三柱轴式等速万向节的结构设计
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介绍三柱轴式等速万向节的工作原理及各部件尺寸 的设计与计算 ,虽然结构复杂 ,装配精度要求较严 ,但随 着精锻技术的不断发展 ,仍可得到较广泛的应用 。附图 4 幅。
1 - 筒形壳 ;2 - 球形套圈 ;3 - 滚针 ;4 - 三柱轴 ;5 - 滚针外挡圈 ;6 - 垫圈
图1
的 。当有轴间角 α时 ,随着三柱轴轴颈的倾斜 , 过球形套圈在筒形壳的球形沟道中作相对移动来
球形套圈沿滚针滑动 ,使球形套圈球面和筒形壳 实现的 。当形成轴间角 α时 ,三柱轴的轴头中心
沟道球面相吻合 ,通过这种调整方式 ,使球形套圈 和筒形壳沟道相接触 ,它所形成的接触素线 DD′ 是一个空间曲线 ,它所在平面 γ和没有轴间角时 曲线 CC′所在平面β所形成的角度为α,两平面所 成角度 α即为轴间角 ,曲线 DD′同样是筒形壳和 球形套圈的共轭曲线 ,它在平面 xoy 上投影和没 有轴间角时的共轭曲线 CC′重合 。因此证明有轴
+ ΔL′+
h′
(14)
式中 h1 三柱轴凸台高度
H 球形套圈高度
h′ 垫圈厚度
ΔL′ 形成极限轴间角所需的滑移量
3. 2 筒形壳 R1 的确定
首先确定三柱轴 h 的长度
h = h1 + h′+ H + ΔL′+ ΔL + ε (15)
式中 ε 盈余量 ,通常取ε= 1～1. 5
三柱轴
《轴承》2002. №. 2
2. 1. 3 三柱轴其他尺寸的确定
图3所示 ,
h1 -
d3 2
满足强度要求 , d2 大小
满 足 所 放 滚 针 所 需 要 的 尺 寸 , R1 =
图3 ·7 ·
《轴承》2002. №. 2
h21 +
d2 2
2
1Π2
, h2 保证滚针所需要长度 。
2. 2 滚针及球形套圈的设计
2. 2. 1 滚针的选用
线 OA 转动至 OA′,形成一个角度 ∠AOA′。三柱
轴中心线 OO′1 和筒形壳中心线 OO1 也同样形成
一个角度
∠O1
′
OO1
,因为
O1 O
⊥AO
,
′
OO1
⊥OA′,
所以
∠O1
′
OO1
+
∠O′1 OA
=
∠AOA′ +
∠O′1 OA
=
90°, 那 么
∠O1
′
OO1
=
∠AOA′, 设
∠O1
′
OO1
当三柱轴轴头中心线从 OA 移至 OA′,另外两
个轴头也随之移动 ,球形套圈向三柱轴中心点 O
方向转动 ,设移动量为ΔL′,因三柱轴三个轴头均
成 120°夹角 ,在直角三角形 MOO2 中
cos60°=
OM OO2
=
ΔL′ ΔL
可得
ΔL′=
12ΔL
=
R 2
·1
- cosα cosα
(2)
只有保证球形套圈在轴头中的沿 OA′的滑移
2 240 MPa
(2) 验算滚针的寿命
Lh
=
1
.
5
×107 nα
CR 10Π3 Tc
(9)
式中 n 联轴器转速
α 轴间角
Tc 联轴器的计算转矩 ,N·mm R 中心到轴颈中部的距离 ,mm
C 滚针的额定动载荷 ,N 2. 2. 2 球形套圈的选用
球形套圈的壁厚与滚针元件直径有关 ,滚针
·8 ·
d1 = d + 2 dr
(10)
d2 = d1 + 2 h
= d + 2 dr + 2 h
(11)
H = Lw
(12)
式中 Lw
滚针长度
R球 =
d2
2
+
2
H2 2
=
d + 2 dr + 2 h 2 + Lw 2 (13)
2
2
图4
3 筒形壳的结构设计
3. 1 筒形壳 R 的确定
R
=
h1 +
H 2
2. 1. 2 花键轴及三柱轴 d3 的确定 对于花键轴 ,根据强度条件
τmax
= Mnmax Wn
≤[τ]
3
d3
≥
16 Mnmax π[τ]
(5)
根据刚度条件
M nmax GIp
·1π80
≤[
<]
d3
4
≥
Mnmax ×180 ×32 Gπ2 [ <]
(6)
最终确定花键轴及三柱轴 d3 的直径 。
球笼式万向节偏心距对产品性能的影响
瓦房店轴承集团公司 (辽宁瓦房店 116300) 张含旭 刘伟生 王 伟 邵洪德
球笼式万向节具有同步性好、角位移大 、 回转灵活 、安装 、拆卸方便并能承受重载及冲 击载荷等突出优点 ,所以广泛的应用在轿车行 业 。但是在实际生产过程中 ,钟形壳的偏心距 和星形套的偏心距不可能绝对相等 ,这样就会 对保持架产生一定的影响 。
个方向上的位移 ,同时考虑到滚子的惯性力 ,导出了相应 的刚度计算模型 ,并给出了计算实例 ,为轴承设计和工况 选用提供了分析方法 。附图 1 幅 ,参考文献 4 篇 。
叙词 :圆锥滚子轴承 刚度 计算
张 雷 ,李成刚 ,杨晓蔚. 轿车轮毂双列角接触球轴 承结构设计. 轴承 ,2002 (2) :4～5
·6 ·
图2
轴轴头中心线 OA 转至 OA′,球形套圈必须沿滚针
滑移 ,使球形套圈球面和筒形壳沟道球面相吻合 ,
设球形套圈的滑移量为ΔL ,根据图 1 可知
ΔL = OB′- OB
=
OB
·1
- cosα1 cosα1
设 OB = R ,α=α1 ,所以
ΔL
=
R (1 - cosα) cosα
(1)
2 偏心距不等对保持架的影响
当钟形壳的偏心距和星形套的偏心距不相等
图1
时 ,为了直观起见 ,选择两轴平行时进行角度关系
探讨 。如图 2 所示 ,在 Rt △COO′中
sinθ
=
OO′
OC
=
AO - BO 2 OC
δ
=D
(1)
由 (1) 式得出
θ=
δ arcsin D
(2)
γ=
h2 +
d1 2 2
1 三柱轴式等速万向节的工作原理
1. 1 具有等速性 如图 1 、图 2 所示 , 当筒形壳 ( 主动轴) 转动
时 ,通过球形套圈带动三柱轴 (从动轴) 转动 ,在没
有轴间角时 ,三柱轴及球形套圈在筒形壳的沟道 中 ,球形套圈和筒形壳球形沟道的接触素线为 CC′,曲线 CC′为筒形壳和球形套圈的共轭曲线 , 也就是说 ,筒形壳沟道上的曲线 CC′的转速也是 球形套圈上的曲线CC′的转速 ,因此证明是等速
滚针直径的 #0 。
(1) 滚针的位置 验算滚针与轴颈的接触应力
σH = 270 ×
P· 1 + 1
b
d dr
≤[σH ]
(8)
式中 b 滚针的有效接触长度 ,mm
dr
滚针的直径 ,mm
d 三柱轴轴颈直径 ,mm
P 滚针所受的最大径向力 ,N
Ft
[σH ]
P = 4. 6 FtΠz 滚针的径向载荷 许用接触应力 ,可取 [σH ] = 2 000～
第一作者 :李 科 宏达等速万向节制造有 限公司工程师
(收稿日期 :2000 - 12 - 08) (编辑 :聂龙宣)
·9 ·
《轴承》2பைடு நூலகம்02. №. 2
本期内容摘要
杨咸启 ,刘文秀. 圆锥滚子轴承动态刚度分析. 轴承 ,
2002 (2) :1～3 圆锥滚子轴承承受 5 个方向上的载荷 ,相应地产生 5
滚针的直径一般不得小于 1. 6 mm , 以免压 碎 。根据滚针标准 ,合理选择滚针的直径 ,并最终 确定三柱轴轴颈直径 d 及滚针的数目 ,原则上保 证滚针之间间隙的合理性 。
滚针的长度一般不宜超过轴颈的长度 ,使其 有较高的承载能力而又不致因滚针过长发生歪斜
造成载荷集中 ,滚针在轴向的游隙 X 不应超过 0. 2～0. 4 mm。滚针之间沿周向亦应具有适量间 隙 ,滚针沿周向的平均间隙与滚针直径关系为
f
=
( d + dr) sin
180 z
-
dr
(7)
式中 z 滚针数目
dr
滚针直径
d 三柱轴轴颈直径
滚针间平均间隙的最小值 ≥0. 005 mm ,但 ≤
0. 025 mm ,实际上无保持架的滚针分布不会均匀 ,
因此还应控制滚针沿周向的总间隙 a 不宜过大 ,
以防止滚针歪斜 ,一般总间隙 a ≤0. 5 mm 或小于
轮毂轴承单元是汽车上最重要的部件之一 。本文对 轿车用第 二 代 轮 毂 轴 承 单 元 中 双 列 角 接 触 球 轴 承 的 结 构 、尺寸进行系统探讨分析 。附图 2 幅 。
叙词 :轮毂单元 双列轴承 角接触球轴承 结构 设计
李 科 ,李国会 ,滕宝利等. 三柱轴式等速万向节的 结构设计. 轴承 ,2002 (2) :6～9
mm
S 轴颈中部至轴肩的距离 ,mm
d 轴颈直径 ,mm
[σu ] 三柱轴材料的许用弯曲应力 ,一般
取[σu ] =σsΠ(3～3. 5) MPa
当达到极限轴间角 α时 ,三柱轴轴颈所受弯
曲强度条件为
σmax
=
64 Tc ( 3π( R
S +
1 - 筒形壳 ;2 - 球形套圈 ;3 - 滚针 ;4 - 三柱轴 ;5 - 滚针外挡圈 ;6 - 垫圈
图1
的 。当有轴间角 α时 ,随着三柱轴轴颈的倾斜 , 过球形套圈在筒形壳的球形沟道中作相对移动来
球形套圈沿滚针滑动 ,使球形套圈球面和筒形壳 实现的 。当形成轴间角 α时 ,三柱轴的轴头中心
沟道球面相吻合 ,通过这种调整方式 ,使球形套圈 和筒形壳沟道相接触 ,它所形成的接触素线 DD′ 是一个空间曲线 ,它所在平面 γ和没有轴间角时 曲线 CC′所在平面β所形成的角度为α,两平面所 成角度 α即为轴间角 ,曲线 DD′同样是筒形壳和 球形套圈的共轭曲线 ,它在平面 xoy 上投影和没 有轴间角时的共轭曲线 CC′重合 。因此证明有轴
+ ΔL′+
h′
(14)
式中 h1 三柱轴凸台高度
H 球形套圈高度
h′ 垫圈厚度
ΔL′ 形成极限轴间角所需的滑移量
3. 2 筒形壳 R1 的确定
首先确定三柱轴 h 的长度
h = h1 + h′+ H + ΔL′+ ΔL + ε (15)
式中 ε 盈余量 ,通常取ε= 1～1. 5
三柱轴
《轴承》2002. №. 2
2. 1. 3 三柱轴其他尺寸的确定
图3所示 ,
h1 -
d3 2
满足强度要求 , d2 大小
满 足 所 放 滚 针 所 需 要 的 尺 寸 , R1 =
图3 ·7 ·
《轴承》2002. №. 2
h21 +
d2 2
2
1Π2
, h2 保证滚针所需要长度 。
2. 2 滚针及球形套圈的设计
2. 2. 1 滚针的选用
线 OA 转动至 OA′,形成一个角度 ∠AOA′。三柱
轴中心线 OO′1 和筒形壳中心线 OO1 也同样形成
一个角度
∠O1
′
OO1
,因为
O1 O
⊥AO
,
′
OO1
⊥OA′,
所以
∠O1
′
OO1
+
∠O′1 OA
=
∠AOA′ +
∠O′1 OA
=
90°, 那 么
∠O1
′
OO1
=
∠AOA′, 设
∠O1
′
OO1
当三柱轴轴头中心线从 OA 移至 OA′,另外两
个轴头也随之移动 ,球形套圈向三柱轴中心点 O
方向转动 ,设移动量为ΔL′,因三柱轴三个轴头均
成 120°夹角 ,在直角三角形 MOO2 中
cos60°=
OM OO2
=
ΔL′ ΔL
可得
ΔL′=
12ΔL
=
R 2
·1
- cosα cosα
(2)
只有保证球形套圈在轴头中的沿 OA′的滑移
2 240 MPa
(2) 验算滚针的寿命
Lh
=
1
.
5
×107 nα
CR 10Π3 Tc
(9)
式中 n 联轴器转速
α 轴间角
Tc 联轴器的计算转矩 ,N·mm R 中心到轴颈中部的距离 ,mm
C 滚针的额定动载荷 ,N 2. 2. 2 球形套圈的选用
球形套圈的壁厚与滚针元件直径有关 ,滚针
·8 ·
d1 = d + 2 dr
(10)
d2 = d1 + 2 h
= d + 2 dr + 2 h
(11)
H = Lw
(12)
式中 Lw
滚针长度
R球 =
d2
2
+
2
H2 2
=
d + 2 dr + 2 h 2 + Lw 2 (13)
2
2
图4
3 筒形壳的结构设计
3. 1 筒形壳 R 的确定
R
=
h1 +
H 2
2. 1. 2 花键轴及三柱轴 d3 的确定 对于花键轴 ,根据强度条件
τmax
= Mnmax Wn
≤[τ]
3
d3
≥
16 Mnmax π[τ]
(5)
根据刚度条件
M nmax GIp
·1π80
≤[
<]
d3
4
≥
Mnmax ×180 ×32 Gπ2 [ <]
(6)
最终确定花键轴及三柱轴 d3 的直径 。
球笼式万向节偏心距对产品性能的影响
瓦房店轴承集团公司 (辽宁瓦房店 116300) 张含旭 刘伟生 王 伟 邵洪德
球笼式万向节具有同步性好、角位移大 、 回转灵活 、安装 、拆卸方便并能承受重载及冲 击载荷等突出优点 ,所以广泛的应用在轿车行 业 。但是在实际生产过程中 ,钟形壳的偏心距 和星形套的偏心距不可能绝对相等 ,这样就会 对保持架产生一定的影响 。
个方向上的位移 ,同时考虑到滚子的惯性力 ,导出了相应 的刚度计算模型 ,并给出了计算实例 ,为轴承设计和工况 选用提供了分析方法 。附图 1 幅 ,参考文献 4 篇 。
叙词 :圆锥滚子轴承 刚度 计算
张 雷 ,李成刚 ,杨晓蔚. 轿车轮毂双列角接触球轴 承结构设计. 轴承 ,2002 (2) :4～5
·6 ·
图2
轴轴头中心线 OA 转至 OA′,球形套圈必须沿滚针
滑移 ,使球形套圈球面和筒形壳沟道球面相吻合 ,
设球形套圈的滑移量为ΔL ,根据图 1 可知
ΔL = OB′- OB
=
OB
·1
- cosα1 cosα1
设 OB = R ,α=α1 ,所以
ΔL
=
R (1 - cosα) cosα
(1)
2 偏心距不等对保持架的影响
当钟形壳的偏心距和星形套的偏心距不相等
图1
时 ,为了直观起见 ,选择两轴平行时进行角度关系
探讨 。如图 2 所示 ,在 Rt △COO′中
sinθ
=
OO′
OC
=
AO - BO 2 OC
δ
=D
(1)
由 (1) 式得出
θ=
δ arcsin D
(2)
γ=
h2 +
d1 2 2
1 三柱轴式等速万向节的工作原理
1. 1 具有等速性 如图 1 、图 2 所示 , 当筒形壳 ( 主动轴) 转动
时 ,通过球形套圈带动三柱轴 (从动轴) 转动 ,在没
有轴间角时 ,三柱轴及球形套圈在筒形壳的沟道 中 ,球形套圈和筒形壳球形沟道的接触素线为 CC′,曲线 CC′为筒形壳和球形套圈的共轭曲线 , 也就是说 ,筒形壳沟道上的曲线 CC′的转速也是 球形套圈上的曲线CC′的转速 ,因此证明是等速
滚针直径的 #0 。
(1) 滚针的位置 验算滚针与轴颈的接触应力
σH = 270 ×
P· 1 + 1
b
d dr
≤[σH ]
(8)
式中 b 滚针的有效接触长度 ,mm
dr
滚针的直径 ,mm
d 三柱轴轴颈直径 ,mm
P 滚针所受的最大径向力 ,N
Ft
[σH ]
P = 4. 6 FtΠz 滚针的径向载荷 许用接触应力 ,可取 [σH ] = 2 000～
第一作者 :李 科 宏达等速万向节制造有 限公司工程师
(收稿日期 :2000 - 12 - 08) (编辑 :聂龙宣)
·9 ·
《轴承》2பைடு நூலகம்02. №. 2
本期内容摘要
杨咸启 ,刘文秀. 圆锥滚子轴承动态刚度分析. 轴承 ,
2002 (2) :1～3 圆锥滚子轴承承受 5 个方向上的载荷 ,相应地产生 5
滚针的直径一般不得小于 1. 6 mm , 以免压 碎 。根据滚针标准 ,合理选择滚针的直径 ,并最终 确定三柱轴轴颈直径 d 及滚针的数目 ,原则上保 证滚针之间间隙的合理性 。
滚针的长度一般不宜超过轴颈的长度 ,使其 有较高的承载能力而又不致因滚针过长发生歪斜
造成载荷集中 ,滚针在轴向的游隙 X 不应超过 0. 2～0. 4 mm。滚针之间沿周向亦应具有适量间 隙 ,滚针沿周向的平均间隙与滚针直径关系为
f
=
( d + dr) sin
180 z
-
dr
(7)
式中 z 滚针数目
dr
滚针直径
d 三柱轴轴颈直径
滚针间平均间隙的最小值 ≥0. 005 mm ,但 ≤
0. 025 mm ,实际上无保持架的滚针分布不会均匀 ,
因此还应控制滚针沿周向的总间隙 a 不宜过大 ,
以防止滚针歪斜 ,一般总间隙 a ≤0. 5 mm 或小于
轮毂轴承单元是汽车上最重要的部件之一 。本文对 轿车用第 二 代 轮 毂 轴 承 单 元 中 双 列 角 接 触 球 轴 承 的 结 构 、尺寸进行系统探讨分析 。附图 2 幅 。
叙词 :轮毂单元 双列轴承 角接触球轴承 结构 设计
李 科 ,李国会 ,滕宝利等. 三柱轴式等速万向节的 结构设计. 轴承 ,2002 (2) :6～9
mm
S 轴颈中部至轴肩的距离 ,mm
d 轴颈直径 ,mm
[σu ] 三柱轴材料的许用弯曲应力 ,一般
取[σu ] =σsΠ(3～3. 5) MPa
当达到极限轴间角 α时 ,三柱轴轴颈所受弯
曲强度条件为
σmax
=
64 Tc ( 3π( R
S +
