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汽车工程系
第四章
万向传动轴设计
汽车工程系
第一节 概述 功用： 功用：
相对位置变化的轴间传递转矩、旋转运动
设计要求
1. 保证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. 保证所连接的两轴尽可能等速运转; 3. 万向节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。
第四章
万向传动轴设计
汽车工程系
第一节 概述 万向节的应用
(a）变速器与驱动桥之间 (b) 多轴驱动的汽车的分动器与驱动 桥之间或驱动桥与驱动桥之间 (c)发动机与变速器之间（由于车架 的变形造成轴线间相互位置变化的 两传动部件） (d)采用独立悬架的汽车差速器之间 (e)转向驱动车桥的差速器与车轮之 间 (f) 汽车的动力输出装置和转向操纵 机构中
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万向传动轴设计
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第一节 概述 万向节的分类
分 类 定 义 不 速 等 刚 性 万 向 节 准 速 等 万 节 向 等 速 万 节 向 万 节 向 万 节 接 两 夹 大 零 ， 出 和 向 连 的 轴 角 于 时 输 轴 输 入 之 以 化 瞬 角 度 传 运 ， 轴 间 变 的 时 速 比 递 动 但 平 角 度 为1 的 向 。 均 速 比 万 节 在 计 度 工 时 以 于1 的 时 速 设 角 下 作 ， 等 瞬 角 度 比 递 动 但 其 角 下 作 ， 时 传 运 ； 在 它 度 工 时 瞬 角 速 比 似 于1 的 向 。 度 近 等 万 节 输出轴和输入轴以等于 1 的瞬时角速度比传 递 动 万 节 运 的 向 。
挠 万 节 万 节 扭 方 有 性 万 节 性 向 向 的 转 向 弹 的 向 。
第四章
万向传动轴设计
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第二节 万向节结构方案分析 一、结构方案分析
形式 十字轴 双联式万 万向节 向节 向节 特点 结构 简单 复杂 简单 少，形 多，形 零件 少 多 状复 状复杂 杂 夹角 小
①
准等速万向节 凸块 式万 三销轴 式万向 圆弧槽式 节 复杂 简单
等速万向节 球叉式万向节 球笼式万向节 Birfield 型 简单，紧凑 多 少，形状复杂 形状复 杂 大 形状简 单
直槽式
伸缩型
大
50°~60°
大
≯32°
≯20°
42°
高
20°
高
50°
低
②
45°
~33°
效率
高
（0.97～0.99）
高
第四章
万向
传动轴设计
汽车工程系
第二节 万向节结构方案分析 一、结构方案分析
寿命 尺寸 对密封 性要求 对润滑 要求 长 小 可靠 良好 长 大 可靠 良好 较短② 较大 可靠 良好 长 大 可靠 良好 短 较小 可靠 良好 较小 可靠 良好 要求 精度 高 可靠
制造 工作可 靠性
容易
容易
容易
难
难
容 易
可靠
可靠
可靠
可靠
不可靠③
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万向传动轴设计
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第二节 万向节结构方案分析 二、十字轴式万向节
1.组成
主、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件、 橡胶密封件
2.滚针轴承的轴向定位方式
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万向传动轴设计
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第二节 万向节结构方案分析 二、十字轴式万向节
2.滚针轴承的轴向定位方式
定位方式 特点 零件数 结构 质量 拆装 工作 制造工艺 十字轴轴向窜动
※
盖板式 普通型 多 复杂 大 方便 可靠 简单 有 没有 弹性
卡环式 外卡式 少 简单 小 方便 可靠 简单 很小 内卡式 少 简单 小 方便 可靠 简单 很小
瓦盖固 定式 多 复杂 大 方便 可靠 复杂 有
塑料环定 位式 少 简单 小 不方便 可靠 简单 很小
※有轴向窜动将使传动轴的动平衡状态遭受破坏。
第四章
万向传动轴设计
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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
1.转速关系
ω2 cosα = ω1 1? sin 2 α ? cos2 ?1
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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
2.不等速分析
假设主动轴等速转动 1 当 1 = 0°, ) ? 180°,360° 时
ω2 1 = ω cosα 1
即 2m = ω ax 1 ?ω 1 cosα
ω2 = cosα 即 2m = cosα ?ω ω in 1 ω 1 当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，这就是十字轴 万向节传动的不等速性。 用转速不均匀系数K来表示（ a 越大，K越大，转动越不均匀）
K=
2)当 1 = 90°,270° ? 时
ω2max ?ω2min = sin α ? tgα ω1
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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
3.从动轴转矩
汽车传动轴若忽略摩擦损失，则输入、输出轴上的功应相等
Tω = T ω2 1 1 2
T ω 即 1 = 2 T2 ω1
假设输入轴转矩T1不变，则：
ω2 T 最 时 T2达 最 ， 2max = 1 ; 小 ， 到 大 T ω1 cosα ω 当 2 最 时 T2达 最 ， 2min =T ? cosα。 大 ， 到 小 T 1 ω1
当
当T1与α一定时， T2在最大值与最小值之间每转变化两次。 减少α角或采用挠性万向节可以减小T2的振幅。
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第三节
万向传动的运动和受力分析 二、双十字轴万向节传动
对于一个万向节传动轴，主动轴等速转动，则从动轴不 等速转动，且α愈大，转动的不等速性愈大。 对于双万向节传动轴，若要使输入轴和输出轴等速旋转， 需满足以下条件：
传动轴两端的万向节叉位于同一平面内； 两万向节夹角相等，即α1= α2。
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第四节 万向节的设计计算 一、计算载荷
位置 计算方法 按 用于变速器与 驱动桥之间 用于转向驱动桥
Te max ,i1
来 确 定 按驱动轮打滑 来确定 按日常平均使 用转矩来确定
Tse1 =
kdT m ki i f η e ax 1 n ′ G2m2 ? r r
Tse2 =
kdTemax ki i f i0η 1 2n ′ G1m1? rr
TSS1 =
T 1 SF
i0imηm F rr t = i0i mηmn
T 2 = SS
T 2 SF
2i mηm F rr t = 2i mηmn
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第四节 万向节的设计计算
一、计算载荷
日常平均牵引力
F = (Ga + G挂 ? ( f R + f H + f j ) ） t fR —— 路 动 力 数 道 滚 阻 系 f H —— 车 常 用 的 均 坡 力 数 汽 正 使 时 平 爬 能 系 轿 车 货 车 越 车 野 fR : 0.010 ~ 0.015 0.015 ~ 0.020 0.020 ~ 0.035 fH : 0.08 0.05 ~ 0.09 0.09 ~ 0.30
计算载荷应用：
静强度计算时，计算载荷TS取TSe1和TSS1 （或TSe2和TSS2 ）较小值 进行疲劳寿命计算时，计算载荷TS取TSF1或TSF2
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第四节 万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计
1.损坏方式
十字轴轴颈、滚针轴承磨损； 十字轴轴颈、滚针轴承碗表面出现压痕和剥落； 十字轴轴颈根部断裂。
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第四节 万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计
2.轴颈根部强度计算
F 作用于十字轴轴颈中点的力： = T 1 2r cosα
T1为计算转矩； α为主、从动叉轴的最大夹角。 轴颈根部的弯曲应力: 32d1Fs σw = ≤ [σw ] = 250~350MPa 4 4
π (d1 ? d2 )
轴颈根部的剪切应力:
4F τ= ≤ [τ ] = 2 π (d12 ? d2 )
80~120MPa
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第四节 万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计
3.滚针轴承接触强度
σj = 272 ( 1 1 Fn + ) d1 d0 Lb
Lb = L ? (0.15~1.00)d0
其中：Lb 为滚针工作长度(mm)， L (mm) L为滚针总长度(mm) Fn为一个滚针所受的最大载荷(N)；
F = n 4.6F iZ
i——滚针列数； Z——每列中的滚针数。 滚针列数； 每列中的滚针数。 滚针列数 每列中的滚针数
当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58 HRC以上时，许 用接触应力[σj]=3000～3200MPa
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第
四节 万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计
4.万向节叉强度计算
万向节叉在与十字轴联接处，产生支承反力； 与十字轴轴孔中心线成45oB-B截面处为危险截面； 弯曲应力 F.e σw = ≤ [σw ] = 50~80MPa W 扭转应力 F.a τ= ≤ [τ ] = 80～160MPa
W t
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第四节 万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计
5.万向节的传动效率
通常约为97%～99％。
d1 2tanα η0 =1? f r π
(α ≤ 25 时 )
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第四节 万向节的设计计算 三、球笼式万向节设计
1.Rzeppa型球笼式万向节设计
假定带分度机构的Rzeppa型球笼万向节在传递转矩 时六个传力钢球均匀受载，则钢球的直径可按下列 经验公式确定：
T1 d= 2.1×10 4
3
式中d为传力钢球直径（mm），T1计算转矩（N.mm）； 计算钢球直径应圆整并取最接近国家标准的直径。
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万向传动轴设计
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第四节 万向节的设计计算 三、球笼式万向节设计
1.Rzeppa型球笼式万向节设计
当钢球的直径d确定后，其中的球笼、星形套等零件 及有关结构尺寸，可参考图4-15并按如下关系确定。
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万向传动轴设计
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第四节 万向节的设计计算 四、球笼式万向节设计
2.Birfield型球笼式万向节设计
以与星形套连接轴的直径ds作为万向节的基本尺寸
ds = 3 T1S F 87.2
式中T1为计算转矩，SF为使用因素，对于无振动的理想传 动取0，有轻微振动的取1.2-1.5，有中等振动的取1.7-2.0， 振动十分严重的取2.7-3.6。
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第四节 万向节的设计计算 四、球笼式万向节设计
2.Birfield型球笼式万向节设计
Birfield型球笼万向节系列数据（表4-4）
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第四节 万向节的设计计算 四、球笼式万向节设计
3.挠性万向节设计
盘式挠性万向节橡胶盘的拉应力和挤压应力应满足 Tmax σL = ≤ [σ L ]
iRb( R1 ? R2 ? d 0 )
σj =
Tmax ≤ σj iRbd 0
[ ]
式中Tmax为万向节静强度计算转矩，i为一个万向节叉上 的螺栓数，R为橡胶盘平均半径，R1、R2为橡胶盘外、内 半径，b为橡胶盘厚度，d0为螺栓孔直径 许用拉应力12-15MPa，许用挤压应力8MPa。
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万向传动轴设计
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第五节 传动轴结构分析与设计 传动轴结构
由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。 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，对花键齿进 行磷化处理或喷涂尼龙层 在花键槽中放入滚针、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 对于有严重冲击载荷的传动，采用弹性传动轴 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。
第四章
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第五节 传动轴结构分析与设计 传动轴临界转速
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 引起传动轴有折断危险的转速，它决定于传动 轴的尺寸、结构及支承情况。
nk = 1.2×108
2 2 Dc + dc
L
2 c
K = nk nmax =1.2 ~ 2.0
在设计传动轴时，取安全系数k=1.2-2.0，精确 动平衡、高精度的伸缩花键及万向间隙比较小 时取k=1.2
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第六节 中间支承结构分析与设计 中间支承
在长轴距汽车上，为了提高临界转速、避免共 振及考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴 分段； 在乘用车中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 分段。 当传动轴分段时，需要加设中间支承。
第四章
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第六节 中间支承结构分析与设计 中间支承的位置
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汽车行驶过程中
由于发动 机窜动或车架变形等所引起的位移。
中间支承的典型结构形式
橡胶弹性中间支承，中间采用单列滚珠轴承 橡胶元件能吸收振动、降低噪声。 橡胶中间支承不能传递轴向力，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。
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