輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)
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SY-025-BY-2畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書學(xué)生姓名田宇系部汽車工程系專業(yè)、班級(jí)車輛工程 B05-18指導(dǎo)教師姓名蘇清源職稱副教授從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)一、設(shè)計(jì)（論文）目的、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)。而傳動(dòng)軸及萬向節(jié)的設(shè)計(jì)裝配不良將產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲，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。本題是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的萬向傳動(dòng)裝置作為設(shè)計(jì)原型，在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及發(fā)動(dòng)機(jī)和主減速器安裝位置等條件下，學(xué)生獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的萬向傳動(dòng)裝置，著重設(shè)計(jì)計(jì)算萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)參數(shù)及對(duì)其進(jìn)行了校核計(jì)算。在對(duì)各種結(jié)構(gòu)件進(jìn)行了分析計(jì)算后，繪制出該總成裝配圖及主要零件的零件圖。二、設(shè)計(jì)（論文）內(nèi)容、技術(shù)要求（研究方法）依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的萬向傳動(dòng)裝置作為設(shè)計(jì)原型，在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及發(fā)動(dòng)機(jī)和主減速器安裝位置等條件下，獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的萬向傳動(dòng)裝置，著重設(shè)計(jì)計(jì)算萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)參數(shù)及對(duì)其進(jìn)行了校核計(jì)算。對(duì)汽車萬向傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)特性，技術(shù)難題，制造工藝，使用壽命影響因素，失效形式，進(jìn)行深入系統(tǒng)的分析。在設(shè)計(jì)過程中避免振動(dòng)，傳動(dòng)動(dòng)軸斷裂，十字軸折斷，及滾針軸承過早損壞等問題。運(yùn)用傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法完成對(duì)傳動(dòng)軸的計(jì)算校核，傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算。萬向節(jié)叉及十字軸的計(jì)算校核。利用相關(guān)書籍資料完成對(duì)十字軸滾針軸承的設(shè)計(jì)及校核，傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵和萬向節(jié)的潤滑方案的選擇與設(shè)計(jì)。三、設(shè)計(jì)（論文）完成后應(yīng)提交的成果（一）計(jì)算說明部分1、十字軸萬向節(jié)的計(jì)算及校核；2、傳動(dòng)軸的計(jì)算及校核；3、重要零部件的校核；4、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書（二）圖紙部分1、整體裝配圖A0 一張；2、傳動(dòng)軸主要零件圖合計(jì)A0一張；3、中間支撐等零件圖合計(jì)A0一張；4、應(yīng)用軟件（pro/e等）裝配。四、設(shè)計(jì)（論文）進(jìn)度安排1、第一周第三周 3月02日3月22日 調(diào)研、開題報(bào)告、文獻(xiàn)綜述2、第四周第六周 3月23日4月12日 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算3、第七周第八周 4月13日4月26日 萬向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算4、第九周第十周 4月27日5月10日 完成裝配圖5、第十一周第十二周 5月11日5月24日 完成零件圖6、第十三周第十四周 5月25日6月07日 完成設(shè)計(jì)說明書7、第十五周 6月08日6月14日 審查圖紙、計(jì)算及設(shè)計(jì)說明書8、第十六周 6月15日6月21日 修改圖紙、計(jì)算及設(shè)計(jì)說明書9、第十七周 6月22日6月28日 畢業(yè)答辯五、主要參考資料01 盧曦,周萍,孫躍東.汽車等速萬向節(jié)的現(xiàn)狀與發(fā)展J.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2002,6 .02 吳修義.汽車萬向節(jié)傳動(dòng)軸的選擇和應(yīng)用.J.重型汽車,1999.6.03 李科,何志兵,沈海.等速萬向節(jié)總成的設(shè)計(jì)方法J.軸承,2006.9.04 任少云,朱正禮,張建武.雙十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)力學(xué)建模與仿真J.上海交通大學(xué)學(xué)報(bào),2004.11.05 何西冷.萬向節(jié)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析J.起重運(yùn)輸機(jī)械,2001.6.06 李仕清,張波.萬向節(jié)磚正確潤滑J.AUTO MAINTENANCE,2000.12.07 康健，管迪華.萬向節(jié)運(yùn)動(dòng)傳遞非等速特性研究J.清華大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版). 1999年,第39卷,第8期.08 劉惟信汽車設(shè)計(jì)M北京：清華大學(xué)出版社.09 華同曙,沈雪瑾,陳曉陽.虎克萬向節(jié)節(jié)叉軸承滾針的凸度設(shè)計(jì)J.華南理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版).2006.7.10 吳家洲,吳波,楊叔子.球籠式萬向節(jié)快速設(shè)計(jì)CAD系統(tǒng)研究J.機(jī)床與液壓.2001.6.11 肖生發(fā).伍德榮.一種新型等速萬向節(jié)的設(shè)計(jì)J.機(jī)械工程師.2002.7.12 李麗,顧力強(qiáng).碳纖維復(fù)合材料傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速分析J.汽車工程.2005.6.13 徐灝機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第3卷,第4卷M 北京:機(jī)械工業(yè)出版社會(huì),1991.914 陳家瑞汽車構(gòu)造M 北京機(jī)械工業(yè)出版社,2001.6.15 曹智軍.十字萬向節(jié)油脂泄漏高速試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)J.儀器儀表學(xué)報(bào).2004.8.16 李仕清,張波.萬向節(jié)磚正確潤滑J.AUTO MAINTENANCE,2000.12.17 吳家洲,吳波,楊叔子.球籠式萬向節(jié)快速設(shè)計(jì)CAD系統(tǒng)研究J.機(jī)床與液壓,2001.6.18 龔微寒,汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造M,人民交通出版社,2001.6.19 諸文農(nóng).底盤設(shè)計(jì)M.機(jī)械工業(yè)出版社,1999.8.20 五之煦,許杏根.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)M.機(jī)械工業(yè)出版社,2001.6.21 仇世侃, 劉卷蒼. 單十字軸萬向節(jié)不等速速比詳解互證J. 汽車技術(shù) , 2008,(08)22 Wangxiang Qianchao Company Ltd. A New Process of Universal Joint Bearings to Reduce Angular Clearance of Steering Shaft Automobile Technology 2005，（06）23 SDept. of mechanical Eng imulation Based On Matlab Software For The Hookes Joint Driven Shaft2004，（04）六、備注指導(dǎo)教師簽字：年 月 日教研室主任簽字： 年 月 日畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）過程管理材料題 目輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)學(xué)生姓名田 宇系部名稱汽車工程系專業(yè)班級(jí)車輛工程 B05-18指導(dǎo)教師蘇清源職 稱副教授教研室車輛工程教研室起止時(shí)間2009.03-2009.06教 務(wù) 處 制SY-025-BY-3畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開題報(bào)告學(xué)生姓名田宇系部汽車工程系專業(yè)、班級(jí)車輛工程 B05-18指導(dǎo)教師姓名蘇清源職稱副教授從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義1、研究現(xiàn)狀在本世紀(jì)初，萬向節(jié)和傳動(dòng)軸在機(jī)械工程和汽車工業(yè)的發(fā)展中起到了及其重要的作用，與此同時(shí)為滿足日益增長的需求，首批專業(yè)制造廠家將他們的注意力轉(zhuǎn)向這一領(lǐng)域。在質(zhì)量方面，他們對(duì)效率、強(qiáng)度、耐久性和噪聲性能法方面的改進(jìn)達(dá)到了一個(gè)新的程度，使萬向傳動(dòng)軸成為一種重要的工程部件。1950年后，傳動(dòng)軸的產(chǎn)量達(dá)到了數(shù)以百萬計(jì)。1984年主要由于汽車工業(yè)的增長，萬向節(jié)傳動(dòng)軸的生產(chǎn)數(shù)量就已經(jīng)達(dá)到數(shù)億。在現(xiàn)代汽車的總體布置中，發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器和變速箱連成一體固裝在車架上，而驅(qū)動(dòng)橋則通過彈性懸架與車架連接。由此可見，變速器輸出軸軸線與驅(qū)動(dòng)橋的輸入軸軸線不在同一平面上。當(dāng)汽車行駛時(shí)，車輪的跳動(dòng)會(huì)造成驅(qū)動(dòng)橋與變速器的相對(duì)位置(距離、夾角)不斷變化，故變速器的輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋的輸入軸不可能剛性連接，必須安裝有萬向傳動(dòng)裝置。十字軸式剛性萬向節(jié)是各類車輛傳動(dòng)系統(tǒng)的重要部件, 實(shí)現(xiàn)角度變化的同時(shí)并傳遞轉(zhuǎn)矩。它具有結(jié)構(gòu)簡單, 低幅磨損小, 傳遞功率大的特點(diǎn)。2. 目的和意義在汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型多樣化、個(gè)性化的今天，人們對(duì)汽車舒適性，使用性能的要求日益提高，而傳動(dòng)軸及萬向節(jié)的設(shè)計(jì)裝配不良將產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲就使之成為汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。本題是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的萬向傳動(dòng)裝置作為設(shè)計(jì)原型，在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及發(fā)動(dòng)機(jī)和主減速器安裝位置等條件下，學(xué)生獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的萬向傳動(dòng)裝置，著重設(shè)計(jì)計(jì)算萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)參數(shù)及對(duì)其進(jìn)行了校核計(jì)算。二、設(shè)計(jì)（論文）的基本內(nèi)容、擬解決的主要問題通過對(duì)汽車萬向傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)特性，技術(shù)難題，制造工藝，使用壽命影響因素，失效形式進(jìn)行深入系統(tǒng)的分析。在設(shè)計(jì)過程中避免振動(dòng)，傳動(dòng)動(dòng)軸斷裂，十字軸折斷，及滾針軸承過早損壞等問題。運(yùn)用傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法完成對(duì)傳動(dòng)軸的計(jì)算校核，傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算。萬向節(jié)叉及十字軸的計(jì)算校核。利用相關(guān)書籍資料完成對(duì)十字軸滾針軸承的設(shè)計(jì)及校核，傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵和萬向節(jié)的潤滑方案的選擇與設(shè)計(jì)以及通過PRO/E等軟件完成裝配。完成以下內(nèi)容：（1）完成傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)（2）完成十字軸萬向節(jié)的設(shè)計(jì)（3）完成傳動(dòng)軸中間支撐等主要零件的設(shè)計(jì)（4）完成PRO/E裝配三、技術(shù)路線（研究方法）收集資料、可行性分析萬向節(jié)結(jié)構(gòu)方案分析萬向傳動(dòng)的運(yùn)動(dòng)和受力分析萬向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)中間支承結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)完成零件圖、裝配圖及PRO/E裝配完成計(jì)算說明書四、進(jìn)度安排1、第一周第三周 3月02日3月22日 調(diào)研、開題報(bào)告、文獻(xiàn)綜述2、第四周第六周 3月23日4月12日 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算3、第七周第八周 4月13日4月26日 萬向節(jié)的設(shè)計(jì)計(jì)算4、第九周第十周 4月27日5月10日 完成裝配圖5、第十一周第十二周 5月11日5月24日 完成零件圖及PRO/E運(yùn)動(dòng)仿真6、第十三周第十四周 5月25日6月07日 完成設(shè)計(jì)說明書7、第十五周 6月08日6月14日 審查圖紙、計(jì)算及設(shè)計(jì)說明書8、第十六周 6月15日6月21日 修改圖紙、計(jì)算及設(shè)計(jì)說明書9、第十七周 6月22日6月28日 畢業(yè)答辯五、參考文獻(xiàn)01 盧曦,周萍,孫躍東.汽車等速萬向節(jié)的現(xiàn)狀與發(fā)展J.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2002,6 .02 李科,何志兵,沈海.等速萬向節(jié)總成的設(shè)計(jì)方法J.軸承,2006.9.03 任少云,朱正禮,張建武.雙十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)力學(xué)建模與仿真J.上海交通大學(xué)學(xué)報(bào),2004.11.04 何西冷.萬向節(jié)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析J.起重運(yùn)輸機(jī)械,2001.6.05 李仕清,張波.萬向節(jié)磚正確潤滑J.AUTO MAINTENANCE,2000.12.06 劉惟信汽車設(shè)計(jì)M北京：清華大學(xué)出版社.07 華同曙,沈雪瑾,陳曉陽.虎克萬向節(jié)節(jié)叉軸承滾針的凸度設(shè)計(jì)J.華南理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版).2006.7.08 肖生發(fā).伍德榮.一種新型等速萬向節(jié)的設(shè)計(jì)J.機(jī)械工程師.2002.7.09 李麗,顧力強(qiáng).碳纖維復(fù)合材料傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速分析J.汽車工程.2005.6.10 陳家瑞汽車構(gòu)造M 北京機(jī)械工業(yè)出版社,2001.6.11 曹智軍.十字萬向節(jié)油脂泄漏高速試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)J.儀器儀表學(xué)報(bào).2004.8.12 吳家洲,吳波,楊叔子.球籠式萬向節(jié)快速設(shè)計(jì)CAD系統(tǒng)研究J.機(jī)床與液壓,2001.6.13 龔微寒,汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造M,人民交通出版社,2001.6.14 五之煦,許杏根.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)M.機(jī)械工業(yè)出版社,2001.6.15 仇世侃, 劉卷蒼. 單十字軸萬向節(jié)不等速速比詳解互證J. 汽車技術(shù) , 2008,(08)16 Wangxiang Qianchao Company Ltd. A New Process of Universal Joint Bearings to Reduce Angular Clearance of Steering Shaft Automobile Technology 2005，（06）17 SDept. of mechanical Eng imulation Based On Matlab Software For The Hookes Joint Driven Shaft2004，（04）六、備注指導(dǎo)教師意見：簽字： 年 月 日SY-025-BY-9畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）成績?cè)u(píng)定表學(xué)生姓名田 宇性別男系部汽車工程系專業(yè)車輛工程班級(jí)B05-18設(shè)計(jì)（論文）題目輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師姓名蘇清源職稱副教授指導(dǎo)教師評(píng)分（X）評(píng)閱教師姓名職稱評(píng)閱教師評(píng)分（Y）答辯組組長職稱答辯組評(píng)分（Z）畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）成績百分制五級(jí)分制答辯委員會(huì)評(píng)語：答辯委員會(huì)主任簽字（蓋章）： 系部公章： 年 月 日注：1、指導(dǎo)教師、評(píng)閱教師、答辯組評(píng)分按百分制填寫，畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）成績百分制=0.3X+0.2Y+0.5Z 2、評(píng)語中應(yīng)當(dāng)包括學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）選題質(zhì)量、能力水平、設(shè)計(jì)（論文）水平、設(shè)計(jì)（論文）撰寫質(zhì)量、學(xué)生在畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）實(shí)施或?qū)懽鬟^程中的學(xué)習(xí)態(tài)度及學(xué)生答辯情況等內(nèi)容的評(píng)價(jià)。附 錄Cross-axis gimbal assembly Failure Analysis The main function of joints in different axis passing between the rotating shaft torque, it has been widely used in various types of truck axle shaft connected between the cross section, usually in the course of cross-axis universal joint of the Needle Roller Bearings for rotary movement is not, but for the rotation of the swing movement, the load cycle changes submitted. Based on the heavy-duty vehicle WX0082 Cross-axis gimbal assembly of less than life pieces of the failure mode of failure, failure, structural parameters and materials used and the performance of finite element analysis and other methods to conduct a comprehensive comparative analysis of product performance a design improvement.1. Oblique imprintThe author of a company from the provision of three packs of the three packs of Service returned failure cases observed that the cross-axis oblique journal imprint is relatively serious, bearing rings also produce the inner wall of the imprint, but the depth of cross-axis than the light. By the analysis of joints installed on the bearing assembly, when the total space bearing a larger circle, the needle easily skewed, with the result that journal have a cross-axis tilt angle with the axis of the embossing, the embossing depth of the expansion of more deep, the needle will not be able to spin, thus increasing frictional resistance, exacerbated by the extension of indentation. The total circumference of its appropriate space should be controlled in the range of 0.1 0.4mm inside, JB/T3232 in a given space for a total circumference of not more than 0.5mm. 2. Fatigue spallingShaft angle in the use of a smaller state, universal joint assembly of the needle bearing journal diameter and cross-axis angle in the framework of repeated smaller swing, when the cross-axis with the bearing radial clearance with the wear and tear expansion will lead to concentration of load, the load will be large local indentation fatigue prematurely in order to develop into a large area off the fatigue. Especially in the cross-axis the first axis, the stress concentration due to the impact of parts of their set was almost all the chamfering eat, severe high temperature sintering under a state of the phenomenon. Because users do not use lubricants or as a result of time added on the universal joints bearings sealed properly, resulting in early loss of oil-bearing materials as well as the dust temperature intolerance, lip oil seals in the winter cold weather aging cracks under so that the early loss of grease. In addition, the universal joint assembly less oil in operation due to high temperature generated, so that shaft bearings and killed, resulting in a broken needle and the damage to seals and dust jacket, traces of ferrule surface ablation, the failure mode of both failure mode is non-normal. 4. Needle failure I lapsed from the universal joint assembly observed in the sample found that the majority of needle point of the surface there are Ma, Ma Hang, and large-scale fatigue spalling, a small number of needle head was broken, a small number of needle from the needle about 1.5mm Department head Ma Hang, and the existence of a larger phenomenon of bite wounds, the majority of needle fracture fracture from here, this occurrence of the main bearing structure and the size parameters and the circular design of the total gap. 5. Gasket failure Gasket is the first universal joint assembly of the components failure, the form of gasket failure nylon fracture and wear pads. I carefully analyzed samples gasket failure found that the outer gasket has obvious cracks, gasket has cracks and debris outside. Obviously, the gasket is the gasket by the external force resulting in rise of the local stress concentration, once the gasket external damage to the axial force will be borne by the rest of the pads to bear, the bear pads per unit area will increase the power, the entire pad tablets to be broken. Hence the need for well-designed shape and bearing structure pads. At the same time, each gasket failure due to damage and wear has been associated with failure, the gasket material must be selected high strength and wear resistance of materials. 6. Cross-axis fracture Cross shaft fracture is usually a serious overloading the user under the premise of the factors or unusual conditions occur, as joints in the design of the Department of full compliance with the standards of universal joints JB/T8925-2008 static torsional strength safety factor of 2.5 times the provisions of However, OEMs fault occurred during the three packs of the proportion of the total failure still accounts for 2% 5% of such cases is sudden, but inevitable, universal joints and therefore the static torsional strength of match, we must maximum output torque in the engine 3 times more specific in order to avoid overloading caused the emergence of sudden failure. 7. Metallographic test analysis Cases of failure to carry out physical and chemical analysis, respectively, in the cross shaft, ferrule and needle selection of the typical characteristics of the location of the site, cutting under the specimen and along the vertical cross-section metallographic sample preparation, the microstructure-level qualified. To determine the cross shaft, ferrule and the center needle hardness, respectively, by micro-hardness of various parts of a gradient distribution of Vickers hardness measured, and its basically in line with the hardness of the hardness distribution. Check the cross-axis universal joints, a test piece of the outer ring and a number of needle samples in 50% hydrochloric acid aqueous solution heated to 70 80 , heating of about 1h, check for hot acid found in various parts use burn phenomenon exists. This burn is to determine universal joints sealed as a result of poor performance and fat loss properties of the oil well, resulting in fever bearing universal joints burn too soon after the failure of the parts.萬向節(jié)十字軸總成失效分析萬向節(jié)的主要作用是在不同軸線上的軸之間傳遞旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩，它被廣泛應(yīng)用于各類卡車的傳動(dòng)軸聯(lián)接軸節(jié)叉之間，通常在使用過程中萬向節(jié)十字軸上的滾針軸承不是作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而是作旋轉(zhuǎn)擺動(dòng)的運(yùn)動(dòng)，其載荷呈交變的周期變化。本文是通過對(duì)重型載車用WX0082萬向節(jié)十字軸總成壽命不足失效件的失效形式、失效原因進(jìn)行分析。 分析結(jié)果如下： 1.斜壓印 從某公司三包服務(wù)處提供的三包退回失效件中觀察到，十字軸軸頸斜壓印情況比較嚴(yán)重，軸承套圈內(nèi)壁也產(chǎn)生相應(yīng)的壓印，但深度要比十字軸輕。經(jīng)分析，安裝在萬向節(jié)總成上的軸承，當(dāng)軸承圓周總間隙較大時(shí)，滾針易產(chǎn)生歪斜，致使十字軸軸頸產(chǎn)生與軸線傾斜一定角度的壓印，當(dāng)壓印深度擴(kuò)展較深時(shí)，滾針就不能自轉(zhuǎn)，因此使摩擦阻力增大，加劇壓痕的延伸。其合適的圓周總間隙應(yīng)控制在0.10.4mm范圍內(nèi)，JB/T3232中給定的圓周總間隙為不超過0.5mm。 2.疲勞剝落 在傳動(dòng)軸擺角較小的使用狀態(tài)下，萬向節(jié)總成上的滾針軸承內(nèi)徑與十字軸軸頸在較小角度范圍內(nèi)反復(fù)擺動(dòng)，當(dāng)十字軸與軸承徑向游隙隨著磨損而擴(kuò)大時(shí)，會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)品載荷集中，載荷大的地方就會(huì)過早地產(chǎn)生疲勞壓痕，從而發(fā)展成為大面積的疲勞剝落。特別是在十字軸軸頭處，由于應(yīng)力集中影響，其受載部位的倒角幾乎全部被啃掉，嚴(yán)重時(shí)會(huì)在高溫狀態(tài)下出現(xiàn)燒結(jié)現(xiàn)象。 3.缺油燒蝕 由于在使用過程中用戶不按期加注潤滑油或由于萬向節(jié)上的軸承密封不好，導(dǎo)致軸承早期失油以及防塵罩材料不耐低溫，油封唇口在冬季寒冷氣候下產(chǎn)生老化裂紋，使?jié)櫥缙诹魇?。另外，萬向節(jié)總成在運(yùn)行中因缺油而產(chǎn)生高溫，使軸承與軸徑咬死，致使?jié)L針折斷以及密封和防塵外罩損壞，套圈表面有燒蝕痕跡，這種失效形式均屬于非正常失效形式。 4.滾針失效 從萬向節(jié)總成失效樣品中觀察發(fā)現(xiàn)，大多數(shù)滾針表面都存在麻點(diǎn)、麻坑和大面積疲勞剝落，少數(shù)滾針頭部被折斷，少數(shù)滾針在離滾針頭部1.5mm左右處存在較大麻坑和啃傷現(xiàn)象，滾針斷裂大部分也是從此處斷裂，這種情況的發(fā)生主要與軸承結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)及圓周總間隙設(shè)計(jì)有關(guān)。 5.墊片失效 墊片是萬向節(jié)總成中首先失效的部件，墊片失效形式為尼龍墊片斷裂和磨損。仔細(xì)分析失效墊片樣品發(fā)現(xiàn)，墊片的外圍有明顯的裂紋，墊片外圍有裂紋及碎片。很明顯，墊片外圍是墊片受漲力致使應(yīng)力集中的地方，一旦墊片外圍破壞，其軸向力將全部由余下的墊片承受，墊片單位面積上承受的力將增加，整個(gè)墊片將被破壞。因此需要設(shè)計(jì)合理的墊片形狀和軸承結(jié)構(gòu)。同時(shí)，由于墊片每次失效破壞都伴隨著磨損失效，所以墊片材料必須選取強(qiáng)度和耐磨性較高的材料。 6.十字軸斷裂 十字軸的斷裂一般是在用戶嚴(yán)重超載前提下或異常因素條件下發(fā)生，因?yàn)槿f向節(jié)在設(shè)計(jì)時(shí)完全遵循部標(biāo)準(zhǔn)JB/T8925-2008中萬向節(jié)靜扭強(qiáng)度安全系數(shù)2.5倍的規(guī)定，但在主機(jī)廠三包期內(nèi)發(fā)生的故障比例仍占總故障的25，此種情況雖然是突發(fā)性的，但也不可避免，因此對(duì)萬向節(jié)的靜扭強(qiáng)度匹配，必須在發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出扭矩的3倍以上才能避免特殊超載引起的突發(fā)性故障的出現(xiàn)。 7.金相檢驗(yàn)分析 對(duì)失效件進(jìn)行理化分析，分別在十字軸、套圈和滾針的典型部位選擇特征位置，切割下試件，并沿縱截面制取金相試樣，其金相組織級(jí)別合格。為確定十字軸、套圈及滾針的心部硬度，用顯微硬度計(jì)分別對(duì)各零件進(jìn)行了維氏硬度梯度分布測(cè)定，其硬度也基本符合硬度分布規(guī)律。取萬向節(jié)的十字軸、外圈各一試件及數(shù)個(gè)滾針試件，在50%鹽酸水溶液中加熱至7080，加熱約1h，作熱酸洗檢查，結(jié)果發(fā)現(xiàn)各零件在使用過程中都存在燒傷現(xiàn)象。這種燒傷現(xiàn)象判斷是由于萬向節(jié)密封性能差失油及油脂性能不好，導(dǎo)致萬向節(jié)軸承發(fā)熱后各零件燒傷過早失效。7SY-025-BY-5畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）中期檢查表填表日期年 月 日迄今已進(jìn)行 周剩余 周學(xué)生姓名系部專業(yè)、班級(jí)指導(dǎo)教師姓名職稱從事專業(yè)是否外聘是否題目名稱學(xué)生填寫畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）工作進(jìn)度已完成主要內(nèi)容待完成主要內(nèi)容存在問題及努力方向?qū)W生簽字： 指導(dǎo)教師意 見 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日教研室意 見教研室主任簽字： 年 月 日SY-025-BY-6畢業(yè)設(shè)計(jì)指導(dǎo)教師評(píng)分表學(xué)生姓名田 宇系部汽車工程系專業(yè)、班級(jí)車輛工程B05-18指導(dǎo)教師姓名蘇清源職稱副教授從事專業(yè)車輛工程是否外聘是否題目名稱輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)序號(hào)評(píng) 價(jià) 項(xiàng) 目滿分得分1選題與專業(yè)培養(yǎng)目標(biāo)的符合程度，綜合訓(xùn)練情況；題目難易度102題目工作量；題目與生產(chǎn)、科研、實(shí)驗(yàn)室建設(shè)等實(shí)際的結(jié)合程度103綜合運(yùn)用知識(shí)能力（設(shè)計(jì)涉及學(xué)科范圍，內(nèi)容深廣度及問題難易度）；應(yīng)用文獻(xiàn)資料能力154設(shè)計(jì)（實(shí)驗(yàn)）能力；計(jì)算能力（數(shù)據(jù)運(yùn)算與處理能力）；外文應(yīng)用能力205計(jì)算機(jī)應(yīng)用能力；對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果的分析能力（或綜合分析能力、技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析能力）106插圖（圖紙）質(zhì)量；設(shè)計(jì)說明書撰寫水平；設(shè)計(jì)的實(shí)用性與科學(xué)性；創(chuàng)新性207設(shè)計(jì)規(guī)范化程度（設(shè)計(jì)欄目齊全合理、SI制的使用等）58科學(xué)素養(yǎng)、學(xué)習(xí)態(tài)度、紀(jì)律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進(jìn)度10得 分 X= 評(píng) 語：（參照上述評(píng)價(jià)項(xiàng)目給出評(píng)語，注意反映該論文的特點(diǎn)） 指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日SY-025-BY-10優(yōu)秀畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）推薦表題 目類別學(xué)生姓名系、專業(yè)、班級(jí)指導(dǎo)教師職 稱設(shè)計(jì)成果明細(xì)：答辯委員會(huì)評(píng)語：答辯委員會(huì)主任簽字（蓋章）： 系部公章： 年 月 日備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文或畢業(yè)設(shè)計(jì)SY-025-BY-8畢業(yè)設(shè)計(jì)答辯評(píng)分表學(xué)生姓名田 宇專業(yè)班級(jí)車輛工程B05-18指導(dǎo)教師蘇清源職 稱副教授題目 輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)答辯時(shí)間月 日 時(shí)答辯組成員姓名出席人數(shù)序號(hào)評(píng) 審 指 標(biāo)滿分得分1選題與專業(yè)培養(yǎng)目標(biāo)的符合程度，綜合訓(xùn)練情況，題目難易度、工作量、與實(shí)際的結(jié)合程度102設(shè)計(jì)（實(shí)驗(yàn)）能力、對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果的分析能力、計(jì)算能力、綜合運(yùn)用知識(shí)能力103應(yīng)用文獻(xiàn)資料、計(jì)算機(jī)、外文的能力104設(shè)計(jì)說明書撰寫水平、圖紙質(zhì)量，設(shè)計(jì)的規(guī)范化程度（設(shè)計(jì)欄目齊全合理、SI制的使用等）、實(shí)用性、科學(xué)性和創(chuàng)新性155畢業(yè)設(shè)計(jì)答辯準(zhǔn)備情況56畢業(yè)設(shè)計(jì)自述情況207畢業(yè)設(shè)計(jì)答辯回答問題情況30總 分 Z= 答辯過程記錄、評(píng)語： 答辯組長簽字： 年 月 日SY-025-BY-7畢業(yè)設(shè)計(jì)評(píng)閱人評(píng)分表學(xué)生姓名田 宇專業(yè)班級(jí)車輛工程B05-18指導(dǎo)教師姓名蘇清源職稱副教授題目輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì)序號(hào)評(píng) 價(jià) 項(xiàng) 目滿分得分1選題與專業(yè)培養(yǎng)目標(biāo)的符合程度，綜合訓(xùn)練情況；題目難易度102題目工作量；題目與生產(chǎn)、科研、實(shí)驗(yàn)室建設(shè)等實(shí)際的結(jié)合程度103綜合運(yùn)用知識(shí)能力（設(shè)計(jì)涉及學(xué)科范圍，內(nèi)容深廣度及問題難易度）；應(yīng)用文獻(xiàn)資料能力154設(shè)計(jì)（實(shí)驗(yàn)）能力；計(jì)算能力（數(shù)據(jù)運(yùn)算與處理能力）；外文應(yīng)用能力255計(jì)算機(jī)應(yīng)用能力；對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果的分析能力（或綜合分析能力、技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析能力）156插圖（圖紙）質(zhì)量；設(shè)計(jì)說明書撰寫水平；設(shè)計(jì)的實(shí)用性與科學(xué)性；創(chuàng)新性207設(shè)計(jì)規(guī)范化程度（設(shè)計(jì)欄目齊全合理、SI制的使用等）5得 分 Y= 評(píng) 語：（參照上述評(píng)價(jià)項(xiàng)目給出評(píng)語，注意反映該論文的特點(diǎn)） 評(píng)閱人簽字 ： 年 月 日本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)輕型商用車傳動(dòng)軸及萬向節(jié)設(shè)計(jì) The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign of Light Commercial Vehicle Transmission Shaft and Cardan Joint 摘要汽車的萬向傳動(dòng)軸是由傳動(dòng)軸、萬向節(jié)兩個(gè)主要部件聯(lián)接而成，在長軸距的車輛中還要加裝中間支承。萬向傳動(dòng)軸主要用于工作過程中相對(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 ；VerificationI目錄摘要IAbstract II第1章 緒論11.1選題的目的和意義11.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢(shì)11.3研究內(nèi)容及方法21.3.1傳動(dòng)軸方案的選擇及主要參數(shù)的確定21.3.2萬向節(jié)類型的選擇21.3.3十字軸式萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析21.3.4萬向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核31.3.5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)52.1萬向傳動(dòng)軸總體概述52.2傳動(dòng)布置型式的選擇52.3傳動(dòng)軸斷面尺寸的確定與強(qiáng)度校核62.3.1傳動(dòng)軸的運(yùn)動(dòng)分析62.3.2傳動(dòng)軸斷面尺寸的計(jì)算與校核92.4主傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵的設(shè)計(jì)122.5中間傳動(dòng)軸花鍵的設(shè)計(jì)152.6本章小結(jié)17第3章 萬向節(jié)總成的設(shè)計(jì)183.1萬向節(jié)類型的選擇183.2十字軸式萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析193.3萬向節(jié)的受力分析203.3.1單十字軸萬向節(jié)的受力分析203.3.2雙十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)223.3.3多十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)233.4萬向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核243.4.1十字軸243.4.2滾針軸承263.5聯(lián)接元件的設(shè)計(jì)293.5.1聯(lián)接螺栓293.5.2萬向節(jié)叉313.6十字軸總成的潤滑323.7本章小結(jié)33第4章 中間支承的設(shè)計(jì)344.1中間支承的結(jié)構(gòu)分析與選擇344.2軸承的選取354.3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越高。而傳動(dòng)軸及萬向節(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)軸則直接采用無縫鋼管制成。近年來由于對(duì)汽車低能耗，低成本的要求越來越高，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)系重要組成部分萬向節(jié)振動(dòng)特性必須進(jìn)行分析2。目前國內(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)要求越來越嚴(yán)格。隨著Matlabl軟件的開發(fā)，國內(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。萬向節(jié)是實(shí)現(xiàn)萬向傳動(dòng)的關(guān)鍵，萬向節(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)初虎克式萬向節(jié)在汽車上應(yīng)用以來，經(jīng)過100多年的發(fā)展己經(jīng)有十幾種形式?？煞譃殄幮匀f向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)、準(zhǔn)等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)。等速萬向節(jié)因其加工制造精度高、難度大，需成套引進(jìn)國外專用加工生產(chǎn)設(shè)備，且投資費(fèi)用大、價(jià)格高，已成為實(shí)現(xiàn)國產(chǎn)化的關(guān)鍵問題之一。由于等速萬向節(jié)傳動(dòng)軸應(yīng)是用橡膠護(hù)套來密封的，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)也成了等速萬向節(jié)設(shè)計(jì)的重要環(huán)節(jié)之一。由于近年來Pro/E、CATIA、Matlab等軟件的開發(fā)與應(yīng)用，國內(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對(duì)萬向節(jié)的設(shè)計(jì)、制造水平。綜合以上國內(nèi)外文獻(xiàn)和相關(guān)書籍可以看出：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)給萬向節(jié)的設(shè)計(jì)、研發(fā)帶來日新月異的進(jìn)展，萬向節(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 研究內(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)十字軸萬向節(jié)和傳動(dòng)軸組成的萬向傳動(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)十字軸式萬向節(jié)連接起來，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 萬向節(jié)類型的選擇對(duì)萬向節(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，結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整維修方便等要求，本設(shè)計(jì)選用十字軸式萬向節(jié)，帶中間支承的兩段式傳動(dòng)軸。1.3.3 十字軸式萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析十字軸式萬向節(jié)的基本構(gòu)造，一般由一個(gè)十字軸、兩個(gè)萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。兩個(gè)萬向節(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，將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(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 萬向節(jié)總成主要參數(shù)的確定與校核1、十字軸十字軸萬向節(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：汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結(jié)構(gòu)型式較多，但就滾針來說、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)輸及安裝過程中掉針，國內(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)軸是靠萬向節(jié)叉與驅(qū)動(dòng)橋或變速器的法蘭盤組成的聯(lián)軸器來傳遞轉(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、萬向節(jié)叉萬向節(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截面處，萬向節(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10002000r/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10002000r/mim，而由于萬向節(jié)上的附加彎矩引起的共振轉(zhuǎn)速為5001000r/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 萬向傳動(dòng)軸總體概述萬向傳動(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)30007000r/min,振動(dòng)是傳動(dòng)軸總成設(shè)計(jì)需考慮的首要問題。盡管采取涂層技術(shù)來減小滑移阻力，但產(chǎn)生的滑移阻力仍為等速萬向節(jié)的1040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)橋之間的不同萬向傳動(dòng)方案。 （a）單軸雙萬向節(jié)式 （b）兩軸三萬向節(jié)式 圖2.1 汽車的萬向傳動(dòng)方案7如圖a為常用的單軸雙萬向節(jié)傳動(dòng)，如圖b為連接距離較長且不宜于采用單軸雙萬向節(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)軸長度處在最大值時(shí)，套管叉與花鍵軸有中夠的配合長度；而在長度處于最小時(shí)，兩者不頂死。傳動(dòng)軸夾角的大小影響萬向節(jié)十字軸和滾針軸承的壽命、萬向傳動(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)超過臨界轉(zhuǎn)速。所謂臨界轉(zhuǎn)速，即當(dāng)某個(gè)長度為L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支承長度，取兩萬向節(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；傳動(dòng)軸角速度當(dāng)時(shí)，軸的撓度y趨于無窮大，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（開式傳動(dòng)軸），且載荷沿軸長平均分布的軸，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均用同樣的長度單位（厘米）。對(duì)于絕大多數(shù)開式傳動(dòng)軸，可按兩端自由支承的軸來計(jì)算，工作長度L可取兩萬向節(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縫鋼管；作軸管的鋼板厚度一般取1.852.50mm；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，30006000r/min時(shí)不大于12Nmm；對(duì)5t以上的貨車，在10004000r/min時(shí)不大于10Nmm。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0.50.8mm。由公式2.10可以確定傳動(dòng)軸總成的最大可能長度，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)置固定在車架車身上的中間支承。在某些轎車上，為了縮短傳動(dòng)軸的長度而采用加長的變速器。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）017000100000在重心平面上的振擺（mm）1.151.582.75破壞轉(zhuǎn)速與臨界轉(zhuǎn)速之比（）0.920.860.692.3.2 傳動(dòng)軸斷面尺寸的計(jì)算與校核 本設(shè)計(jì)傳動(dòng)方式為開式、兩軸三萬向節(jié)帶中間支承形式。解放牌CA1041K26L載貨汽車主要技參數(shù)見附錄。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=6095mm的標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)值。表2.2 6095mm電焊鋼管YB242-63 （mm）外徑鋼 管 厚 度601.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.563.51.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5701.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5751.4、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、4.5831.4、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、4.5891.4、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、4.8951.4、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)軸夾角引起的附加扭矩和彎矩很小，所以為了計(jì)算簡單，將不考慮由于夾角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，Nmm；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(Nmm)，Nmm；N計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，CA1041為后橋驅(qū)動(dòng)車輛，所以?。蛔兯倨饕粨鮽鲃?dòng)比，CA1041裝配的變速器一擋傳動(dòng)比；發(fā)動(dòng)機(jī)到萬向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，??；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，Nm。代入得：，取。將Nmm、代入公式2.14得：Nmm將傳動(dòng)軸計(jì)算扭矩Nmm，傳動(dòng)軸管外徑Nmm，內(nèi)徑Nmm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)叉和矩形或漸開線花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵來以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)軸長度的變化。滑動(dòng)花鍵有矩形花鍵和漸開線花鍵兩種形式。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NdDB 為846509。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)花鍵長度：根據(jù)表2.4所給出的長度，初選花鍵長度mm，花鍵軸孔長度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NdDB輕系列r輕系列c286232660.20.1328323660.30.2368364070.30.2428424680.30.2468465090.30.25285258100.40.3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)花鍵長度很系列(摘自GB/T 10081-1988) （mm）花鍵小徑d3652花鍵長度或22120孔的最大長度L200花鍵長度或系列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（Nmm）；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（Nmm）；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)有潤滑及防塵措施，花鍵齒與鍵槽間隙不宜過大，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 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（Nmm）；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 萬向節(jié)總成的設(shè)計(jì)3.1 萬向節(jié)類型的選擇萬向節(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，可分為撓性萬向節(jié)和剛性萬向節(jié)。剛性萬向節(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。剛性萬向節(jié)根據(jù)其運(yùn)動(dòng)特點(diǎn)又可分為不等速萬向節(jié)、準(zhǔn)等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)三種形式11。不等速萬向節(jié)是指萬向節(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向節(jié)。準(zhǔn)等速萬向節(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)的萬向節(jié)，稱之為等速萬向節(jié)。萬向節(jié)分類如下圖3.1所示： 萬向節(jié)剛性萬向節(jié)不等速萬向節(jié)十字軸式準(zhǔn)等速萬向節(jié) 雙聯(lián)式 凸塊式三銷軸式球面滾輪式樣等速萬向節(jié) 球叉式 球籠式 撓性萬向節(jié)圖3.1 萬向節(jié)的分類由于十字軸式萬向節(jié)具有結(jié)構(gòu)簡單、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，選用十字軸式萬向節(jié)。3.2 十字軸式萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)分析十字軸式萬向節(jié)的基本構(gòu)造，一般由一個(gè)十字軸、兩個(gè)萬向節(jié)叉、和滾針軸承等組成。兩個(gè)萬向節(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，將將套筒固定在萬向節(jié)叉上，以防止軸承在離心力作用下從萬向節(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。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向節(jié)叉的軸承孔中部開一環(huán)形槽，當(dāng)滾針軸承動(dòng)配合裝入萬向節(jié)叉到正確位置時(shí)，將塑料經(jīng)萬向節(jié)叉上的小孔壓注到環(huán)槽中，待萬向節(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。滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響十字軸萬向節(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)腔注入潤滑油時(shí)，陳油、磨損產(chǎn)物及多余的潤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)，可顯著提高萬向節(jié)壽命。十字軸萬向節(jié)結(jié)構(gòu)簡單，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大。當(dāng)夾角由增至于時(shí)，萬向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降到原來壽命的1/4。3.3 萬向節(jié)的受力分析3.3.1 單十字軸萬向節(jié)的受力分析當(dāng)十字軸萬向節(jié)的主、從動(dòng)軸之間的夾角為時(shí)，主、從動(dòng)軸的角速度1、2 之間存在如下關(guān)系： （3.1）式中：主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角，定義為萬向節(jié)主動(dòng)叉所在平面與萬向節(jié)主、從動(dòng)軸所在平面的夾角。由于是周期為2的周期函數(shù)，所以也為同周期的周期函數(shù)。當(dāng)為0、時(shí)，2達(dá)到最大值，；當(dāng)為、時(shí)，2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向節(jié)傳動(dòng)的不等速性15。十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)的不等速性可用轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)K來表示： （3.2）如不計(jì)萬向節(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)1/2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。具有夾角的十字軸萬向節(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)在萬向節(jié)上必然還作用有另外的力矩。從萬向節(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= T1sin。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= T1tan。（a) 或時(shí) （b) /2或 圖3.1 十字軸萬向節(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，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：L2萬向節(jié)中心至從動(dòng)叉軸支承間的距離此時(shí)，萬向節(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向節(jié)相連零部件的彎曲振動(dòng)，在萬向節(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大。如果十字軸萬向節(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；2從動(dòng)叉軸的角加速度，可通過對(duì)式3.1求導(dǎo)得出： （3.7）可見，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 雙十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)當(dāng)輸入軸與輸出軸之間存在夾角時(shí)，單個(gè)十字軸萬向節(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)，可采用雙萬向節(jié)傳動(dòng)，但必須保證與傳動(dòng)軸相邊的兩面萬向節(jié)叉布置在同一平面內(nèi)，且使兩萬向節(jié)夾角1與2相等如圖3.2a、c。在雙萬向節(jié)傳動(dòng)中，直接與輸入軸和輸出軸相連的萬向節(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 多十字軸萬向節(jié)傳動(dòng)多萬向節(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：多萬向節(jié)傳動(dòng)的當(dāng)量夾角；主動(dòng)叉的初相位角；主動(dòng)軸轉(zhuǎn)角式3.8表明，多萬向節(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)叉具有初相的單萬向節(jié)傳動(dòng)一樣。假如多萬向節(jié)傳動(dòng)和各軸軸線均在同一平面，且各傳動(dòng)軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為零或/2，則當(dāng)量夾角為 (3.9)式3.9中，1、2、3等為各萬向節(jié)的夾角。式中的正負(fù)號(hào)這樣確定：當(dāng)?shù)谝蝗f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)。為使多萬向節(jié)傳動(dòng)的輸出軸與輸入軸等速旋轉(zhuǎn)，應(yīng)使。萬向節(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H=90mm，軸頸直頸 mm,軸頸長度h=21mm，滾針直徑mm，滾針長度L=18mm，滾針數(shù)n=26，滾針軸承帽外徑D=35mm。十字軸萬向節(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HDhLDC11.590181631432422.5902221318354341082524318394571273424318504圖3.3 十字軸主要尺寸及受力情況H-十字軸總長；h-軸頸長度；-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：MPaMPa 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 滾針軸承汽車萬向節(jié)用滾針軸承的結(jié)構(gòu)型式較多，但就滾針來說、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)輸及安裝過程中掉針。國內(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大，承受載荷的滾針數(shù)減少，滾針有被卡住的可能。間隙過小又有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻滯卡住。合適的間隙為0.0090.095mm,滾針軸承的周向總間隙以0.080.3mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度，這可使其既具有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(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0.20.4mm。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；滾針工作長度（mm），L為滾針長度(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30003200MPa。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)軸萬向節(jié)叉連接的滾針軸承的最大負(fù)荷，使其不超過許用值。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)至萬向節(jié)間的變速機(jī)構(gòu)的低檔傳動(dòng)比；萬向節(jié)工作夾角將z=26, mm,mm,r/min,N代入公式3.15得:NN 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0.0090.095mm，滾針軸承的周向總間隙以0.080.30mm為好。當(dāng)mm時(shí)：mm3.5 聯(lián)連接元件的設(shè)計(jì)3.5.1 聯(lián)接螺
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