尚國(guó)生

（許昌遠(yuǎn)東傳動(dòng)軸股份有限公司，河南 許昌 461111）

0 引 言

在汽車(chē)傳動(dòng)軸零件設(shè)計(jì)中，突緣叉是一個(gè)關(guān)鍵的零件，它在傳動(dòng)軸上承載著接口連接、扭矩傳遞、角度傳遞三重功能，在設(shè)計(jì)突緣叉時(shí)要分別考慮這三方面的因素，綜合分析、分清主次。

1 突緣叉的型式

目前突緣叉按接口連接型式分平法蘭突緣叉和端面齒法蘭突緣叉。平法蘭突緣叉主要靠螺栓聯(lián)接，靠?jī)煞ㄌm聯(lián)接螺栓的壓緊力產(chǎn)生的摩擦力矩傳遞扭矩，是一種傳統(tǒng)型式的突緣叉，如圖1 所示。其特點(diǎn)是加工和裝配復(fù)雜、定位精度低、裝配效率低、材料利用率低。圖2 所示的是端面齒法蘭突緣叉，這種突緣叉主要靠?jī)煞ㄌm端面齒傳遞扭矩，這種端面齒突緣叉是目前先進(jìn)的一種突緣叉，端面齒形已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化了，其國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)號(hào)為ISO 12667，與其連接的凸緣的標(biāo)準(zhǔn)號(hào)為ISO 8667。這種突緣叉的特點(diǎn)是加工和裝配效率高、定位準(zhǔn)確、節(jié)省材料。

圖1 平法蘭突緣叉

圖2 端面齒法蘭突緣叉

2 突緣叉的設(shè)計(jì)分析

2.1 十字軸受力圖

要分析突緣叉受力，首先要分析與之裝配的十字軸受力。十字軸是傳動(dòng)軸的關(guān)鍵零件，并且是薄弱零件，突緣叉耳孔直徑和長(zhǎng)度尺寸是由十字軸的軸徑和長(zhǎng)度尺寸決定的。要設(shè)計(jì)突緣叉尺寸，首先要把十字軸的尺寸確定下來(lái)，然后才能對(duì)突緣叉進(jìn)行設(shè)計(jì)。十字軸在工作中的受力如圖3［1］所示。

2.2 十字軸軸頸根部截面的彎曲應(yīng)力計(jì)算［1］

式中：MΨmax為傳動(dòng)軸額定扭矩，N·m；h 為十字軸軸頸長(zhǎng)度，mm；d1為十字軸軸頸，mm；L1為十字軸長(zhǎng)度，mm；d2為十字軸油孔直徑，mm；L 為滾針工作長(zhǎng)度，mm；［σ］=350 N/mm2。

2.3 十字軸滾針軸承的接觸應(yīng)力計(jì)算［2］

圖3 十字軸受力圖

圖4 突緣叉有限元分析應(yīng)力圖

式中：σj為滾針軸承的接觸應(yīng)力，N·mm-2；d 為滾針直徑，mm；Qmax為主動(dòng)叉φ1=90°時(shí)滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力最大值，N；T1為傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取按兩種情況計(jì)算的轉(zhuǎn)矩(按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、變速器一擋和按滿(mǎn)載驅(qū)動(dòng)輪附著系數(shù)為0.8 計(jì)算)的較小者，N·mm；R 為合力作用線(xiàn)與十字軸中心之間的距離，mm；α 為萬(wàn)向節(jié)工作夾角，（°）。

軸頸表面硬度在58HRC 以上時(shí)，［σj］=3000～3200N/mm2，根據(jù)整車(chē)對(duì)傳動(dòng)軸扭矩和回轉(zhuǎn)直徑的要求，由式（1）和式（2）確定十字軸各尺寸。

設(shè)計(jì)突緣叉要考慮的首要問(wèn)題是突緣叉的承載能力，其次是滿(mǎn)足萬(wàn)向節(jié)裝配后的擺角、連接型式。突緣叉工作時(shí)的受力分析如圖5 和圖6。

2.4 突緣叉受力圖

根據(jù)受力分析，突緣叉幾何尺寸主要受十字軸幾何尺寸的限制，由以上計(jì)算出的十字軸滿(mǎn)足許用彎曲應(yīng)力和許用接觸應(yīng)力時(shí)的幾何尺寸，確定出最佳的十字軸直徑和長(zhǎng)度。根據(jù)十字軸的軸徑和長(zhǎng)度確定突緣叉的各尺寸。

2.5 各尺寸的設(shè)計(jì)步驟

1）確定十字軸d1、L1、L、d2尺寸。根據(jù)式（1）確定出d1、L1、L、d2尺寸。d1、L1、L 是影響彎曲應(yīng)力的關(guān)鍵尺寸，應(yīng)首先在滿(mǎn)足彎曲應(yīng)力條件下確定該尺寸。

2）代入式（2）進(jìn)行接觸應(yīng)力驗(yàn)算。選擇d 尺寸，將根據(jù)彎曲應(yīng)力公式（1）所確定好的d1、L、d 尺寸代入接觸應(yīng)力式(2)進(jìn)行驗(yàn)算，最終確定出d1、L1、L、d2、d 尺寸。

圖5 平法蘭突緣叉受力圖

圖6 端面齒法蘭突緣叉受力圖

3）確定軸承碗直徑D 和軸承碗長(zhǎng)度L2。根據(jù)d1、L、d尺寸設(shè)計(jì)出滾針軸承碗外徑尺寸D 和軸碗長(zhǎng)度L2。

4）確定兩卡簧槽之間距離尺寸L3。根據(jù)L1、L、L2和卡簧厚度確定突緣叉兩卡簧槽之間距離尺寸L3。

5）確定突緣叉耳孔中心到法蘭端面尺寸H。根據(jù)萬(wàn)向節(jié)擺角α 要求確定耳孔中心到法蘭端面尺寸H，此尺寸特別重要，它直接影響著萬(wàn)向節(jié)的擺角和萬(wàn)向節(jié)十字軸承工作時(shí)燒蝕與否的影響。在滿(mǎn)足擺角設(shè)計(jì)要求的情況下，H 尺寸越小越好。

6）確定突緣叉法蘭窩尺寸。法蘭窩尺寸主要功能是安裝變速箱輸出法蘭或者車(chē)橋輸入法蘭鎖緊螺母，不能和鎖緊螺母產(chǎn)生干涉，其次要考慮強(qiáng)度和節(jié)省材料。ISO 12667 標(biāo)準(zhǔn)中有該尺寸的要求。

2.6 突緣叉法蘭螺栓孔設(shè)計(jì)

2.6.1 受剪螺栓的剪切應(yīng)力［3］校核

式中：τ 為螺栓危險(xiǎn)截面的剪切應(yīng)力，N/mm2；［τ］為許用剪切應(yīng)力，通常?。?.2～0.3）σS，N·mm-2；σS為材料的屈服極限應(yīng)力，N·mm-2；Mmax為傳動(dòng)軸額定扭矩，N·m；D 為螺栓分布直徑，mm；K 為螺栓工作的不均勻系數(shù)，通常取0.75；Z 為螺栓數(shù)量；d 為螺栓直徑，mm。

2.6.2 受拉螺栓滿(mǎn)足傳遞摩擦力矩和強(qiáng)度條件下所需緊固力［3］

螺栓應(yīng)傳遞的摩擦力矩的緊固力

螺栓應(yīng)滿(mǎn)足強(qiáng)度條件的緊固力

式中：P 為緊固力，N；f 為摩擦因數(shù)，對(duì)于鋼表面f 的值可在0.14～0.2 范圍內(nèi)選??；［σ］為許用拉應(yīng)力，N/mm2；d1為螺紋內(nèi)徑，mm。

2.7 對(duì)突緣叉三維數(shù)模進(jìn)行CAE 分析，調(diào)整尺寸

端面齒法蘭突緣叉有限元應(yīng)力分析如圖4 所示。根據(jù)圖4 的應(yīng)力分析可知，突緣叉兩耳根部和兩耳孔外側(cè)的黃色區(qū)域是應(yīng)力比較大的地方，與理論計(jì)算相吻合。突緣叉根部的彎曲應(yīng)力通過(guò)降低中心高尺寸H 來(lái)減??；突緣叉兩耳孔外側(cè)的應(yīng)力通過(guò)增大L1和L3來(lái)減小。

2.8 突緣叉耳孔中心高尺寸H 對(duì)萬(wàn)向節(jié)燒蝕影響分析

突緣叉在變速箱輸出扭矩T1的作用下，在主動(dòng)叉轉(zhuǎn)角φ1=90°時(shí)，兩耳孔分別受到十字軸軸頸的最大反作用力Qmax，這個(gè)力大小相等方向相反，使突緣叉兩耳分別受到Qmax·H 彎矩的作用。彎矩大小相等方向相反，在彈性極限內(nèi)，使突緣叉兩耳發(fā)生彎曲彈性變形。但兩耳孔彈性變形的方向相反，兩耳孔軸線(xiàn)的位移方向也相反，因此就使兩耳孔的孔徑軸線(xiàn)同軸度發(fā)生了變化，使得十字軸總成滾針軸承的徑向?qū)嶋H間隙變小（滾針軸承的徑向間隙一般取0.009～0.095 mm，滾針的周向總間隙取0.08～0.30 mm），甚至沒(méi)有間隙，滾針軸承的工作環(huán)境惡化，摩擦產(chǎn)生高溫?zé)g。由于變速箱的最大輸出扭矩是一定的，兩耳孔所受的作用力Qmax也是一定的，要想減小彎矩，只有減小H 值。然而H 值的減小受到萬(wàn)向節(jié)擺角的制約，也是不能無(wú)限地減小，在滿(mǎn)足萬(wàn)向節(jié)擺角要求的前提下，在設(shè)計(jì)突緣叉時(shí)，應(yīng)盡可能使H 值小，這樣可以減小彎矩對(duì)突緣叉兩耳的作用，減少?gòu)椥宰冃瘟?，改善滾針軸承的工作環(huán)境，減少十字軸總成燒蝕失效發(fā)生。

3 結(jié) 語(yǔ)

在突緣叉的設(shè)計(jì)分析和研究中，針對(duì)影響突緣叉承載能力的幾個(gè)關(guān)鍵尺寸D、L3、H 進(jìn)行分析研究，合理選擇以上3 個(gè)尺寸，經(jīng)過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)和滿(mǎn)載路試對(duì)比，在突緣叉耳孔直徑不變的情況下，通過(guò)增加L3提高承載能力20%以上，通過(guò)降低突緣叉耳孔中心高度H 后，十字軸總成的燒蝕現(xiàn)象基本消除，扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度也提高25%以上。

［1］ 張洪欣.汽車(chē)設(shè)計(jì)［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1991.

［2］ 劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì)［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2006.

［3］ 羊拯民.傳動(dòng)軸和萬(wàn)向節(jié)［M］.北京：人民交通出版社，1986.