中型貨車萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)【帶CATIA有限元文件】【6張圖紙】【優(yōu)秀】

中型貨車萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)【帶CATIA有限元文件】【6張圖紙】【優(yōu)秀】,帶CATIA有限元文件,6張圖紙,優(yōu)秀,中型,貨車,萬(wàn)向節(jié),傳動(dòng)軸,設(shè)計(jì),CATIA,有限元,文件,圖紙 摘要 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置一般由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成，有時(shí)還需加裝中間支承。本設(shè)計(jì)主要研究中型貨車變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置。該設(shè)計(jì)是以萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)與工作原理為基礎(chǔ)，采用有限元分析、理論研究與實(shí)際研究、定性與定量分析等方法計(jì)算出較為合理的萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)。并用文字?jǐn)⑹雠c圖表說(shuō)明相結(jié)合的方法闡述了萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的構(gòu)造及所選基本尺寸，然后計(jì)算了萬(wàn)向節(jié)的轉(zhuǎn)矩，對(duì)十字軸上的力以及十字軸頸根部的彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核，其中應(yīng)用有限元分析的方法對(duì)中間傳動(dòng)軸進(jìn)行應(yīng)力分析，并繪制出了傳動(dòng)軸的受力云圖。對(duì)十字軸滾針軸承進(jìn)行接觸應(yīng)力和滾針?biāo)艹惺艿淖畲筝d荷的計(jì)算，以適合十字軸的使用；對(duì)萬(wàn)向節(jié)叉與十字軸連接支承時(shí)產(chǎn)生的作用反力，對(duì)其萬(wàn)向節(jié)叉承受彎曲和扭矩載荷進(jìn)行校核，以達(dá)到使用強(qiáng)度。確保其在正常使用的情況下，擁有更長(zhǎng)的使用壽命。 關(guān)鍵詞：中型貨車；萬(wàn)向傳動(dòng)裝置；十字軸式萬(wàn)向節(jié)；伸縮花鍵 Abstract Universal transmission device is generally composed by universal and shaft, and sometimes it also needs to install middle supporting. This design mainly studies about the medium van’s transmission and the universal transmission between axles.It is based on universal transmission device structure and working principle, and calculates the universal shaft and the reasonable structure by finite element analysis, theoretical research , practical research, the qualitative and quantitative analysis. Use text and illustrations method combining describes the structure ,universal transmission device and selected basic dimensions. Then calculate the torque, and compare the bending stress and shear stress intensity of universal shaft and the roots of the neck. Use application of the finite element analysis method in stress analysis of intermediate shaft transmission and mapped the stress contours. The cross axis needle bearing on contact stress and needle roller can withstand the maximum load calculation for the use of spiders. Compare the cardan shaft supporting the role of the reverse force, cardan sustaining bending and torque load test, in order to achieve intensity. To ensure the service life be longer by normal use in the circumstances. Key words: medium truck；universal driving device；cardan universal joint；slip join I 目錄 緒論 1 1 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)方案分析 2 1.1 中型貨車主要參數(shù)選擇 2 1.2 總體設(shè)計(jì)方案 2 1.2.1 傳動(dòng)軸管選擇 4 1.2.2 伸縮花鍵的選擇 4 1.2.3 萬(wàn)向節(jié)分析 5 1.2.4 中間支承結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì) 6 2 萬(wàn)向節(jié)的分類 8 2.1 不等速萬(wàn)向節(jié) 8 2.2 準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié) 9 2.3 等速萬(wàn)向節(jié) 9 3 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 10 3.1 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)與尺寸設(shè)計(jì) 10 3.1.1 基本構(gòu)造與基本原理 10 3.1.2 確定十字軸尺寸 10 3.1.3 十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率 11 3.2 萬(wàn)向節(jié)強(qiáng)度校核 11 3.2.1 十字軸萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)和受力分析 11 3.2.2 十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的附加彎矩和慣性力矩 12 3.2.3 十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的彎曲應(yīng)力與剪切應(yīng)力 15 4 萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 18 4.1 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速 18 4.2 傳動(dòng)軸長(zhǎng)度選擇 21 4.3 傳動(dòng)軸管內(nèi)外徑確定 22 4.4 傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核 22 4.5 花鍵內(nèi)外徑確定 22 4.6 花鍵擠壓強(qiáng)度校核 23 5 基于CATIA的有限元分析 25 5.1 設(shè)計(jì)零件模型 25 5.2 生成靜態(tài)分析 25 6 技術(shù)與經(jīng)濟(jì)性分析 27 結(jié)論 28 參考文獻(xiàn) 29 致謝 30 附錄A 譯文 31 附錄B外文文獻(xiàn) 54 附錄C 傳動(dòng)軸靜態(tài)結(jié)構(gòu)力分析 67 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 緒論 隨著汽車行業(yè)的漸成熟，特別是近幾十年來(lái)汽車工業(yè)大發(fā)展以來(lái)，汽車行業(yè)對(duì)世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和人類社會(huì)的進(jìn)步產(chǎn)生了巨大影響。現(xiàn)今生活中，汽車的普及極大的擴(kuò)大了人們的活動(dòng)范圍也加快的人們的生活節(jié)奏。如今，汽車成為了人類生活中不可或缺的一部分。在過(guò)去的幾十年中，發(fā)達(dá)國(guó)家一輛新車的零售價(jià)上漲了100%，而個(gè)人平均收入只增加了50%。為確保在2015年廣大人民仍舊能夠買得起車并且讓制造商有利可圖，汽車制造商需要將每輛汽車的制造成本降低1500歐元左右。降低成本的措施包括對(duì)生產(chǎn)工藝進(jìn)行簡(jiǎn)化和標(biāo)準(zhǔn)化，以及生產(chǎn)低成本汽車?，F(xiàn)今，汽車的設(shè)計(jì)的形勢(shì)要求提高汽車的技術(shù)水平，使其承載能力更強(qiáng)，動(dòng)力性更好，污染更少使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟(jì)舒適。 本設(shè)計(jì)的研究對(duì)象是中型貨車的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置，其作為汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中的重要部件，零件的結(jié)構(gòu)方案、材料的選擇、所受力的分析是本設(shè)計(jì)探討設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置一般由萬(wàn)向節(jié)和軸管及伸縮花鍵等零部件所組成，如果是軸距較長(zhǎng)的車輛，為了使傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速得到提高和避免共振，還需要裝有中間支承。萬(wàn)向傳動(dòng)裝置在汽車上應(yīng)用的比較廣泛，主要功用是在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷變化的兩根軸之間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。當(dāng)車型是發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)時(shí)，萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)裝置安裝在變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸之間；而前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的汽車省略了傳動(dòng)軸，萬(wàn)向節(jié)安裝在前橋半軸與車輪之間。在萬(wàn)向傳動(dòng)裝置的工作過(guò)程中，輸出軸繞自身軸的旋轉(zhuǎn)的動(dòng)力來(lái)源是由輸入軸繞其軸的旋轉(zhuǎn)提供的。萬(wàn)向節(jié)允許被連接的零件之間存在相應(yīng)的夾角并在一定范圍內(nèi)變化來(lái)滿足動(dòng)力傳遞、適應(yīng)轉(zhuǎn)向和汽車運(yùn)行時(shí)所產(chǎn)生的上下跳動(dòng)所造成的角度變化。 本文主要進(jìn)行4x2前置后驅(qū)中型貨車的萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)。該類車上萬(wàn)向傳動(dòng)裝置安裝在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間，且兩者之間距離較遠(yuǎn)的情況下，將傳動(dòng)軸分成主傳動(dòng)軸和中間傳動(dòng)軸兩端，并用三個(gè)十字軸式萬(wàn)向節(jié)相連，且在中間傳動(dòng)軸后端加裝上中間支撐。 1 萬(wàn)向傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)方案分析 1.1 中型貨車主要參數(shù)選擇 表1-1 主要參數(shù)選擇 Table 1-1 to choose the main parameters 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Temax） 318N?m 發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向軸之間傳動(dòng)效率（η） 0.90 滿載狀態(tài)下一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋靜載荷（G2） 54498N 變速器一檔傳動(dòng)比 6.38 變速器五檔傳動(dòng)比 0.79 主減速器傳動(dòng)比 3.95 車輪滾動(dòng)半徑（m） 0.476 主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間傳動(dòng)效率(ηm) 0.92 汽車最大加速度時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)（m2‘） 1.2 計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋（n） 1 最大變矩系數(shù)（k0） 3 軸距 3360 前、后輪距 1760、1610（mm） 貨車自重 1.8t 載重量 6.5t 猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載荷系數(shù)（kd） 1 1.2 總體設(shè)計(jì)方案 汽車在行駛的過(guò)程中，由于車輛上發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和行駛路面的不平的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)的振動(dòng)，導(dǎo)致變速器的輸出軸和驅(qū)動(dòng)橋的輸入軸之間的相對(duì)位置經(jīng)常發(fā)生變化，所以兩根軸之間不能采用剛性的連接，而一般采用由萬(wàn)向節(jié)、軸管及伸縮花鍵等組成的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置來(lái)連接。其安裝在變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間，位置如圖1-1所示。伸縮套能自動(dòng)調(diào)節(jié)變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間距離的變化，使兩軸在不同工況下能正常的工作。較為常見的萬(wàn)向節(jié)一般由十字軸、滾針軸承和凸緣叉等組成。萬(wàn)向節(jié)可保證變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸兩軸之間夾角的變化，并實(shí)現(xiàn)兩軸的等角速傳動(dòng)。 萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足的要求： （1) 確保兩軸的夾角及相對(duì)位置在一定范圍內(nèi)變化時(shí)，能可靠的傳遞動(dòng)力。 （2）保證傳動(dòng)盡可能同步，兩軸的轉(zhuǎn)速盡可能一樣。 （3）振動(dòng)噪音以及附加載荷（萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)引起的）在允許范圍內(nèi)。 （4) 傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造方便、維修容易[1]。 汽車中傳動(dòng)軸的選擇可根據(jù)車型的不同來(lái)選擇相應(yīng)形式的傳動(dòng)軸，車輛中，一般情況下，驅(qū)動(dòng)形式為4×2的汽車時(shí)所選用傳動(dòng)軸為一根主傳動(dòng)軸。6×4驅(qū)動(dòng)形式的汽車有中間傳動(dòng)軸、主傳動(dòng)軸和中、后橋傳動(dòng)軸。6×6驅(qū)動(dòng)形式的汽車不僅有中間傳動(dòng)軸、主傳動(dòng)軸和中、后橋傳動(dòng)軸，而且還有前橋驅(qū)動(dòng)傳動(dòng)軸。在軸距較長(zhǎng)的汽車上所選用的傳動(dòng)軸形式是將傳動(dòng)軸分成主傳動(dòng)軸與中間傳動(dòng)軸兩段，并且為了提高傳動(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，一般情況下在中間傳動(dòng)軸后端安裝上中間支承。中間支承是由支承架、軸承和橡膠支承組成。這樣，可避免因傳動(dòng)軸過(guò)長(zhǎng)而產(chǎn)生高轉(zhuǎn)速下的共振，提高了傳動(dòng)軸的工作可靠性。傳動(dòng)軸在工作過(guò)程中做高轉(zhuǎn)速運(yùn)動(dòng)且少有支撐體，用其來(lái)傳遞角度不斷改變的兩根軸間的轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。傳動(dòng)軸在高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于離心力的作用將產(chǎn)生劇烈振動(dòng)。因此，當(dāng)傳動(dòng)軸與萬(wàn)向節(jié)裝配后，必須滿足動(dòng)平衡要求。所以傳動(dòng)軸安裝平衡用的平衡片，當(dāng)平衡后，在萬(wàn)向節(jié)滑動(dòng)叉與主傳動(dòng)軸上刻上裝配位置標(biāo)記，以便拆卸后重新裝配時(shí)，保持二者的相對(duì)角位置不變。 本設(shè)計(jì)所選車型為中型載貨汽車，其軸距為3360mm，并且載重量為6.5t，具體參數(shù)可由表1-1可知，所以傳動(dòng)軸選用主傳動(dòng)軸與中間傳動(dòng)軸兩段軸，避免由于傳動(dòng)軸過(guò)長(zhǎng)時(shí)固有頻率會(huì)降低而產(chǎn)生的共振，并加設(shè)中間支承。根據(jù)貨車的整體布置要求，將離合器與變速器，變速器與分動(dòng)器之間拉開一段距離，考慮到軸與軸同心及車架的變形，決定采用十字軸式萬(wàn)向傳動(dòng)軸，為避免運(yùn)動(dòng)干涉，在傳動(dòng)軸中設(shè)有由滑動(dòng)叉和花鍵軸組成的伸縮節(jié)。 圖 1-1 變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置 Figure 1-1Transmission and the universal transmission between axles 為了使傳動(dòng)軸得到較高的強(qiáng)度和剛度，因此，將傳動(dòng)軸做成空心的傳動(dòng)軸，這樣形式的傳動(dòng)軸具有質(zhì)量較小，成本較低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大的優(yōu)點(diǎn)，且比實(shí)心傳動(dòng)軸具有更高臨界轉(zhuǎn)速。萬(wàn)向傳動(dòng)軸的伸縮花鍵軸結(jié)構(gòu)如圖1-2所示。傳動(dòng)軸驚顫處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，傳動(dòng)軸材料的選擇可根據(jù)機(jī)械零件手冊(cè)選取40CrNi，適用于重要軸的制造，具有較高的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。 1.2.1 傳動(dòng)軸管選擇 傳動(dòng)軸管由壁厚均勻易平衡、壁?。?.5 mm —3.00 mm），管徑較大、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度高，彎曲剛度大，適于高速旋轉(zhuǎn)的低碳鋼薄板卷制的電焊鋼管制成。超重型貨車的傳動(dòng)軸則直接采用無(wú)縫鋼管。 1.2.2 伸縮花鍵的選擇 伸縮花鍵選用矩形花鍵，來(lái)補(bǔ)償由于汽車運(yùn)動(dòng)時(shí)傳動(dòng)軸兩端萬(wàn)向節(jié)之間的長(zhǎng)度變化。裝車時(shí)傳動(dòng)軸的伸縮花鍵一端不應(yīng)靠近后驅(qū)動(dòng)橋，而應(yīng)靠近中間支撐，以減小其軸向摩擦力及磨損。，對(duì)花鍵齒進(jìn)行磷化處理或噴涂尼龍，在花鍵軸外面加設(shè)有防塵罩，間隙小一些，一面引起傳動(dòng)軸的振動(dòng)?；ㄦI齒與鍵槽按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以保持傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。動(dòng)平衡的不平衡度由電焊在軸管外的平衡片補(bǔ)償，裝配式，傳動(dòng)軸的伸縮花鍵一端應(yīng)靠近變速器，減小其軸向阻力和磨損[2]。花鍵應(yīng)有可靠地潤(rùn)滑以及防塵措施，且間隙不宜過(guò)大，以免引起傳動(dòng)軸振動(dòng)。內(nèi)、外花鍵應(yīng)對(duì)中，為減小鍵齒摩擦表面間的壓力及磨損應(yīng)使鍵齒長(zhǎng)與其最大直徑之比不小于2?；ㄦI齒與鍵槽應(yīng)按對(duì)應(yīng)標(biāo)記裝配，以免破壞傳動(dòng)軸總成的動(dòng)平衡。動(dòng)平衡的不平衡度由點(diǎn)焊在軸管外表面上的平衡片補(bǔ)償。 圖 1-2 萬(wàn)向傳動(dòng)軸—花鍵軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Figure 1-2 universal shafts - spline structure diagram 1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬(wàn)向節(jié)叉；5-加油嘴；6-伸縮套； 7-滑動(dòng)花鍵槽；8-油封；9-油封蓋；10-傳動(dòng)軸管 1 - The lid2 - cover3 - covered mat4 - cardan5 - refueling6 – expansion7-Take the keyway slide8 - seal9 - seal cover10 - drive tube 傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度和夾角及它們的變化范圍，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)，花鍵套與花鍵軸有足夠的配合長(zhǎng)度；而在長(zhǎng)度處于最小時(shí)，兩者不頂死。傳動(dòng)軸夾角大小會(huì)影響萬(wàn)向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬(wàn)向傳動(dòng)效率和十字軸的不均勻性。根據(jù)車架與輪胎的形變量確定傳動(dòng)軸夾角變化范圍為15゜～18゜之間。 1.2.3 萬(wàn)向節(jié)分析 萬(wàn)向節(jié)種類繁多，典型的要數(shù)十字軸萬(wàn)向節(jié)，它一般由主動(dòng)叉、從動(dòng)叉、十字軸、滾針軸承及其軸向定位件和橡膠密封件等組成。 目前常見的滾針軸承軸向定位方式有蓋板式、卡環(huán)式、固定式、和塑料環(huán)定位式等。蓋板式軸承軸向定位方式的一般結(jié)構(gòu)是用螺栓和蓋板將套筒。固定在節(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)，以免高速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)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(dòng)，從而避免了由于這種竄動(dòng)造成的傳動(dòng)軸動(dòng)平衡狀態(tài)的破壞。 滾針軸承的潤(rùn)滑和密封好壞直接影響著十字軸萬(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，在加注潤(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，已不能滿足越來(lái)越高的使用要求。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封，其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)腔注人潤(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)，萬(wàn)向節(jié)壽命可顯著提高。 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4°增至16°時(shí)，十字軸萬(wàn)向節(jié)滾針軸承壽命約下降至原來(lái)的1／4。 汽車除轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋及帶有擺動(dòng)半軸的驅(qū)動(dòng)橋的分段式半軸多采用等速萬(wàn)向節(jié)外，一般驅(qū)動(dòng)橋傳動(dòng)軸均采用一對(duì)十字軸萬(wàn)向節(jié)材料選擇。 材料選擇：十字軸常用材料為20CrMnti軸頸表面進(jìn)行滲碳淬火處理，滲碳深度，表面硬度為，軸頸端面硬度不低于55 HRC，芯部硬度為。萬(wàn)向節(jié)叉一般采用40或45中碳鋼，調(diào)質(zhì)處理硬度 ，滾針針軸承材料一般采用GCr15。十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主演由十字軸周靜和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現(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)，十字軸萬(wàn)向節(jié)便報(bào)廢。十字軸的主要失效形式時(shí)軸頸根部的斷裂，因此應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。 1.2.4 中間支承結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì) 在乘用車上，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)特性，減小噪聲需在中間加裝中間支撐將傳動(dòng)軸分成兩段[3]。 中間支撐通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補(bǔ)償傳動(dòng)軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過(guò)程中的發(fā)動(dòng)機(jī)啊的竄動(dòng)和車架等變形所引起的位移。目前廣泛采用橡膠彈性中間支承，其結(jié)構(gòu)中采用單列滾子軸承，橡膠彈性元件能吸收傳動(dòng)軸的振動(dòng)，降低噪聲。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，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。中間支承的固有頻率可按下式計(jì)算 （1-1） 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(zhì)量（kg），它等于傳動(dòng)軸落在中間支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其軸承所承受的質(zhì)量之和。 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CR，使固有頻率f0對(duì)應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速n=60（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。需用臨界轉(zhuǎn)速為1000-2000r/min，對(duì)于乘用車，取下限。選取n為1800r/min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)速為1000-2000r/min，而由于萬(wàn)向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為500-1000 r/min。因此，確定為30Hz。 圖1-3傳動(dòng)軸中間支承 Figure 1-3Among the shaft bearing 1-U形支架；2-注油嘴；3-軸承座；4-油封；5-球軸承；6-蜂窩型橡膠墊 1-U shape bracke；2-Injection nozzle；3-Housing bearings；4- oil seal；5- ball bearing；6-Cellular type rubber MATS 2 萬(wàn)向節(jié)的分類 萬(wàn)向節(jié)種類較多可根據(jù)其在扭轉(zhuǎn)方向上是否有明顯的彈性，可以將萬(wàn)向節(jié)分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)兩大類[1]。剛性萬(wàn)向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞動(dòng)力，而剛性萬(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)三種。撓性萬(wàn)向節(jié)是靠彈性零件傳遞動(dòng)力的，其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、無(wú)需潤(rùn)滑、減振降噪的優(yōu)點(diǎn)。萬(wàn)向節(jié)詳細(xì)分類如下圖2-1所示： 萬(wàn)向節(jié) 剛性萬(wàn)向節(jié) 擾性萬(wàn)向節(jié) 不等速萬(wàn)向節(jié) 準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié) 等速萬(wàn)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2-1萬(wàn)向節(jié)分類圖 Figure 2-1 Gimbal classification 2.1 不等速萬(wàn)向節(jié) 十字軸式剛性萬(wàn)向節(jié)是最為典型的不等速萬(wàn)向節(jié)，并在汽車中得到廣泛應(yīng)用，其允許相鄰兩軸的最大交角為15゜～20゜。十字軸式萬(wàn)向節(jié)由一個(gè)十字軸，兩個(gè)萬(wàn)向節(jié)叉和四組滾針軸承等組成。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)，這樣就適應(yīng)了夾角和距離同時(shí)變化的需要。在十字軸軸頸和萬(wàn)向節(jié)叉孔間裝有滾針軸承，滾針軸承外圈靠卡環(huán)軸向定位。為了潤(rùn)滑軸承，十字軸上一般安有注油嘴并有油路通向軸頸。潤(rùn)滑油可從注油嘴注到十字軸軸頸的滾針軸承處。 2.2 準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié) 常見的準(zhǔn)等速萬(wàn)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(wàn)向節(jié)實(shí)現(xiàn)等速傳動(dòng)的原理是一樣的。 雙聯(lián)式萬(wàn)向節(jié)實(shí)際上是一套將傳動(dòng)軸長(zhǎng)度減縮至最小的雙十字軸式萬(wàn)向節(jié)等速傳動(dòng)裝置，雙聯(lián)叉相當(dāng)于傳動(dòng)軸及兩端處在同一平面上的萬(wàn)向節(jié)叉。在當(dāng)輸出軸與輸入軸的交角較小時(shí)，處在圓弧上的兩軸軸線交點(diǎn)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(wàn)向節(jié)為準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)。 2.3 等速萬(wàn)向節(jié) 目前轎車上常用的等速萬(wàn)向節(jié)為球籠式萬(wàn)向節(jié)，也有采用球叉式萬(wàn)向節(jié)或自由三樞軸萬(wàn)向節(jié)的。輸入軸和輸出軸以始終相等的瞬時(shí)角速度傳遞的萬(wàn)向節(jié)，既稱之為等速萬(wàn)向節(jié)。 等速萬(wàn)向節(jié)在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋和斷開式驅(qū)動(dòng)橋的車輪傳動(dòng)裝置中應(yīng)用較為廣泛，常見的類型有球籠式、球叉式、凸塊式等。 3 萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 3.1 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)與尺寸設(shè)計(jì) 3.1.1 基本構(gòu)造與基本原理 由于本設(shè)計(jì)對(duì)象為中型貨車的萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸，因此，選用十字軸式萬(wàn)向節(jié)。十字軸式萬(wàn)向節(jié)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單和傳動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)。為了減少摩擦損失，提高傳動(dòng)效率和使用壽命，在十字軸軸頸和萬(wàn)向節(jié)叉孔之間裝有由滾針和套筒組成的滾針軸承?，F(xiàn)今，常見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。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(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作 圖3-1十字軸受力簡(jiǎn)圖 可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點(diǎn)。滾針軸承的潤(rùn) Figure 3-1 Cross axis force diagram 滑好密封好壞能影響到十字軸萬(wàn)向節(jié)的使用性 能及壽命。為防止漏油、提高防塵和防水效果，本文選用結(jié)構(gòu)較復(fù)雜的雙刃口復(fù)合油封，在工作條件較差的情況下可顯著提高萬(wàn)向節(jié)使用壽命。 然后，用螺釘和軸承蓋將套筒固定在萬(wàn)向節(jié)叉上，并用鎖片將螺釘鎖緊，以防止軸承在圖1-3十字軸尺寸及受力簡(jiǎn)圖離心力作用下從萬(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)，又可饒十字軸中心在任意方向擺動(dòng)。 3.1.2 確定十字軸尺寸 查閱汽車設(shè)計(jì)等資料，結(jié)合其他汽車的十字軸萬(wàn)向節(jié)尺寸及表1-2，選定下面的十字 表3-1 萬(wàn)向節(jié)參數(shù)選擇 Table 3-1 Gimbal parameter selection 十字軸軸頸直徑 d1=25mm 十字軸油道孔直徑 d2 =8mm 合力F作用線到十字軸中心之間的距離 r=40mm 滾針直徑 d0=2mm 滾針總長(zhǎng)度 L=23mm 其他參數(shù)e=44；a=24；h=46、b=23（h、b分別為矩形截面的高和寬的長(zhǎng)度） 滾針軸承尺寸： 表3-2 滾針軸承的選擇 Table 3-2 The choice of needle bearing 軸承代號(hào) 基本尺寸（mm） D b H WN1519T 15.2 28 18.5 3 11.5 D-2.3 2.5 19 WN1621T 16.3 30 20.5 4 12.5 D-2.5 3 21 WN1821T 17.6 30 20.5 4 12.5 D-2.5 3 21 WN2026T 20 32 21.5 4 12.5 D-2.5 3 26 WN2226T 22 35 21.5 4 12.5 D-2.5 3 26 WN2532T 25 39 22.5 5 12.5 D-2.5 3 32 WN2827T 27.7 42 25 5 13 D-3 3.5 27 WN3232T 31.7 47 25 5 13 D-3 4 32 WN3434T 33.65 50 27 5 15 D-3 4 34 WN3634T 35.5 50 27 5 15 D-3 4 34 根據(jù)已知條件選取滾針軸承：WN2532T 3.1.3 十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率 十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率與兩軸的軸間夾角、十字軸的支承結(jié)構(gòu)和材料、加工和裝配精度以及潤(rùn)滑條件等有關(guān)。當(dāng)時(shí)，可按下式計(jì)算 （3-1） 式中，為十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)效率；為軸頸與萬(wàn)向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動(dòng)軸承：，滾針軸承：；其他符號(hào)意義同前。通常情況下，十字軸萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率約為。 3.2 萬(wàn)向節(jié)強(qiáng)度校核 3.2.1 十字軸萬(wàn)向節(jié)運(yùn)動(dòng)和受力分析 本文所選萬(wàn)向傳動(dòng)軸分為主傳動(dòng)軸和中間傳動(dòng)軸兩段并由三個(gè)萬(wàn)向節(jié)相連接，因此運(yùn)動(dòng)和受力分析可按多十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)計(jì)算: 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（rad）的計(jì)算公式與單萬(wàn)向節(jié)相似，可寫成 （3-1） 式中，為多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的當(dāng)量夾角；為主動(dòng)叉的初相位角；為主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角。如果同具有夾角為，而主動(dòng)叉具有初相位單萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)一樣。 假如多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的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/2，則當(dāng)量夾角為 （3-2） 式中，、、等為各萬(wàn)向節(jié)的夾角。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=0 。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的噪聲及駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。因此，在設(shè)計(jì)多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)時(shí)，總是希望其當(dāng)量夾角盡可能小。一般設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)使空載和滿載兩種工況下的不大與3゜。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，。 3.2.2 十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的附加彎矩和慣性力矩 車輛行駛時(shí)，由于扭矩傳遞的方向一致，十字軸的受力方向也一致。久而久之，造成十字軸軸頸的單邊磨損，隨著時(shí)間的推移，十字軸受力的一面便會(huì)磨損加大，起槽，以致于松曠發(fā)響?？梢圆扇⑹州S在相對(duì)于原先位置轉(zhuǎn)動(dòng)90°再使用，這樣可以延長(zhǎng)使用時(shí)間。在組裝時(shí)應(yīng)注意將有油嘴的一面朝向傳動(dòng)軸，萬(wàn)向節(jié)叉應(yīng)在十字軸上轉(zhuǎn)動(dòng)自如，不應(yīng)有卡滯現(xiàn)象，也不應(yīng)出現(xiàn)有軸向的間隙。在平時(shí)保養(yǎng)中應(yīng)勤注潤(rùn)滑脂，防止由于缺少潤(rùn)滑脂造成十字軸軸頸和軸承的磨損。如圖3-2當(dāng)十字軸萬(wàn)向節(jié)的主動(dòng)叉軸上作用著不變的轉(zhuǎn)矩T時(shí)，則與它成夾角的從動(dòng)叉軸上的轉(zhuǎn)矩T將隨叉的轉(zhuǎn)角而變化，除非其主、從動(dòng)叉軸的夾角=0[4]。如不記萬(wàn)向節(jié)的摩擦損失，則有T= T，代入式=，則可得如下的關(guān)系式: T= T= T （3-3） 式中——主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角。 當(dāng)主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角為90，270等值時(shí)得T： T= （3-4） 當(dāng)主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角為0，180等值時(shí)得T： T=Tcos （3-5） 具有夾角的十字軸萬(wàn)向節(jié)，由于其主、從動(dòng)叉軸上的轉(zhuǎn)矩T，T作用在不同平面上，因此僅在主動(dòng)傳動(dòng)叉軸上的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩和從動(dòng)叉軸上的反轉(zhuǎn)矩的作用下是不能平衡的。由萬(wàn)向節(jié)的力矩平衡來(lái)看，在萬(wàn)向節(jié)上必然還作用有另外的力矩。要想使用十字軸平衡，必須使主、從動(dòng)叉對(duì)十字軸的力矩作用平面與十字軸軸線所在平面共面。主動(dòng)叉對(duì)十字軸的作用力矩除主動(dòng)轉(zhuǎn)矩T外，在一定轉(zhuǎn)角下還有附加彎矩T；從動(dòng)叉對(duì)十字軸的作用力矩除其反轉(zhuǎn)矩T外，在一定轉(zhuǎn)角下也產(chǎn)生附加彎矩T。正是由于這些附加彎矩的存在，補(bǔ)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(wàn)向節(jié)得以平衡。圖3-2給出了在一定轉(zhuǎn)角下產(chǎn)生的附加彎矩向量T，T與轉(zhuǎn)矩向量T，T之間的關(guān)系[4]。又該圖所見，當(dāng)=0,180,360，···時(shí)，因T作用于十字軸軸線平面上，故T為為零，這時(shí)T的作用平面與十字軸軸線所在平面不共面，故必有彎矩T產(chǎn)生，且彎矩向量T 垂直于T，它們的合向量（T+ T）與T的方向相反，大小相等，十字軸得以平衡。由力矩的向量三角形得： （3-6） 圖3-2十字軸萬(wàn)向節(jié)的力矩平衡 Figure 3-2 cross gimbal moment balance 當(dāng)=90,270,450，···時(shí)同理可知為零，則主動(dòng)叉上的附加彎矩為 = tan （3-7） 由上述可知，附加彎矩，在0與以上兩式所表達(dá)的最大值間作周期為180的變化。T使從動(dòng)叉軸支承承受周期性變化的徑向載荷為 P= = （3-8） 式中L——萬(wàn)向節(jié)中心至從動(dòng)叉軸支承間的距離。 這時(shí)，萬(wàn)向節(jié)也承受與上力大小相等、方向相反的力。與此相反的反作用力矩則由主動(dòng)叉軸的支承所承受。 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。而在從動(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 P= （3-9） 附加彎矩在萬(wàn)向節(jié)主從叉軸支承上引起周期性變化的徑向脈沖負(fù)荷，可能激起支撐振動(dòng)。此附加彎矩使傳動(dòng)軸產(chǎn)生附加壓力和變形，從而降低傳動(dòng)軸的疲勞度和破壞轉(zhuǎn)速。 如前所述，普通十字軸萬(wàn)向節(jié)不是等速萬(wàn)向節(jié)，如果主動(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 （3-10） 式中 I——從動(dòng)叉軸旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； ——從動(dòng)叉軸的角加速度，可通過(guò)對(duì)式=求導(dǎo)得出： =- （3-11） 當(dāng)轉(zhuǎn)速很高時(shí)，由于從動(dòng)叉軸運(yùn)轉(zhuǎn)的不均勻性加劇，所產(chǎn)生的慣性載荷有可能大大超過(guò)其工作載荷，且交變地作用著。應(yīng)采取有效措施降低萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的動(dòng)載荷[5]。 3.2.3 十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)的彎曲應(yīng)力與剪切應(yīng)力 傳動(dòng)軸萬(wàn)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。由于萬(wàn)向節(jié)十字軸軸頸和軸承磨損間隙過(guò)大，十字軸在運(yùn)行中產(chǎn)生晃動(dòng)，使傳動(dòng)軸中心線偏離其旋轉(zhuǎn)中心線，使傳動(dòng)軸產(chǎn)生振抖現(xiàn)象和運(yùn)行中傳動(dòng)軸發(fā)出異常響聲的現(xiàn)象。磨損主要是缺少潤(rùn)滑引起的。求作用于十字軸軸頸作用力的合力 （3-12） 為萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，r為合力F作用線到十字軸中心的距離；為萬(wàn)向傳動(dòng)軸的最大夾角18。 為萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)距，=min(Tse,Tss),對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷取和的最小值，計(jì)算式如下： （3-13） 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N?m）；n為計(jì)算驅(qū)動(dòng)轎數(shù)；為變速器一檔傳動(dòng)比；為發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)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(gè)驅(qū)動(dòng)橋上的靜載荷（N）；為汽車最大加速度時(shí)的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，乘用車： =1.2，為輪胎與路面間的附著系數(shù)，對(duì)于安裝防側(cè)滑輪胎的乘用車，可取1.25，為車輪的滾動(dòng)半徑（m）；為主減速器傳動(dòng)比；為主減速器從動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)比；為主減速器主動(dòng)齒輪到車輪之間的傳動(dòng)效率；T1為萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T1=min(Tse,Tss) （3-14） 軸頸根彎曲應(yīng)力： （3-15） d1十字軸軸頸直徑25mm d2十字軸油道口直徑8mm S為合力F作用線到軸頸根距離13.5mm [σw]為彎曲應(yīng)力許用值，為250—350Mpa 十字軸軸頸的切應(yīng)為τ應(yīng)滿足 （3-16） [τ]為切應(yīng)力 τ 許用值，為80～120MPa。 滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1．6mm，以免壓碎，而且差別要小，否則會(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性，一般控制在0．003mm以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過(guò)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；而間隙過(guò)小時(shí)，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。滾針的長(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度，使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過(guò)長(zhǎng)發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙一般不應(yīng)超過(guò)0．2～0．4mm。 十字軸滾針軸承接觸應(yīng)力應(yīng)滿足： （3-17） 式中，為滾針直徑（mm）；為滾針工作長(zhǎng)度（mm），，為20.3mm，L為滾針總長(zhǎng)度（mm）在合力F作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N）,由下式確定 （3-18） 式中，為滾針列數(shù)；Z為每列中的滾針數(shù)。（本文i取一列，Z近似計(jì)算取得為28。）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。 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的截面處，萬(wàn)向節(jié)叉承受的彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，其彎曲應(yīng)力和扭應(yīng)力應(yīng)滿足 （3-19） 算得： （3-20） 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， =5986.2；h、b分別為矩形截面的高和寬；k是與h/b有關(guān)的系數(shù)，查下表可得k=0.246；按表1-2選取;彎曲應(yīng)力的許用值為MPa，扭應(yīng)力的許用值為[]為MPa。 表3-3 系數(shù)k的選取 Table 3-3 To select coefficient k h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10 k 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312 合應(yīng)力為 （3-21） 因此所選滾針軸承滿足強(qiáng)度要求。 4 萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 4.1 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速 在長(zhǎng)度一定時(shí)，傳動(dòng)軸斷面尺寸的選擇應(yīng)確保傳動(dòng)軸有足夠的強(qiáng)度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。這里的臨界轉(zhuǎn)速是指當(dāng)傳動(dòng)軸的工作轉(zhuǎn)速接近于其彎曲固有振動(dòng)頻率時(shí)，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動(dòng)軸折斷時(shí)的轉(zhuǎn)速，它決定于傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支承情況。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)時(shí)其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會(huì)導(dǎo)致軸管的斷裂。為了確定臨界轉(zhuǎn)速，可對(duì)兩端自由的支承于剛性球鉸上的軸（見圖4-1）進(jìn)行研究計(jì)算[6]。當(dāng)下設(shè)軸的質(zhì)量m集中于O點(diǎn)，且O點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為e，當(dāng)軸以角速度w旋轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心了為 （4-1） 式中，y—軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。 對(duì)于傳動(dòng)軸管與離心力相平衡的彈性力為 式中c—軸的側(cè)向剛度對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由的支承于球形鉸接的軸，其側(cè)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。 （4-2） （4-3） 因?yàn)橛? 因此 當(dāng)達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時(shí)傳動(dòng)軸將會(huì)損壞，即則有： （4-4） 式中D，d—軸管的外徑及內(nèi)徑，mm； L—傳動(dòng)軸的支承長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)之中心距，mm； —軸管材料的密度，對(duì)于剛度 因此， 。 將上述c，j及m的表達(dá)式代入式，令 則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速n（）為 n=1.210 （4-5） 圖4-1傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算用簡(jiǎn)圖 Figure 4-1 with critical speed shaft calculation 由于傳動(dòng)軸動(dòng)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(dòng)軸的實(shí)際臨界轉(zhuǎn)速要低于理論計(jì)算值。因此確定安全系數(shù)K，并取 式中—相應(yīng)于最高車速時(shí)的傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速，r/min； —傳動(dòng)軸計(jì)算臨界轉(zhuǎn)速，r/min； 傳動(dòng)軸總成應(yīng)進(jìn)行動(dòng)平衡計(jì)算，不平衡度為對(duì)于5t以上的貨車，在1000-4000r/min時(shí)應(yīng)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，有的可嘉端面滾針軸承。傳動(dòng)軸總成的徑向全跳動(dòng)應(yīng)不大于mm。 由式n=1.210 可以確定傳動(dòng)軸總成的最大可能長(zhǎng)度，如果他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，且在它們的連接處（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撐[7]。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。 當(dāng)萬(wàn)向傳動(dòng)軸的前端與加長(zhǎng)的變速器相連時(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1—1所示。當(dāng)傳動(dòng)系的橫向振動(dòng)固有頻率一定時(shí)，傳動(dòng)軸的這種支承系統(tǒng)會(huì)使其振動(dòng)特性有明顯的改變。 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為nk（r/min），安全系數(shù)K取2.0，適用于一般精度的伸縮花鍵 則有 （4-6） （為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速） 安全系數(shù) （4-7） 4.2 傳動(dòng)軸長(zhǎng)度選擇 根據(jù)軸距3360mm，初選傳動(dòng)軸支承長(zhǎng)度為 mm，花鍵軸長(zhǎng)度應(yīng)小于支承長(zhǎng)度，滿足萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的間隙要求，取花鍵軸長(zhǎng)度為。 4.3 傳動(dòng)軸管內(nèi)外徑確定 初取 ， 則 將圓整取其為65mm。 Lc為傳動(dòng)軸長(zhǎng)度（mm），即兩萬(wàn)向節(jié)中心之間的距離；和分別為傳動(dòng)軸軸管的內(nèi)、外徑（mm） 4.4 傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核 由于傳動(dòng)軸只承受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力而不承受彎曲應(yīng)力，所以只需校核扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，根據(jù)公式有 （4-8）（為軸管許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力） 上式說(shuō)明設(shè)計(jì)參數(shù)滿足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求 4.5 花鍵內(nèi)外徑確定 傳動(dòng)軸中由滑動(dòng)叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵來(lái)實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩的花鍵伸縮時(shí)，產(chǎn)生的軸向阻力Fa為 （4-9） 式中，T2為傳動(dòng)軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩；r為滑動(dòng)花鍵齒側(cè)工作表面的中徑；f為摩擦因數(shù)。 （4-10） 取安全系數(shù)2.25，則 （4-11） ——為許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 ——為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，取1.3 ——花鍵外徑 ——花鍵內(nèi)徑 ——為花鍵有效工作長(zhǎng)度 B——為鍵齒寬 ——為花鍵齒數(shù) 由于花鍵齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力較小，所以選用Lh較大尺寸的花鍵，查GB/T1144-2001，取,,， ， 。 4.6 花鍵擠壓強(qiáng)度校核 （4-12） 因此有： 當(dāng)花鍵齒面硬度為35HRC時(shí)，許用擠壓應(yīng)力為 則,滿足花鍵擠壓強(qiáng)度。 對(duì)于齒面硬度大于35HRC的滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為25～50MPa；對(duì)于不滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為50～100Mpa。 漸開線花鍵應(yīng)力的計(jì)算方法與矩形花鍵相似，只是計(jì)算的作用面是按其工作面的投影進(jìn)行[8]。 傳動(dòng)軸總成不平衡是傳動(dòng)系彎曲振動(dòng)的一個(gè)激勵(lì)源，當(dāng)高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，將產(chǎn)生明顯的振動(dòng)和噪聲。萬(wàn)向節(jié)中十字軸的軸向竄動(dòng)、傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵中的間隙、傳動(dòng)軸總成兩端連接處的定心精度、高速回轉(zhuǎn)時(shí)傳動(dòng)軸的彈性變形、傳動(dòng)軸上點(diǎn)焊平衡片時(shí)的熱影響等因素，都能改變傳動(dòng)軸總成的不平衡度。提高滑動(dòng)花鍵的耐磨性和萬(wàn)向節(jié)花鍵的配合精度、縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度增加其彎曲剛度，都能降低傳動(dòng)軸的不平衡度。為了消除點(diǎn)焊平衡片的熱影響，傳動(dòng)軸總成出廠時(shí)必須100％進(jìn)行動(dòng)平衡校驗(yàn)，并在合適的部位焊接平衡片，以滿足傳動(dòng)軸總成的平衡要求。經(jīng)驗(yàn)收合格的傳動(dòng)軸在出廠前為保證動(dòng)平衡，后傳動(dòng)軸的原始裝配位置，在后傳動(dòng)軸的軸管與花鍵滑動(dòng)叉外表面上噴涂?jī)蓚€(gè)相對(duì)應(yīng)的白色油漆箭頭。所有經(jīng)過(guò)拆卸的傳動(dòng)軸在重新恢復(fù)時(shí)，必須保證裝配箭頭在一條直線上。傳動(dòng)軸帶滑動(dòng)叉總成在整車上布置安裝時(shí)，確?；瑒?dòng)花鍵接口處向下布置，防止傳動(dòng)軸在使用中雨水泥沙進(jìn)入配合花鍵處，影響傳動(dòng)軸的使用壽命。傳動(dòng)軸的不平衡度，對(duì)于轎車，在3000～6000r／min時(shí)應(yīng)不大于25～35g·cm；對(duì)于貨車，在1000～4000r／min時(shí)不大于50～100g·cm。另外，傳動(dòng)軸總成徑向全跳動(dòng)應(yīng)不大于0.5～0.8mm[9]。 5 基于CATIA的有限元分析 5.1 設(shè)計(jì)零件模型 應(yīng)用CATIA軟件繪制中間傳動(dòng)軸三維零件圖如圖5-1所示 圖5-1中間傳動(dòng)軸 Figure 5-1 intermediate shaft 5.2 生成靜態(tài)分析 中間傳動(dòng)軸所選材料為40CrNi，在軟件中材料庫(kù)中選擇相應(yīng)的應(yīng)用材料并指定材料特性 表5-1材料特性 Figure 5-1 material characteristics 材料 彈性模量 切變模量 泊松比 密度 40CrNi 206Gpa 79.4Gpa 0.3 7900g/m 指定單元網(wǎng)格的尺寸為5mm，并指定單元屬性，由前文可知在傳動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)矩T=1881.5N·m，將此轉(zhuǎn)矩平均分配施加到節(jié)叉上。在傳動(dòng)軸末端施加約束后得到受力云圖如圖5-2所示。 圖5-2中間傳動(dòng)軸受力云圖 Figure 5-2 stress contours 通過(guò)受力云圖5-2可知，萬(wàn)向節(jié)叉與傳動(dòng)軸設(shè)結(jié)合處變形最大，此處為容易損壞處設(shè)計(jì)中應(yīng)著重分析與強(qiáng)度校核，使之滿足使用要求。 6 技術(shù)與經(jīng)濟(jì)性分析 本設(shè)計(jì)的對(duì)象是中型貨車的萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸，由于現(xiàn)今科學(xué)的高速發(fā)展，帶動(dòng)了汽車行業(yè)的崛起，因此，如今汽車行業(yè)在技術(shù)上發(fā)展的比較成熟，本文采用的是較為前沿的設(shè)計(jì)制造技術(shù)。本設(shè)計(jì)中零部件的結(jié)構(gòu)及尺寸的選擇在技術(shù)上較為先進(jìn)，且本設(shè)計(jì)已盡量選用了制造工藝簡(jiǎn)單，材料利用率高、廢品率低、生產(chǎn)效率高以制造成本低的結(jié)構(gòu)，所選用的零件也是在符合強(qiáng)度要求的前提下，選用標(biāo)準(zhǔn)件[10]。對(duì)于零件加工時(shí)所選用的材料、熱處理等，都既能達(dá)到使用條件，又能滿足經(jīng)濟(jì)性。 設(shè)計(jì)中了解到制造十字軸常用材料有20GrMnTi、20Gr、20MnVB、12GrNi3A等相應(yīng)的低碳合金鋼，而制造萬(wàn)向節(jié)叉一般采用35、40、45中碳鋼或中碳合金鋼40CrNiMoA，滾針軸承碗材料一般采用GCr15。為了滿足經(jīng)濟(jì)性，本設(shè)計(jì)所選零部件制造材料分別為：十字軸的制造材料選用20Gr，滾針軸承選用GCr15[11]，萬(wàn)向節(jié)叉采用45號(hào)鋼，傳動(dòng)軸管選用40CrNi。將所選取的零件制造材料與所有適合材料相比進(jìn)行比較，材料的成本相對(duì)較低，當(dāng)大批量生產(chǎn)時(shí)，考慮到人工、運(yùn)輸費(fèi)以及各項(xiàng)花銷，應(yīng)用該設(shè)計(jì)中所選材料可大大減少生產(chǎn)成本，且能達(dá)到要求的強(qiáng)度和一定的使用壽命，因此可以說(shuō)該設(shè)計(jì)具有較高的經(jīng)濟(jì)性。 總體來(lái)說(shuō)，本設(shè)計(jì)的經(jīng)濟(jì)性能夠達(dá)到節(jié)約并滿足要求的目的。 7結(jié)論 汽車在行駛過(guò)程中，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)與行駛路面不平的沖擊等因素引起彈性懸架系統(tǒng)振動(dòng)，導(dǎo)致變速器的輸出軸和驅(qū)動(dòng)橋的輸入軸之間的相對(duì)位置經(jīng)常發(fā)生變化，所以兩根軸間采用萬(wàn)向傳動(dòng)裝置來(lái)連接[12]。本設(shè)計(jì)的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置能將變速器輸出的動(dòng)力有效地傳遞給驅(qū)動(dòng)橋。文中對(duì)十字軸、萬(wàn)向節(jié)叉和傳動(dòng)軸等零件進(jìn)行了理論分析和的強(qiáng)度校核，基于CATIA軟件建立了中間傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)模型，并對(duì)其進(jìn)行了有限元分析最終得到受力云圖，結(jié)果與計(jì)算傳動(dòng)軸扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度的結(jié)果相吻合。 綜上所述，本設(shè)計(jì)能夠滿足中型貨車萬(wàn)向節(jié)與傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)要求，在兩軸間動(dòng)力很好的傳遞，并具有較高的經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性。本設(shè)計(jì)還有不足之處：由于現(xiàn)有文獻(xiàn)不足，限制了對(duì)傳動(dòng)軸最優(yōu)結(jié)構(gòu)的探索，并且設(shè)計(jì)者的能力有限，使得零件的受力分析和尺寸的確定不能得到最優(yōu)參數(shù)，這些都是下一步研究的方向。 參考文獻(xiàn) [1] 王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].吉林大學(xué)：機(jī)械工業(yè)出版社2009.4 [2] 羊拯民.傳動(dòng)軸和萬(wàn)向節(jié)[M]. 北京：人民交通出版社，1986.10 [3] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006.5 [4] 孫志禮，冷興聚,魏延剛,曾海泉. 機(jī)械設(shè)計(jì)[M]. 第1版.東北大學(xué)出版社,2000. 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