传动轴设计指南介绍

1、万向节和传动轴设计指南奇瑞汽车有限公司乘研三院底盘部设计指南编制：梁晋审核：吕波涛批准：冯贺平20目 录 1概述 21.1 向节和传动轴综述 21.2 向节的类型及适用范围 21.3 向节结构及工作原理 2 2设计构想 82.1 原则和开发流程 82.2 本的设计参数制定 92.3 架试验 25 3材料及加工 26 4图纸模式 274.1尺寸公差 274.1文字说明 27 1概述 1.1 向节和传动轴综述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。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 化时，能可靠的传递动力；保证所连接两轴尽可

2、能同步（等转速）运转；允许相邻两轴 存在一定的角度；允许存在一定轴向的移动。 1.2 向节的类型及适用范围万向节按其在扭转方向上是否由明显的弹性可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节又可分为不等速万向节（常用的十字轴式），准等速万向节（双联式、三销轴式 等）和等速万向节（球叉式、球笼式等）。等速万向节，其英文名称为constant velocity universal joint ,简称等速节（cvj。cvj的分类如下（德国分类）fixed joint（固定端万向节）ac:椭圆截面滚道rf:圆形截面滚道uf:尖拱形截面滚道plunging joint（ 移动端万向节）doj双偏置式万向节gi

3、:三球销式万向节vlj:斜滚道球笼万向节以上是乘用车常用等速节的英文及德文缩写，对应着不同的结构与性能，这在下边 的章节中会提到。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，因此普遍采用万向节传 动。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不断变 化，这时多采用球叉式和球笼式等速万向节传动。当后驱动桥为独立悬架结构时，也必 须采用万向节传动。万向传动装置除用于汽车的传动系外，还可用于动力输出装置和转 向操纵机构。因为轿车普遍采用等速万向节，所以本设计指南重点介绍等速节驱动轴。 1.3

4、 向节结构及工作原理1.3.1万向节结构131.1十字轴式刚性万向节，如下图所示:图16-3|字轴式刚件万向节1-轴承蓑1工启-万向恃乳3-油傀2 土字辆,5-安仝蚓* 7-油封*曰-淑计“”套商131.2固定端球笼式等速万向节，如下图所示（ac/rf/uf仅钢球滚道截面形状不同）131.3移动端球笼式等速万向节（doj，如下图所示:球bwdo hausin管形壳fmtet ( in c1 1.3.1.4移动端球笼式等速万向节（gi）,如下图所示:* 幺 二、pider；* - jt, i t y八#扫环 re tabling rittv131.5移动端球笼式等速万向节（vl）:131.6等速

5、驱动轴结构固定节防尘罩阻尼减震圈防尘罩移动节 花键上图所示为常见的轿车等速驱动轴结构， 包括固定端万向节与移动端万向节及中间 花键轴杆，万向节由防尘罩进行密封，内部充入润滑油脂，防尘罩通过卡箍联接固定到 万向节与轴杆上，轴杆上装有阻尼减震圈，其作用是在工作中衰减轴杆的振动，从而降 低噪声，这个效果也可以通过将轴杆制成空心来实现。驱动轴两侧的花键与轮毂和差速 器分别配合联接。传动系的动力经过移动节、轴杆传递到固定节，移动节具有可轴向伸 缩的功能，但允许的轴间角度较小；固定节不可以轴向伸缩，但具有较大的轴间角度 以适应转向要求。1.3.2 等速驱动轴的安装方法以奇瑞公司s12+1.3l车型为例，如

6、下所示:1变速箱234编号零件号零件名称单车数量1s12-2203020ab/bb右等速节驱动轴总成12s12-2203010ab/bb左等速节驱动轴总成13s21-3001007左前转向节带盘 式制动器总成14s21-2203205螺母2将左等速节驱动轴总成2的内球笼花键插入变速箱输出端。依靠弹性挡圈涨开与变速箱限位固定。如图a所示差速弹簧圈将左等速节驱霸由总成2的外球笼花键插入左前转向节带盘式制动器总成3的前轮毂的花键槽中，如图b所示，通过驱动轴锁紧螺母4将驱动轴总成与前轮毂相连，螺母锁紧力矩270 10nj- mi使用工具对准驱动轴外球笼槽口处将驱动轴锁紧螺母4外缘砸入最终锁紧。安装过程

7、中注意对防尘罩的保护，避免被尖锐外物划伤。右等速节驱动轴总成1的安装同左等速节驱动轴总成2的装配方式。1.3.3 万向节的工作原理 1.3.3.1十字轴万向节的工作原理传统型式的万向节，主动轴（即动力输入轴）与从动轴（即动力输出轴）之间通过 十字形的关节联接，可以传递不同角度方向上的回转运动。其数学模型如下图所示，输 入轴=a轴在a平面上作旋转运动。输出轴=b轴在 b平面上作旋转运动。a轴和b轴 在同一条直线上时，a轴和b轴的转速相同。a轴和b轴之间有一定的角度旋转时，当 a轴从v旋转到w立置（车专角为45 ）时，b轴从v 旋转到w位置（转角大于45 ）。 当a轴从wb续旋转到x位置（转角为4

8、5 ）时，b轴从w旋转到x位置（小于45 ）。 在此900区间内，从动轴转速大于主动轴转速，且先加速后减速，当 a轴转到90时， b轴也转到900 。当a轴从x旋转到y位置（转角为45 ）时，b轴从x旋转到y位置（转角小于 45 ）。当a轴从y继续旋转到z位置（转角为45 ）时，b轴从y旋转到z位置（大 于45 ）。在此900区间内，从动轴转速小于主动轴转速，且先减速后加速，当 a轴转 到90时，b轴也转到90。下一个180的运动情况重复上述过程。由此可见，主动轴以等角速转动时，从动轴转动则是时快时慢，即指单个十字轴万 向节在有夹角时传动具有不等速性。这里所谓的“传动的不等速性”，是指从动轴在

9、运转一周的过程中角速度不均而言，而主、从动轴的平均转速是相等的，即主动轴转过一 周，从动轴也转过一周。单个十字轴万向节在有夹角时传动具有不等速性，将使从动轴及与其相连的传动部件产生扭转振动，从而产生附加的交变载荷，会影响传动系零部件寿命。为了实现两轴 间的等角速传动必须使用两个十字节，并且满足以下两个条件：第一万向节两轴间火 角%与第二万向节两轴间夹角 外相等；第一万向节的从动叉与第二万向节的主动叉 处于同一平面内。这样，第一个十字节的不等速效应就会被第二个十字节的不等速效应 所抵消，最终取得两轴等速的效果。在双十字节使用中，针对每一个十字节而言，只要存在轴间夹角1ml或口2,万向节在工作过程

10、中内部零件之间就有相对运动，因而导致摩擦损失，降低传动效率。夹角越 大，则效率越低。1.332等速万向节的工作原理上述双万向节传动虽能近似地解决等速传动问题，但在某些情况下，例如转向驱动 桥的分段半轴间，在布置上受轴向尺寸限制，不可能布置双万向节，而且转向轮要求偏 转角度大（3040。），因而上述双万向节传动已经难以适应，况且十字节的运转噪 声大，转向效果也差。所以需要利用一个万向节便能实现等角速传动，因而出现了等速 万向节。cvj的传动与轴间夹角没有关系，如下图所示（ac节），当输入轴a与输出轴b的 轴间夹角发生变化时，6个传动钢球的中心始终位于夹角的平分面上，因此，钢球中心 到a、b轴的垂

11、线段长度相等，而钢球在 a轴的回转面a面与在b轴的回转面b面的啮 合点位于钢球中心，所以两轴的角速度相同。中疝mint1cti 心 2设计构想2.1 设计原则和开发流程对于转向驱动桥，前轮既是转向轮又是驱动轮，作为转向轮，要求驱动轴固定节能在 最大转向角范围内任意偏转到某一角度；作为驱动轮，则要求驱动轴在车轮偏转过程中 不间断地把动力从差速器传递到车轮。因此转向驱动桥的驱动轴不能制成整体而要分段 中间用万向节连接，以适应汽车行驶时驱动轴各段的交角不断变化的需要。若采用独立 悬架,则在靠近差速器处也需要有万向节；若采用非独立悬架，只需要在转向轮附近装一 个万向节。等速驱动轴设计开发流程见下图:d

12、rive shaft的设计drive shaft layout册讨基本尺寸图 e/room layoutk.，drive shaft如格研讨设计构想书, pow pi电nt出力、车柄鲁邮尺寸车辆重鬓,谀计要求规格图的做成spec i f icftt i on的设定强度-耐久，振动噪音试验f、评价方法能计改良j、改良方案的具体化确认试脸之 、改良效果的确认开 发 流 程2.2 基本的设计参数制定驱动轴基本的设计参数包括万向节的结构和规格，与差速器和轮毂的接口尺寸、万 向节中心距、移距-摆角参数，强度、刚度和耐久性寿命的计算校核，nvh生能计算等等 一般来讲驱动轴的布置是在强度、刚度及耐久性计算完

13、毕，选定万向节结构和规格后进 行的，但是考虑到以上计算中使用到的一些参数是在布置后确定下来的，所以我们首先 介绍驱动轴的布置。2.2.1 驱动轴的布置在结构上，由于悬挂系统的上下运动，使万向节的角度发生变化，同时从变速箱端 到车轮端的驱动轴有效工作长度发生变化，如下图所示，r 2 r 1。针对这一变化， 要求驱动轴位于变速箱侧的万向节具备一定量的轴向伸缩滑移功能，同时具有一定量的摆角，以保证悬挂系统工作时可以正常的传递动力。这个滑移和摆角功能经过量化，便 成为了移动节的移距-摆角功能曲线。ie的运动和dri ve shahklfi 缩different ialdrive shaft长：r 2

14、a 1rl卜面以奇瑞公司s18+1.3l的驱动轴布置为例进行说明s18+1.3l驱动轴的布置流程在驱动轴内外端万向节的主要结构及接口尺寸确定之后，万向节的中心点也就确定 了。在catia软件中将外球笼数模与前转向节带盘式制动器总成、前滑柱的数模在整车 坐标系下进行装配。模拟前悬架的运动行程，从而找到前悬架上跳极限、满载、半载、 空载、下跳极限时所对应的外球笼中心点坐标，并将其记录下来。同时，将内球笼与差 速器的数模在整车坐标系下进行装配，找到内球笼的中心点坐标，并将其记录下来。（注: 因内球笼为移动节，在滑移过程中其转动中心的位置是动态变化的，所以这里记录的只 是一个参考中心点的坐标）如下图所

15、示：根据以上布置图，记录左、右驱动轴万向节的中心点在各个运动位置的坐标，并测 量相应位置的内外端万向节中心距，编制如下表所示的布置数据。通常选择满载与空载 位置下的内外端万向节中心距的平均值作为轴杆的特征长度，以此长度为半径，各位置 固定节中心为球心，求得与差速器轴线的交点，此交点与参考移动节中心的位移为移距 （滑出为负），然后将固定节中心与相应交点连线，测量连线与差速器轴线的夹角。外 球笼因为不具有伸缩滑移功能，所以只测量轴杆与轮毂轴线的夹角o左驱动轴序目位置固定节日口心坐标参考移劭节中台坐才雷距以海出为负）摆角（空间夹角）1上跳极限(597.90, -532.05h 1o2sq(563.8

16、65, *2915, 38.999)0. s2112. 0372满载c599,665, -632,887, 4435.725. 9883半载c599,s44, -632.21,完事两6. 40e5.9614空效(600.23t -530, 19,518)3. 0396.8285下跳极限(601.11, -61z12. -34,72)13.40713.77l=347tnin右驱动轴序目位置固定节口口心坐标参考移劭节中自坐才示侈距以滑出为负）摆角（空间夹角）1上跳极限(597.90* 632 05, 102.86)c563.865, -57 5* 38.999)-6. 076.。羽2满载(599

17、665, 632.887, 44 369)-4. 0413. 0193半载(599,s44, 632,219, 36.9s8)-3. 36434至会(600.23, 630, 19,51s)t7393.4415下跳极限(601.1b 6r7 12, -34.72)7. 6996.916 87.3mm将上表中所测量的各位置移距与摆角数据，与所选定的移动节的移距-摆角功能曲线做对比，如果测量的数据合理的分布在功能曲线内，即表示布置成功，否则便要重新 调整轴杆长度或者选择新的万向节结构。2.2.2 驱动轴的性能参数计算驱动轴的性能计算主要是万向节的性能计算，决定于整车的质量参数、发动机的参 数、传动

18、系的参数及轮胎的参数等等，主要涉及静扭转强度、扭转疲劳强度、耐久性磨 损寿命及nvh性能等等。以奇瑞公司s18+1.3l车型驱动轴性能计算为例进行说明，如下:、设计输入参数1 .车辆类别：4父22 .发动机参数型号：1.3na，排量：1.297l最大功率 pmax : 61kw/ 6000rpm最大扭矩 temax: 114 nm/38004500rpm3 .变速箱参数qr513mha速箱参数（汽油机）项目传动比一档速比3.545二档速比2.050三档速比1.423四档速比1.065五档速比0.865倒档速比3.364主减速比4.056前轴何qr (kg)满载轴荷7405.轮胎参数轮胎型号17

19、5/60r14,滚动半径rr 0.273m、万向节强度计算1 .最大驱动力矩tegmax (由发动机最大输出力矩temax传递而来)mttegmaxtemax ig 114 3.545 4.056maxz2820(nm)ig - i f ifd前轮或后轮驱动根据行驶方向，最大速比需考虑:if =i1刖进2 .驱动轴最大附着扭矩(由地面附着力通过轮胎传递而来) 前轮驱动：qf.740tamax = ： rs 口 9.8 fs -0.273 1 9.8 1 = 990(nm)乘用车非乘用车1.01.2前轮驱动后轮驱动fs1.01.23 .驱动轴需要承载的最大力矩 手动变速：因为:tegmaxtam

20、ax那么：tj max = tegmax4 .驱动轴应用力矩手动变速：tapp = tjmax fc = 820* 1.7= 1394(nm), f。= 1.7根据应用力矩可知，驱动轴的屈服力矩需要满足大于1394nm才能保证不失效，选用ac79及do79h向节的驱动轴其实测屈服力矩大于1900nm静扭转强度大于2800nm屈服强度安全系数，一般取1.01.1 ;所选万向节为1900/1394 = 1.36 ;静扭强度安全系数，一般取1.31.5。所选万向节为2800/1394 =2；结论：所选驱动轴强度满足要求。三、耐久性磨损寿命校核选用ac79固定节及do79b动节，其动态额定扭矩 md=

21、 289.6nm。因为整车经常处于空载和满载之间的工况行驶，所以选择空载和满载时内球笼轴问 夹角的均值p=7为考察对象，寿命目标值为100000km使用palmgren/miner原理进 行计算。1档2档3档4档5档档位利用率ax0.010.050.270.40.27各档总传动比ix14.378528.31485.7716884.319643.50844各档轴速比nx (rpm)288.62498499.11719.0271960.72821182.8619各档对应车速vx (km/h)29.705651.368974.003098.8791121.7413各档对应驱动力矩m x (nm)54

22、6.3838315.9624219.3241164.1463133.3207各档对应行驶时间lhx (h)92.924350.322848.4621712.2992640.056总的行驶时间lh(h)1105.659总的车速vm (km/h)95.268总行驶里程ls(km)105333.9最后得出结论，移动节行驶里程满足 10万公里可靠性要求。同理，可得固定节的 行驶里程也满足寿命要求。四、轴杆最小横截面直径计算：车轮打滑扭矩tss = 820nmsf :使用因素。 轿车： sf = 1.01.2取sf =1.0, dmin =y28；f =21.8（mm）,所选驱动轴轴杆上车加工槽的最小外

23、径为22mm21.8mmw 足要求。五、驱动轴模态分析建立几何模型，通过有限元分析，计算左右驱动轴总成各阶次振动频率。驱动轴总 成的固有频率要求：左右驱动轴的共振频率均大于200hz（通常汽油机最大转速为6000r, 根据fn =发动机最大转速（rpm）父阶次，影响最大是发动机2阶激励，因此fn = 200hz）60驱动轴固有振动频率简易计算方法：假定轴杆为均一断面时，固有振动频率按下式计算7 d i2 in 一一速比 ,. r倒档速比 f 速比i1或” fc -增扭系数（汽车最大发 动机扭矩起动） fs -增扭系数（汽车最大附着扭矩起动） d2726 口 口左轴：fn ： 0.202 102

24、= 0.202 102 = 446hz 200hzl134322右轴：fn = 0.202 10rs -静态加载轮胎半径（m） 2-d-= 0.202 107 6 =110.3hz ：二 200hzl2690由计算结果看，所选驱动轴右轴模态不符合要求，需要在轴杆上加装质量减震器对 振幅进行衰减或者使用空心轴杆方案提高故有频率进行改善。（精确的模态值需要 cae做相关分析或由nvh试验进行测量）。但最终是否有必要对现有方案进行改善还要根据 右轴的振动频率对车内噪声的影响大小来判定。以上计算过程中所用到的参数:g -从发动机到传动轴总传动比t 差速器速比fd减速器速比-ffl矩变换速比i ck 轮

25、胎附着系数max -万向节最大承受载荷扭 矩（nm）tegmax-最大变速扭矩（nm）（发动机输出）tamax -最大附着扭矩（nm）tapp 应用扭矩（nm）ty -万向节屈服扭矩qf -前桥载荷（kg）qr-后桥载荷（kg）z -驱动轮数以上为s18+1.3l+mt勺计算校核，对于at,只需要在计算驱动力矩时在总传动比中 代入液力变矩器的最大变矩系数即可，其他步骤同 mt 2.2.3万向节结构参数与尺寸制定 2.2.3.1万向节的结构与规格随着万向节技术的逐步发展与市场应用的不断成熟，各个万向节及驱动轴生产厂家 已经将万向节规格与参数系列化、标准化（如下图所示的尺寸d1d3, l1l3）,

26、以缩短开发周期及降低成本。各个厂家的万向节规格虽然大致上已经统一，但是性能上还是 有较大差异的，这与厂家的设计、材料选取及处理、试验和制造水平相关。所以，对整 车进行万向节选型时首先需要与各生产厂家沟通， 不同的厂家提供的万向节规格虽然相 似，但强度及磨损寿命还是有很大差别的，这一点非常重要。b j - assyt j - assy223.2万向节的尺寸制定万向节与差速器的接口尺寸的制定过程中，要保证万向节与半轴齿轮花键配合齿侧间隙为-0.02mm +0.08mm并且移动节的限位卡环尺寸要保证可以压缩到花键小径以 下，并能满足0.9kn4.5kn的拉脱力要求。万向节与轮毂的配合也要满足花键配合

27、齿 侧间隙为-0.02mm+0.08mm并且螺纹尺寸要能满足锁紧螺母的拧紧力矩而不发生脱 扣。同时，从布置角度考虑，万向节金属结构部分要与周边各零部件保证至少 5mmi勺问 隙，以避免运动干涉。而对于防尘罩来讲，要考虑到受热后其回转直径不能大于 15%勺 膨胀量。关于粗糙度和形位公差的确定。移动节轴颈与变速箱油封配合处，为保证油封的密 封效果，轴颈处粗糙度一般选 0.8、0.63或者0.4。移动节、固定节轴承配合端面垂直 度取0.05。形状和位置公差 gb/t1182-iso1302 表面粗糙度符号按 gb/t131-iso1302 形状和位置的未注公差按 gb/t1184-k,线性尺寸的未注

28、公差按 gb/t1804-m,角度的未注 公差按 gb/t11335-m 2.2.4驱动轴强度及滑移-摆角曲线cae分析 2.2.4.1驱动轴强度分析1 .万向节最大承受载荷扭矩tj max = nm2 .零部件应力分析状况:零件名称零件材料零件许用应力（mpa）零件所受最大 应力（mpa）是否满足强度要求备注钟形壳保持架星形套钢球轴杆轴承架滑套3.零部件应力分析模型钟形壳、保持架、星形套、钢球、轴杆、轴承架、滑套应力分析模型截图 2.2.4.2驱动轴滑移-摆角曲线cae析输出数据1 .驱动轴角度和移距ca明析输入数据：转向机特性：方向盘每转一圈，转向齿条行程 ;转向机最大行程 车轮中心坐标、

29、cvj发动机数模、差速器数模、移动节中心坐标。2 .驱动轴角度和移距ca明析输出数据：cvj摆角和车轮行程关系曲线；移动节摆角和移距关系曲线。以上曲线请考虑以下工况：a.当发动机处于设计位置；b.当发动机处于制动加速度为0.9g时的位置；c.当发动机处于向心加速度为0.9g右侧转向时的位置；d.当发动机处于向心加速度为0.9g左侧转向时的位置；e.当发动机处于一档行驶时位置；f.当发动机处于一档行驶时位置同时考虑地面对悬架的驱动力时的位置；g.当发动机处于倒档行驶时的位置;h.当发动机处于倒档行驶时同时考虑地面对车辆和动力总成悬挂的反作用力时位置；i.发动机处于25g加速度后碰撞条件下的位置；

30、j.发动机位置处于以3.5g的加速度向上摆动条件下的位置；k.发动机位置处于以4.5g的加速度向下摆动条件下的位置。3.驱动轴角度和移距 ca明析输出曲线例子：以 m11+2.0na+qr51点发动机处于设计 位置和处于制动加速度为0.9g时位置输出曲线为例当发动机处于设计位置时的移动节中心坐标left gl joint-36.82-304.1448.69 right gl joi -3598-25245595 |其cvj摆角和车轮行程关系曲线：以左轮为例50.0wheel-si de angle vs. wheel travel - left wheelo 40.o o 3 2o0.0-12

31、0.0-90.0-60.0rebound-30.00.0veel travel left mm0_360.090.idbump120.0移动节摆角和移距关系曲线：以左移动节为例万向节和传动轴设计指南25.0egp之一 9-6匚3 pcnrxqq e0.0-20.0gearbox-side angle vs. pumping - left wheelo20o o o 15,10s6-15 0oaji-o15.020.0deltax-1.749-3.268steering wheel angle = q deg stewing wined 81noe = -494 degst-eerin a-o-

32、ipp新靠=m94 deg1 j11一-r、-1 .-to the differential -pumping left mm - to the wheel当发动机处于制动加速度为0.9g时的移动节中心坐标xyzleft gl jioint-38.569-303.42949.463right gl joint-39.248-24.52856,702deltay deltaz0.7110.77307120752cv节摆角和车轮行程关系曲线：以左轮为例wheel-side angle vs. wheel travel - left wheel 50.040.030 020.010.0- 12d,0

33、 , -90.01 -60.01 ，30,00.030.060.0wheel travel heft mm120.0万向节和传动轴设计指南25.0gearbox-si de angle vs. pumping - left wheel移动节摆角和移距关系曲线：以左 gi节为例 pl4 (dp-5.mo-e0ajcti20.015.010.05.00 gl0 , -15.0 1 -10.0 -5.0 o.o 5010015.0 20.0to the differential to ttie wheel2.2.5十字轴万向节的强度校核1 .在设计十字轴万向节时，应保证十字轴颈有足够的抗弯强度。设诸

34、滚针对十字轴 颈作用力的合力为f,则：f=，-2r cos ;式中t一传动轴计算扭矩，取按两种情况计算的转矩（按发动机最大扭矩、变速器一档 和按满载驱动轮附着系数为0.8计算）的较小者；r 一合力作用线与十字轴中心间的距离;*一万向节的最大夹角;十字轴颈根部的弯曲应力为:_32dlfs二（d： - d；）式中di 一十字轴轴颈直径；d2 十字轴油道孔直径；s 一力作用点到轴颈根部的距离。弯曲应力应不大于250350 n / mm2。十字轴轴颈的剪应力：4f.一 44二（di -d2）剪应力应不大于80120 n / mm2。滚针轴承的接触应力：31式中d一滚针直径（mrm;l一滚针工彳长度（m

35、rm;d1一如前所述（mrm;fn 一在力f作用下一个滚针所受的最大载荷（n）1 4.6ffn ”式中i 一滚针列数；z每列中的滚针数。当滚针和十字轴轴颈表面硬度在hrc58以上时，许用接触应力为3000 3200 n / mm2。2 .传动轴临界转速的计算在选择传动轴长度和断面尺寸时，应考虑使传动轴有足够高的临界转速。假设传动 轴断面为均匀一致、两端自由支承的弹性梁，由机械振动理论可知，对应其弯曲振动的 一阶固有频率的临界转速为：= 1.2 108,d2 d2l2式中加一临界转速（r/min ）；l传动轴长度，即两万向节中心之间的距离（ mrm;d d一传动轴轴管的外径和内径（mmi。临界转

36、速与最大转速之比为安全系数:nmax3 .传动轴轴管扭转强度的计算轴管的扭转应力：_ 16dt=二 d4 .d4式中，t传动轴计算扭矩；d、d如前所述。按上式算出的扭转应力不应大于300 n / mm2 04 .传动轴扭转振动的校核万向节的角加速度过大时，会引起过大的惯性力矩，从而可能引起传动系的扭转振 动，为不致引起可感觉的振动，一般要求万向节的最大角加速度小于1000rad/s2,也可写成万向节夹角0与角速度乘积小于31.6。5 .传动轴伸缩花键齿侧挤压应力tjr ,2、仃 j = -;- e 。j ( n / mm )di d2 di - d2 zl ,4.2式中：z一花键齿数；l 一键

37、齿有效长度，mm;仃j一许用挤压应力，当花键齿面硬度大于hrc35时，伸缩花键取% =25 50 n / mm2,非滑动花键取% =50 100 n /mm2。 2.2.6 nvh性能计算随着科学技术与制造工艺的发展及物质生活水平的提高，汽车乘坐舒适性问题日 益引起人们的重视，解决好nvh(噪声、振动、异响)问题是改善汽车乘坐舒适性的重 要内容，在这之中调控传动轴的异常振动是解决车辆nvh问题的关键环节之一，而安装减震圈和使用空心管是调控传动轴异常振动的主要手段。 2.2.6.1 减震圈减震圈是一个质量弹簧阻尼系统，其作用是调控传动轴一阶弯曲模态引起的异常振 动，但不会影响传动轴的平衡、扭转等

38、特性。恰当的调节减震圈的质量、刚度、阻尼等 参数，可以阻断异常振动的传播途径，取得优异的降噪防振效果。传动轴的振动通过外端万向节、轮毂、悬挂将激振能量传递至车身，车身面板受激 共振后又将振动能传入车身腔体，腔体受激共振及发出隆隆的低频噪声。另外，内万向节及差速器齿轮啮合转动的不平衡性还会引起车辆产生波动式耦合噪声和刺耳的尖叫声音。此问题可以通过在传动轴上安装减震圈来解决。如图1所示，可以看出安装减震圈后明显的改变和调控了传动轴的振动特性曲线。50 ifl o o o 4 3 2 1 mp儒点也0i1i10002000300)400050006w发动机精也t rpm) 图1减振圈的作用效果与传动

39、轴一样，由钢铁质量、橡胶弹簧组成的减震圈也是一个具有本身故有频率的 振动系统。减震圈与传动轴构成的组合系统将具有两个共振频率，分别位于原传动轴的 共振点两侧，而且组合系统的两个新共振频率及振幅可以通过减震圈的质量、固有频率 和阻尼系数来调制。1 .减震圈的特征参数可以优化调节的减震圈特性参数包括： 钢圈质量、共振频率、阻尼系数及安装位置 在这些参数中，只有钢圈质量可以随意选取，其余参数应根据传动轴系统动态响应的优 化算法来确定。减震圈的质量减震圈的质量，通常用其与传动轴等效质量之比来表示。该质量比控制着传动轴减 震圈系统的两个共振频率之间的距离，一般情况下质量比越大两共振峰值相距越远。如 图2

40、所示：q i . i1000200030005m500060g0rpm图2质量比的作用效果对于一阶弯曲模态来说，传动轴的等效质量近似等于中间轴杆质量的一半。举例来说，质量比为0.25意味着减震圈的质量大约为传动轴中间轴杆质量的 1/8。从图2可以 看出，质量比大，可以在较大的带宽内发挥减震圈的抑制传动轴振动的作用，但是实际 上减震圈质量的大小要受到成本、重量及安装空间的制约，不可能太大。减震圈的共振频率减震圈的共振频率与汽车传动轴共振频率之比称为调谐比。调谐比的变化不但影响两峰值点的轴向位置，而且影响两峰值点的相对大小。两峰值点的间距由质量比决定，基本保持不变，如图3所示：501000 200

41、0 3000 4000 5000 6000发动机兼堇（rpm）图3调由比的作用效果从图3可以看出，当调谐比大于1时，系统的振动特性曲线向高频段移动，高端峰 值减小，低端峰值增大；当调谐比小于 1时，结果正好相反；当调谐比等于1时，理论 上可以取得最大的汽车传动轴振动响应抑制作用。但是当发动机低速运转时，路噪和风 噪相对较强，所以实际上我们通常选取的减震圈调谐比总是小于1。减震圈的阻尼特性减震圈的阻尼大小对其使用效果起着举足轻重的作用，通常用耗散因子表示阻尼的大小。汽车传动轴本身的阻尼主要来源于等速万向节内部的摩擦损耗，其一阶弯曲模态 的耗散因子一般为0.10.15。增大减震圈的耗散因子可以减小

42、传动轴的共振峰值，如 图4所示。当减震圈的耗散因子等于或小于传动轴本身的耗散因子时，组合系统的一个或两个共振峰值将非常接近原传动轴的一阶共振峰值。 因此，减震圈的耗散因子不能小于0.12 , 最好大于0.2 。500 ii|100020003000400050006000发动机款速(rpm)图4阻尼比的作用效果减震圈的安装位置从理论上来说最佳安装位置在传动轴中部，但实际上由于周围空间的限制，减震圈 通常安装在固定节附近，如图5所示，表示不同安装位置的减震圈传动轴系统传递给轮 毂的作用力大小。6001000 2000 3000 4000 5000发动机转盘(rpm )图5距离比的作用效果从图5可

43、以看出，当减震圈安装在传动轴中部1/3区域时，其作用效果并无多大差 异；当减震圈安装位置超出传动轴中部1/3区域时，其改善作用显著降低。不过，如果 减震圈必须安装在传动轴中部1/3以外的区域，我们可以通过显著加大质量比、改变调 谐比等措施强化减震圈的作用效果。2 .减震系统的结构形式按照配置方式，分为内置式和外置式两种，如图 6、7所示内置式减震圈通常位于轴管式传动轴内，结构简单，但装配工艺较为复杂。外置式 减震圈通常用于中间轴是实心轴或者直径较小的空心轴上，装配工艺简单，但减震圈的 结构尺寸及安装位置往往受到底盘空间的制约。轴及支架橡酸件钢圈实轴夹施橄胶件夫笠内置式减振圈装售图7外置式减振圈装置 2.2.6.2 空心管传动轴为了提高传动轴的故有频率，可以将实心轴杆换成空心轴如下图所示，其计算公式 在222中模态计算已经有所讲解。 2.3 架试验根据 2.2计算得出的万向节性能参数需要依靠台架试验进行验证，以确保理论计 算与实际试验的测量结果相一致。试验的标准可以参照企业标准、行业标准或者国标来 制定，也可以与万向节生产厂家共同制定。 2.3.1 2.3.1等速万向节驱动轴台架试验等速万向节驱动轴台架试验可参考奇瑞公司企业标准q/sqr.04.279