中卡传动轴的设计

目 录中文摘要 2英文摘要 31 绪论41.1本课题研究的意义与目的41.2国内外发展概况42 传动总成运动的理论分析计算7 2.1万向节传动的运动分析7 2.1.1万向节传动7 2.1.2双万向节传动8 2.1.3多万向节传动9 2.1.4万向传动的计算载荷12 2.1.5万向节的设计计算13 2.2传动轴的设计16 2.3花键的设计18 2.4中间支承193 万向传动轴的设计计算21 3.1传动轴结构方案的选择21 3.2 传动轴的内外径尺寸21 3.3 花键的设计计算223.4 万向节的计算233.5 传动轴布置243.6 花键滑动长度284 总结展望335 谢辞34参考文献34传动轴的设计摘要：传动轴是发动机前置后驱汽车的动力传递重要组成部分。本设计注重实际运用，考虑整车的总体布置，改进了一些设计方法，力求整车结构及性能更为合理。传动轴是把变速器的转动和转矩传到主减速器的轴，是两节的由十字轴万向节连接。传动轴是由轴管、伸缩花键和万向节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输。万向节是由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。重型汽车使用的传动轴万向节采用滚针十字轴轴承，配合以短而粗的十字轴，可传递较大的转矩。传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，计算传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，合理优化了轴与轴之间的角度。关键词：传动轴，花键，十字轴万向节，角度Abstract:Propeller shaft is an important part of the cars which have front-engine rear-drivelayouts.The design foucs on practical application, considering the overall layout of the vehicle, optimizing the design to improve a number of methods ,to make the structure and performance more reasonable. The propeller shaft transmit thetorque from the tansmission to the rear-mounted driving axles. It is made of the two section staff connecting with cross type universal joint. propeller shaft is made of tube, sliding joint , universal joint.The spline can adjust the distance automatically. The universal joint the couping of final drive and transmission so that either part can move to allow for differences in motion. The universal joint is made of yoke , spider and bearing .The universal joint of the heavy duty batteries choosing needle bearing and squatter spider can transmit larger torque.The layout of propeller shaft will affect the service life of the universal joint ,final drive directly.The main consideration of the design of the shaft is critical rotationl speed of shaft,the size of spline shaft and tubuar section, checking torsional strength and critical rotationl speed, fixing reasonable safety factor , optimized the angle between the axis. Keywords：propeller shaft, spline, cross type universal joint, angle1 绪 论1.1 本课题研究的意义与目的传动轴是发动机前置后驱汽车的动力传递重要组成部分，本设计注重实际运用，是建立在参考国内轻卡中卡货车的动力设计的基础之上，考虑整车的总体布置，改进了一些设计方法，力求整车结构及性能更为合理，使用寿命更长，振动噪声更小。 本设计中的传动轴是两节的，由十字轴万向节连接。传动轴是由轴管、伸缩花键套和万向节组成。伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化。万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输。万向节是由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，分析出传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，更合理优化了轴与轴之间的角度。采用新方法计算花键的伸缩滑动量。1.2 国内外发展概况汽车上的万向节传动常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递动力。在发动机前置后轮驱动(或全轮驱动)的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器(或分动器)输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动(图11a、b)。当驱动桥与变速器之间的距离不大时，常采用两个万向节和一根传动轴的结构。当驱动桥与变速器相距较远，使得传动轴的长度超过1.5m时，为提高传动轴的临界转速以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根(或三根)，万向节用三个(或四个)。此时，必须在中间传动轴上加设中间支承。万向节所连两轴之间的夹角，对一般货车，最大可达1520，对于4x 4越野汽车(特别是短轴距的)，最大可达30。在转向驱动桥中，由于驱动轮又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而变，这时多采用球叉式和球笼式等速万向节传动(图11c)，其最大夹角(相应为车轮最大转角)可达3042。当后驱动桥为独立悬架结构时也必须采用万向节传动(图11d)。如果由于总布置的需要，变速器与离合器(或分动器)不直接连接而离开一定距离，为避免因安装不准确和车架变形在传动机构中引起附加载荷，也需要采用万向节传动(参看图11b)。此时多用普通十字轴万向节或柔性万向节，其工作角度一般不大于23。万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和柔性万向节两类。刚性万向节又可分为不等速万向节(常用的为普通十字轴式)，等速万向节(球叉式，球笼式等)，准等速万向节(双联式，凸块式，三销轴式等)。万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力，保证所连接两轴尽可能同步(等速)运转，由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。图11 万向节传动在汽车传动系中的应用万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时能可靠地传递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。十字轴万向节 典型的十字轴万向节主要由主动叉、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(图12a、b)、卡环式(图12c、d)、瓦盖固定式(图12e)和塑料环定位式(图12f)等。盖板式轴承轴向定位方式的一般结构(图12a)是用螺栓1和盖板3将套筒5固定在万向节叉4上，并用锁片2将螺栓锁紧。它工作可靠、拆装方便，但零件数目较多。有时将弹性盖板6点焊于轴承座7底部(图12b)，装配后，弹性盖校对轴承座底部有一定的预压力，以免高速转动时由于离心力作用，在十字轴端面与轴承座底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。卡环式可分为外卡式(图12c)和内卡式(图12d)两种。它们具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。瓦盖固定式结构(图12e)中的万向节叉与十字轴轴颈配合的圆孔不是一个整体，而是分成两半用螺钉联接起来。这种结构具有拆装方便、使用可靠的优点，但加工工艺较复杂。塑料环定位结构(图12f)是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽。当跟针轴承动配合装入万向节叉到正确位置时，将塑料经万向节叉上的小孔压注到环槽中。待万向节叉上另一与环槽垂直的小孔有塑料溢出时，表明塑料已充满环槽。这种结构轴向定位可靠，十字轴轴向窜动小，但拆装不方便。为了防止十字轴轴向窜动和发热，保证在任何工况下十字轴的端隙始终为零，有的结构在十字轴轴端与轴承碗之间加装端面止推滚针或滚柱轴承。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(图12a)，反装的单刃口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。当向十字轴内腔注入润滑油时，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。图12b为一轿车上采用的多刃口油封，安装在无润滑油流通系统且一次润滑的万向节上。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l/4。图12 滚针轴承轴向定位方式a）普通盖板式 b）弹性盖板式 c）外卡式 d）内卡式 e）瓦盖固定式 f）内卡环 1 螺栓 2 锁片 3 盖板 4 万向节叉 5 套筒 6 弹性盖板 7 轴承座 8 外卡环 9 内卡环2 本论文所应用到的基础理论知识2.1 万向节传动的运动分析2.1.1 万向节传动（普通十字轴万向节）图21 十字轴万向节 如图21所示，普通十字轴万向节的主动轴与从动轴转角间的关系式为 （2.1） 式中，为主动轴转角，定义为万向节主动叉所在平面与万向节主、从动轴所在平面的夹角；为从动轴转角；为主动轴与从动轴之间的夹角。设万向节的夹角保持不变，将式（2.1）对时间求导，并把用表示，则得 （2.2）由于是周期为的周期函数，所以保持不变的条件下，转速比也是一个周期为的函数。如果保持不变，则每周变化两次。因此主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即普通十字轴传动的不等速性。十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数K表示 （2.3）2.1.2 双万向节传动当输入轴与输出轴之间存在夹角时，单个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的。为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动。在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。当输入轴与输出轴平行时(图22a)，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图22b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动，当输入轴与输出轴相交时(图22c)，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能被此平衡，传动轴发生如图22d中双点划线所示的弹性弯曲，从而对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力、此径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支承上引起反力。图21 附加弯矩对传动轴的作用为使处于同一个平面内的输入与输出轴等速旋转，在汽车传动系中常采用双万向节传动。如图22a、22c所示给出两种通常采用的方案，共同特点如下：（1）与传动轴相连的两个万向节叉布置在同一个平面内。（2）两万向节与传动轴的夹角相等，即 。这样布置，即 （2.4）这样可以保持等角速度传动。2.1.3 多万向节传动（普通十字轴式万向节）多万向节传动的运动分析是建立在但万向节运动分析的基础的。下面分析三万向节传动的等速条件，如图23 图23多万向节传动图23a所示方案中， （2.5） （2.6） （2.7） （2.8）图23b所示方案中， （2.9） （2.10） （2.11） （2.12）多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差的计算公式与但万向节的相似，可以写成 （2.13）式中，为多万向节的当量夹角；为主动叉的初相位角；为主动叉转角。上式表明多万向节传动轴输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角。 假设多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，各传动轴两端的万向节叉平面的夹角为0或，则当量夹角为 （2.14）式中，等为各万向节的夹角。正负号的确定：当第一万向节的主动叉处在各轴线所在平面内，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。为使多万向节传动输出轴与输入轴等速，应使0。万向节传动输出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和噪声级驾驶室内的谐振噪声。因此在设计多万向节传动时，总希望其当量夹角尽可能小。一般设计时，应使空载和满载两种工况下不大于，另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值应加以限制。对于乘用车，；对于商用车，。表21 各种转速下推荐采用的最大夹角值传动轴转速（r/min）6000450035003000250020001500夹角（）34567912表22 传动轴长度、夹角及安全工作转速的关系传动轴长度（mm）0-11401140-15201520-1830夹角（）0-60-6066安全工作转速（r/min）0.900.850.800.652.1.4 万向传动的计算载荷万向传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。计算载荷的计算方法主要有三种，见表23。表23 万向传动轴计算载荷位置计算方法用于变速器与驱动桥之间用于转向驱动桥按发动机最大转矩和挡传动比来确定按驱动轮打滑来确定按日常平均使用转矩来确定表23各式中，T为发动机最大转矩，n为计算驱动桥数，取法见表24，为变速器一挡传动比，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，为最大变矩系数，为满载状态下一个驱动桥上的静载荷(N)，为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轿车：1.21.4，货车：1.11.2；为轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路面上，可取0.85，对于安装防侧滑轮胎的轿车，可取1.25，对于越野车，值变化较大，一般取1，为车轮滚动半径(m)，为主减速器传动化。为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，为满载状态下转向驱动桥上的静载荷(N)。为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，轿车：0.800.85，货车：=0.750.90；为日常平均牵引力(N)；为分动器传动比，取法见表24；为猛接离合器所产生的动载系数，对于液力自动变速器，l，对于具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，3，对于性能系数0的汽车(一般货车、矿用汽车和越野车)，1，对于0的汽车，2或由经验选定。性能系数由下式计算 （2.15）式中，为汽车满载质量（若有挂车，则要加上挂车质量）（kg）。表24 与的选取车型高档传动比与低挡传动比关系12 23对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取和的最小值，或取和的最小值，即或，安全系数一般取2.53.0。当对万向传动轴进行疲劳寿命计算时，计算载荷、取。2.1.5 万向节的设计计算十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴颈和滚针轴承的磨损，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，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。设滚针对十字轴轴颈的作用力合力为F，如图24所示，则 （2.16）式中，T为传动轴计算转矩（N），取在发动机最大转矩下且变速器处于一档是的转矩和满载汽车的驱动轮最大附着力矩（）的换算转矩两者中的较小值；r为合力作用线与十字轴中心之间的距离（mm）；为万向节的最大夹角（）。十字轴轴颈根部的弯曲应力和剪切应力为 （2.17） （2.18）式中，为十字轴轴颈直径（mm）；为十字轴油道孔直径（mm）；s为力作用点到轴颈根部的距离（mm）；为弯曲应力许用值，为切应力许用值。图24 十字轴受力图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赃物阻滞卡住，合适的间隙为0.0090.095mm，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0.20.4mm。图 25十字轴弯曲应力应不大于250350N/mm2；剪切应力不大于80120N/mm2。十字轴滚针轴承的接触应力为 （2.19）式中，d为滚针直径（mm）；L为滚针工作长度（mm）；d1为十字轴轴颈直径（mm）；为在力F作用下一个滚针所受最大载荷（N）。 （2.20）式中，为滚针列数；Z为每列中的滚针数。 万向节叉与十字轴轴颈组成连接支承，在力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，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力和扭应力应满足 （2.21） （2.22）式中，W、Wt分别为截面BB处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面：，；椭圆形截面：，；h、b分别为矩形截面的高度和宽或椭圆形截面的长轴和短轴；k是与h/b有关的系数，按照表25选取；e、a如图25所示；弯曲应力的许用值为5080MPa，扭应力的许用值为80160MPa。 表25 系数k的选取h/b1.01.51.752.02.53.04.010k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2820.312十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、装配精度以及润滑条件等有关。当时，可按下式计算 （2.23）式中，为十字轴万向节传动效率；为轴颈与万向节叉的摩擦因数，滑动轴承：=1.150.20，滚动轴承：=0.050.10；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%。十字轴常用材料为20CrMnTi、20Cr、20MnvB等低碳合金钢，轴颈表面进行渗碳淬火处理。渗碳层深度为0812mm，表面使度为5864HRC，轴颈端面硬度不低于55HRC，芯部硬度为3348HRC。万向节叉一般采用40或45中碳钢调质处理，硬度为1833HRC，该针轴承碗材料一般采用GCrl5。2.2 传动轴的设计传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层；有的则在花键槽中放人滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。有时对于有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。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，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。传动轴的设计主要内容是选择传动轴长度和断面尺寸。在选择传动轴长度和断面尺寸时要着重考虑使传动轴有足够的临界转速、扭转刚度。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定性的最低转速，它决定与传动轴的尺寸、结构及其支承情况。假设传动轴为断面均匀一致，两端自由支承的弹性梁，如图26所示。图26 传动轴临界转速计算简图设轴的质量m集中于O点，且O点偏离旋转轴线的量为e，当轴以角速度旋转时，产生的离心力为 （2.24）式中，为轴在离心力作用下产生的挠度。与离心力相平衡的弹性力为 （2.25）式中，为轴的侧向刚度，对于质量分布均匀且两端自由支承于球形铰接的轴，；E为材料的弹性模量，可取；J为轴管截面的抗弯惯性矩，。 （2.26） （2.27）认为在达到临界转速的角速度时传动轴将破坏，即，则有 （2.28） （2.29）对于传动轴管有 式中D、d为传动轴管的外径及内径（mm）；L为传动轴的支承长度，取两万向节的中心距（mm）；为轴管材料的密度，对于钢=。 （2.30）则得传动轴的临界转速（r/min）为 （2.31）在D、L一定时，空心轴的临界转速要比实心轴的高，并且节省材料。在设计传动轴时，要使传动轴的最高转速小于0.7，这样一般可获得满意的结果。 传动轴轴管的断面尺寸还应保证有足够的扭转刚度。轴管的扭转应力应满足 （2.32）式中，T为传动轴的计算转矩（N）；为许用扭转应力。2.3花键的设计对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力（MPa）应满足 （2.33）式中，为花键轴的花键内径（mm）。传动轴花键的齿侧挤压应力应满足 （2.34）式中，为花键转矩分布不均匀系数，=1.31.4；、为花键外径和内径（mm）；为花键有效工作长度（mm）；花键齿数；为许用挤压应力（MPa）。2.4 中间支承 在长轴距汽车上，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，常将传动轴分段。在轿车中，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、也将传动轴分成两段。传动轴分段时，需加设中间支承。图28 橡胶弹性中间支承中间支承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由于发动机窜动或车架等变形所引起的位移。图为日前广泛采用的橡胶弹性中间支承，其结构中采用单列滚珠轴承。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴不平衡、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。当这些周期性变化的作用力的频率等于弹性中间支承的固有频率时，便发生共振。图为摆臂式中间支承，摆臂机构能适应中间传动轴轴线在纵向平面的位置变化改善了轴承的受力状况，橡胶衬套能适应传动轴轴线在横向平面内少量的位置变化。中间支承的固有频率可按下式计算， （2.45）式中，为中间支承的固有频率(Hz)；为中间支承橡胶元件的径向刚度(Nmm)；m为中间支承的悬置质量(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座所受质量之和。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度，使固有额率对应的临界转速n60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。一般许用临界转速为10002000 rmin，轿车取下限。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10002000rmin，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为5001000rmin。图29 橡胶弹性中间支承剖面图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、传动釉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，应在冷却后再进行动平衡检验。传动轴的不平衡度，对于轿车，在30006000rmin时应不大于2535gcm；对于货车，在10004000rmin时不大于50100gcm。另外，传动轴总成径向全跳动应不大于0.50.8mm。3 万向传动轴的设计计算3.1 传动轴结构方案的选择一、十字轴万向节：典型的十字轴万向节主要由主动叉、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。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。二、准等速万向节： 双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。为了保证两万向节连接的轴工作转速趋于相等，可设有分度机构。偏心十字轴双联式万向节取消了分度机构，也可确保输出轴与输入轴接近等速。双联式万向节的主要优点是允许两轴间的夹角较大（一般可达50，偏心十字轴双联式万向节可达60），轴承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。综上考虑成本、传递扭矩的大小、等速要求等选择十字轴万向节。此外当传动轴长度超过1.5m时，为了提高以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根，万向节用三个，而在中间传动轴上加设中间支承。3.2 传动轴的内外径尺寸传动轴最高转速 临界转速 由 得取D=89mm d=82mm 应力强度 许用切应力 能保证足够刚度3.3 花键设计计算花键内径选取，通过最大扭矩求内径由得初选花键尺寸：内径 外径 齿数 n=16键宽 5mm验证齿侧工作挤压强度 （取转矩分布不均匀系数） 其中取在载荷作用下移动的动联接许用挤压应力=13Mpa由此推算花键长度 花键过长重选花键尺寸外径内径齿数此时花键长度3.4 万向节的计算滚针对十字轴颈的作用合力F， 其中 十字轴轴颈根部的弯曲应力 十字轴轴颈根部的剪切应力十字轴滚针的接触应力其中 取一个滚针所受最大载荷轴承的接触应力为3.5 传动轴布置前后跨度3000mm，减去两端十字轴叉长度160mm，传动轴分成两节，取前节1500mm，后节1340mm。角度如图31图31静扰度=63mm；空载高度差：241mm；满载高度差：由角度关系得方程1 （变速箱输出轴水平，驱动桥输入与水平夹角成1）由多十字轴万向节传动等速条件得方程（2）用表示、由于旋转不均匀而产生的惯性力矩很大，考虑满载比空载传动轴的负荷大，满载时传动轴、主减速器等工况最为恶劣，首先满足满载等速条件，不是把完全等速点设计在满载与空载之间，故设计安排此时传动轴的输出与输入完全等速。再根据高度列出方程（3）： （3）把代入（3）式，得的值随着变化的曲线图： 图32表31（）0.10.20.30.40.50.60.70.80.91.11.21.3空载高度（mm）151822242524195-49194141127（）1.41.51.61.71.81.92.02.12.22.32.42.5空载高度（mm）122121122124127131134138142146151155（）2.62.72.82.93.03.13.23.33.43.53.63.7空载高度（mm）159164169173178182187192197201206211从曲线图可以看出有三个解符合，进一步精确可得出=1.0029、1.12、3.0。（1）=1.0029时满载 =173.4 当量夹角空载当量夹角 （2）=1.12时满载 当量夹角空载 当量夹角 （3）=3.0时 满载 =1.3-3.3当量夹角 空载 =4.0 当量夹角 综合考虑以上三个解，汇总于表32表32=1.0029=1.12=3.0满载空载满载空载满载空载173.48.25.28.71.34.0173.48.25.38.83.36.01.001.000.450.730.23.28（1）、（2）两种情况下，空载和满载时的当量夹角 很小，但是万向节2和3夹角过大，会造成动力总成支承和悬挂弹性元件的振动载荷，引起它们的振动。此外轴间不等速特别严重，还能引起齿轮的冲击和噪声。 方案选取第三种情况，此时空载的当量夹角3.28虽然大于3，考虑到此时车子的空载，负荷很小，动载荷很低，对传动系破坏很小。此时的角加速度幅值 远小于600。3.4 花键的滑动长度计算图33 后桥跳动时传动轴运动分析图33为后桥跳动时传动轴运动分析的几何示意图。图33中，点D是后桥的转动圆心，即圆心D在比主卷耳中心高(为主片中心线处的卷耳半径)、比主卷耳中心后移(为板簧的半长)位置处；点O是传动轴输入端的万向节中心；点是初始位置时传动轴输出端的万向节中心；点是后桥跳动位移h后传动轴输出端的万向节中心；点是初始位置时第1片钢板弹簧中心；点是后桥跳动位移h后的第1片钢板弹簧中心。为了分析后桥跳动对传动轴参数的影响规律,建立坐标系如图33所示，即以传动轴输入端的万向节中心点O为坐标系的原点；过点O向前为x轴(平行于变速器输出轴的轴线)的正向；y轴为过点O且垂直于x轴，以向上为正向。分析过程中，认为各构件均为刚体，不存在变形和间隙。当悬架为钢板弹簧时，后桥壳在车轮上、下跳动时作平移运动，因此，分析后桥跳动对传动轴振动影响时，只考虑后桥质心的上、下平动即可。当后桥跳动h后，图中点以为半径、以点D为圆心运动到点。在后桥上跳期间，由于点和点处于同一个刚体，所以其夹角r保持不变。为了求出运动关系，假设在后桥上跳期间十字轴的各部分长度相等，均为r。初始位置时，传动轴的输入角为，输出角为；后桥跳动h后，传动轴的输入角为，输出角为。初始时刻矢量分析模型中各点求解:求点规定传动轴输入角是传动轴轴线和水平线之间的夹角。点到O点距离保持不变，即。向量和x轴之间的夹角为，即由以上条件得到方程组如下: （3.1）由图33可知, 求点规定后桥俯仰角是后桥输入轴轴线和传动轴轴线之间的夹角。点到点距离保持不变, 即。为向量和向量之间的夹角, 即 （3.2）由以上条件得到方程组： （3.3）求点规定角度是后桥输入轴轴线和矢量之间的夹角。点到点距离保持不变, 即。向量和向量之间的夹角保持不变, 即 （3.4）由以上条件得到方程组: （3.5）求点规定角度是矢量和矢量之间的夹角。点到点距离保持不变，即向量和向量