萬向節(jié)傳動及效率

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1、、萬向傳動的計算載荷 萬向傳動軸因布置位置不同， 計算載荷是不同的。 計算載荷的計算方法主要有三種， 見 表 4 — 1。 表4—1萬向傳動軸計算載荷 （N ? m） \\\位置 計算方法\\\ 用于變速器與驅(qū)動橋之間 用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 和一擋傳動比來確定 kdTemaxki1 f kd Te max ki1^ f ^o^ 1 se1 _ n 1 se2 — 2n 按驅(qū)動輪打滑來確定 T Gzm?申r「 Tss1 - ??林 ioim m 丁 Gm1®rr 1 ss2 — 2i^m 按日常平均使用 轉(zhuǎn)矩來確定 T F

2、』r Tsf1 一 ?? F! ioim mn T F』r 1 sf 2 — 2im^n 表4—1各式中，Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；n為計算驅(qū)動橋數(shù)，取法見表 4— 2; i 1為變 速器一擋傳動比；n為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率； k為液力變矩器變矩系數(shù)， k=［（k o— 1） / 2］十1, ko為最大變矩系數(shù)； Q為滿載狀態(tài)下一個驅(qū)動橋上的靜載荷 （N） ； mf 為汽車最大加速度時的后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車： m?z =. 2?1. 4,貨車：02’= 1?1. 2； u為輪胎與路面間的附著系數(shù)， 對于安裝一般輪胎的公路用汽車， 在良好的混凝土或瀝青路

3、面上，u可取0. 85,對于安裝防側(cè)滑輪胎的轎車， u可取1. 25，對于越野車，u值變化 較大，一般取1 ； rr為車輪滾動半徑（m） ； i。為主減速器傳動化；im為主減速器從動齒輪到 車輪之間的傳動比； nm為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率； G為滿載狀態(tài)下轉(zhuǎn)向 驅(qū)動橋上的靜載荷（N） ； mi ’為汽車最大加速度時的前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車： m’ =? 80 0. 85,貨車：mT = 75— 0. 90； F1為日常汽車行駛平均牽引力 （N） ； i f為分動器傳動比, kd=1對于具有 取法見表4— 2： kd為猛接離介器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，對于液力自動變速器,

4、手動操縱的機械變速器的高性能賽車， kd= 3,對于性能系數(shù)f i=0的汽車（一般貨車、礦用 汽車和越野車），kd=1，對于f i>0的汽車, kd=2或由經(jīng)驗選定。性能系數(shù)由下式計算 1 100 (16-0.195 mag Te max 當(dāng) 0.195 mag 16時 Temax 當(dāng) 0.195 mag _16時 Te max 式中，ma為汽車滿載質(zhì)量（若有掛車，則要加上掛車質(zhì)量 ）（kg） 表4—2 n 與if選取表 車型 高擋傳動比i fg與低擋傳動比i fd關(guān)系 i f n 4 X 4 i fg> i fd

5、/2 ifg 1 i fg < i fd/2 i fd 2 6 X 6 i fg/2 > i fd/3 ifg 2 ifg/2 < i fd/3 i fd 3 對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷 Ts取Tsei和Tssi的最小值，或取Tse2 和 Tse 2 的最小值，即 T s =min[Tse l , Tssi]或 Ts = min[Tse 2, Tse2],安全系數(shù)一般取 2. 5? 3. 0。當(dāng)對萬向傳動軸進行疲勞壽命計算時，計算載荷 TS取Tsfi或TSF2。 、十字軸萬向節(jié)設(shè)計 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸

6、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 0. 15mr時，十字軸萬向節(jié)便 應(yīng)報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部處的斷裂， 所以在設(shè)計十字軸萬向節(jié)時，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。 設(shè)各滾針對十字軸軸頸作用力的合力為 F（圖4 —11），則 (4 —6) Ts 2r cos: 式中，Ts為萬向傳動的計算轉(zhuǎn)矩， T s = min [Tse ，Tss]mi n ; r為合力F作用線到十字軸 中心之間的距離；a為萬向傳動的最大夾角。 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力 ow應(yīng)滿足 32d,Fs * Jd： -d；) (4

7、—7) 式中，di為十字軸軸頸直徑; d2為十字軸油道孔直徑; 為合力F作用線到軸頸根部的 距離；[如為彎曲應(yīng)力許用值，為 250?350MPS。 十字軸軸頸的切應(yīng)力 T應(yīng)滿足 (4 —8) 滾針軸承中的滾針直徑一般不小于 式中, IF1 2 2 — ■: (d1 -d2) 1. 6mm以免壓碎，而且差別要小，否則會加重載荷 在滾針間分配的不均勻性，一般控制在 0. 003mn以內(nèi)。滾針軸承徑向間隙過大時，承受載荷 的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性； 而間隙過小時，有可能出現(xiàn)受熱卡住或因臟物阻 滯卡住，合適的間隙為 0. 009?

8、0. 095mm滾針軸承的周向總間隙以 0. 08?0. 30mr為好。 滾針的長度一般不超過軸頸的長度， 使其既有較高的承載能力，又不致因滾針過長發(fā)生歪斜 而造成應(yīng)力集中。滾針在軸向的游隙一般不應(yīng)超過 0. 2?0. 4mm 滾針軸承的接觸應(yīng)力為 -=272撫 + Fn Lb (4 —9) 式中，n為滾針直徑（mm）； Lb為滾針工作長度 (mm); Fn為在合力F作用下一個滾針?biāo)艿? 最大載荷（N），由式（4 —10）確定 Fn/6F iz (4 —10) 式中，i為滾針列數(shù)；z為每列中的滾針數(shù)。 當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在

9、58HRC 以上時, 許用接觸應(yīng)力為 3000?3200MPa 萬向節(jié)叉與十字軸組成連接支承。 在萬向節(jié)工作過程中產(chǎn)生支承反力， 叉體受到彎曲和 剪切，一般在與十字軸軸孔中心線成 45 °的某一截面上的應(yīng)力最大, 所以也應(yīng)對此處進行強 度校核。 十字軸萬向節(jié)的傳動效率與兩軸的軸間夾角 a、十字軸支承結(jié) 構(gòu)和材料、加工和裝配精度以及潤滑條件等有關(guān)。當(dāng) a < 25°時可 按下式計算 (4 —11) 十fdu r 二 式中n為十字軸萬向節(jié)傳動效率；f為軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù), 滑動軸承：f=0 . 15?0. 2

10、0,滾針軸承：f=0 . 05?0. 10;其它符號 意義同前。 通常情況下，十字軸萬向節(jié)傳動效率約為 97%?99 %。 十字軸常用材料為20CrMnTi、20Cr、20MnVB?低碳合金鋼，軸頸表面進行滲碳淬火處理， 滲碳層深度為0. 8?1. 2mm表面硬度為58?64HRC軸頸端面硬度不低于 55HRC芯部硬度 為33?48HRC萬向節(jié)叉一般采用40或45中碳鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為18?33HRC滾針軸承碗 材料一般采用GCrl5。 三、球籠式萬向節(jié)設(shè)計 在特殊情況下，因熱 球籠式萬向節(jié)的失效形式主要是鋼球與接觸滾道表面的疲勞點蝕。 處理不妥、潤滑不良或溫度過高等， 也會造

11、成磨損而損壞。 由于星形套滾道接觸點的縱向曲 率半徑小于外半軸滾道的縱向曲率半徑， 所以前者上的接觸橢圓比后者上的要小， 即前者的 接觸應(yīng)力大于后者。因此，應(yīng)控制鋼球與星形套滾道表面的接觸應(yīng)力， 并以此來確定萬向節(jié) 的承載能力。不過，由于影響接觸應(yīng)力的因素較多，計算較復(fù)雜， 目前還沒有統(tǒng)一的計算方 法。 假定球籠式萬向節(jié)在傳遞轉(zhuǎn)矩時六個傳力鋼球均勻受載，則鋼球的直徑可按下式確定 d 一 \ 2.1 102 (4 —12) (N ? m), Ts = min[Tse , Tss]。 式中，d為傳力鋼球直徑（mm）; Ts為萬向節(jié)的計算轉(zhuǎn)矩 計算所得的鋼球直徑應(yīng)圓整并

12、取最接近標(biāo)準(zhǔn)的直徑。 鋼球的標(biāo)準(zhǔn)直徑可參考 GB7549- 87。 當(dāng)球籠式萬向節(jié)中鋼球的直徑 d確定后，其中的球籠、星形套等零件及有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸可 參見圖4—12按如下關(guān)系確定： 4 - 12 球崑式萬向節(jié)的慕木兄寸 鋼球中心分布圓半徑 R=1 . 71d 星形套寬度 B=1 8d 球籠寬度 B 1=1. 8d 星形套滾道底徑 D 1=2. 5d 萬向節(jié)外徑 D=4 9d 球籠厚度 b=0 185d 球籠槽寬度 b 1=d 球籠槽長度 L=(1 . 33?1. 80)d (普通型取下限，長型取上限 ) 滾道中心偏移距 h=0 ． 18d 軸頸直徑 d '> 1 . 4d 星形套花鍵外徑 D 2》1 . 55d 球形殼外滾道長度 L 1=2. 4d 中心偏移角 S > 6 O