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本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)
輕型商用車傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)
The Graduation Design for Bachelor's Degree
Design of Light Commercial Vehicle Transmission Shaft and Cardan Joint
摘 要
汽車的萬(wàn)向傳動(dòng)軸是由傳動(dòng)軸、萬(wàn)向節(jié)兩個(gè)主要部件聯(lián)接而成，在長(zhǎng)軸距的車輛中還要加裝中間支承。萬(wàn)向傳動(dòng)軸主要用于工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。在本世紀(jì)初萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)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(duì)萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的效率、強(qiáng)度、耐久性和噪聲等性能方面的設(shè)計(jì)及計(jì)算校核要求也越來(lái)越嚴(yán)格。本畢業(yè)設(shè)計(jì)將依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型(CA1041)的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置作為設(shè)計(jì)原型。在給定整車主要技術(shù)參數(shù)以及發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器等主要總成安裝位置確定的條件下，對(duì)整車結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析，確定了傳動(dòng)軸布置方案，采用兩軸三萬(wàn)向節(jié)帶中間支承的布置形式。在確定了傳動(dòng)方案后，對(duì)傳動(dòng)軸、萬(wàn)向節(jié)總成、中間支承總成進(jìn)行設(shè)計(jì)，使該總成能夠在正常使用的情況及規(guī)定的使用壽命內(nèi)不發(fā)生失效。
關(guān)鍵字：傳動(dòng)軸；萬(wàn)向節(jié)；中間支承；設(shè)計(jì)；校核
ABSTRACT
The universal drive shaft of automotive is composed of transmission shaft and cardin joint. The main function of the universal drive shaft is to transmitting torque and rotation movement between two shafts whose relative position is variation in the working process. At the beginning of this century the transmission shaft and cardin joint play an important role in the development of automobile industry. As the development of automobile industry, the automobile demand that the design and verification of transmission shaft and cardin join stricter in the efficiency, intension, durability and noise performance. This graduation design chooses existing production business enterprise of basis is producing the car type(CA1041) of ten thousand to spread to move to equip the conduct and actions design prototype. Under the conditions of the main technical parameters of the given vehicle, installation location of engine, transmission and other major assembly are determined , the structure of the vehicle is analysised, the transmission shaft layout program is determined. Two shaft-three cardin joints is adapted. After determining the transmission options, the right drive shaft and universal joint assembly, intermediate bearing assembly is designed, so that the assembly can be used in normal situations and the life within no failure.
Keywords：Transmission shaft；Cardin joint；Middle supporting；Design ；Verification
I
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 選題的目的和意義 1
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢(shì) 1
1.3 研究?jī)?nèi)容及方法 2
1.3.1 傳動(dòng)軸方案的選擇及主要參數(shù)的確定 2
1.3.2 萬(wàn)向節(jié)類型的選擇 2
1.3.3 十字軸式萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析 2
1.3.4 萬(wàn)向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核 3
1.3.5 中間支承的設(shè)計(jì)與校核 3
第2章 傳動(dòng)軸總成的設(shè)計(jì) 5
2.1 萬(wàn)向傳動(dòng)軸總體概述 5
2.2 傳動(dòng)布置型式的選擇 5
2.3 傳動(dòng)軸斷面尺寸的確定與強(qiáng)度校核 6
2.3.1 傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)分析 6
2.3.2 傳動(dòng)軸斷面尺寸的計(jì)算與校核 9
2.4 主傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵的設(shè)計(jì) 12
2.5 中間傳動(dòng)軸花鍵的設(shè)計(jì) 15
2.6 本章小結(jié) 17
第3章 萬(wàn)向節(jié)總成的設(shè)計(jì) 18
3.1 萬(wàn)向節(jié)類型的選擇 18
3.2 十字軸式萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析 19
3.3 萬(wàn)向節(jié)的受力分析 20
3.3.1 單十字軸萬(wàn)向節(jié)的受力分析 20
3.3.2 雙十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng) 22
3.3.3 多十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng) 23
3.4 萬(wàn)向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核 24
3.4.1 十字軸 24
3.4.2 滾針軸承 26
3.5 聯(lián)接元件的設(shè)計(jì) 29
3.5.1 聯(lián)接螺栓 29
3.5.2 萬(wàn)向節(jié)叉 31
3.6 十字軸總成的潤(rùn)滑 32
3.7 本章小結(jié) 33
第4章 中間支承的設(shè)計(jì) 34
4.1 中間支承的結(jié)構(gòu)分析與選擇 34
4.2 軸承的選取 35
4.3 本章小結(jié) 37
結(jié)論 38
參考文獻(xiàn) 39
致謝 40
第1章 緒 論
1.1 選題的目的和意義
隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為發(fā)展趨勢(shì)，對(duì)汽車節(jié)能、舒適與輕量化的要求越來(lái)越高。而傳動(dòng)軸及萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)裝配不良將產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲，增添未能估算在內(nèi)的符加動(dòng)載荷，還可能導(dǎo)致傳動(dòng)系不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)和早期破壞，萬(wàn)向傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系的重要組成部件之一[1]。傳動(dòng)軸選用與設(shè)計(jì)的合理與否直接影響傳動(dòng)系的傳動(dòng)性能。選用、設(shè)計(jì)不當(dāng)會(huì)給傳動(dòng)系增添不必要的和設(shè)計(jì)未能估算在內(nèi)的附加負(fù)荷，可能導(dǎo)致傳動(dòng)系不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)，因此該總成設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢(shì)
傳動(dòng)軸普遍采用具有較高的強(qiáng)度的薄鋼板卷焊而成的空心軸，超重型貨車的傳動(dòng)軸則直接采用無(wú)縫鋼管制成。近年來(lái)由于對(duì)汽車低能耗，低成本的要求越來(lái)越高，汽車必須輕量化，汽車變得更易產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲。因此對(duì)傳動(dòng)系重要組成部分萬(wàn)向節(jié)振動(dòng)特性必須進(jìn)行分析[2]。目前國(guó)內(nèi)外都將以NVH(噪音，振動(dòng)，嘯聲)為設(shè)計(jì)目標(biāo)，為了滿足這類要求，汽車制造廠對(duì)該總成的設(shè)計(jì)要求越來(lái)越嚴(yán)格。隨著Matlabl軟件的開(kāi)發(fā)，國(guó)內(nèi)對(duì)傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)己從傳統(tǒng)設(shè)計(jì)向模糊可靠性設(shè)計(jì)發(fā)展?；痉椒ㄊ前褌鹘y(tǒng)設(shè)計(jì)公式中的參量看作隨機(jī)變量，進(jìn)行概率計(jì)算，從中找出規(guī)律，得出合理的校核強(qiáng)度和截面參數(shù)。汽車和工程機(jī)械用傳動(dòng)軸在高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)要產(chǎn)生彎曲振動(dòng)。因此導(dǎo)致共振現(xiàn)象使傳動(dòng)軸斷裂.尤其是高速軸。為避免共振產(chǎn)生應(yīng)進(jìn)行振動(dòng)計(jì)算。確定其臨界轉(zhuǎn)速.常規(guī)優(yōu)化設(shè)計(jì)是為了使傳動(dòng)軸在工作時(shí)不出現(xiàn)共振現(xiàn)象.使傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速盡量避開(kāi)其實(shí)際最高轉(zhuǎn)速。因載荷的隨機(jī)性及切削加下時(shí)下件表而凹凸不平及材料軟硬不均。臨界轉(zhuǎn)速具有離散性。它不是一個(gè)點(diǎn)，而是一個(gè)區(qū)域。而模糊可靠性設(shè)計(jì)理論應(yīng)用于具有振動(dòng)的傳動(dòng)軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)中，提出傳動(dòng)軸的模糊可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，建立了在滿足給定模糊可靠要求設(shè)計(jì)條件下優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型。傳動(dòng)軸模糊可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)在設(shè)計(jì)中，既考慮設(shè)計(jì)參數(shù)的隨機(jī)性和模糊性，又能進(jìn)行多參數(shù)設(shè)計(jì)，使設(shè)計(jì)方案最優(yōu)，且在設(shè)計(jì)后能預(yù)測(cè)新產(chǎn)品的可靠度[3]。這是可靠性和最優(yōu)化設(shè)計(jì)的有機(jī)結(jié)合。
萬(wàn)向節(jié)是實(shí)現(xiàn)萬(wàn)向傳動(dòng)的關(guān)鍵，萬(wàn)向節(jié)性能的優(yōu)劣直接影響到整車的行駛性能、動(dòng)力性、舒適性。從19世紀(jì)初虎克式萬(wàn)向節(jié)在汽車上應(yīng)用以來(lái)，經(jīng)過(guò)100多年的發(fā)展己經(jīng)有十幾種形式?？煞譃殄幮匀f(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)。剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)和等速萬(wàn)向節(jié)。等速萬(wàn)向節(jié)因其加工制造精度高、難度大，需成套引進(jìn)國(guó)外專用加工生產(chǎn)設(shè)備，且投資費(fèi)用大、價(jià)格高，已成為實(shí)現(xiàn)國(guó)產(chǎn)化的關(guān)鍵問(wèn)題之一。由于等速萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸應(yīng)是用橡膠護(hù)套來(lái)密封的，橡膠護(hù)套的壽命從很大程度上決定了傳動(dòng)軸總成的使用壽命，因此橡膠護(hù)套設(shè)計(jì)和考核試驗(yàn)也成了等速萬(wàn)向節(jié)設(shè)計(jì)的重要環(huán)節(jié)之一。由于近年來(lái)Pro/E、CATIA、Matlab等軟件的開(kāi)發(fā)與應(yīng)用，國(guó)內(nèi)的企業(yè)、科研單位也致力于基于CATIA、Matlab等的模糊、仿真設(shè)計(jì)，從而大大提高了我國(guó)對(duì)萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)、制造水平。
綜合以上國(guó)內(nèi)外文獻(xiàn)和相關(guān)書(shū)籍可以看出：隨著計(jì)算機(jī)的發(fā)展、各種計(jì)算機(jī)輔助軟件的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)，如:Pro/E、CAD、CATIA等以及有限元分析等設(shè)計(jì)理論的發(fā)展，必然會(huì)給萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)、研發(fā)帶來(lái)日新月異的進(jìn)展，萬(wàn)向節(jié)及傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)己逐步實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化，集成化，智能化。
1.3 研究?jī)?nèi)容及方法
1.3.1 傳動(dòng)軸方案的選擇及主要參數(shù)的確定
在汽車行駛過(guò)程中，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)及不平路面的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)的振動(dòng)，使變速器的輸出軸和驅(qū)動(dòng)橋的輸入軸相對(duì)位置經(jīng)常變化，故兩根軸不能剛性地連接，而必須采用一般由兩個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置。在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間距離較遠(yuǎn)的情況下，應(yīng)將傳動(dòng)軸分成兩段，并用三個(gè)十字軸式萬(wàn)向節(jié)連接起來(lái)，且在中間傳動(dòng)軸后端加裝中間支承。
根據(jù)給定的發(fā)動(dòng)機(jī)功率、變速器最大傳動(dòng)動(dòng)比、主速器傳動(dòng)動(dòng)比計(jì)算出最大剪應(yīng)力和彎曲應(yīng)力，選取鋼材的材料并查得其屈服極限，傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速的校核。
1.3.2 萬(wàn)向節(jié)類型的選擇
對(duì)萬(wàn)向節(jié)類型及其結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，并結(jié)合（CA1041）技術(shù)要求選擇合適的萬(wàn)向節(jié)類型?？紤]到本畢業(yè)設(shè)計(jì)所針對(duì)的車型為中輕型貨車，對(duì)其萬(wàn)向傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)應(yīng)滿足：制造加工容易、成本低，工作可靠承載能力強(qiáng)，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整維修方便等要求，本設(shè)計(jì)選用十字軸式萬(wàn)向節(jié)，帶中間支承的兩段式傳動(dòng)軸。
1.3.3 十字軸式萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析
十字軸式萬(wàn)向節(jié)的基本構(gòu)造，一般由一個(gè)十字軸、兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對(duì)軸頸上。為了減少磨擦損失，提高效率，在十字軸的軸頸處加裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后，將套筒固定在萬(wàn)向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬(wàn)向節(jié)叉內(nèi)脫出。這樣，當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸既可隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，又可繞十字軸中心在任意方向擺動(dòng)。目前，最常見(jiàn)的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環(huán)式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等[4]。
1.3.4 萬(wàn)向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核
1、十字軸
十字軸萬(wàn)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(dāng)磨損或壓痕超過(guò)0.15mm時(shí)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證該處有足夠的抗彎強(qiáng)度。
2、十字軸滾針軸承
滾針軸承的結(jié)構(gòu)分析：汽車萬(wàn)向節(jié)用滾針軸承的結(jié)構(gòu)型式較多，但就滾針來(lái)說(shuō)、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(yùn)輸及安裝過(guò)程中掉針，國(guó)內(nèi)的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針[5]。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。
3、聯(lián)接螺栓
在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)動(dòng)的汽車中，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，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。
4、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截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，應(yīng)對(duì)其彎曲應(yīng)力和扭應(yīng)力進(jìn)行校核。
1.3.5 中間支承的設(shè)計(jì)與校核
在長(zhǎng)軸距汽車上，為了提高傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速，避免共振以及考慮整車總體布置上的需要，常將傳動(dòng)軸分段。在乘用車中，有時(shí)為了提高傳動(dòng)系的彎曲剛度，改善傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)看特性，減小噪聲，也將傳動(dòng)軸分成兩段。當(dāng)傳動(dòng)軸分段時(shí)，需加設(shè)中間支承。在設(shè)計(jì)中間支承時(shí)，應(yīng)合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，固有頻率對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速 r/min盡可能低于傳動(dòng)軸的常用轉(zhuǎn)速范圍，以免共振，保證隔振效果好。許用臨界轉(zhuǎn)速為1000~2000r/min，對(duì)于乘用車，取下限。當(dāng)中間支承的固有頻率依此數(shù)據(jù)確定時(shí)，由于傳動(dòng)軸不平衡引起的共振轉(zhuǎn)速1000~2000r/mim，而由于萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為500~1000r/min，這樣就避免了中間支承與傳動(dòng)軸的諧振[6]。
第2章 傳動(dòng)軸總成的設(shè)計(jì)
2.1 萬(wàn)向傳動(dòng)軸總體概述
萬(wàn)向傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系的重要組成部件之一。傳動(dòng)軸選用與設(shè)計(jì)的合理與否直接影響傳動(dòng)系的傳動(dòng)性能。選用、設(shè)計(jì)不當(dāng)會(huì)給傳動(dòng)系增添不必要的和設(shè)計(jì)未能估算在內(nèi)的附加負(fù)荷，可能導(dǎo)致傳動(dòng)系不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)..。
傳動(dòng)軸是將發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的轉(zhuǎn)知經(jīng)分動(dòng)器傳遞給前驅(qū)和后驅(qū)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，轉(zhuǎn)速達(dá)3000~7000r/min,振動(dòng)是傳動(dòng)軸總成設(shè)計(jì)需考慮的首要問(wèn)題。盡管采取涂層技術(shù)來(lái)減小滑移阻力，但產(chǎn)生的滑移阻力仍為等速萬(wàn)向節(jié)的10~40倍，而滑移阻力將產(chǎn)生振動(dòng)。為選型設(shè)計(jì)提供依據(jù)，傳動(dòng)軸分為CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花鍵產(chǎn)生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5種類型。
2.2 傳動(dòng)布置型式的選擇
萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸是汽車傳動(dòng)系的重要組成部件之一。傳動(dòng)軸選用與設(shè)計(jì)布置的合理與否直接影響傳動(dòng)系的傳動(dòng)性能。選用與布置不當(dāng)會(huì)給傳動(dòng)系增添不必要的和設(shè)計(jì)未能估算在內(nèi)的附加動(dòng)負(fù)荷，可能導(dǎo)致傳動(dòng)系不能正常運(yùn)轉(zhuǎn)和早期損壞。
車輛的萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)，主要應(yīng)用于非同心軸間和工作中相對(duì)位置不斷改變的兩軸之間的動(dòng)力傳遞。裝在變速器輸出軸與前后驅(qū)動(dòng)橋之間。變速器的動(dòng)力輸出軸和驅(qū)動(dòng)橋的動(dòng)力輸入軸不在一個(gè)平面內(nèi)。有的裝載機(jī)在車橋與車架間裝有穩(wěn)定油缸、鉸接式裝載機(jī)在轉(zhuǎn)向時(shí)均會(huì)使變速箱與驅(qū)動(dòng)橋之間的相對(duì)位置和它們的輸出、輸出入軸之間的夾角不斷發(fā)生變化。這時(shí)常采用一根或多根傳動(dòng)軸、兩個(gè)或多個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)[7]。圖2.1為用于汽車變速箱與驅(qū)動(dòng)橋之間的不同萬(wàn)向傳動(dòng)方案。
（a）單軸雙萬(wàn)向節(jié)式
（b）兩軸三萬(wàn)向節(jié)式
圖2.1 汽車的萬(wàn)向傳動(dòng)方案[7]
如圖a為常用的單軸雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)，如圖b為連接距離較長(zhǎng)且不宜于采用單軸雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的連接。由于參考車型軸距為2.85米，故選取如圖b的傳動(dòng)方案。
2.3 傳動(dòng)軸斷面尺寸的確定與強(qiáng)度校核
2.3.1 傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)分析
傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們變化范圍，由汽車總布置設(shè)計(jì)決定。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證在傳動(dòng)軸長(zhǎng)度處在最大值時(shí)，套管叉與花鍵軸有中夠的配合長(zhǎng)度；而在長(zhǎng)度處于最小時(shí)，兩者不頂死。傳動(dòng)軸夾角的大小影響萬(wàn)向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬(wàn)向傳動(dòng)效率和十字軸旋轉(zhuǎn)的不均勻性。
當(dāng)傳動(dòng)軸長(zhǎng)度確定后，其斷面尺寸必須保證有足夠的強(qiáng)度，并能承受相當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速。其許用的傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，不應(yīng)超過(guò)臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，即當(dāng)某個(gè)長(zhǎng)度為L(zhǎng)的傳動(dòng)軸，在兩支點(diǎn)中旋轉(zhuǎn)時(shí)，如圖2.2所示，由于軸自身的重力作用，使傳動(dòng)軸中心（即質(zhì)量中心）相對(duì)軸線有一偏移量（初撓度）a，如果再考慮到軸與孔的間隙，傳動(dòng)軸質(zhì)量的不均勻，則a將再增大。當(dāng)此軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，在質(zhì)量中心必有離心力的作用，這個(gè)別離心力又將引起傳動(dòng)軸的進(jìn)一步彎曲，產(chǎn)生附加撓度y。由于重力的大小和方向是不變的，而離心力的大小與方向是改變的，故使傳動(dòng)軸的彎曲力（垂直力與離心力的向量和）也周期性的變化著，從而傳動(dòng)軸的撓度也隨時(shí)在變化。即傳動(dòng)軸的旋轉(zhuǎn)，將伴隨有彎曲振動(dòng)，它的頻率即等于傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速。當(dāng)傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速接近于它的彎曲自然振動(dòng)頻率時(shí)，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，振幅（撓度）急劇增加，致使傳動(dòng)軸折斷，這一轉(zhuǎn)速即稱為傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速。
圖2.2 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的彎曲振動(dòng)
傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速與軸的直徑、長(zhǎng)度和支承點(diǎn)數(shù)目有關(guān)。設(shè)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速為。作用在傳動(dòng)軸上的離心力則為：
（2.1）
式中:m—傳動(dòng)軸的質(zhì)量
這時(shí)離心力被與長(zhǎng)度成正比的材料彈性力p所平衡，由材料力學(xué)得知：
（2.2）
式中：E—傳動(dòng)軸材料的抗拉彈性模數(shù)，N/mm2；
L—支承長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)的中心距離（m）；
I—軸剖面對(duì)其對(duì)稱軸線（直徑）的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量（m4）；
系數(shù)c與受載情況、支承型式有關(guān)，當(dāng)載荷在兩端自由支承的梁上沿長(zhǎng)度平均分布時(shí)，而在同樣受載情況下，對(duì)兩端固定支架支承的梁；
P—材料彈性力
由平衡條件得：
（2.3）
解得： （2.4）
式中：a—初撓度；
Y—附加撓度；
ω—傳動(dòng)軸角速度
當(dāng)時(shí)，軸的撓度y趨于無(wú)窮大，即若軸以與此相應(yīng)的角速度旋轉(zhuǎn)時(shí)必將折斷。這時(shí)：
（2.5）
對(duì)于直徑為D的實(shí)心軸，由力學(xué)得知
， （2.6）
式中：—傳動(dòng)軸材料單位體積重量
由此，對(duì)于兩端自由支承（開(kāi)式傳動(dòng)軸），且載荷沿軸長(zhǎng)平均分布的軸，其臨界轉(zhuǎn)速為：
r/min （2.7）
對(duì)于兩端有固定支承的軸（軸封閉于傳動(dòng)軸套管中的閉式傳動(dòng)軸），則：
r/min （2.8）
對(duì)于大量采用的空心軸，若其剖面外徑D，內(nèi)徑為d，則：
于是兩端自由支承的軸：
r/min （2.9）
對(duì)兩端固定支承的軸，則：
r/min （2.10）
以上各式中D、d、L均用同樣的長(zhǎng)度單位（厘米）。對(duì)于絕大多數(shù)開(kāi)式傳動(dòng)軸，可按兩端自由支承的軸來(lái)計(jì)算，工作長(zhǎng)度L可取兩萬(wàn)向節(jié)中心間距離。如為閉式傳動(dòng)軸，可按兩端固定支承的軸承計(jì)算，工作長(zhǎng)度L可取兩軸承中心間距離。
從上面公式可以看出：當(dāng)傳動(dòng)軸外徑相同時(shí)，空心軸的臨界轉(zhuǎn)速比實(shí)心的要高。這就是為什么傳動(dòng)軸廣泛采用空心軸的原因之一。同時(shí)還可看出當(dāng)L增加，下降，為了提高可縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，增大軸管內(nèi)外徑。所以當(dāng)mm時(shí)，常采用中間支承。當(dāng)傳動(dòng)軸外徑相同時(shí)，空心軸的臨界轉(zhuǎn)速比實(shí)心的要高。為了提高在制造方面采取的主要措施是；用質(zhì)量分面比較均勻的焊接鋼管代替無(wú)縫鋼管；作軸管的鋼板厚度一般取1.85～2.50mm；對(duì)每根傳動(dòng)軸總成應(yīng)進(jìn)行動(dòng)平衡檢驗(yàn)，保證不平衡度在規(guī)定范圍以內(nèi)，如果不合格應(yīng)進(jìn)行校正（貼焊平衡塊）并使偏心振擺也在公差以內(nèi)。在確定傳動(dòng)軸截面尺寸時(shí)，一定要使傳動(dòng)軸的實(shí)際最大轉(zhuǎn)速小于其臨界轉(zhuǎn)速。其安全系數(shù)k應(yīng)在以下范圍內(nèi)。
（2.11）
式中：—為對(duì)應(yīng)于車輛最大行駛速度時(shí)，傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速
如果傳動(dòng)軸的動(dòng)平衡很好，而且花鍵連接制造精度很高，此時(shí)臨界轉(zhuǎn)速的安全系數(shù)，可取較小值。
當(dāng)傳動(dòng)軸質(zhì)量不平衡或花鍵連接處磨損出間隙后，傳動(dòng)軸就能在低于臨界轉(zhuǎn)速下發(fā)生破壞。表2.1為某載重汽車的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，表示傳動(dòng)軸破壞轉(zhuǎn)速[8]。
傳動(dòng)軸總成應(yīng)進(jìn)行動(dòng)平衡試驗(yàn)，其不平衡度為：對(duì)轎車及輕型客、貨車，3000~6000r/min時(shí)不大于1~2N·mm；對(duì)5t以上的貨車，在1000~4000r/min時(shí)不大于10N·mm。十字軸端面磨損會(huì)使其軸向間隙及竄動(dòng)增大而影響動(dòng)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(dòng)軸總成的徑向全跳動(dòng)動(dòng)應(yīng)不大0.5~0.8mm。由公式2.10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(wàn)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)置固定在車架車身上的中間支承。在某些轎車上，為了縮短傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度而采用加長(zhǎng)的變速器。
表2.1 某載重汽車傳動(dòng)軸的破壞轉(zhuǎn)速與行駛里程的關(guān)系[8]
行駛里程（km）
0
17000
100000
在重心平面上的振擺（mm）
1.15
1.58
2.75
破壞轉(zhuǎn)速與臨界轉(zhuǎn)速之比（）
0.92
0.86
0.69
2.3.2 傳動(dòng)軸斷面尺寸的計(jì)算與校核
本設(shè)計(jì)傳動(dòng)方式為開(kāi)式、兩軸三萬(wàn)向節(jié)帶中間支承形式。解放牌CA1041K26L—Ⅱ載貨汽車主要技參數(shù)見(jiàn)附錄。
由安全系數(shù)，得計(jì)算臨界轉(zhuǎn)，取k=1.5，轉(zhuǎn)速為對(duì)應(yīng)于車輛最大行駛速度時(shí)，傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速。
式中：—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速r/min；
—變速器最高檔傳動(dòng)比；則：r/min。
將 r/min代入得：
r/min
取r/min
選取主傳動(dòng)軸進(jìn)行計(jì)算：電焊管參數(shù)應(yīng)按冶金部標(biāo)準(zhǔn)YB242-63選取。表2.2給出外徑D=60~95mm的標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)值。
表2.2 60—95mm電焊鋼管YB242-63 （mm）
外徑
鋼 管 厚 度
60
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5
63.5
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5
70
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5
75
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5
83
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5
89
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8
95
1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8
由于傳動(dòng)軸為開(kāi)式，兩端自由支承所以臨界轉(zhuǎn)速按公式2.9計(jì)算。設(shè)主傳動(dòng)軸外徑為，內(nèi)徑為，傳動(dòng)軸管厚度為B。初選傳動(dòng)軸管外徑mm，厚度mm，則mm將r/min，主傳動(dòng)軸長(zhǎng)度mm，mm，mm代入2.9得：
r/min
經(jīng)計(jì)算主傳動(dòng)軸符合臨界轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)要求。
在按臨界轉(zhuǎn)速初選軸管斷面尺寸以后，還需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度驗(yàn)算，由于傳動(dòng)軸夾角α引起的附加扭矩和彎矩很小，所以為了計(jì)算簡(jiǎn)單，將不考慮由于夾角α而引起的附加扭矩和彎矩，只按純扭矩計(jì)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。傳動(dòng)軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(MPa)可按下式計(jì)算：
（2.12）
式中：—傳動(dòng)軸的計(jì)算扭矩，N·mm；
W—抗扭斷面模量，對(duì)空心軸
將W代入上式，則傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度應(yīng)滿足以下要求：
（2.13）
式中：—許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa
傳動(dòng)軸計(jì)算扭計(jì)算公式如下:
（2.14）
式中：—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N·mm)，N·mm；
N—計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，CA1041為后橋驅(qū)動(dòng)車輛，所以取；
—變速器一擋傳動(dòng)比，CA1041裝配的變速器一擋傳動(dòng)比；
—發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，取；
—猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，液力自動(dòng)變速器，具有手動(dòng)操縱的機(jī)械變速器的高性能賽車，性能系數(shù) 的汽車：，的汽車：或由經(jīng)驗(yàn)選定。
性能系數(shù)計(jì)算由下式計(jì)算：
當(dāng)時(shí)
當(dāng)時(shí)
式中：—汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量），kg；
由CA1041技術(shù)參數(shù)查得：Kg，N·m。代入得：
，，取。
將N·mm、、、、代入公式2.14得：
N·mm
將傳動(dòng)軸計(jì)算扭矩N·mm，傳動(dòng)軸管外徑N·mm，內(nèi)徑N·mm代入公式2.13得：
MPa
經(jīng)計(jì)算主傳動(dòng)軸軸管符合設(shè)計(jì)要求，能保證在各種工況下有效的傳遞轉(zhuǎn)矩。
由于中間傳動(dòng)軸比主傳動(dòng)軸短，所以主傳動(dòng)軸軸管的外徑和管壁厚度同樣適用于中間傳動(dòng)軸。
2.4 主傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵的設(shè)計(jì)
汽車行駛過(guò)程中，變速器與驅(qū)動(dòng)橋的相對(duì)位置經(jīng)常變化。為避免運(yùn)動(dòng)干涉，傳動(dòng)軸中設(shè)有由滑動(dòng)叉和矩形或漸開(kāi)線花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵來(lái)以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)軸長(zhǎng)度的變化?；瑒?dòng)花鍵有矩形花鍵和漸開(kāi)線花鍵兩種形式。本設(shè)計(jì)選矩形花鍵，其主要參數(shù)可按照《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》選取[9]。下表2.3給出了部分輕系列花鍵的基本尺寸：初選花鍵斷面基本尺寸N×d×D×B 為8×46×50×9。
矩形花鍵主要有下圖2.3所示四種形式：由于汽車上所用的花鍵要求可以沿軸向滑動(dòng)，所以選A型花鍵。表2.4給出了部分矩形內(nèi)花鍵長(zhǎng)度：
根據(jù)表2.4所給出的長(zhǎng)度，初選花鍵長(zhǎng)度mm，花鍵軸孔長(zhǎng)度mm。
在選定花鍵尺寸后，還應(yīng)對(duì)作用在花鍵軸上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(MPa)和作用在齒側(cè)的擠壓應(yīng)力(MPa)進(jìn)行校核。
表2.3 矩形花鍵基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001） （mm）
小徑d
輕系列規(guī)格
N×d×D×B
輕系列r
輕系列c
28
6×23×26×6
0.2
0.1
32
8×32×36×6
0.3
0.2
36
8×36×40×7
0.3
0.2
42
8×42×46×8
0.3
0.2
46
8×46×50×9
0.3
0.2
52
8×52×58×10
0.4
0.3
注：表中 N-鍵齒數(shù)；D-花鍵大徑；B-鍵寬；r-倒角；c-倒角
表2.4 矩形內(nèi)花鍵長(zhǎng)度很系列(摘自GB/T 10081-1988) （mm）
花鍵小徑d
36～52
花鍵長(zhǎng)度或
22～120
孔的最大長(zhǎng)度L
200
花鍵長(zhǎng)度或系列
10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200
對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(MPa)，的計(jì)算公式如下：
（2.15）
式中：T—傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；
d—花鍵軸的花鍵內(nèi)徑（mm）；
—許用應(yīng)力，按安全系數(shù)確定，取，則：MPa；
將N.mm、mm代入公式2.15得：
MPa
經(jīng)校核主傳動(dòng)軸花鍵的齒根扭轉(zhuǎn)應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。
傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力MPa計(jì)算公式如下：
（2.16）
圖2.3 矩形花鍵的主要形式
式中：T—傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；
—花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，，??；
、—分別為花鍵外徑和內(nèi)徑（mm）；
—花鍵的有效工作長(zhǎng)度（mm）；
N—花鍵齒數(shù)；
—許用擠壓應(yīng)力(MPa)
當(dāng)花鍵的齒而硬度大于35HRC時(shí)，滑動(dòng)花鍵MPa。
將N.mm、、mm、mm、mm、代入公式（2.16）得：
MPa 經(jīng)校核主傳動(dòng)軸花鍵齒側(cè)擠壓應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。
當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩的花鍵伸縮時(shí)，產(chǎn)生的軸向阻力為：
（2.17）
式中：—傳動(dòng)軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩，Nmm；
r—滑動(dòng)花鍵齒側(cè)工作表面的中徑，mm；
f—摩因數(shù)，，取
代入公式2.17得：
N
為了減小滑動(dòng)花鍵的軸向滑動(dòng)阻力和磨損，有時(shí)對(duì)花鍵齒進(jìn)行磷化處理或噴涂尼龍層，有的則在花鍵槽中放入滾針、滾柱或滾珠等滾動(dòng)元件，以滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，從而提高傳動(dòng)效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時(shí)對(duì)于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動(dòng)，還采用具有彈性的傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸上的花鍵應(yīng)有潤(rùn)滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過(guò)大，且應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免裝錯(cuò)而破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡[10]。
2.5 中間傳動(dòng)軸花鍵的設(shè)計(jì)
由于所所設(shè)計(jì)的傳動(dòng)軸為兩段，為中間傳動(dòng)軸和主傳動(dòng)軸，所以要考慮兩段軸的連接問(wèn)題。通常將中間傳動(dòng)軸加工出一段花鍵和一段螺紋，花鍵與中間傳動(dòng)軸凸緣叉組成花鍵副，再用一個(gè)開(kāi)槽螺母將凸緣叉軸向定位，防止凸緣叉軸向竄動(dòng)；再將凸緣叉與萬(wàn)向節(jié)叉相連實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的傳遞。
選取中間傳動(dòng)軸花鍵鍵型為矩型花鍵，主要尺寸參照表2.3：初選花鍵小徑mm，大徑mm，鍵齒數(shù)N=8，鍵寬B=7mm。參照表2.4，取鍵長(zhǎng) mm。
選定花鍵尺寸后，對(duì)作用在花鍵軸上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(MPa)和作用在齒側(cè)的擠壓應(yīng)力(MPa)進(jìn)行校核。
對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，通常以底徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力MPa，其許用應(yīng)力同上， MPa。的計(jì)算公式如下：
（2.18）
將、代入公式2.18得：
MPaMPa
經(jīng)校核中間傳動(dòng)軸齒根扭轉(zhuǎn)應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。
中間傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力MPa應(yīng)滿足：
（2.19）
式中：T—傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；
—花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，，??；
、—分別為花鍵外徑和內(nèi)徑（mm）；
—花鍵的有效工作長(zhǎng)度（mm）；
N—花鍵齒數(shù)；
—許用擠壓應(yīng)力
當(dāng)花鍵的齒而硬度大于35HRC時(shí)，非滑動(dòng)花鍵許用擠壓應(yīng)力 MPa，取MPa。
將N.mm、、mm、mm、mm、代入公式（2.19）得：
MPa
經(jīng)校核中間傳動(dòng)軸花鍵齒側(cè)擠壓應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。
2.6 本章小結(jié)
本章完成了對(duì)中間傳動(dòng)軸、主傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)。在給定了發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩、變速器低擋傳動(dòng)比的情況下確定了中間傳動(dòng)軸與主傳動(dòng)軸的內(nèi)、外徑，保證發(fā)動(dòng)機(jī)在各工況工作時(shí)傳動(dòng)軸不發(fā)生共振行成傳動(dòng)軸的折斷。在確定了傳動(dòng)軸尺寸后對(duì)其扭轉(zhuǎn)應(yīng)力進(jìn)行了校核，使傳動(dòng)軸在各種工況以及沖載荷情況下不會(huì)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。兩段傳動(dòng)軸間轉(zhuǎn)矩是靠主傳動(dòng)軸花鍵與中間傳動(dòng)軸花鍵傳遞的，這兩處花鍵的設(shè)計(jì)也是這一章的重中這重。本設(shè)計(jì)中選用了相對(duì)漸開(kāi)線花鍵定心精度更高、加工更容易的矩型花鍵，這種形式提高了傳動(dòng)軸高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)的穩(wěn)定性，也減少了花鍵的磨擦從而提高了傳動(dòng)軸整體的使用壽命。由于花鍵配合間隙小，減小了車輛行駛時(shí)的振動(dòng)的噪聲，提高了駕駛舒適性。
第3章 萬(wàn)向節(jié)總成的設(shè)計(jì)
3.1 萬(wàn)向節(jié)類型的選擇
萬(wàn)向節(jié)是轉(zhuǎn)軸和轉(zhuǎn)軸之間實(shí)現(xiàn)變角度傳遞動(dòng)力的基本部件，按其在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，可分為撓性萬(wàn)向節(jié)和剛性萬(wàn)向節(jié)。剛性萬(wàn)向節(jié)的動(dòng)力是靠零件之間的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞的；而撓性萬(wàn)向節(jié)的動(dòng)力則靠彈性零件傳遞的，且有一定的緩沖減振作用。剛性萬(wàn)向節(jié)根據(jù)其運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)、準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)和等速萬(wàn)向節(jié)和等速萬(wàn)向節(jié)三種形式[11]。
不等速萬(wàn)向節(jié)是指萬(wàn)向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時(shí)，輸出軸和輸入軸之間以變化的瞬時(shí)角速度比傳遞運(yùn)動(dòng)，但平均角速度相等的萬(wàn)向節(jié)。準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)是指在設(shè)計(jì)角度下以相等的瞬時(shí)角速度傳遞運(yùn)動(dòng)，而在其他角度下以近似相等的瞬時(shí)角速度傳遞運(yùn)動(dòng)的萬(wàn)向節(jié)。輸出軸和輸入軸以始終相等的瞬時(shí)角速度傳遞運(yùn)動(dòng)的萬(wàn)向節(jié)，稱之為等速萬(wàn)向節(jié)。萬(wàn)向節(jié)分類如下圖3.1所示：
萬(wàn)向節(jié)
剛性萬(wàn)向節(jié)
不等速萬(wàn)向節(jié)
十字軸式
準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)
雙聯(lián)式
凸塊式
三銷軸式
球面滾輪式樣
等速萬(wàn)向節(jié)
球叉式
球籠式
撓性萬(wàn)向節(jié)
圖3.1 萬(wàn)向節(jié)的分類
由于十字軸式萬(wàn)向節(jié)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)可靠、效率高、且制造成本低，被廣泛應(yīng)用于各類汽車的傳動(dòng)系統(tǒng)中。根據(jù)本設(shè)計(jì)適用的車型，選用十字軸式萬(wàn)向節(jié)。
3.2 十字軸式萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析
十字軸式萬(wàn)向節(jié)的基本構(gòu)造，一般由一個(gè)十字軸、兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉上的孔分別松套在十字軸的兩對(duì)軸頸上。為了減少磨擦損失、提高效率、在十字軸軸頸和萬(wàn)向節(jié)間有由滾針和套筒組成的滾針軸承。然后，將將套筒固定在萬(wàn)向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬(wàn)向節(jié)叉內(nèi)脫出。這樣，當(dāng)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，從動(dòng)軸既可隨之轉(zhuǎn)動(dòng)，又可繞十字軸中心在任意方向擺動(dòng)。目前，最常見(jiàn)的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環(huán)式、瓦蓋固定式和塑料環(huán)定位式等[12]。
最普通的蓋板式軸承軸向定位結(jié)構(gòu)是用螺栓和蓋板將套筒固定在萬(wàn)向節(jié)叉上，并用鎖片將螺栓鎖緊。它工作可靠，拆裝方便，但零件數(shù)目較多。有時(shí)將彈性蓋板點(diǎn)焊于軸承座底部，裝配后，彈性蓋板對(duì)軸承座底部有一定的預(yù)壓力，用來(lái)防止高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)由于離心力作用，在十字軸端面與軸承座底之間出現(xiàn)間隙而引起十字軸軸向竄動(dòng)，并避免了由于這種竄動(dòng)所造成的傳動(dòng)軸動(dòng)平衡狀態(tài)的破壞。[13]卡環(huán)式又分為外卡式和內(nèi)卡式兩種。它們具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點(diǎn)。瓦蓋固定式結(jié)構(gòu)中的萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸頸配合的圓孔不是一個(gè)整體，而分成兩半，再用螺釘連接起來(lái)。這各結(jié)構(gòu)具有拆裝方便、使用可靠的優(yōu)點(diǎn)，但加工藝復(fù)雜。塑料環(huán)定位結(jié)構(gòu)是在軸承碗外圓和萬(wàn)向節(jié)叉的軸承孔中部開(kāi)一環(huán)形槽，當(dāng)滾針軸承動(dòng)配合裝入萬(wàn)向節(jié)叉到正確位置時(shí)，將塑料經(jīng)萬(wàn)向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中，待萬(wàn)向節(jié)叉上另一與環(huán)槽垂直的小孔有塑料溢出時(shí)，表明塑料己充滿環(huán)槽。這種結(jié)構(gòu)軸向定位可靠，十字軸軸向竄動(dòng)小，但拆裝不方便。為了防止十字軸軸向竄動(dòng)和發(fā)熱，保證在任何工況下，十字軸的端間隙始終為零，有的結(jié)構(gòu)在十字軸軸端與軸承碗之間加裝端面止推滾針或滾柱軸承。
滾針軸承的潤(rùn)滑和密封好壞直接影響十字軸萬(wàn)向節(jié)的使用壽命。毛氈油封由于漏油多，防塵、防水效果差，加注潤(rùn)滑油時(shí)，在個(gè)別滾針軸承中可能出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，故應(yīng)用己越來(lái)越少。在結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封中反裝的單刃口橡膠油封，用作徑向密封；另一雙刃口橡膠油封用作端面密封。當(dāng)向十字軸內(nèi)腔注入潤(rùn)滑油時(shí)，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤(rùn)滑油便從橡膠油封內(nèi)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。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。十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高，生產(chǎn)成本低；但所連接的兩軸夾角不宜過(guò)大。當(dāng)夾角由增至于時(shí)，萬(wàn)向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降到原來(lái)壽命的1/4。
3.3 萬(wàn)向節(jié)的受力分析
3.3.1 單十字軸萬(wàn)向節(jié)的受力分析
當(dāng)十字軸萬(wàn)向節(jié)的主、從動(dòng)軸之間的夾角為α?xí)r，主、從動(dòng)軸的角速度ω1、ω2 之間存在如下關(guān)系：
（3.1）
式中：—主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角，定義為萬(wàn)向節(jié)主動(dòng)叉所在平面與萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)軸所在
平面的夾角。
由于是周期為2π的周期函數(shù)，所以也為同周期的周期函數(shù)。當(dāng)為0、π時(shí)，ω2達(dá)到最大值，；當(dāng)為、時(shí)，ω2達(dá)到最小值，。因此，當(dāng)主動(dòng)軸以等角速度轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)快、時(shí)慢，此即為普通十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的不等速性[15]。
十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)K來(lái)表示：
（3.2）
如不計(jì)萬(wàn)向節(jié)的磨擦損失，主、從動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩T1和T2與各自相應(yīng)的角速度有的關(guān)系，這樣有
（3.3）
顯然，當(dāng)ω1/ω2最小時(shí)，從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩為最大值，；當(dāng)最大時(shí)，從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩為最小值，。當(dāng)T1與α一定時(shí)，T2在其最大值與最小值之間每一轉(zhuǎn)變化兩次。
具有夾角α的十字軸萬(wàn)向節(jié)，由于其主、從動(dòng)叉軸上的轉(zhuǎn)矩T1 、T2作用在不同的平面上，因此僅在主動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩和從動(dòng)軸反轉(zhuǎn)的作用下是不能平衡的。在不計(jì)萬(wàn)向節(jié)慣性力矩時(shí)，主、從動(dòng)叉軸上的轉(zhuǎn)矩T1 、T2和矢量互成一角度而不能自行封閉，此時(shí)在萬(wàn)向節(jié)上必然還作用有另外的力矩。從萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸之間的約束關(guān)系分析可知，主動(dòng)叉樹(shù)十字軸的作用力矩，除主動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩T1之外，還有作用在主動(dòng)叉平面的彎曲力矩 。同理，從動(dòng)叉對(duì)十字軸也作用有從動(dòng)軸反轉(zhuǎn)矩T2和作用在從動(dòng)叉平面的彎曲力矩在這四個(gè)力矩的作用下，使十字軸萬(wàn)向節(jié)得以平衡。
當(dāng)主動(dòng)叉在兩特殊位置時(shí)，附加彎曲力矩的大小及變化特點(diǎn)：
當(dāng)主動(dòng)叉處于和π位置時(shí)，如圖3.1（a）,由于T1作用在十字軸軸線平面上，故必為零，而T2的作用平面與十字軸不共面，必有存在，且矢量垂直于矢量T2，合矢量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(dòng)叉上的附加彎矩= T1sinα。當(dāng)主動(dòng)叉處于和位置時(shí)圖3.1（b）,同理可知為零，主動(dòng)叉上的附加彎矩= T1tanα。
（a) 或π時(shí)
（b) ＝π/2或
圖3.1 十字軸萬(wàn)向節(jié)的力矩平衡
分析可知，附加彎矩、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(zhuǎn)變化再次。使從動(dòng)叉軸支承受周期性變化的徑向載荷為：
（3.4）
式中：L2—萬(wàn)向節(jié)中心至從動(dòng)叉軸支承間的距離
此時(shí)，萬(wàn)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(dòng)叉軸的支承承受。同樣，使主動(dòng)叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷，萬(wàn)向節(jié)也承受與其大小相等、方向相反的力。在從動(dòng)軸支承和萬(wàn)向節(jié)上造成大小相等、方向相反的側(cè)向載荷為：
（3.5）
附加彎矩可引起與萬(wàn)向節(jié)相連零部件的彎曲振動(dòng)，在萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)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(dòng)，使傳動(dòng)軸產(chǎn)生附加應(yīng)力和變形，從而降低傳動(dòng)軸的疲勞強(qiáng)度。因此，為了控制附加彎矩，應(yīng)避免兩軸之間的夾角過(guò)大。
如果十字軸萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)速不變，則從動(dòng)叉軸周期地加速、減速旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生的慣性力矩為：
（3.6）
式中，J2—從動(dòng)叉軸旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；
ε2—從動(dòng)叉軸的角加速度，可通過(guò)對(duì)式3.1求導(dǎo)得出：
（3.7）
可見(jiàn)，當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速很高，且輸入、輸出軸之間夾角較大時(shí)，由于從動(dòng)叉軸旋轉(zhuǎn)的不均勻加劇所產(chǎn)生的慣性力矩，可能會(huì)超過(guò)結(jié)構(gòu)許用值。應(yīng)采取有效方法降低此慣性力矩。
3.3.2 雙十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)
當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角α?xí)r，單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)的輸出軸相對(duì)于輸入軸是不等速旋轉(zhuǎn)的。為使處于同一平面的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，可采用雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)，但必須保證與傳動(dòng)軸相邊的兩面萬(wàn)向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬(wàn)向節(jié)夾角α1與α2相等如圖3.2a、c。
在雙萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩分別由相應(yīng)軸的支承反力平衡。當(dāng)輸入軸與輸出軸的軸線平行時(shí)如圖3.2a，直接連接傳動(dòng)軸的兩萬(wàn)向節(jié)叉所受的附加彎矩彼此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖3.2b中雙點(diǎn)劃線所示的彈性彎曲，從而引起傳動(dòng)軸的彎曲振動(dòng)。當(dāng)輸入軸與輸出軸的軸線相交時(shí)如圖3.2c，傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉上所受附加彎矩方向相同，不能彼此平衡，傳動(dòng)軸發(fā)生如圖3.2d，中雙點(diǎn)劃線的彈性彎曲，因此對(duì)兩端的十字軸產(chǎn)生大小相等、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(shí)的彎矩圖
（c) W型布置示意圖
（d) W型布置時(shí)的彎矩圖F
圖3.2 附加彎矩對(duì)傳動(dòng)軸的作
3.3.3 多十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)
多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的從動(dòng)叉相對(duì)主動(dòng)叉的轉(zhuǎn)角差為：
（3.8）
式中：—多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的當(dāng)量夾角；
θ—主動(dòng)叉的初相位角；
—主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角
式3.8表明，多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，如同具有夾角為，而主動(dòng)叉具有初相θ的單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)一樣。
假如多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)和各軸軸線均在同一平面，且各傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)叉平面之間的夾角為零或π/2，則當(dāng)量夾角為
(3.9)
式3.9中，α1、α2、α3等為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。式中的正負(fù)號(hào)這樣確定：當(dāng)?shù)谝蝗f(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬(wàn)向節(jié)中，如果其主動(dòng)叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直定義為負(fù)。
為使多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，應(yīng)使。萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸與輸入軸的轉(zhuǎn)角差會(huì)引起動(dòng)力總成支承和懸架彈性元件的振動(dòng)，還能引起與輸出軸相連齒輪的沖擊和噪聲及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此，在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，應(yīng)該讓當(dāng)量夾角不大于。另外，對(duì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)輸出軸的角加速度幅值應(yīng)加以限制。對(duì)于乘用車，；對(duì)于商用車，。
3.4 萬(wàn)向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核
便于設(shè)計(jì)時(shí)確定十字軸總成尺寸，表3.1列出不同噸位載重汽車的十字軸尺寸范圍[16]。
3.4.1 十字軸
根據(jù)該設(shè)計(jì)車型載質(zhì)量m=2t，按表3.1初選十字軸長(zhǎng)H=90mm，軸頸直頸 mm,軸頸長(zhǎng)度h=21mm，滾針直徑mm，滾針長(zhǎng)度L=18mm，滾針數(shù)n=26，滾針軸承帽外徑D=35mm。
十字軸萬(wàn)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(dāng)磨損或壓痕超過(guò)0.15mm時(shí)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸主要失效形式是軸頸根部斷裂，所以設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)保證該處有足夠的抗彎強(qiáng)度。
設(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)的力為F如圖3.3所示：
(3.10)
式中：T—萬(wàn)向傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩；
r—合力F作用線到十字軸中心之間的距離；
—主、從動(dòng)叉軸的最大夾角
萬(wàn)向傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=989860Nmm，mm，取。將數(shù)據(jù)代入公式3.10得：
表3.1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
L
D
C
1~1.5
90
18
16
3
14
32
4
2~2.5
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3.3 十字軸主要尺寸及受力情況
H-十字軸總長(zhǎng)；h-軸頸長(zhǎng)度；-軸頸直徑；-油孔直徑；-滾針直徑
十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力應(yīng)滿足：
（3.11）
（3.12）
式中：—十字軸軸頸直頸（mm）；
—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)；
—彎曲應(yīng)力的許用值，MPa；
—切應(yīng)力的許用值，MPa
將mm，mm，mm，F(xiàn)=14795.1N代入公式3.11、3.12得：
MPa
MPa
經(jīng)校核十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力均符合設(shè)計(jì)要求。
3.4.2 滾針軸承
汽車萬(wàn)向節(jié)用滾針軸承的結(jié)構(gòu)型式較多，但就滾針來(lái)說(shuō)、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(yùn)輸及安裝過(guò)程中掉針。國(guó)內(nèi)的協(xié)作配套廠家大多都采用錐頭滾針。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。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(jié)構(gòu)如圖3.4所示：
十字軸滾針軸承中的滾針直徑通常不小于1.6mm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0.003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隔隙過(guò)大，承受載荷的滾針數(shù)減少，滾針有被卡住的可能。間隙過(guò)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0.009~0.095mm,滾針軸承的周向總間隙以0.08~0.3mm為好。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。滾針在軸向的游隙通常不應(yīng)超過(guò)0.2~0.4mm。
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3.4 滾針軸承剖面圖
十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力應(yīng)滿足：
（3.13）
式中：—滾針直徑（mm）；
—十字軸軸頸直徑；
—滾針工作長(zhǎng)度（mm），，L為滾針長(zhǎng)度(mm)；—合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N），由下式確定：
（3.14）
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)力為3000~3200MPa。所設(shè)計(jì)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(xiàn)=14759.1N代入公式3.14得：
將mm，mm，mm，N代入公式3.13得：
MPa
經(jīng)校核軸承滾針接觸應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。
另外，應(yīng)檢查與從動(dòng)軸萬(wàn)向節(jié)叉連接的滾針軸承的最大負(fù)荷，使其不超過(guò)許用值。這一最大作用力，可按如下公式計(jì)算：
（3.15）
式中：z—滾針數(shù)；
，—滾針的直徑和工作長(zhǎng)度(mm)；
—發(fā)動(dòng)機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩下的轉(zhuǎn)速；
—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, mm,mm,r/min,N代入公式
3.15得:
N
N
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。
當(dāng)軸承滾針沿圓周無(wú)間隙布置時(shí)，滾針中心的最大分布直徑如圖3.5.a所示：
(a) 滾針沿圓周無(wú)間隙布置 (b) 滾針沿圓周間隙布置
圖3.5 滾針布置圖
（3.16）
mm
式中：Z—滾針數(shù)
當(dāng)滾針間的距離為f時(shí)，滾針中心分布直徑由增加到如圖3.5.b所示：
（3.17）
式中：—滾針軸承兩個(gè)滾針間的間隙
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。當(dāng)mm時(shí)：
mm
3.5 聯(lián)連接元件的設(shè)計(jì)
3.5.1 聯(lián)接螺