尚國生

（許昌遠東傳動軸股份有限公司，河南 許昌 461111）

0 引 言

在汽車傳動軸零件設計中，突緣叉是一個關(guān)鍵的零件，它在傳動軸上承載著接口連接、扭矩傳遞、角度傳遞三重功能，在設計突緣叉時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，靠兩法蘭聯(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。其特點是加工和裝配復雜、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，這種突緣叉主要靠兩法蘭端面齒傳遞扭矩，這種端面齒突緣叉是目前先進的一種突緣叉，端面齒形已經(jīng)標準化了，其國際標準號為ISO 12667，與其連接的凸緣的標準號為ISO 8667。這種突緣叉的特點是加工和裝配效率高、定位準確、節(jié)省材料。

圖1 平法蘭突緣叉

圖2 端面齒法蘭突緣叉

2 突緣叉的設計分析

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。十字軸是傳動軸的關(guān)鍵零件，并且是薄弱零件，突緣叉耳孔直徑和長度尺寸是由十字軸的軸徑和長度尺寸決定的。要設計突緣叉尺寸，首先要把十字軸的尺寸確定下來，然后才能對突緣叉進行設計。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力計算［1］

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

2.3 十字軸滾針軸承的接觸應力計算［2］

圖3 十字軸受力圖

圖4 突緣叉有限元分析應力圖

式中：σj為滾針軸承的接觸應力，N·mm-2；d 為滾針直徑，mm；Qmax為主動叉φ1=90°時滾針對十字軸軸頸作用力的合力最大值，N；T1為傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩，取按兩種情況計算的轉(zhuǎn)矩(按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、變速器一擋和按滿載驅(qū)動輪附著系數(shù)為0.8 計算)的較小者，N·mm；R 為合力作用線與十字軸中心之間的距離，mm；α 為萬向節(jié)工作夾角，（°）。

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

設計突緣叉要考慮的首要問題是突緣叉的承載能力，其次是滿足萬向節(jié)裝配后的擺角、連接型式。突緣叉工作時的受力分析如圖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，由以上計算出的十字軸滿足許用彎曲應力和許用接觸應力時的幾何尺寸，確定出最佳的十字軸直徑和長度。根據(jù)十字軸的軸徑和長度確定突緣叉的各尺寸。

2.5 各尺寸的設計步驟

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 是影響彎曲應力的關(guān)鍵尺寸，應首先在滿足彎曲應力條件下確定該尺寸。

2）代入式（2）進行接觸應力驗算。選擇d 尺寸，將根據(jù)彎曲應力公式（1）所確定好的d1、L、d 尺寸代入接觸應力式(2)進行驗算，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 和軸承碗長度L2。根據(jù)d1、L、d尺寸設計出滾針軸承碗外徑尺寸D 和軸碗長度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，它直接影響著萬向節(jié)的擺角和萬向節(jié)十字軸承工作時燒蝕與否的影響。在滿足擺角設計要求的情況下，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，其次要考慮強度和節(jié)省材料。ISO 12667 標準中有該尺寸的要求。

2.6 突緣叉法蘭螺栓孔設計

2.6.1 受剪螺栓的剪切應力［3］校核

式中：τ 為螺栓危險截面的剪切應力，N/mm2；［τ］為許用剪切應力，通常取（0.2～0.3）σS，N·mm-2；σS為材料的屈服極限應力，N·mm-2；Mmax為傳動軸額定扭矩，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 受拉螺栓滿足傳遞摩擦力矩和強度條件下所需緊固力［3］

螺栓應傳遞的摩擦力矩的緊固力

螺栓應滿足強度條件的緊固力

式中：P 為緊固力，N；f 為摩擦因數(shù)，對于鋼表面f 的值可在0.14～0.2 范圍內(nèi)選?。唬郐遥轂樵S用拉應力，N/mm2；d1為螺紋內(nèi)徑，mm。

2.7 對突緣叉三維數(shù)模進行CAE 分析，調(diào)整尺寸

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

2.8 突緣叉耳孔中心高尺寸H 對萬向節(jié)燒蝕影響分析

突緣叉在變速箱輸出扭矩T1的作用下，在主動叉轉(zhuǎn)角φ1=90°時，兩耳孔分別受到十字軸軸頸的最大反作用力Qmax，這個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，兩耳孔軸線的位移方向也相反，因此就使兩耳孔的孔徑軸線同軸度發(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?。L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），甚至沒有間隙，滾針軸承的工作環(huán)境惡化，摩擦產(chǎn)生高溫燒蝕。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 值的減小受到萬向節(jié)擺角的制約，也是不能無限地減小，在滿足萬向節(jié)擺角要求的前提下，在設計突緣叉時，應盡可能使H 值小，這樣可以減小彎矩對突緣叉兩耳的作用，減少彈性變形量，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

在突緣叉的設計分析和研究中，針對影響突緣叉承載能力的幾個關(guān)鍵尺寸D、L3、H 進行分析研究，合理選擇以上3 個尺寸，經(jīng)過臺架試驗和滿載路試對比，在突緣叉耳孔直徑不變的情況下，通過增加L3提高承載能力20%以上，通過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)疲勞強度也提高25%以上。

［1］ 張洪欣.汽車設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1991.

［2］ 劉惟信.汽車設計［M］.北京：清華大學出版社，2006.

［3］ 羊拯民.傳動軸和萬向節(jié)［M］.北京：人民交通出版社，1986.