十字軸萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)

1目 錄1 結(jié) 構(gòu) 方 案 選擇 ······································· ·····031.2原 始 條件 ·············································042. 十 字 軸 萬(wàn) 向 節(jié) 的 設(shè)計(jì) ········································052.1萬(wàn)向節(jié)類(lèi)型的選擇· ·································062.2十字軸包尺寸選擇· ·································062.3 十 字 軸 受 力 及 應(yīng) 力 分析 ·································072.4 萬(wàn)向節(jié)叉處校核······························092.5傳遞效率的計(jì)算· ···································093 傳 動(dòng) 軸 的 設(shè)3計(jì) ··············································103.1傳 動(dòng) 軸 的 設(shè)計(jì) ·········································103.11傳 動(dòng) 軸 計(jì) 算 載 荷 的 確 定 過(guò)程 ·························103.12傳 動(dòng) 軸 的 計(jì) 算 載荷 ·································113.13傳 動(dòng) 軸 的 臨 界 轉(zhuǎn)速 ·································133.14傳 動(dòng) 軸 的 內(nèi) 外 徑 選擇 ·······························143.15傳 動(dòng) 軸 扭 轉(zhuǎn) 強(qiáng) 度 校核 ·······························143.2花 鍵 軸 的 設(shè)計(jì) ··········································153.21傳 動(dòng) 軸 花 鍵 的 尺 寸 確定 ······························153.22花 鍵 軸 的 齒 側(cè) 擠 壓 應(yīng) 力 校核 ··························1744 滾 針 軸 承 的 設(shè)計(jì) ···········································185 法 蘭 盤(pán) 的 設(shè)計(jì) ··············································216 連 接 螺 栓 的 設(shè)計(jì) ············································227.十 字 軸 總 成 的 潤(rùn)滑 ···········································248 .小結(jié) ······················································259 . 參 考 文獻(xiàn) ·················································25281. 結(jié)構(gòu)方案選擇十字軸萬(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太大。當(dāng)夾角增加時(shí)，萬(wàn)向節(jié)中的滾針軸承壽命將下降。普通的十字軸式萬(wàn)向節(jié)主要由主動(dòng)叉，從動(dòng)叉，十字軸，滾針軸承及軸向定位件和橡膠封件等組成汽車(chē)上的萬(wàn)向傳動(dòng)軸一般是由萬(wàn)向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵等組成。主要是用于在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷變化的兩根軸間傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。在動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，由于工作時(shí)懸架變形，驅(qū)動(dòng)橋主減速器輸入軸與變速器輸出軸間經(jīng)常有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，普遍采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。當(dāng)驅(qū)動(dòng)橋與變速器之間相距較遠(yuǎn)，使得傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度超過(guò) 1.5m 時(shí)，為提高傳動(dòng)軸的臨界速度以及總布置上的考慮，常將傳動(dòng)軸斷開(kāi)成兩段或三段，萬(wàn)向節(jié)用三個(gè)或四個(gè)。此時(shí)，必須在中間傳動(dòng)軸上加設(shè)中間支承。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，由于驅(qū)動(dòng)橋又是轉(zhuǎn)向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而變，這是多采用球叉式和球籠式等速萬(wàn)向節(jié)18傳動(dòng)。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架結(jié)構(gòu)時(shí)也必須采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。萬(wàn)向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明星的彈性，可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)兩類(lèi)。剛性萬(wàn)向節(jié)又可分為不等速萬(wàn)向節(jié)（常用的為普通十字軸式） ，等速萬(wàn)向節(jié)（球叉式、球籠式等） ，準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)（雙聯(lián)式、凸塊式、三肖軸式等） 。萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)應(yīng)保證所連接兩軸的相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力，保證所連接兩軸盡可能同步運(yùn)轉(zhuǎn)，由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。1.2原始條件：車(chē)型 輕型貨車(chē)驅(qū)動(dòng)形式 FR4×2發(fā)動(dòng)機(jī)位置 前置最高車(chē)速 Umax=80km/h最大爬坡度 imax=30%汽車(chē)總質(zhì)量 ma=3370kg滿載時(shí)前軸負(fù)荷率 35%外形尺寸 總長(zhǎng) La×總寬 Ba×總高Ha=5200*1900*2100mm3軸距 L=2700mm前輪距 B1=1400mm后輪距 B2=1350mm迎風(fēng)面積 AB 1×Ha變速器 中間軸式、五擋發(fā)動(dòng)機(jī) P=44kw T=160N.m圖 2.1 為用于汽車(chē)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18（b）兩軸三萬(wàn)向節(jié)式 圖 2.1 汽車(chē)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(chē)型軸距為 2700mm，發(fā)動(dòng)機(jī)為縱置，參考下圖發(fā)動(dòng)機(jī)長(zhǎng)為 700mm,離合器大概 100mm,變速器大概為 400mm，驅(qū)動(dòng)橋大概為 500mm，再考慮到萬(wàn)向傳動(dòng)軸的大約 20度的傾角，傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)為 1300mm長(zhǎng)的一根軸。故選取如圖 a 的傳動(dòng)方案。2十字軸萬(wàn)向節(jié)的設(shè)計(jì)2.1萬(wàn)向節(jié)類(lèi)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(lèi)如下圖2.1 所示：18萬(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(xiāo)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 2.1 萬(wàn)向節(jié)的分類(lèi)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(lèi)汽車(chē)的傳動(dòng)系統(tǒng)中。根據(jù)本設(shè)計(jì)適用的車(chē)型，選用十字軸式萬(wàn)向節(jié)。2.2十字軸包尺寸選擇18如圖，設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)，由于我們載重質(zhì)量 1.5t,所以選用第一組數(shù)據(jù)。1 滾針軸承滾針長(zhǎng)度為 Lb=16mm，滾針有效工作長(zhǎng)度為 L=14mm，滾針直徑為 d=3mm,滾針數(shù)為 n=22.2 十字軸取十字軸軸頸直徑 d1=18mm，端面距為 H=90mm， ，十字軸油道孔直徑 d2=6mm，合力 F 作用線到軸頸根部的距離s=10mm,十字軸中心到受力點(diǎn)的距離 r=37mm3 軸承套軸承套外徑 D 套=32mm ，軸承套的厚度 C=4mm,4 花鍵工作長(zhǎng)度118mm;2.3十字軸受力及應(yīng)力分析 設(shè)作用于十字軸軸頸中點(diǎn)的力為 F，則d1=18mmd2=6mms=10mm萬(wàn)向節(jié)叉最大允許角為 20 度18a=20°F= T1/2rcos=835.2/(2*0.037*cos20°)=12010N 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力 w 和切應(yīng)力 應(yīng)滿足 w= w32d1Fs （ d14-d42）= 4F (d21-d22)式中， w為彎曲應(yīng)力的許用值，為 250-350Mpa， 【t】為切應(yīng)力許用值在 80-120Mpa 之間。 w= =170Mpa0 的汽車(chē)： =2。性能系數(shù)tfdktfd由下式計(jì)算當(dāng) /2fgfdifgi14x4/3fgifdfgi26x6/216 axmaxax1(60.95)0.1956.eej eggTf,fj=0，所以猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù) kd=1，主減速比 i0=5所以：Tse1=kdTemaxki1if/n= 1*85*5*1*0.93/1=835.2N*mTss1= G2 m2rr/ i0im m=22579*1.1*0.85*0.364/（5*1*0.9）=17100N*mT 1=min Tse1, Tss1 T 1= Tse1=835.2N*m萬(wàn)向傳動(dòng)軸中由滑動(dòng)叉和矩形花鍵軸組成的滑動(dòng)花鍵來(lái)實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)長(zhǎng)度的變化。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。萬(wàn)向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸兩軸線夾角0.195 mag/Temax=0.159*3370*9.8/160=32.82 16 Tse1=835.2N·mTss1=17100N·m18的變化，并實(shí)現(xiàn)兩軸的等角速傳動(dòng)。 根據(jù)貨車(chē)的總體布置要求，將離合器與變速器之間拉開(kāi)一段距離，考慮到它們之間很難保證軸與軸同心及車(chē)架的變形，所以采用十字軸萬(wàn)向傳動(dòng)軸，為了避免運(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),以實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)軸長(zhǎng)度的變化?？招膫鲃?dòng)軸具有較小的質(zhì)量，能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，比實(shí)心傳動(dòng)軸具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，所以此傳動(dòng)軸管采用空心傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸管由低碳鋼板制壁厚均勻、壁薄（1.53.0mm） 、管徑較大、易質(zhì)量平衡、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度高、彎曲剛度高、適用高速旋轉(zhuǎn)的電焊鋼管制成。3.13傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為nc=1.2×108 2cLdD在設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸時(shí)，取安全系數(shù) K= 1.5K= nk/nmax=1.5，nw 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)速nmax =nw*i5=3200r/min,=nmax*K=4800r/min,k為傳動(dòng)軸長(zhǎng)度(mm)，即兩萬(wàn)向節(jié)中心的距離， 和 分CL cDd別為傳動(dòng)軸軸管的外、內(nèi)徑(mm) 。根據(jù)軸距 L=2700mm,初選傳動(dòng)軸支承長(zhǎng)度 為 1300mm，花CL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 120mm。傳動(dòng)軸經(jīng)常處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，所以軸的材料查機(jī)械零件手冊(cè)選取 40CrNi，適用于很重要的軸，具有較高的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。傳動(dòng)軸管由低碳鋼板制壁厚均勻、壁?。?.54.5mm） 、管徑最后設(shè)計(jì)下來(lái)花鍵軸實(shí)際有效工作長(zhǎng)度 118mm18較大、易質(zhì)量平衡、扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度高、彎曲剛度高、適用高速旋轉(zhuǎn)的電焊鋼管制成。3.14 傳動(dòng)軸的內(nèi)外徑選擇又 mdDmc5.425.1根據(jù)電焊鋼管外徑 60 95mm 的標(biāo)準(zhǔn)資料（從冶金部標(biāo)準(zhǔn)YB242 63 中選?。┤?=75mm，則 ，圓整后 =70mm。cD5.70.4dccd3.15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。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 c= c)(164cdDT式中 c=300 Mpa18T1=Tse1=835.2 Nm c= =41.83Mpa c)705(4.38264軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力校核符合要求.3.2.花鍵軸的設(shè)計(jì)3.21傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵的尺寸確定汽車(chē)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16×52×60×10。矩形花鍵主要有下圖 2.3 所示四種形式：由于汽車(chē)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：小徑 d 輕系列規(guī)格N×d×D×B輕系列 r 輕系列 c28 6×23×26×6 0.2 0.132 8×32×36×6 0.3 0.218根據(jù)表 2.4 所給出的長(zhǎng)度，初選花鍵軸長(zhǎng)度 mm，花鍵146l軸孔長(zhǎng)度 mm。83L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。h y表 2.3 矩形花鍵基本尺寸系列（摘自 GB/T 1144-2001） （mm）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 3652花鍵長(zhǎng)度 或l21l22120孔的最大長(zhǎng)度 L 200花鍵長(zhǎng)度 或 系l21l列10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,36 8×36×40×7 0.3 0.242 8×42×46×8 0.3 0.246 8×46×50×9 0.3 0.252 8×52×58×10 0.4 0.3=52mmhd=60mmD=50mmhL材質(zhì):45 鋼18120,130,140,160,180,200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：hhmm。3.22花鍵軸的尺側(cè)擠壓應(yīng)力校核 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 h，許用應(yīng)力一般按安全系數(shù) 23 確定。 h = 316dT為花鍵內(nèi)徑，hd取安全系數(shù)為 2.25，= =18.59MPa2.5ch.834118.6MPa316hdT61.2mm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,取花鍵內(nèi)徑 =52mm，花鍵外徑 hdhD=60mm，鍵齒寬 B=10mm，花鍵齒數(shù) =16，花鍵有效工作長(zhǎng)0n度 =50mm 材質(zhì):45 鋼hL 傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 y應(yīng)滿足 y10()()42yhhhTKDdLn花鍵軸長(zhǎng)度mm，花146l鍵軸孔長(zhǎng)度mm。83L花鍵有效工作長(zhǎng)度 =50mmhL花鍵齒數(shù) n0=16;18式中,取花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù) K=1.35,當(dāng)花鍵的齒面硬度大于 35HRC 時(shí)：許用擠壓應(yīng)力 y=25-50 Mpa y= =15.55MPa y16502740753.8傳動(dòng)軸花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力 y滿足要求.4滾針軸承的設(shè)計(jì)汽車(chē)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0.0090.095mm,滾針軸承的周向總間隙以 0.080.3mm 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) 0.20.4mm。181- 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）1270jbnj LFd式中： 滾針直徑（mm） ；0d十字軸軸頸直徑；1滾針工作長(zhǎng)度（mm） ， ，LbL 0).15(dLb為滾針長(zhǎng)度(mm)； 合力 F 作用下一個(gè)滾針?biāo)艿膎最大載荷（N） ，由下式確定：（3.14）izFn6.4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ji=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：izFn6.4N2.51=3mm;0d=18mm;1=14mm;bLFn= =4.6*4.6FiZ12010/22=2511.18N;18將 mm， mm， mm， N 代30d18d14bL2.51nF入公式 3.13 得：MPa7.214.5318271272 bnj LFdj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maxF計(jì)算：310maxtan79gTbiLzdF（3.15）式中：z滾針數(shù)；， 滾針的直徑和工作長(zhǎng)度(mm)；0dbL發(fā)動(dòng)機(jī)在最大轉(zhuǎn)矩下的轉(zhuǎn)速；Tn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；1gi萬(wàn)向節(jié)工作夾角將z=30, mm, mm, r/min,30d14bL20TnN 代入公式 3.15 得:12maxFN3276tan8.5201379tan7931 gTboizN97cos2maxrFF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。=3mm;0d=14mm;bL=2000r/min;Tn=5.8;1gi=6°；18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00018sindKZD（3.16）6.93018sinsiZKmm.26.90dD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0D如圖 3.5.b 所示：0（3.17）)(180sin00 fdKZfdD式中： 滾針軸承兩個(gè)滾針間的間隙f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)：025.fmm04.29).3(69)(180sin0 dKZfdD5.法蘭盤(pán)的設(shè)計(jì)18依照實(shí)際法蘭盤(pán)樣例，法蘭盤(pán)參數(shù)：法蘭外徑 D為107mm、法蘭厚度 C為 11mm、螺栓孔中心圓直徑 K為 95mm、螺栓孔徑 L為 8mm、螺栓數(shù)量 n為 12、螺栓規(guī)格為 M8、尺寸 d為 51mm。萬(wàn)向節(jié)叉法蘭盤(pán)止口位置采用下凹形式，離合器與變速器法蘭盤(pán)采用上凸形式。6.聯(lián)接螺栓的設(shè)計(jì)在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)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，一般情況下，都是選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本低、可傳遞較大轉(zhuǎn)矩的凸緣聯(lián)軸器。凸緣叉按標(biāo)準(zhǔn)初選螺栓孔中心圓直徑 K=95mm，螺栓孔直徑 L=8mm，凸緣叉邊緣厚度 H=11mm，螺栓數(shù) n=12,螺栓型號(hào) M8，螺栓類(lèi)型為鉸制孔螺栓。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。18抗拉強(qiáng)度可按如下公式進(jìn)行校核：（3.18）42dF式中： 拉應(yīng)力（MPa） ；單個(gè)螺栓所受軸向力， ；F12aF螺栓最小直徑， mm；d7d許用拉應(yīng)， MPa；4.8滑動(dòng)花鍵滑動(dòng)時(shí)的磨擦力 NaF6.309aF將 N， mm 代入公式 3.18 得：5.27dMPa.104.35.276經(jīng)校核螺栓的拉應(yīng)力符合要求。抗剪強(qiáng)度按如下公式進(jìn)行校核：（3.19）42mdFs式中： 剪應(yīng)力；單個(gè)螺栓所受工作剪力（N） ；s螺栓抗剪面直徑(mm） ；dm螺栓抗剪面數(shù)；螺栓的許用切應(yīng)力(MPa)單個(gè)螺栓所受工作剪力可按如下公式計(jì)算： NKTFs 4609.2835式中：T傳動(dòng)軸傳動(dòng)遞的扭矩；K螺栓孔中心圓直徑將 MPa，m=1， mm 代入公式 3.19 得：0.1288d18MPa4.9210814.3622 mdFs 經(jīng)校核螺栓切應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求?？箶D壓強(qiáng)度按如下公式進(jìn)行校核：（3.20）2psphdF式中： 單個(gè)螺栓所受工作剪力（N） ， =4640N；sFsFH螺栓桿與孔壁擠壓面的最小長(zhǎng)度（mm） ；H=11mm；螺栓或孔壁較弱材料的許用擠壓應(yīng)力（MPa） ，pMPa0.256將 =4640N，H=11mm ， MPa 代入公式sF0.256p3.20 得：MPa9.1084622hdsp經(jīng)校核螺栓的抗擠壓強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。7.十字軸總成的潤(rùn)滑十字軸萬(wàn)向節(jié)在工作中承受著較大的扭矩和交變負(fù)荷，其損壞形式主要是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損、十字軸軸頸和滾針軸承碗工作面的壓痕與剝落。在車(chē)輛維護(hù)規(guī)范中規(guī)定:滑動(dòng)叉鍵齒和中間軸承使用鈣基潤(rùn)滑脂（黃油） ；十字軸的滾針軸承和三橋驅(qū)動(dòng)汽車(chē)的中間軸承使用齒輪油、但在實(shí)際工作中，因十字軸的注油嘴與黃油嘴相同，有時(shí)是為了操作方便，有時(shí)是無(wú)加注設(shè)備.很多駕駛員和保修人員便錯(cuò)誤地對(duì)十字軸滾針軸承使用黃油潤(rùn)滑，造成十字軸的早期損壞。18下面對(duì)加注黃油為什么不能起到潤(rùn)滑作用進(jìn)行分析 18。（1）鈣基潤(rùn)滑脂(黃油)是由稠化劑鈣和基礎(chǔ)潤(rùn)滑油組成的，其結(jié)構(gòu)比較分散。如果汽車(chē)在大負(fù)荷下持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間較長(zhǎng)，則油膜中的基礎(chǔ)潤(rùn)滑油大部分便被分離出來(lái)，油膜也就基本不存在了,而且黃油在常溫下的流動(dòng)性很差，滾針在工作中又只能作原地轉(zhuǎn)動(dòng)，因此，當(dāng)原有的油膜失效后難以立即形成新的油膜，致使?jié)L針軸承及十字軸呈半干摩擦或干摩擦狀態(tài)。（2）潤(rùn)滑脂變質(zhì)蒸發(fā)后形成較硬的皂質(zhì)，本身不但不能起潤(rùn)滑作用，而且還阻礙了滾針的滾動(dòng)，再加上萬(wàn)向節(jié)沒(méi)有溢流閥，變質(zhì)的潤(rùn)滑脂既不能排出，新潤(rùn)滑脂又不便注入。在保養(yǎng)作業(yè)時(shí)，注入的潤(rùn)滑脂并不能進(jìn)人到滾針中間，而是從安全閥中擠出來(lái)，軸承內(nèi)的潤(rùn)滑脂基本上仍是第一次注入的，并且已成了變質(zhì)的皂質(zhì)。因而軸承仍得不到良好的潤(rùn)滑。（3）由于黃油油膜的堅(jiān)韌程度度較差，而萬(wàn)向節(jié)在工作中卻要承受較大的扭矩和交變負(fù)荷，因此在軸承中難以形成良好的油膜。所以，十字軸萬(wàn)向節(jié)的潤(rùn)滑不能用黃油，而應(yīng)加注齒輪油。齒輪油潤(rùn)滑有以下優(yōu)點(diǎn)：首先，齒輪油具有適當(dāng)?shù)恼扯龋纬傻挠湍?qiáng)度較高，潤(rùn)滑油不至于因離心力而從接觸面甩掉，能形成良好的彈性動(dòng)壓潤(rùn)滑。其次齒輪油具有優(yōu)良的油性和極壓性，能保證在壓力很高的工作條件下，也能建立起邊界潤(rùn)滑油膜。綜上所述，由于軸承碗的密封性較差，齒輪油的流動(dòng)性較大，故齒輪油有可能被逐漸甩出，從而造成半干摩擦或干摩擦也會(huì)加速十字軸及滾針的磨損。所以，應(yīng)定期對(duì)萬(wàn)向節(jié)加注齒輪油予以潤(rùn)滑，同時(shí)注意檢查軸承碗的密封性；或者采用鋰基潤(rùn)滑脂，并結(jié)合保養(yǎng)作業(yè)，分解萬(wàn)向節(jié)，將舊油清理出來(lái)，重新加重注新油予以潤(rùn)滑。8.小結(jié)通過(guò)這次的設(shè)計(jì)，我更深刻地了解了汽車(chē)設(shè)計(jì)、汽車(chē)制造18的各方而知識(shí)，對(duì)汽車(chē)設(shè)計(jì)有了全新且比較全面的深刻認(rèn)識(shí)，達(dá)到了前所未有的高度，并鍛煉了獨(dú)立思考解決問(wèn)題的能力。感謝老師和同組同學(xué)的鼓勵(lì)和照顧，通過(guò)本次課設(shè)，對(duì)汽車(chē)基本構(gòu)件的設(shè)計(jì)過(guò)程，CAD 繪圖軟件的應(yīng)用有了更深的了解。最后，向參加論文審閱、答辯的老師表示感謝。9.參考文獻(xiàn)（1）王望予主編.汽車(chē)設(shè)計(jì) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004（2）成大先主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2002（3）王國(guó)權(quán)主編.汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū) 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010（4）蔡興旺主編.汽車(chē)底盤(pán)設(shè)計(jì) 北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004（5）余志生主編.汽車(chē)?yán)碚?北京:機(jī)械工業(yè)出版社,200918