汽车设计载货1.5吨商用车万向传动轴设计说明书

1、 目 录 1结构方案选择021.2原始条件032. 十字轴万向节的设计042.1万向节类型的选择042.2十字轴包尺寸选择052.3十字轴受力及应力分析072.4万向节叉处校核082.5传递效率的计算083传动轴的设计093.1传动轴的设计093.11传动轴计算载荷的确定过程093.12传动轴的计算载荷113.13传动轴的临界转速123.14传动轴的内外径选择133.15传动轴扭转强度校核133.2花键轴的设计143.21传动轴花键的尺寸确定143.22花键轴的齿侧挤压应力校核164 滚针轴承的设计175法兰盘的设计206连接螺栓的设计217.十字轴总成的润滑238 .小结249 . 参考文献

2、251. 结构方案选择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太大。当夹角增加时，万向节中的滚针轴承寿命将下降。普通的十字轴式万向节主要由主动叉，从动叉，十字轴，滚针轴承及轴向定位件和橡胶封件等组成 汽车上的万向传动轴一般是由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。主要是用于在工作过程中相对位置不断变化的两根轴间传递转矩和旋转运动。图1.1.1在动机前置后轮驱动的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动。当驱动桥与变速器之间相距较远，使得传动轴的长度超过1.5m时，为提高传动轴的临界速度以及总布置上

3、的考虑，常将传动轴断开成两段或三段，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。图1.1.2在转向驱动桥中，由于驱动桥又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而变，这是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。万向节按扭转方向是否有明星的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节两类。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、三肖轴式等）。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运转，由于万向节夹角而产生的附加载荷、

4、振动和噪声应在允许范围内。1.2原始条件：车型 轻型货车驱动形式 FR4×2发动机位置 前置最高车速 Umax=80km/h最大爬坡度 imax=30%汽车总质量 ma=3370kg满载时前轴负荷率 35%外形尺寸 总长La×总宽Ba×总高Ha=5200*1900*2100mm3轴距 L=2700mm前轮距 B1=1400mm后轮距 B2=1350mm迎风面积 AB1×Ha变速器 中间轴式、五挡发动机 P=44kw T=160N.m下图为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。 （a）单轴双万向节式 （b）两轴三万向节式 图1.2 汽车的万向传动方

5、案如图a为常用的单轴双万向节传动，如图b为连接距离较长且不宜于采用单轴双万向节传动的连接。由于参考车型轴距为2700mm，发动机为纵置，参考下图发动机长为700mm,离合器大概100mm,变速器大概为400mm，驱动桥大概为500mm，再考虑到万向传动轴的大约20度的倾角，传动轴设计为1300mm长的一根轴。故选取如图a的传动方案。2十字轴万向节的设计2.1万向节类型的选择万向节是转轴和转轴之间实现变角度传递动力的基本部件，按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为挠性万向节和刚性万向节。刚性万向节的动力是靠零件之间的铰链式连接传递的；而挠性万向节的动力则靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减振作用

6、。刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节和等速万向节三种形式11。不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度相等的万向节。准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动，而在其他角度下以近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节。输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节，称之为等速万向节。万向节分类如下图2.1所示： 万向节刚性万向节不等速万向节十字轴式准等速万向节 双联式 凸块式三销轴式球面滚轮式样等速万向节 球叉式 球笼式 挠性万向节图2.1 万向节的分类由于十字轴式万向节具有结构

7、简单、传动可靠、效率高、且制造成本低，被广泛应用于各类汽车的传动系统中。根据本设计适用的车型，选用十字轴式万向节。2.2十字轴包尺寸选择图2.2如图，设计十字轴万向节，由于我们载重质量1.5t,所以选用第一组数据。1滚针轴承滚针长度为Lb=16mm，滚针有效工作长度为L=14mm，滚针直径为d=3mm,滚针数为n=22.2十字轴取十字轴轴颈直径d1=18mm，端面距为H=90mm，十字轴油道孔直径d2=6mm，合力F作用线到轴颈根部的距离s=10mm,十字轴中心到受力点的距离r=37mm3轴承套轴承套外径D套=32mm，轴承套的厚度C=4mm,4花键工作长度118mm;2.3十字轴受力及应力分

8、析 设作用于十字轴轴颈中点的力为F，则 图2.3a=20°F= T1/2rcos=835.2/(2*0.037*cos20°)=12010N 十字轴轴颈根部的弯曲应力w和切应力应满足w=w=式中，w为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa，【t】为切应力许用值在80-120Mpa之间。w=170Mpa<w= =53.12Mpa<故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件2.4万向节叉处校核万向节叉，45中碳钢，调质处理，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，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力w和

9、扭应力b应满足w=Fe/Wwb=Fa/Wtb式中，取a=30mm,e=45mm,b=30mm,h=60mm,，取k=0.246,W=bh2/6, Wt=khb2, 弯曲应力的许用值w为50-80Mpa，扭应力的许用值b为80-160 Mpa图2.4w=Fe/W=60.5 Mpa< wb=Fa/Wt =54 Mpa<b故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求2.5传递效率的计算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（取=20°）0=1-f（）=1-0.1（18/37）2tan20&

10、#176;/3.14=98.9% 根据相关要求选择GCr15的滚针轴承。 3. 传动轴的设计3.1传动轴的设计 3.11传动轴计算载荷的确定 万向传动轴因布置位置不同，计算载荷也不同。计算方法主要有三种，见表三。表3-1 万向传动轴计算载荷 （NM） 位置计算方法用于变速器与驱动桥之间按发动机最大转矩和一挡传动比确定按驱动轮打滑来确定按日常平均使用转矩来确定表中各计算式中，为发动机最大转矩（N.M）；n为计算驱动桥数，取法见表四；i1为变速器一挡传动比；为发动机到万向节传动轴之间的传动效率； k为液力变矩器变矩系数，k=（k0-1）/2+1，k0为最大变矩系数；G2为满载状态下一个驱动桥上的静

11、载荷（N）；m2为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m2=1.2-1.4，商用车：m2 =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上，可取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车，可取1.25，对于越野车，可取1；为车轮滚动半径（m）；i0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；m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；G1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，乘用车：=0.80-0.85，商用车：=0.75-0.90；Ft为日常汽车行驶的平均牵引力（N）；if为分动器传动比，取法

12、见表四；=3，性能系数=0的汽车： =1，>0的汽车： =2。性能系数由下式计算当 <16时当 16时表3-2 n与if选取表车型高挡传动比低挡传动比的关系ifn4x4>/21</226x6/2>/32/2</33对万向节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=min，或=min，安全系数一般取2.5-3.0.当对万向传动轴进行疲劳寿命计算时，计算载荷取或。 3.12计算传动轴计算载荷 由于发动机前置后驱。位置采用：用于变速器与驱动桥之间 按发动机最大转矩和一档传动比来确定Tse1=kdTemaxki1if/n Tss1= G2 m

13、2rr/ i0imm 发动机最大转矩Temax=160Nm驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率=0.9，液力变矩器变矩系数k=1,满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%mag=22579N，发动机最大加速度的后轴转移系数m2=1.1，轮胎与路面间的附着系数=0.85，车轮滚动半径rr=364.23mm,主减速器从动齿轮到车轮之间传动比im=1,主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率m=0.9，因为0.195 mag/Temax>16 ,fj=0，所以猛接离合器所产生的动载系数kd=1，主减速比i0=5所以：Tse1=kdTemaxki1if/n=1*85*5*1*0.93/1

14、=835.2N*mTss1= G2 m2rr/ i0imm=22579*1.1*0.85*0.364/（5*1*0.9）=17100N*mT1=min Tse1, Tss1 T1= Tse1=835.2N*m万向传动轴中由滑动叉和矩形花键轴组成的滑动花键来实现传动长度的变化。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的变化，并实现两轴的等角速传动。 根据货车的总体布置要求，将离合器与变速器之间拉开一段距离，考虑到它们之间很难保证轴与轴同心及车架的变形，所以采用十字轴万向传动轴，为了避免运动干涉,在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节,以实

15、现传动轴长度的变化。空心传动轴具有较小的质量，能传递较大的转矩，比实心传动轴具有更高的临界转速，所以此传动轴管采用空心传动轴。传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄（1.53.0mm）、管径较大、易质量平衡、扭转强度高、弯曲刚度高、适用高速旋转的电焊钢管制成。 3.13传动轴的临界转速 传动轴的临界转速为nc=1.2×108在设计传动轴时，取安全系数K= 1.5K= nk/nmax=1.5，nw为发动机最大功率时的转速nmax =nw*i5=3200r/min, =nmax*K=4800r/min,为传动轴长度(mm)，即两万向节中心的距离，和分别为传动轴轴管的外、内径(mm) 。根据轴

16、距L=2700mm,初选传动轴支承长度为1300mm，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120mm。传动轴经常处于高速旋转状态下，所以轴的材料查机械零件手册选取40CrNi，适用于很重要的轴，具有较高的扭转强度。传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄（1.54.5mm）、管径较大、易质量平衡、扭转强度高、弯曲刚度高、适用高速旋转的电焊钢管制成。 3.14传动轴的内外径选择表3-3钢管外径与厚度又根据电焊钢管外径6095mm的标准资料（从冶金部标准YB24263中选取）取 =75mm，则，圆整后=70mm。 3.15传动轴扭转强度校核由于传动轴只承受扭转应力而不承

17、受弯曲应力，所以只需校核扭转强度。轴管的扭转应力c=c式中c=300 MpaT1=Tse1=835.2 c=41.83Mpa<c轴管的扭转应力校核符合要求. 3.2.花键轴的设计 3.21传动轴滑动花键的尺寸确定汽车行驶过程中，变速器与驱动桥的相对位置经常变化。为避免运动干涉，传动轴中设有由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来以实现传动轴长度的变化。滑动花键有矩形花键和渐开线花键两种形式。本设计选矩形花键，其主要参数可按照机械设计手册选取9。下表2.3给出了部分轻系列花键的基本尺寸：初选花键断面基本尺寸N×d×D×B 为16×52×

18、60×10。矩形花键主要有下图2.3所示四种形式：由于汽车上所用的花键要求可以沿轴向滑动，所以选A型花键。表3-4给出了部分矩形内花键长度：小径d轻系列规格N×d×D×B轻系列r轻系列c286×23×26×60.20.1328×32×36×60.30.2368×36×40×70.30.2428×42×46×80.30.2468×46×50×90.30.2528×52×58×10

19、0.40.3表3-4矩形花键基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001）（mm）注：表中 N-键齿数；D-花键大径；B-键宽；r-倒角；c-倒角 根据表3-4所给出的长度，初选花键轴长度mm，花键轴孔长度mm。 在选定花键尺寸后，还应对作用在花键轴上的扭转应力(MPa)和作用在齿侧的挤压应力(MPa)进行校核。 表3-5矩形内花键长度很系列(摘自GB/T 10081-1988)（mm）花键小径d3652花键长度或22120孔的最大长度L200花键长度或系列10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,75,80,85,90

20、,95,100,110,120,130,140,160,180,200对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算扭转应力(MPa)，的计算公式如下： 3.22花键轴的尺侧挤压应力校核 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力h，许用应力一般按安全系数23确定。h = 为花键内径，取安全系数为2.25，=18.59MPa18.6MPa 61.2mm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,取花键内径=52mm，花键外径 =60mm，键齿宽B=10mm，花键齿数 =16，花键有效工作长度 =50mm 材质:45钢 传动轴花键的齿侧挤压应力y应满足y 式

21、中,取花键转矩分布不均匀系数K=1.35,当花键的齿面硬度大于35HRC时：许用挤压应力y=25-50 Mpay=15.55MPa <y传动轴花键的齿侧挤压应力y满足要求.4滚针轴承的设计汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多，但就滚针来说、主要有三种型式：锥头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉针。国内的协作配套厂家大多都采用锥头滚针。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外，还多了一个挡针圈。并且在外圈滚道与底道之间加工出基底凹槽，滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽挡住，从而避免了径向掉针17。其结构如图3.4所示： 十字轴滚针轴承中的滚针直径通常不小于1.6mm以免被压碎，而

22、且尺寸差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，公差带控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隔隙过大，承受载荷的滚针数减少，滚针有被卡住的可能。间隙过小又有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住。合适的间隙为0.0090.095mm,滚针轴承的周向总间隙以0.080.3mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，这可使其既具有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙通常不应超过0.20.4mm。1- 旋转轴油封；2-挡针圈；3-滚针轴承帽；4滚针；5-油封挡圈图4.1滚针轴承剖面图十字轴滚针轴承的接触应力应满足： （3.13）式中：滚针直径（mm）；十字轴轴颈直

23、径；滚针工作长度（mm），L为滚针长度(mm)；合力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N），由下式确定： （3.14）式中：i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58HRC以上时，许用接触应力为30003200MPa。所设计滚针轴承的滚针列数为i=1，每列中的滚针数z=26。将i=1,z=26，F=14759.1N代入公式3.14得： 将mm，mm，mm，N代入公式3.13得：MPa 经校核轴承滚针接触应力符合设计要求。另外，应检查与从动轴万向节叉连接的滚针轴承的最大负荷，使其不超过许用值。这一最大作用力，可按如下公式计算： （3.15）式中：z滚针数；，滚针的直径和工作长度(

24、mm)；发动机在最大转矩下的转速；自发动机至万向节间的变速机构的低档传动比；万向节工作夹角将z=30,mm,mm,r/min,N代入公式3.15得:NN 经校核滚针轴承承能承受的最大负荷符合设计要求。当轴承滚针沿圆周无间隙布置时，滚针中心的最大分布直径如图3.5.a所示： (a) 滚针沿圆周无间隙布置 (b) 滚针沿圆周间隙布置图4.2 滚针布置图 （3.16）mm式中：Z滚针数当滚针间的距离为f时，滚针中心分布直径由增加到如图3.5.b所示： （3.17）式中：滚针轴承两个滚针间的间隙合适的间隙为0.0090.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.080.30mm为好。当mm时：mm5.法兰

25、盘的设计图5.1法兰盘实例依照实际法兰盘样例，法兰盘参数：法兰外径D为107mm、法兰厚度C为11mm、螺栓孔中心圆直径K为95mm、螺栓孔径L为8mm、螺栓数量n为12、螺栓规格为M8、尺寸d为51mm。万向节叉法兰盘止口位置采用下凹形式，离合器与变速器法兰盘采用上凸形式。6.联接螺栓的设计 在发动机前置后驱动的汽车中，连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的，一般情况下，都是选用结构简单、成本低、可传递较大转矩的凸缘联轴器。凸缘叉按标准初选螺栓孔中心圆直径K=95mm，螺栓孔直径L=8mm，凸缘叉边缘厚度H=11mm，螺栓数n=12,螺栓型

26、号M8，螺栓类型为铰制孔螺栓。由于螺栓联接工作时即承受剪切力又承受轴向力，所以需校核抗拉强度，抗剪强度和抗挤压强度。抗拉强度可按如下公式进行校核： （3.18）式中：拉应力（MPa）；单个螺栓所受轴向力，；螺栓最小直径，mm；许用拉应，MPa；滑动花键滑动时的磨擦力N将N，mm代入公式3.18得：MPa 经校核螺栓的拉应力符合要求。抗剪强度按如下公式进行校核： （3.19）式中：剪应力；单个螺栓所受工作剪力（N）；螺栓抗剪面直径(mm）；m螺栓抗剪面数；螺栓的许用切应力(MPa)单个螺栓所受工作剪力可按如下公式计算：式中：T传动轴传动递的扭矩；K螺栓孔中心圆直径将MPa，m=1，mm代入公式3

27、.19得：MPa 经校核螺栓切应力符合设计要求。抗挤压强度按如下公式进行校核： （3.20）式中：单个螺栓所受工作剪力（N），=4640N；H螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度（mm）；H=11mm；螺栓或孔壁较弱材料的许用挤压应力（MPa），MPa将=4640N，H=11mm，MPa代入公式3.20得：MPa经校核螺栓的抗挤压强度符合设计要求。7.十字轴总成的润滑十字轴万向节在工作中承受着较大的扭矩和交变负荷，其损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损、十字轴轴颈和滚针轴承碗工作面的压痕与剥落。在车辆维护规范中规定:滑动叉键齿和中间轴承使用钙基润滑脂（黄油）；十字轴的滚针轴承和三桥驱动汽车的中间轴

28、承使用齿轮油、但在实际工作中，因十字轴的注油嘴与黄油嘴相同，有时是为了操作方便，有时是无加注设备.很多驾驶员和保修人员便错误地对十字轴滚针轴承使用黄油润滑，造成十字轴的早期损坏。下面对加注黄油为什么不能起到润滑作用进行分析18。（1）钙基润滑脂(黄油)是由稠化剂钙和基础润滑油组成的，其结构比较分散。如果汽车在大负荷下持续运转时间较长，则油膜中的基础润滑油大部分便被分离出来，油膜也就基本不存在了,而且黄油在常温下的流动性很差，滚针在工作中又只能作原地转动，因此，当原有的油膜失效后难以立即形成新的油膜，致使滚针轴承及十字轴呈半干摩擦或干摩擦状态。（2）润滑脂变质蒸发后形成较硬的皂质，本身不但不能起润滑作用，而且还阻碍了滚针的滚动，再加上万向节没有溢流阀，变质的润滑脂既不能排出，新润滑脂又不便注入。在保养作业时，注入的润滑脂并不能进人到滚针中间，而是从安全阀中挤出来，轴承内的润滑脂基本上仍是第一次注入的，并且已成了变质的皂质。因而轴承仍得不到良好的润滑。（3）由于黄油油膜的坚韧程度度较差，而万向节在工作中却要承受较大的扭矩和交变负荷，因此在轴承中