中型货车万向节与传动轴设计论文

中文题目：中型货车万向节与传动轴设计 外文题目： MEDIUM VANS UNIVERSAL AND SHAFT DESIGN I 摘要 万向传动装置一般由万向节和传动轴组成，有时还需加装中间支承。 本设计主要研究中型货车变速器与驱动桥之间的万向传动装置。该设计是以万向传动装置的结构与工作原理为基础，采用有限元分析、理论研究与实际研究、定性与定量分析等方法计算出较为合理的万向节与传动轴结构。并用文字叙述与图表说明相结合的方法阐述了 万向传动 装置的构造及所选基本尺寸，然后计算了 万 向节的转矩，对十字轴上的力以及十字轴颈根部的弯曲应力和切应力进行 强度 校核 ，其中应用有限元分析的方法对中间传动轴进行应力分析，并绘制出了传动轴的受力云图。 对十字轴滚针轴承进行接触应力和滚针所能承受的最大载荷的计算，以适合十字轴的使用；对万向节叉与十字轴连接支承时产生的作用反力，对其万向节叉承受弯曲和扭矩载荷进行校核，以达到使用强度。 确保 其在正常使用 的情况下 ，拥有更长的使用 寿命 。 关键词 ：中型货车；万向传动装置；十字轴式万向节；伸缩花键 II Abstract Universal transmission device is generally composed by universal and shaft, and sometimes it also needs to install middle supporting. This design mainly studies about the medium vans transmission and the universal transmission between axles.It is based on universal transmission device structure and working principle, and calculates the universal shaft and the reasonable structure by finite element analysis, theoretical research , practical research, the qualitative and quantitative analysis. Use text and illustrations method combining describes the structure ,universal transmission device and selected basic dimensions. Then calculate the torque, and compare the bending stress and shear stress intensity of universal shaft and the roots of the neck. Use application of the finite element analysis method in stress analysis of intermediate shaft transmission and mapped the stress contours. The cross axis needle bearing on contact stress and needle roller can withstand the maximum load calculation for the use of spiders. Compare the cardan shaft supporting the role of the reverse force, cardan sustaining bending and torque load test, in order to achieve intensity. To ensure the service life be longer by normal use in the circumstances. Key words: medium truck； universal driving device； cardan universal joint； slip join 目录 绪论 . 5 1 万向传动装置结构方案分析 . 6 1.1 中型货车主要参 数选择 . 6 1.2 总体设计方案 . 6 1.2.1 传动轴管选择 . 8 1.2.2 伸缩花键的选择 . 8 1.2.3 万向节分析 . 9 1.2.4 中间支承结构分析与设计 .10 2 万向节的分类 .12 2.1 不等速万向节 .12 2.2 准等速万向节 .13 2.3 等速万向节 .13 3 万向节的设计与强度校核 .14 3.1 万向节结构与尺寸设计 .14 3.1.1 基本构造与基本原理 .14 3.1.2 确定十字轴尺寸 .14 3.1.3 十字轴万向节的传动效率 .15 3.2 万向节强度校核 .15 3.2.1 十字轴万向节运动和受力分析 .15 3.2.2 十字轴万向节传动的附加弯矩和惯性力矩 .16 4 3.2.3 十字轴万向节传动的弯曲应力与剪切应力 .19 4 万向传动轴设计及强度校核 .23 4.1 传动轴的临界转速 .23 4.2 传动轴长度选择 .26 4.3 传动轴管内外径确定 .26 4.4 传动轴扭转强度校核 .26 4.5 花键内外径确定 .27 4.6 花键挤压强度校核 .28 5 基 于 CATIA的有限元分析 .29 5.1 设计零件模型 .29 5.2 生成静态分析 .29 6 技术与经济性分析 .31 结论 .32 参考文献 .33 致谢 .34 5 绪论 随着 汽车行业的渐成熟 ， 特别是近几十年来汽车工业大发展以 来，汽车行业对世界经济的发展和人类社会的进步产生了巨大影响。现今生活中，汽车的普及极大的扩大了人们的活动范围也加快的人们的生活节奏。如今，汽车成为了人类生活中不可或缺的一部分。在 过去 的几十 年中， 发达 国家一辆新车的零售价上涨了 100%，而个人平均收入只增加了50%。为确保在 2015 年 广大人民 仍旧能够买得起车并且让制造商有利可图，汽车制造商需要将每辆汽车的制造成本降低 1500 欧元 左右 。降低成本的措施包括对生产工艺进行简化和标准化，以及生产低成本汽车。 现今，汽车的设计的形势要求提高汽车的技术水平，使其承载能力更强 ，动力性更好，污染更少使用性能更好，更安全，更可靠，更经济舒适。 本设计的研究对象是中型货车的万向传动装置，其作为汽车传动系统中的重要部件，零件的结构方案、材料的选择、所受力的分析是本设计探讨设计的重点。 万向传动装置一般由万向节和轴管及伸缩花键等零部件所组成，如果是轴距较长的车辆，为了使传动轴的临界转速得到提高和避免共振，还需要装有中间支承。万向传动装置在汽车上应用的比较广泛，主要功用是在工作过程中相对位置不断变化的两根轴之间传递转矩和旋转运动。当车型是发动机前置后驱时， 万向节传动装置安装在变速器输出轴与 驱动桥主减速器输入轴 之间；而前置发动机前轮驱动的 汽车 省略了传动轴，万向节安装在前桥半轴与车轮之间。在 万向传动装置的工作过程中 ，输出轴绕自身轴的旋转 的动力来源 是由输入轴绕其轴的旋转 提供 的。万向节允许被连接的零件之间 存在相应 的夹角 并 在一定范围内变化 来 满足动力传递、适应转向和汽车运行时所产生的上下跳动所造成的角度变化 。 本文主要进行 4x2 前置后驱中型货车的万向节与传动轴设计。该类车上万向传动装置安装在变速器与驱动桥之间，且两者之间距离较远的情况下，将传动轴分成主传动轴和中间传动轴两端，并用三个十字轴式万向节相连， 且在中间传动轴后端加装上中间支撑。 6 1 万向传动装置结构方案分析 1.1 中型货车主要参数选择 表 1-1 主要参数选择 Table 1-1 to choose the main parameters 发动机最大转矩（ Temax） 318Nm 发动机到万向轴之间传动效率（ ） 0.90 满载状态下一个驱动桥静载荷（ G2） 54498N 变速器一档传动比 6.38 变速器五档传动比 0.79 主减速器传动比 3.95 车轮滚动半径（ m） 0.476 主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率 ( m) 0.92 汽车最大加速度时后轴负荷转移系数（ m2 ） 1.2 计算驱动桥（ n） 1 最大变矩系数（ k0） 3 轴距 3360 前、后轮距 1760、 1610（ mm） 货车自重 1.8t 载重量 6.5t 猛接离合器所产生的动载荷系数（ kd） 1 1.2 总体设计方案 汽车在行驶的过程中，由于车辆上发动机的振动和行驶路面的不平的冲击等因素引起弹性悬架系统的振动，导致变速器的输出轴和驱动桥的输入轴之间的相对位置经常发生变化，所以两根轴之间不能采用刚性的连接，而一般采用由万向节、轴管及伸 缩花键等组成的万向传动装置来连接。其安装在变速器与驱动桥之间，位置如图 1-1 所示。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化，使两轴在不同工况下能正常的工作。较为常见的万向节一般由十字轴、滚针轴承和凸缘叉等组成。万向节可保证变速器输出轴与驱动桥输 7 入轴两轴之间夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。 万向传动 轴设计 应满足的要求： （ 1) 确保两轴的夹角及相对位置在一定范围内变化时，能可靠的传递动力 。 （ 2）保证传动尽可能同步，两轴的转速尽可能一样。 （ 3） 振动噪音以及附加载荷（万向节传动引起的）在允许范围 内。 （ 4) 传动 效率高，使用寿命长 、 结构简单、制造方便、维修容易 1。 汽车中传动轴的选择可根据车型的不同来选择相应形式的传动轴，车辆中，一般情况下，驱动形式为 4 2 的汽车时所选用传动轴为一根主传动轴。 6 4 驱动形式的汽车有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴。 6 6 驱动形式的汽车不仅有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴，而且还有前桥驱动传动轴。在轴距较长的汽车上所选用的传动轴形式是将传动轴分成主传动轴与中间传动轴两段，并且为了提高传动轴临界转速，避免共振以及考虑整车总体布置上的需要，一般情况下在中 间传动轴后端安装上中间支承。中间支承是由支承架、轴承和橡胶支承组成。这样，可避免因传动轴过长而产生高转速下的共振，提高了传动轴的工作可靠性。传动轴在工作过程中做高转速运动且少有支撑体，用其来传递角度不断改变的两根轴间的转矩和旋转运动。传动轴在高速旋转时，由于离心力的作用将产生剧烈振动。因此，当传动轴与万向节装配后，必须满足动平衡要求。所以传动轴安装平衡用的平衡片，当平衡后，在万向节滑动叉与主传动轴上刻上装配位置标记，以便拆卸后重新装配时，保持二者的相对角位置不变。 本设计所选车型为中型载货汽车，其轴距为 3360mm，并且载重量为 6.5t，具体参数可由表 1-1 可知，所以传动轴选用主传动轴与中间传动轴两段轴，避免由于传动轴过长时固有频率会降低而产生的共振，并加设中间支承。根据货车的整体布置要求，将离合器与变速器，变速器与分动器之间拉开一段距离，考虑到轴与轴同心及车架的变形，决定采用十字轴式万向传动轴，为避免运动干涉，在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节。 8 图 1-1 变速器与驱动桥之间的万向传动装置 Figure 1-1Transmission and the universal transmission between axles 为了使传动轴得到较高的强度和刚度，因此，将传动轴做成空心的传动轴，这样形式的传动轴具有质量较小，成本较低，传递转矩较大的优点，且比实心传动轴具有更高临界转速。万向传动轴的伸缩花键轴结构如图 1-2 所示。传动轴惊颤处于高速旋转状态下，传动轴材料的选择可根据机械零件手册选取 40CrNi，适用于重要轴的制造，具有较高的扭转强度。 1.2.1 传动轴管选择 传动轴管由壁厚均匀易平衡、壁薄 （ 1.5 mm 3.00 mm） ，管径较大、扭转强度高，弯曲刚度大，适于高速旋转的低碳钢薄 板卷制的电焊钢管制成。超重型货车的传动轴则直接采用无缝钢管。 1.2.2 伸缩花键的选择 伸缩花键选用矩形花键，来补偿由于汽车运动时传动轴两端万向节之间的长度变化。装车时传动轴的伸缩花键一端不应靠近后驱动桥，而应靠近中间支撑，以减小其轴向摩擦力及磨损。，对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙，在花键轴外面加设有防尘罩，间隙小一些，一面引起传动轴的振动。花键齿与键槽按对应标记装配，以保持传动轴总成的动平衡。动平衡的不平衡度由电焊在轴管外的平衡片补偿，装配式，传动轴的伸缩花键一端应靠近变速器，减小其轴向阻力和磨损 2。花键应有可靠地润滑以及防尘措施，且间隙不宜过大，以免引起传动轴振动。内、外花键应对中，为减小键齿摩擦表面间的压力及磨损应使键齿长与其最大直径之比不小于 2。花键齿与键槽应按对应标记装配，以免破坏传动轴总成的动平衡。动平衡的不平衡度由点焊在轴管外表面上的平衡片补偿。 9 图 1-2 万向传动轴 花键轴结构简图 Figure 1-2 universal shafts - spline structure diagram 1-盖子； 2-盖板； 3-盖垫； 4-万向节叉； 5-加油嘴； 6-伸缩套； 7-滑动花键槽 ； 8-油封； 9-油封盖； 10-传动轴管 1 - The lid2 - cover3 - covered mat4 - cardan5 - refueling6 expansion7-Take the keyway slide8 - seal9 - seal cover10 - drive tube 传动轴的长度和夹角及它们的变化范围，由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与花键轴有足够的配合长度；而在长度处于最小时，两者不顶死。传动轴夹角大小会影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命 、万向传动效率和十字轴的不均匀性。根据车架与轮胎的形变量确定传动轴夹角变化范围为 15 18 之间。 1.2.3 万向节分析 万向节种类繁多， 典型的 要数 十字轴万向节 ，它一般 由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。 目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、固定式、和塑料环定位式等。盖板式轴承轴向定位方式的一般结构是用螺栓和盖板将套筒。固定在节叉上，并用锁片将螺栓锁紧。它工作可靠、拆装方便，但零件数目较多。有时将盖板点焊于轴承座底部，装配后，弹性盖板对轴承座底部有一定的预，以 免高速转动时由于离心力作用，在十字轴端面与轴承底座之间出现间隙而引起十字轴轴向窜动，从而避免了由于这种窜动造成的传动轴动平衡状态的破坏。 滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响着十字轴万向节的使用寿命。毛毡油封由于漏油多，防尘、防水效果差，在加注润滑油时，在个别滚针轴承中可能出现空气阻塞而造成缺油，已不能满足越来越高的使用要求。结构较复杂的双刃口复合油封，其中反装的单刃口 10 橡胶油封用作径向密封，另一双刃口橡胶油封用作端面密封。当向十字轴内腔注人润滑油时，陈油、磨损产物及多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接 触处溢出，不需安装安全阀，防尘、防水效果良好。在灰尘较多的条件下使用时，万向节寿命可显著提高。 十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由 4增至 16时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1 4。 汽车除转向驱动桥及带有摆动半轴的驱动桥的分段式半轴多采用等速万向节外，一般驱动桥传动轴均采用一对十字轴万向节材料选择。 材料选择：十字轴常用材料为 20CrMnti 轴颈表面进行渗碳淬火处理，渗碳深度mmmm 2.18.0 ，表面硬 度为 HRC6458 ，轴颈端面硬度不低于 55 HRC，芯部硬度为HRC4833 。万向节叉一般采用 40 或 45 中碳钢，调质处理硬度 HRC3318 ，滚针针轴承材料一般采用 GCr15。十字轴万向节的损坏形式主演由十字轴周静和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm 时，十字轴万向节便报废。十字轴的主要失效形式时轴颈根部的断裂，因此应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度 。 1.2.4 中间支承结构分析与设计 在乘用车上，有时为了提高传动系的弯曲刚度，改善传动系弯曲振动特性，减小噪声需在中间加装中间支撑将传动轴分成两段 3。 中间支撑通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆行驶过程中的发动机啊的窜动和车架等变形所引起的位移。目前广泛采用橡胶弹性中间支承，其结构中采用单列滚子轴承，橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支撑不能传递轴向力，它主要承受传动轴因不平衡、偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径 向力。中间支承的固有频率可按下式计算 mCf R210 （ 1-1） 式中， 0f 为中间支承的固有频率（ Hz）； CR 为中间支承橡胶弹性元件的径向刚度（ N/mm）； 11 m 为中间支承悬置质量（ kg），它等于传动轴落在中间支承上的一部分质量与中间支承轴承及其轴承所承受的质量之和。 在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度 CR，使固 有频率 f0 对应的临界转速 n=600f（ r/min）尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证隔振效果好。需用临界转速为 1000-2000r/min，对于乘用车，取下限。选取 n 为 1800r/min 当中间支承的 固有 频率依 此数据 确定时 ，由 于传动 轴不平 衡引 起的共 振转速为1000-2000r/min，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为 500-1000 r/min。因此，确定0f为 30Hz。 图 1-3传动轴中间支承 Figure 1-3Among the shaft bearing 1-U 形支架； 2-注油嘴； 3-轴承座； 4-油封； 5-球轴承； 6-蜂窝型橡胶垫 1-U shape bracke； 2-Injection nozzle； 3-Housing bearings； 4- oil seal； 5- ball bearing； 6-Cellular type rubber MATS 12 2 万向节的分类 万向节种类较多可根据其 在扭转方向上是否有明显的弹性 ，可以将万向节 分为刚性万向节和挠性万向节 两大类 1。 刚性万向节是靠零件的铰链式连 接传递动力，而 刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节三种。 挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，其具有结构简单、无需润滑、减振降噪的优点。万向节详细分类如下图 2-1 所示： 图 2-1万向节分类图 Figure 2-1 Gimbal classification 2.1 不等速万向节 十字轴式刚性万向节 是最为典型的 不等速万向节 ，并在汽车中得到广泛应用 ， 其 允许相邻两轴的最大交角为 15 20。十字轴式万向节由一个十字轴，两个万向节叉和四 组 滚 针轴承等组成。这样当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在万向 节 刚性万向节 扰性万向节 不等速万向节 准等速万向节 等速万向节 十字轴式 双联式 凸块式 三销轴式 球面滚轮式 球叉式 球笼式 圆弧槽滚道型式 直槽轨道型 伸缩型 Rzeppa型 Birfield型 13 任意方向摆动，这样就适应了夹角和距离同时变化的需要。在十字轴轴颈和万向节叉孔间装有滚针轴承，滚针轴承外圈靠卡环轴向定位。为了润滑轴承，十字轴上一般安有注油嘴并有油路通向轴颈。润滑油可从注油嘴注到十字轴轴颈的滚针轴承处。 2.2 准等速万向节 常见的准等速万向节有双联式和三销轴式两种，它们的工作原理与双十字轴式万向节实现等速传动的原理是一样的。 双联式万向节实际上是一套将传动轴长度减缩至最小的双十字轴式万向节等速传动装置，双联叉相当于传动 轴及两端处在同一平面上的万向节叉。在当输出轴与输入轴的交角较小时，处在圆弧上的两轴轴线交点离上述中垂线很近，能使两轴角速度接近相等，所以称双联式万向节为准等速万向节。 2.3 等速万向节 目前轿车上常用的等速万向节为球笼式万向节，也有采用球叉式万向节或自由三枢轴万向节的。输入轴和输出轴以始终相等的瞬时角速度传递的万向节，既称之为等速万向节。 等速万向节在转向驱动桥和断开式驱动桥的车轮传动装置中应用较为广泛，常见的类型有球笼式、球叉式、凸块式等。 14 3 万向节的设计与强度校核 3.1 万向节结 构与尺寸设计 3.1.1 基本构造与基本原理 由于本设计对象为中型货车的万向节与传动轴，因此，选用十字轴式万向节。十字轴式万向节具有结构简单和传动效率高等优点。为了减少摩擦损失，提高传动效率和使用寿命，在十字轴轴颈和万向节叉孔之间装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。现今，常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式 和塑料环定位式等。本中型货车滚针轴承所选 轴向定位为外卡环式，它具有结构简单、工作 图 3-1 十字轴受力简图 可靠、零件少和质量小的优点。滚针轴承的润 Figure 3-1 Cross axis force diagram 滑好密封好坏能影响到十字轴万向节的使用性 能及寿命。为防止漏油、提高防尘和防水效果，本文选用结构较复杂的双刃口复合油封，在工作条件较差的情况下可显著提高万向节使用寿命。 然后，用螺钉和轴承盖将套筒固定在万向节叉上，并用锁片将螺钉锁紧，以防止轴承在图 1-3 十字轴尺寸及受力简图离心力 作用下从万向节叉内脱出。这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可饶十字轴中心在任意方向摆动。 3.1.2 确定十字轴尺寸 查阅汽车设计等资料，结合其他汽车的十字轴万向节尺寸及表 1-2，选定下面的十字 表 3-1 万向节参数选择 Table 3-1 Gimbal parameter selection 十字轴轴颈直径 d1=25mm 十字轴油道孔直径 d2 =8mm 合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离 r=40mm 滚针直径 d0=2mm 滚针总长度 L=23mm 其他参数 e=44； a=24； h=46、 b=23（ h、 b 分别为矩形截面的高和宽的长度） 15 滚针轴承尺寸： 表 3-2 滚针轴承的选择 Table 3-2 The choice of needle bearing 轴承代号 基本尺寸（ mm） wF D b 0b 1b 1D H 1B WN1519T 15.2 28 18.5 3 11.5 D-2.3 2.5 19 WN1621T 16.3 30 20.5 4 12.5 D-2.5 3 21 WN1821T 17.6 30 20.5 4 12.5 D-2.5 3 21 WN2026T 20 32 21.5 4 12.5 D-2.5 3 26 WN2226T 22 35 21.5 4 12.5 D-2.5 3 26 WN2532T 25 39 22.5 5 12.5 D-2.5 3 32 WN2827T 27.7 42 25 5 13 D-3 3.5 27 WN3232T 31.7 47 25 5 13 D-3 4 32 WN3434T 33.65 50 27 5 15 D-3 4 34 WN3634T 35.5 50 27 5 15 D-3 4 34 根据已知条件选取滚针轴承： WN2532T 3.1.3 十字轴万向节的传动效率 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角 、十字轴的支承结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关。当 25时，可按下式计算 ta n21 10 rdf %84.9814.3 325.02402509.01t a n2)(1 10 rd （ 3-1） 式中， 0 为十字轴万向节传动效率； f 为轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑动轴承：0 .1 5 0 .2 0f ，滚针轴承： 0 .0 5 0 .1 0f ；其他符号意义同前。通常情况下，十字轴万向节的传动效率约为 97% 99% 。 3.2 万向节强度校核 3.2.1 十字轴万向节运动和受力分析 本文所选万向传动轴分为主传动轴和中间传动轴两段并由三个万向节相连接，因此运 16 动和受力分析可按多十字轴万向节传动计算 : 多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差（ rad）的计算公式与单万向节相似，可写成 )(2s in4 12 e （ 3-1） 式中，e为多万向节传动的当量夹角； 为主动叉的初相位角；1为主动轴转角。如果同具有夹角为e，而主动叉具有初相位 单万向节传动一样。 假如多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为零或 /2，则当量夹角e为 232221 e （ 3-2） 式中， 1 、 2 、3等为各万向节的夹角。当第一万向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直定义为负。为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使e=0 。万向节传动输出轴与输入轴的转角差会 引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与输出轴相连齿轮的冲击的噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此，在设计多万向节传动时，总是希望其当量夹角e尽可能小。一般设计时，应使空载和满载两种工况下的e不大与 3 。另外，对 多 万 向节 传 动输 出轴 的 角加 速 度幅 值 212e应 加 以 限制 。对 于 乘用 车 ，2212 /350 srade ；对于商用车， 2212 /600 srade 。 3.2.2 十字轴万向节传动的附加弯矩和惯性力矩 车辆行驶时，由于扭矩传递的方向一致，十字轴的受力方向也一致。久而久之，造成十字轴轴颈的单边磨损，随着时间的推移，十字轴受力的一面便会磨损加大，起槽，以致于松旷发响。可以采取将十字轴在相对于原先位置转动 90 再使用，这样可以延长使用时间。在组装时应注意将有油嘴的一面朝向传动轴，万向节叉应在十字轴上转动自如，不应有卡滞现象，也不应出现有轴向的间隙。在平时保养中应勤注润滑脂，防止由于缺少润滑脂造成十字轴轴颈和轴承的磨损。 如图 3-2当十字轴万向节的主动叉轴上作用着 不变的转矩 T1 时，则与它成夹角 的从动叉轴上的转矩 T2 将随叉的转角而变化，除非其主、从 17 动叉轴的夹角 =0 4。如不记万向节的摩擦损失，则有 T11= T2 2 ，代入式12=122 cossin1cos ，则可得如下的关系式 : T2 = T1 c o s sinc o s1212 = T1 c o s c o sc o ss in21212 （ 3-3） 式中 1 主动叉转角。 当主动叉转角 1 为 90 ， 270 等值时得 Tmax2： Tmax2=cos1T （ 3-4） 当主动叉转角 1 为 0 ， 180 等值时得 T min2 ： T min2 =T1 cos （ 3-5） 具有夹角 的十字轴万向节，由于其主、从动叉轴上的转矩 T1 ， T2 作用在不同平面上，因此仅在主动传动叉轴上的驱动转矩和从动叉轴上的反转矩的作用下是不能平衡的。由万向节的力矩平衡来看，在万向节上必然还作用有另外的力矩。要想使用十字轴平衡，必须使主、从动叉对十字轴的力矩作用平面与十字轴轴线所在平面共面。主动叉对十字轴的作用力矩除主动转矩 T1 外，在一定 1 转角下还有附加弯矩 T1 ；从动叉对十字轴的作用力矩除其反转矩 T2 外，在一定转角下也产生附加弯矩 T2 。正是由于这些附加弯矩的存在，补偿了 T1 或 T2 ，使得它们的力矩平面与十字轴轴线所在平面共面，才使得十字轴万向 节得以平衡。图 3-2给出了在一定 1 转角下产生的附加弯矩向量 T1 ， T2 与转矩向量 T1 ，T2 之间的关系 4。又该图所见，当 1 =0 ,180 ,360 ，时，因 T1 作用于十字轴轴线平面上，故 T1 为为零，这时 T2 的作用平面与十字轴轴线所在平面不共面，故必有弯矩 T2 产生，且弯矩向量 T2 垂直于 T2 ，它们的合向量（ T2 + T2 ）与 T1 的方向相反，大小相等，十字轴得以平衡。由力矩的向量三角形得： sin12 TT （ 3-6） 18 n 1n 1 t a n an 1 s e c an 1 T 1T 2T11n 1n 2n 2n 1n 1 s e c an 1 t a n aT 1T11T 2a图 3-2 十字轴万向节的力矩平衡 Figure 3-2 cross gimbal moment balance 当 1 =90 ,270 ,450 ，时同理可知 2T 为零，则主动叉上的附加弯矩为 1T = 1T tan （ 3-7） 由上述可知，附加弯矩 1T ， 2T 在 0 与以上两式所表达的最大值间作周期为 180 的变化。 T2 使从动叉轴支承承受周期性变化的径向载荷为 P =LT2 =LaT sin1 （ 3-8） 式中 L 万向节中心至从动叉轴支承间 的距离。 这时，万向节也承受与上力大小相等、方向相反的力。与此相反的反作用力矩则由主动叉轴的支承所承受。 同样， 1T 使主动叉轴支承承受周期性变化的径向载荷，万向节也承受与其大小相等，方向相反的力。而在从动轴支承和万向节上造成大小相等，方向相反的侧向载荷 19 P =costan1LT （ 3-9） 附加弯矩在万向节主从叉轴支承上引起周期性变化的径向脉冲负荷 ，可能激起支撑振动。此附加弯矩使传动轴产生附加压力和变形，从而降低传动轴的疲劳度和破坏转速。 如前所述，普通十字轴万向节不是等速万向节，如果主动叉轴转速不变，则从动叉轴周期地加速、减速旋转，产生的惯性力矩为 221 IT （ 3-10） 式中 I2 从动叉轴旋转质量的转动惯量； 2 从动叉轴的角加速度，可通过对式12=122 cossin1cos 求导得出： 2 =-2122 1221)c o ss in1(2s ins inc o s （ 3-11） 当转速很高时，由于从动叉轴运转的不均匀性加剧，所产生的惯性载荷有可能大大超过其工作载荷，且交变地作用着。应采取有效措施降低万向节传动的动载荷 5。 3.2.3 十字轴万向节传动的弯曲应力与剪切应力 传动轴万向节故障主要是轴颈 和轴承磨损及各轴颈出现弯曲变形，造成其十字轴各轴中心线不在同一平面上，或相邻的两轴中心线不垂直。由于万向节十字轴轴颈和轴承磨损间隙过大，十字轴在运行中产生晃动，使传动轴中心线偏离其旋转中心线，使传动轴产生振抖现象和运行中传动轴发出异常响声的现象。磨损主要是缺少润滑引起的。 求作用于十字轴轴颈作用力的合力 cos2 1r TF （ 3-12） 1T 为万向传动的计算转矩， r 为合力 F 作用线到十字轴 中心的距离； 为万向传动轴的最大夹角 18 。 1T 为万向传动的计算转距， 1T =min(Tse,Tss),对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷 1T 取 1seT 和 1ssT 的最小值，计算式如下： 20 nikiTkT fedse1m ax （ 3-13） mNn ikiTkT fedse 01.28851 90.079.038.6231811m a x mN. .mmiirrmGssT 45.188192087395347608502154498022 maxeT 为发动机最大转矩（ Nm）； n 为计算驱动轿数； 1i 为变速器一档传动比； 为发动机到万向传动轴之间的传动效率； k 为液力变矩器变矩系数， 0 ( 1 ) / 2 1kk ， 0k 为最大变矩系数； 2G 为满载状态下一个驱动桥上的静载荷（ N）； 2 m 为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车： 2m =1.2， 为轮胎与路面间的附着系数，对于安装防侧滑轮胎 的乘用车， 可取 1.25， r 为车轮的滚动半径（ m）； 0 i 为主减速器传动比； mi 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； m 为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率； T1为万向传动的计算转矩， T1=min(Tse,Tss) mNTT ss 45.18811 （ 3-14） Nr TF 89.2 4 7 2 99 5 1.0402 1 8 8 1 4 5 0c o s2 1 轴颈根弯曲应力： )( Fsd32 w42411w dd （ 3-15） 1.2203 8 6 5 2 914.3 5.1389.2 4 7 2 92532 ww Mp a d1十字轴轴颈直径 25mm d2十字轴油道口直径 8mm S为合力 F 作用线到轴颈根距离 13.5mm w 为弯曲应力许用值，为 250 350Mpa 十字轴轴颈的切应为 应满足 dd F4 2221 ）（ （ 3-16） 21 2.565613 . 1 4 89.2 4 7 2 94 Mp a 为切应力 许用值，为 80 120MPa。 滚针轴承中的滚针直径一般不小于 1 6mm，以免压碎，而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在 0 003mm 以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住，合适的间隙为 0 009 0 095mm，滚针轴承的周向总间隙以 0 080 30mm 为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集 中。滚针在轴向的游隙一般不应超过 0 2 0 4mm。 十字轴滚针轴承接触应力应满足： )11(27201jbnj LFdd M p aLFddbnj 7.28273.20 77.406254.0272)11(27201 （ 3-17） 式中， 0d 为滚针直径（ mm）； b L 为滚针工作长度（ mm）， 0)00.115.0( dLL b ， bL 为20.3mm， L为滚针总长度（ mm） nF 在合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷（ N） ,由下式确定 NiZ FF n 77.4 0 6 2281 89.2 4 7 2 96.46.4 （ 3-18） 式中， i 为滚针列数； Z 为每列中的滚针数。（本文 i取一列， Z 近似计算取得为 28。）当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC 以上时，许用接触应力 j 为 30003200MPa。 万向节叉与十字轴组成连接支承，在力 F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成 45 的截面处，万向节叉承受的弯曲和扭转载荷，其弯曲应力 w 和扭应 力 b 应满足 wwFeW Mp aWFe 36.224 8 6 6 8 4489.2 4 7 2 9w M p a15.992.5986 2489.24729WFatb （ 3-19） 22 算得： ww bb （ 3-20） 式中， W 、tW分别为截面处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面 ： 26bhW 2khbWt 算得 W =48668 3mm ， tW =5986.2 3mm ； h、 b分别为矩形截面的高和宽； k是与 h/b 有关的系数，查下表可得 k=0.246；按表 1-2 选取 ；弯曲应力的许用值 w为 8050 MPa，扭应力的许用值为 b为 16080 MPa。 表 3-3 系数 k 的选取 Table 3-3 To select coefficient k h/b 1.0 1.5 1.75 2.0 2.5 3.0 4.0 10 k 0.208 0.231 0.239 0.246 0.258 0.267 0.282 0.312 合应力为 M p abw 56.19989.3932297.4994 22 （ 3-21） 因此所选滚针轴承满足强度要求。 23 4 万向传动轴设计及强度校核 4.1 传动 轴的临界转速 在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应确保传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。这里的临界转速是指当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支承情况。由于沿轴管表面钢材质量分布的不均匀性以及在旋转时其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。为了确定临界转速，可对两端自由的支承于刚性球铰上的轴（见图 4-1）进行研究计算 6。当下设轴的质量 m 集中于 O点，且 O点偏离旋转轴线的量为 e，当轴以角速度 w旋转时，产生的离心了为 yemF 2 （ 4-1） 式中， y 轴在其离心力作用下产生的挠度。 对于传动轴管与离心力相平衡的弹性力为 cyP 式中 c 轴的侧向刚度对于质量分布均匀且两端自由的支承于球形铰接的轴，其侧向刚度 c=（ 384/5）（ EJ/ 3L ） E 材料的弹性模量，可取 51015.2 E Mpa； J 轴管截面的抗弯惯性矩。 64/44 dDJ 34.2 3 6 3 0 964/44 dDJ （ 4-2） 3/ LEJc （ 4-3） 因为有 yemF 2 = cyP 因此 22 / mcemy 当达到临界转速的角速度 c 时传动轴将会损坏，即 y 则有： 24 02 cmc mcc LdDm 2225.0 （ 4-4） 式中 D， d 轴管的外径及内径， mm； L 传动轴的支承长 度，取两万向节之中心距， mm； 轴管材料的密度，对于刚度 35 /108.0 mmkg 因此， kgm 05.51500108.053625.0 5 。 将上述 c， j及 m的表达式代入式mcc ，令 30cc n 则得传动轴的临界转速 nc（ minr ）为 nc =1.2 108222LdD （ 4-5） 图 4-1传动轴临界转速计算用简图 Figure 4-1 with critical speed shaft calculation 由于传动轴动平衡的误差、伸缩花键连接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的实际临界转速要低于理论计算值。因此确定安全系数 K，并取 0.22.1/ m a x nnK c 25 式中 maxn 相应于最高车速时的传动轴最大转速， r/min； cn 传动轴计算临界转速， r/min； 传动轴总成应进行动平衡计算，不平衡度为对于 5t 以上的货车，在 1000-4000r/min时应不大于 10N mm。十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动增大而影响动平衡，因此应严格控制该间隙或采用弹性盖板，有的可嘉端面滚针轴承。传动轴总成的径向全跳动应不大于 8.05.0 mm。 由式 nc=1.2 108222LdD 可以确定传动轴总成的最大可能长度，如果他小于汽车总布置所要求的传动轴尺寸，则需在变速器和后驱动桥之间安置两根万向传动轴，且在它们的连接处（在前传动轴后端）需设置固定在车架或车身上的中间支撑 7。在某些轿车上，为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。 当万向传动轴的前端与加长的变速器相连时，分析表明，这时由于传动轴前端支承系统 变速 器壳及其加长的后壳、离合器以及它们的支承具有明显的柔性，使传动轴的前端犹如架在弹性支承上，其计算简图如图 1 1 所示。当传动系的横向振动固有频率一定时，传动轴的这种支承系统会使其振动特性有明显的改变。 传动轴的临界转速为 nk（ r/min），安全系数 K 取 2.0，适用于一般精度的伸缩花键 则有 m in/6.253179.020005m a xrinn w （ 4-6） （wn为发动机转速） 安全系数maxnnK k 0.2max nnK k m in/2.50636.253120.2 m a x rnn k （ 4-7） 26 4.2 传动轴长度选择 mNTT ss 45.1 8 8 11 根据轴距 3360mm，初选传动轴支承长度 CL 为 )5.21500( mm，花键轴长度应小于支承长度，满足万向节与传动轴的间隙要求，取花键 轴长度为 mm)5.1489( 。 4.3 传动轴管内外径确定 2.5063102.1 2228 ccck LdDn 65.9012)102.1 15002.5063( 28 222 cc dD mmdDmm cc 325.1 初取 mmDc 69， 则 mmDd cc 2.6565.9 0 1 2 2 将cd圆整取其为 65mm。 Lc 为传动轴长度（ mm），即两万向节中心之间的距离；cd和cD分别为传动轴轴管的内、外径（ mm） 4.4 传动轴扭转强度校核 由于传动轴只承受扭转应力而不承受弯曲应力，所以只需校核扭转强度，根据公式有 M P aM P adD TD ccC cc 30034.137656914.3( 16 441 44 ）（ （ 4-8）（ MPac 300 为轴管许用扭转应力） 上式说明设计参数满足扭转强度要求 27 4.5 花键内外径确定 传动轴中由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来实现传动长度的变化。当传递转矩的花键伸缩时，产生的轴向阻力 Fa 为 rTfFa 2 （ 4-9） NrTfF a 1 1 4 8 0 06.3591 8 8 1 4 5 02 式中， T2 为传动轴所传递的转矩； r 为滑动花键齿侧工作表面的中径； f为摩擦因数。 M P ach 97.6325.2 （ 4-10） 取安全系数 2.25，则 M P adThh 97.6316 31 （ 4-11） mmd h 12.5397.6314.3 1 8 8 1 4 5 0163 h 为许用扭转应力 K 为花键转矩分布不均匀系数，取 1.3 hD 花键外径 hd 花键内径 hL 为花键有效工作长度 B 为键齿宽 0n 为花键齿数 由于花键齿侧许用挤压应力较小，所以选用 Lh 较大尺寸的花键，查GB/T1144-2001，取 mmdh 56 , mmDh 62 , mmB 10 ， 80 n ， mmLh 140 。 28 4.6 花键挤压强度校核 01)2)(4( nLdDdDKThhhhhy （ 4-12） Mp anLdDdDKThhhhhy 57.2681402641184.11 8 8 1 4 5 0)2)(4( 01 因此有： yy 当花键齿面硬度为 35HRC 时，许用挤压应力为 Mpay 5025 则 yy ,满足花键挤压强度。 对于齿面硬度大于 35HRC 的滑动花键，齿侧许用挤压应力为 25 50MPa；对于不滑动 花键，齿侧许用挤压应力为 50 100Mpa。 渐开线花键应力的计算方法 与矩形花键相似，只是计算的作用面是按其工作面的投影进行 8。 传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，当高速旋转时，将产生明显的振动和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙、传动轴总成两端连接处的定心精度、高速回转时传动轴的弹性变形、传动轴上点焊平衡片时的热影响等因素，都能改变传动轴总成的不平衡度。提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精度、缩短传动轴长度增加其弯曲刚度，都能降低传动轴的不平衡度。为了消除点焊平衡片的热影响，传动轴总成出厂时必须 100进行动平衡校验，并在合适的部位焊 接平衡片，以满足传动轴总成的平衡要求。经验收合格的传动轴在出厂前为保证动平衡，后传动轴的原始装配位置，在后传动轴的轴管与花键滑动叉外表面上喷涂两个相对应的白色油漆箭头。所有经过拆卸的传动轴在重新恢复时，必须保证装配箭头在一条直线上。传动轴带滑动叉总成在整车上布置安装时，确保滑动花键接口处向下布置，防止传动轴在使用中雨水泥沙进入配合花键处，影响传动轴的使用寿命。传动轴的不平衡度，对于轿车，在 3000 6000r min时应不大于 25 35gcm；对于货车，在 1000 4000r min 时不大于 50 100gcm。另外，传动轴总成径向全 跳动应不大于 0.5 0.8mm9。 29 5 基于 CATIA 的有限元分析 5.1 设计零件模型 应用 CATIA 软件绘制中间传动轴三维零件图如图 5-1所示 图 5-1 中间传动轴 Figure 5-1 intermediate shaft 5.2 生成静态分析 中间传动轴所选材料为 40CrNi，在软件中材料库中选择相应的应用材料并指定材料特性 30 表 5-1 材料特性 Figure 5-1 material characteristics 材料 弹性模量 切变模量 泊松比 密度 40CrNi 206Gpa 79.4Gpa 0.3 7900g/m2 指定单元网格的尺寸为 5mm，并指定单元属性，由前文可知在传动轴上的转矩T=1881.5Nm，