第四章 万向节设计

1、第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 第一节 概述 第二节 万向节结构方案分析 第三节 万向传动的运动和受力分析 第四节 万向节设计 第五节 传动轴结构分析与设计 第四章 万向传动轴设计 第一节 概述 一、万向传动轴应满足的基本要求 1. 所连接的两轴，在一定的轴间夹角变化范围内， 能可靠 地传递动力; 2. 保证所连接的两轴能均匀运转； 3. 由于万向节夹角的存在而产生的附加载荷振动和噪声应在 允许范围内。 4. 传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造维修容易。 二、万向传动轴的组成 万向传动轴由三部分组成 万向节 传动轴 中间支承 分 类 定 义 不等速 万向节 万向节连接的两轴夹角

2、大于零时， 输出轴和输 入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动， 但 平均角速度比为 1 的万向节。 准等速 万向节 在设计角度下工作时， 以等于 1 的瞬时角速度 比传递运动，在其它角度下工作时，瞬时角速 度比近似等于 1 的万向节。 刚 性 万 向 节 等速 万向节 输出轴和输入轴以等于 1 的瞬时角速度比传 递运动的万向节。 挠性万向节 万向节的扭转方向有弹性的万向节。 三 分类 1. 万向节分类 2.传动轴分类 独立悬架不能传递纵向力时，用闭式万向节，万向 节传动轴包在管内，由管传递纵向力到车架或车身 。 开 式 复 式 单 式 三万向节、两轴传 动 四万向节、两轴传 动 闭 式 一、万

3、向节结构方案分析 第二节 万向节结构方案分析 准等速万向节 等速万向节 球叉式万向节 球笼式万向节 形式 特点 十字轴 万向节 双联式万 向节 凸块 式万 向节 三销轴 式万向 节 圆弧槽式 直槽式 Birfield 型 伸缩型 结构 简单 复杂 简单 复杂 简单 简单，紧凑 多 零件 少 多 少，形 状复 杂 多，形 状复杂 少，形状复杂 形状复 杂 形状简 单 夹角 小 大 5060 大 50 大 45 32 33 20 42 20 效率 高 （0.970.99） 高 低 高 高 效率 高 （0.97 0.99） 高 低 高 高 寿命 长 长 较短 长 短 尺寸 小 大 较大 大 较小 较

4、小 对密封 性要求 可靠 可靠 可靠 可靠 可靠 可靠 对润滑 要求 良好 良好 良好 良好 良好 良好 制造 容易 容易 容易 难 难 容 易 要求 精度 高 工作可 靠性 可靠 可靠 可靠 可靠 不可靠 可靠 继上表 继上表 制造成 本 低 稍高 高 稍高 高 应用 普遍 中型越野 车 中，重型越 野车 轻，中 型越野 车 断开式 驱动桥 广泛，独立悬 架转向驱动桥 上 夹角由4增至16，滚针轴承寿命降至原来的25% 工作面为滑动摩擦低，且易磨损寿命短 只有传力钢球与滚道之间有预紧力作用时，才能保证等角速传动。 当磨损后，预紧力消失，两球叉可轴向窜动，破坏了传动等速性。 二、十字轴万向 1

5、.组成 主、从动叉 十字轴 滚针轴承 滚针轴承的轴向定位件 橡胶密封件 2.滚针轴承的轴向定位方式（图4-1） 盖板式 卡环式 定位方式 特点 普通型 弹性 外卡式 内卡式 瓦盖固 定式 塑料环定 位式 零件数 多 少 少 多 少 结构 复杂 简单 简单 复杂 简单 质量 大 小 小 大 小 拆装 方便 方便 方便 方便 不方便 工作 可靠 可靠 可靠 可靠 可靠 制造工艺 简单 简单 简单 复杂 简单 十字轴轴向窜动 有 没有 很小 很小 有 很小 有轴向窜动将使传动轴的动平衡状态遭受破坏。 3.挠性万向节： 两轴之间通过橡胶盘、橡胶金属套筒、铰接块、六角环形橡胶圈 等之一的弹性元件来实现连

6、接。 主要特点有： 1)能减少传动系的扭转振动； 2)能减少传动系的动载荷； 3)能减少的噪声； 4)无需润滑； 5) 结构简单； 6)适用于轴间夹角不大（35）和有很小的轴向移动处。 如变速器与分动器之间等。 第三节 万向传动的运动和受力分析 一 、单十字轴万向节传动 研究运动学的目的： 求得保证所连接的两轴能够均匀等速运转的条件 是什么？ 由机械原理可知： （1） 由（1）式得： （2） 假设： =常数 将（2）式对时间求导数，得到角速度： cos 21 tgtg cos 1 2 tg arctg dt d dt d 1 1 22 2 cossin1 cos 1 1 dt d 主动轴角速度

7、 2 2 dt d 从动轴角速度 1 22 1 2 cossin1 cos 又=常数cos ，sin皆为常数，则 1 2 1 2 cos f 是周期为180的函数， 也是周期为 180的周期函数。 1 2 cos 1 2 若 =常数，则 每转一周变化两次。 1 2 分析： 1.当 时 则 （4） 为最大值，若 常数， 则 360,180,0 1 1cos 1 cos 1 cos cos sin1 cos 2 1 2 2 1 2 1 1max2 cos 1 2.当 时 则 为最小值，则 270,90 1 0cos 1 cos 1 2 1 2 1min2 cos 将从动轴转动的角速度时快、时慢现象

8、，称 之为运动的不等速性。 用转速不均匀系数K来表示不等速性： 1 min2max2 K 1 11 cos cos 1 cos cos 1 cos cos1 2 tg sin 只要知道 ，就可求得K 3.从动轴上力矩M2的变化 忽略摩擦损失后，输入、输出轴上的功应相等： 2211 TT 1 2 2 1 T T 将（3）式代入上式，得： cos cossin1 1 22 12 TT （5） 设 不变，则 为 。 1 T 2 1 12 TT 2 1 2 fT 当 最小时， 达 ： 1 2 2 Tmax cos 1 max2 T T 当 最大时， 达 ： 1 2 2 T min cos 1min2

9、TT 从动轴的转矩变化范围如下： cos cos 1 21 T TT 结论： 当 与 一定时， 在最大值与最小 值之间每转一转变化两次，其振幅依赖角 不同而变化。 不希望存在上述扭转振动力矩，为了 减少这个附加载荷，要求： 1) 减少 角； 2) 采用挠性万向节； 1 T 2 T 二、双十字轴万向节传动 若只有一个万向节传动轴，由 可知： 1)主动轴等速转动，则从动轴为不等 速转动； 2) 愈大，转动的不等速性愈大。 与 和 关系如下图所示： cos 21 tgtg 1 21 图中表明： 1) 从 时， 为负值，即从动轴比主动 轴转的快； 2) 从 时， 为正值，即从动轴比主动 轴转的慢； 3

10、) 主动轴转一周，从动轴有两次比它快，两次比它 慢； 4） 角愈大，在同一个 值时，其 之差也 愈大。 090 1 21 1 90180 21 1 21 双十字轴万向节如下图所示： 主动轴转过 角，轴转过 角，则有： （6） 同时轴转过 角，则有： （7） 用式（7）除以式（6）得： 1 2 121 cos tgtg 1 223 cos tgtg 2 1 3 1 cos cos tg tg 若 21 则 31 结论： 满足双万向节传动轴等速旋转的条件是： 1) ； 2）传动轴上两端叉子应位于同一平面内 。 21 第四节 万向节设计 一 、计算载荷Ts 位置 计算方法 用于变速器与 驱动桥之间

11、用于转向驱动桥 按1max ,iTe 来确定 n ikiTk Tse f1maxed 1 n2 iikiTk Tse 0f1maxed 2 按驱动轮打 滑来确定 mm0 r22 1SS ii rmG T mm r11 2SS i 2 rmG T 按日常平均 使用转矩来 确定 nii rF T mm0 rt 1SF ni 2 rF T mm rt 2SF 其中： Temax为发动机最大转矩()； n为计算驱动桥数； 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； 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； 为轮胎与路面间

12、的附着系数； 为车轮滚动半径(m)； 为主减速器传动比； 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； 1 i 2 G 2 m r r 0 i m i m 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， 对于轿车，对于货车； 为日常平均牵引力(N)； 为分动器传动比； 为猛接离合器所产生的动载系数。 1 G 1 m t F f i d k 应用： 1.静强度计算时，计算载荷 取 和 的最小 值，或取 和 的最小值； 2.进行疲劳寿命计算时，计算载荷取或。 Ts 2 Tse 2 Tss 1 Tse 1 Tss 二、十字轴万向节

13、设计 1.损坏形式： 1)十字轴轴颈，滚针轴承磨损； 2)十字轴轴颈，滚针轴承碗表面出现压痕和 剥落； 3)十字轴轴颈根部处折断。 2.抗弯强度： 设各滚针对十字轴轴颈中点作用力为F 则 为万向传动的最大夹角。 cosr2 Ts F ww W SF 32 4 2 4 1 dd w MPa w 350250 3.剪切应力 )dd( F4 2 2 2 1 式中， =80120 MPa 。 4.滚针轴承接触应力 为一个滚针所受的最大载荷(N) I 为滚针列数； Z为每列中的滚针数。 b n 01 j L F ) d 1 d 1 (272 n F Zi F6 .4 Fn 3000 j MPa3200

14、5.材料 材料 热处理 表面硬度 HRC 十字轴 万向节叉 轴承碗 20CrMnTi、20Cr、20MnVB 40 号或 45 号中碳钢 GCr15 渗碳淬火 调质处理 5864 1833 三、球笼式万向节设计 1.失效形式 1)工作表面（钢球与接触滚道表面）的疲 劳点蚀； 2)磨损损坏。 2.主要尺寸的确定 1)钢球直径d d应符合国家标准 2）其它相关尺寸按P95提供的经验数据确 定 3 2 101 . 2 Ts d 第五节 传动轴结构分析与设计 一、传动轴结构分析 1.滑动叉和花键轴构成滑动花键要求： 车桥下落时两者不脱落 车桥上跳时两者不顶死 2.为减少花键处滑动阻力和磨损要求： 1)

15、对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层； 2)以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率 （在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件）； 3)涂润滑油，并防尘； 4)应按标记装配，防止破坏动平衡。 二、计算 1.计算传动轴临界转速 传动轴由壁厚1.852.50mm左右薄壁钢管，在两端 焊有接头制成。 由于： 1)轴管壁厚不均匀，即材料本身质量分布不均匀，使 质量质心与转动中心不重合； 2)制造误差，如动平衡不好； 3)装配误差 使传动轴质心与转动中心不重合，于是旋转着的传 动轴因质量偏心而产生离心惯性力，它并且是引起传动轴 弯曲振动的干扰力。此干扰力频率与传动轴的转速相同。 当传动轴的工作转速等于它的弯曲

16、振动固有频率时出现共 振，使振幅急剧增加，传动轴有折断危险。此转速称临界 转速nk。 假设：沿全长传动轴断面尺寸相同，两端自由支承 梁的最大挠度 ym发生在Lc/2处 r/min 2 c 2 c 2 c8 k L dD 102 . 1n 使用时传动轴可能产生的最大转速若是nmax， 则设计时要求满足下述条件： 0 . 22 . 1 max n n K k 分析： 1)欲 nk应缩短Lc，且效果显著； 2)欲 nk应增加Dc，dc 经验： Lc1.5m时，应断开，采用中间支 承结构。 2.轴管扭转应力 3.花键轴处扭转切应力 为花键轴的花键内径 安全系数取23 c )dD( TsD16 c 4 c 4 c c c MPa c 300 h 3 h h d Ts16 h d 4.花键轴的挤压应力y 常用矩