字軸萬向節(jié)傳動計算:多萬向節(jié)傳動的從動叉相對主動叉的轉角差（rad）的計算公式與單萬向節(jié)相似，可寫成 （31）式中，為多萬向節(jié)傳動的當量夾角；為主動叉的初相位角；為主動軸轉角。假如多萬向節(jié)傳動的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/2，則當量夾角為 （32）式中，、等為各萬向節(jié)的夾角。為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉，應使=0 。因此，在設計多萬向節(jié)傳動時，總是希望其當量夾角盡可能小。另外，對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度幅值應加以限制。 十字軸萬向節(jié)傳動的附加彎矩和慣性力矩車輛行駛時，由于扭矩傳遞的方向一致，十字軸的受力方向也一致?？梢圆扇⑹州S在相對于原先位置轉動90176。在組裝時應注意將有油嘴的一面朝向傳動軸，萬向節(jié)叉應在十字軸上轉動自如，不應有卡滯現(xiàn)象，也不應出現(xiàn)有軸向的間隙。如圖32當十字軸萬向節(jié)的主動叉軸上作用著不變的轉矩T時，則與它成夾角的從動叉軸上的轉矩T將隨叉的轉角而變化，除非其主、從動叉軸的夾角=0[4]。當主動叉轉角為90，270等值時得T： T= （34）當主動叉轉角為0，180等值時得T：T=Tcos （35）具有夾角的十字軸萬向節(jié)，由于其主、從動叉軸上的轉矩T，T作用在不同平面上，因此僅在主動傳動叉軸上的驅動轉矩和從動叉軸上的反轉矩的作用下是不能平衡的。要想使用十字軸平衡，必須使主、從動叉對十字軸的力矩作用平面與十字軸軸線所在平面共面。正是由于這些附加彎矩的存在，補償了T或T，使得它們的力矩平面與十字軸軸線所在平面共面，才使得十字軸萬向節(jié)得以平衡。又該圖所見，當=0,180,360，由力矩的向量三角形得： （36）圖32十字軸萬向節(jié)的力矩平衡Figure 32 cross gimbal moment balance當=90,270,450，T使從動叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷為P= = （38）式中L——萬向節(jié)中心至從動叉軸支承間的距離。與此相反的反作用力矩則由主動叉軸的支承所承受。而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P= （39）附加彎矩在萬向節(jié)主從叉軸支承上引起周期性變化的徑向脈沖負荷，可能激起支撐振動。 如前所述，普通十字軸萬向節(jié)不是等速萬向節(jié)，如果主動叉軸轉速不變，則從動叉軸周期地加速、減速旋轉，產(chǎn)生的慣性力矩為 （310）式中 I——從動叉軸旋轉質量的轉動慣量； ——從動叉軸的角加速度，可通過對式=求導得出：= （311）當轉速很高時，由于從動叉軸運轉的不均勻性加劇，所產(chǎn)生的慣性載荷有可能大大超過其工作載荷，且交變地作用著。 十字軸萬向節(jié)傳動的彎曲應力與剪切應力傳動軸萬向節(jié)故障主要是軸頸和軸承磨損及各軸頸出現(xiàn)彎曲變形，造成其十字軸各軸中心線不在同一平面上，或相鄰的兩軸中心線不垂直。磨損主要是缺少潤滑引起的。為萬向傳動的計算轉距，=min(Tse,Tss),對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷取和的最小值，計算式如下： （313）為發(fā)動機最大轉矩（N?m）；n為計算驅動轎數(shù)；為變速器一檔傳動比；為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率；k為液力變矩器變矩系數(shù)，為最大變矩系數(shù)；為滿載狀態(tài)下一個驅動橋上的靜載荷（N）；為汽車最大加速度時的后軸負荷轉移系數(shù)，乘用車： =，為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對于安裝防側滑輪胎的乘用車，為車輪的滾動半徑（m）；為主減速器傳動比；為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比；為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率；T1為萬向傳動的計算轉矩，T1=min(Tse,Tss) （314）軸頸根彎曲應力： （315）d1十字軸軸頸直徑25mmd2十字軸油道口直徑8mm[σw]為彎曲應力許用值，為250—350Mpa十字軸軸頸的切應為τ應滿足 （316）[τ]為切應力 τ 許用值，為80～120MPa。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；而間隙過小時，有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住，合適的間隙為0．009～0．095mm，滾針軸承的周向總間隙以0．08～0．30mm為好。滾針在軸向的游隙一般不應超過0．2～0．4mm。（本文i取一列，Z近似計算取得為28。萬向節(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的截面處，萬向節(jié)叉承受的彎曲和扭轉載荷，其彎曲應力和扭應力應滿足 （319）算得： （320）式中，、分別為截面處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面： 算得 =48668， =；h、b分別為矩形截面的高和寬；k是與h/b有關的系數(shù)，查下表可得k=；按表12選取。表33 系數(shù)k的選取Table 33 To select coefficient k h/b10k合應力為 （321）因此所選滾針軸承滿足強度要求。這里的臨界轉速是指當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲固有振動頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷時的轉速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支承情況。為了確定臨界轉速，可對兩端自由的支承于剛性球鉸上的軸（見圖41）進行研究計算[6]。對于傳動軸管與離心力相平衡的彈性力為式中c—軸的側向剛度對于質量分布均勻且兩端自由的支承于球形鉸接的軸，其側向剛度c=（384/5）（EJ/）E—材料的彈性模量，可取Mpa；J—軸管截面的抗彎慣性矩。將上述c，j及m的表達式代入式，令則得傳動軸的臨界轉速n（）為n= （45）圖41傳動軸臨界轉速計算用簡圖Figure 41 with critical speed shaft calculation由于傳動軸動平衡的誤差、伸縮花鍵連接的間隙以及支承的非剛性等，傳動軸的實際臨界轉速要低于理論計算值。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，因此應嚴格控制該間隙或采用彈性蓋板，有的可嘉端面滾針軸承。由式n=可以確定傳動軸總成的最大可能長度，如果他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，且在它們的連接處（在前傳動軸后端）需設置固定在車架或車身上的中間支撐[7]。當萬向傳動軸的前端與加長的變速器相連時，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1—1所示。傳動軸的臨界轉速為nk（r/min），適用于一般精度的伸縮花鍵則有 （46）（為發(fā)動機轉速）安全系數(shù) （47） 傳動軸長度選擇 根據(jù)軸距3360mm，初選傳動軸支承長度為 mm，花鍵軸長度應小于支承長度，滿足萬向節(jié)與傳動軸的間隙要求，取花鍵軸長度為。Lc為傳動軸長度（mm），即兩萬向節(jié)中心之間的距離；和分別為傳動軸軸管的內、外徑（mm） 傳動軸扭轉強度校核 由于傳動軸只承受扭轉應力而不承受彎曲應力，所以只需校核扭轉強度，根據(jù)公式有 （48）（為軸管許用扭轉應力）上式說明設計參數(shù)滿足扭轉強度要求 花鍵內外徑確定傳動軸中由滑動叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動花鍵來實現(xiàn)傳動長度的變化。 （410） ，則 （411） ——為許用扭轉應力 ——為花鍵轉矩分布不均勻系數(shù)， ——花鍵外徑 ——花鍵內徑 ——為花鍵有效工作長度 B——為鍵齒寬 ——為花鍵齒數(shù) 由于花鍵齒側許用擠壓應力較小，所以選用Lh較大尺寸的花鍵，查GB/T11442001，取,， ， 。對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為25～50MPa；對于不滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為50～100Mpa。傳動軸