十字轴万向节设计
十字轴式万向节传动轴总成校核规范
十字轴式万向节传动轴总成校核规范十字轴式万向节传动轴总成校核规范1 范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成校核规范。
本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的校核计算。
2 规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件。
凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。
QC/T 523 汽车传动轴总成台架试验方法QC/T 29082 汽车传动轴总成技术条件3术语和定义3.1 传动轴总成：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来，用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。
3.2 传动轴临界转速：传动轴失去稳定性的最低转速。
传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断。
3.3 当量夹角：多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。
4 校核目的4.1 传动轴总成满足强度要求，能可靠地传递动力；4.2 传动轴总成满足整车耐久要求，使用寿命长。
5 校核要求5.1 校核计算涉及的整车输入参数及需校核参数（见表1）5.2 传动轴最高工作转速m ax n ≤0.7k n 5.3 轴管的扭转切应力cτ≤[cτ]，[cτ]为轴管许用扭转应力，通常取125Mpa5.4 传动轴花键轴扭转应力满足：h τ≤[τ0]， 其中[τ0] 为花键轴扭转应力，通常为300~350 Mpa 5.5 花键齿侧挤压应力满足：y σ≤[y σ]，许用挤压应力[y σ]＝25～50Mpa 5.6 十字轴轴颈根部的弯曲应力w σ≤][w σ，弯曲应力的许用值][w σ为250~350Mpa 5.7 十字轴轴颈根部的剪切应力τ≤][τ，剪切应力许用值][τ为80~120Mpa 5.8 十字轴滚针轴承的接触应力j σ≤][j σ，接触应力许用值][j σ为3000~3200Mpa 5.9 万向节叉弯曲应力wc σ≤，][wc σ弯曲应力许用值][wc σ为50-80Mpa 5.10 万向节叉扭转应力b τ≤][b τ，扭转应力许用值][b τ为80-160Mpa5.11 传动轴总成的当量夹角θe ＜3° 6 校核计算方法6.1 传动轴计算载荷、最高车速确定6.1.1、万向传动轴的计算载荷s T (N.m)的确定对万向节传动轴进行静强度计算时，计算载荷s T 取1se T 和1ss T 的最小值；即s T =min ［1se T ，1ss T ］ a ）按发动机最大转矩和一挡传动比确定qf e se n i ki T T η1max 1=qn 为使用分动器低档时的驱动轴数目k 为液力变矩器变矩系数，k=［（k0-1）/2］+1，k0为最大变矩系数 b ）按驱动轮最大附着力来确定mm ss i i RGm T ηϕ0'21='2m 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.2～1.4；ϕ为轮胎与路面间的附着系数，对于越野车，ϕ可取0.8；mi 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； mη为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；6.1.2 传动轴实际最高转速的确定传动轴实际最高转速m ax n （r/min ），按下面方法确定： a ）按发动机输入最高转速计算 1max1f g i i Ne Nse =b ）按整车最高车速计算 Ri V Nse π120max 100020⨯=1f i 为分动器高速档速比，一般为直接档，数值取1对于传动轴实际最高转速m axn 取1Nse 和2Nse 的最小值，即m axn =min ［1se N ，2se N ］6.2 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。
传动轴和万向节设计
目录传动轴与十字轴万向节设计1.1结构方案选择 (02)1.2计算传动轴载荷 (03)1.3传动轴强度校核 (04)1.4十字轴万向节设计 (04)1.5传动轴转速校核及安全系数 (07)1.6参考文献 (09)1.传动轴与十字轴万向节设计要求1.1万向传动轴总体概述万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。
传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。
选用、设计不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转..。
传动轴是将发动机输出的转知经分动器传递给前驱和后驱的传动机构，转速达3000~7000r/min,振动是传动轴总成设计需考虑的首要问题。
尽管采取涂层技术来减小滑移阻力，但产生的滑移阻力仍为等速万向节的10~40倍，而滑移阻力将产生振动。
为选型设计提供依据，传动轴分为CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花键产生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5种类型。
传动布置型式的选择万向节传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。
传动轴选用与设计布置的合理与否直接影响传动系的传动性能。
选用与布置不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加动负荷，可能导致传动系不能正常运转和早期损坏。
车辆的万向节传动，主要应用于非同心轴间和工作中相对位置不断改变的两轴之间的动力传递。
装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。
变速器的动力输出轴和驱动桥的动力输入轴不在一个平面内。
有的装载机在车桥与车架间装有稳定油缸、铰接式装载机在转向时均会使变速箱与驱动桥之间的相对位置和它们的输出、输出入轴之间的夹角不断发生变化。
这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动[7]。
图2.1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2.1 汽车的万向传动方案[7]1.2 计算传动轴载荷由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采用：用于变速器与驱动桥之间①按发动机最大转矩和一档传动比来确定T se1=k d T emax ki1i fη/nT ss1= G2 m’2φr r/ i0i mηm发动机最大转矩T emax=235.3Nm驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率η=0.85，液力变矩器变矩系数k={(k0 -1）/2}+1=1.6满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%m a g=0.65*950*9.8=6051.5N，发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.2，轮胎与路面间的附着系数φ=0.85，车轮滚动半径r r=0.35主减速器从动齿轮到车轮之间传动比i m=1,主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm=η发动机η离合器=0.9*0.85=0.765，因为0.195 m a g/T emax<16,f j>0，所以猛接离合器所产生的动载系数k d=2，主减速比i0=3.98所以：T se1=k d T emax ki1i fη/n=198.315.26.13.2352⨯⨯⨯⨯⨯=7491.952NT ss1= G2 m’2φr r/ i0i mηm=765.0198.335 .085.02.15.6051⨯⨯⨯⨯⨯=709.556N ∵T1=min{ T se1, T ss1} ∴T1= T ss1=709.556N1.3 传动轴强度校核按扭转强度条件τT=T/W T≈9550000Pn0.2D c3(1-(d c/D c)4)≤[τT]式中，τT为扭转切应力，取轴的转速n=4000r/min，轴传递的功率P=65kw，D c=60mm，d c=81mm分别为传动轴的外内直径，根据机械设计表15-3得[τT]为15-25 Mpa∴τT =⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯4360521602.04000659550000=8.242 Mpa<[τT ] 故传动轴的强度符合要求1.4 十字轴万向节设计万向节类型的选择对万向节类型及其结构进行分析，并结合技术要求选择合适的万向节类型。
十字轴万向节设计
十字轴万向节设计二、十字轴万向节设计十字轴万向节的损坏形式主要有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。
设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为F(图4—11)，则(4—6)式中，TS 为万向传动的计算转矩，TS = min[Tse，Tss]min；r 为合力F 作用线到十字轴中心之间的距离；α 为万向传动的最大夹角。
十字轴轴颈根部的弯曲应力σw 应满足(4—7)式中，d1 为十字轴轴颈直径；d2 为十字轴油道孔直径；s 为合力F 作用线到轴颈根部的距离；[σw]为弯曲应力许用值，为250～350MPa。
十字轴轴颈的切应力τ 应满足(4—8)式中，[τ]为切应力τ 许用值，为80～120MPa。
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脏物阻滞卡住，合适的间隙为0．009～0．095mm，滚针轴承的周向总间隙以0．08～0．30mm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0．2～0．4mm。
滚针轴承的接触应力为(4—9)式中，η0为滚针直径(mm)；Lb为滚针工作长度(mm)；Fn为在合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷(N)，由式(4—10)确定(4—10)式中，i为滚针列数；z为每列中的滚针数。
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3000～3200MPa。
万向节*与十字轴组成连接支承。
在万向节工作过程中产生支承反力，*体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成45°的某一截面上的应力最大，所以也应对此处进行强度校核。
汽车设计-第4章 万向节传动轴设计
第二节 万向节结构方案分析
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。 目前常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式(图4—1a、b)、卡环式(图4—1c、d)、瓦盖 固定式(图4—1e)和塑料环定位式(图4—1f)等。
盖板式轴承轴向定位方式的一般结构(图4—1a)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4—1b)，装配后，弹性盖板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 4—1c)和内卡式(图4—1d)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4—1e)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4—1f)是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽，当滚针轴承动
直槽滚道型球叉式万向节(图4—6b)， 两个球叉上的直槽与轴的中心线倾斜相同的角度， 彼此对称。在两球叉间的槽中装有四个钢球。由于两球叉中的槽所处的位置是对称的，这便 保证了四个钢球的中心处于两轴夹角的平分面上。 这种万向节加工比较容易， 允许的轴间夹 角不超过20°，在两叉间允许有一定量的轴间滑动。 圆弧槽型球叉式万向节主要应用于轻、 中型越野车的转向驱动桥中。 直槽型球叉式万向 节主要应用于断开式驱动桥中， 当半轴摆动时， 用它可补偿半轴的长度变化而省去滑动花键。 圆弧槽型球叉式万向节作为转向驱动桥的传力构件时， 万向节旋转轴线应与车桥的轴线 相重合，以避免发生万向节的摆动现象。为了不至于在万向节转角接近最大值时，放置传力 钢球的主、 从动叉的交叉槽趋于平行位置导致钢球无法约束而自动散开， 造成万向节装配关 系的破坏， 在设计时应使两叉的最大夹角大于车轮的最大转角， 同时万向节中心应位于转向 主销轴线上。另外，应保证在万向节处于最大转角时，各传力钢球与定心钢球之间不接触， 至少使传力钢球与定心钢球在此情况下的间隙不小于5mm，且使各钢球与万向节轴头均匀地 预紧在一起， 使得在任意方向旋转时能通过万向节的两个传力钢球来传递转矩， 避免靠一个 钢球来传递，从而防止产生过载现象。
十字万向节的不等速原理 -回复
十字万向节的不等速原理-回复十字万向节（Universal Joint，简称U-joint）是一种常用于传动系统中的重要部件，它能够实现两个轴的传动，并允许轴之间有一定角度的偏转。
不等速原理是指在十字万向节传动过程中，主动轴和从动轴的转速不同，即不等速传动。
本文将详细介绍十字万向节的结构、工作原理，以及导致不等速传动的因素，并提出相关解决方案。
一、十字万向节的结构和工作原理十字万向节由基座、十字轴、套筒和十字环等部件组成。
其中，基座通过膨胀销固定在主动轴和从动轴上，十字轴则通过两端的十字环与基座相连。
套筒允许十字轴能在其中围绕着中心轴旋转，且可产生一定角度的偏转。
主动轴通过十字环的齿槽与十字轴相连接，从而通过十字万向节传递转矩至从动轴。
工作时，当主动轴产生转动时，由于十字环的存在，这个转动将通过齿槽传递给十字轴，十字轴再通过套筒传递给从动轴，实现两轴之间的传动。
十字万向节能够允许主动轴和从动轴之间有一个角度，增加了传动的灵活性。
二、不等速传动原理的产生原因与因素尽管十字万向节能够实现传输角度的灵活性，但在传动过程中，由于结构和材料等因素的影响，产生不等速传动是难以避免的。
主要的原因和因素如下：1. 离心力效应：十字万向节旋转时，由于套筒的离心力作用，使得十字轴与十字环的连接点与轴线产生偏离，导致主动轴和从动轴的转速不同。
2. 结构误差：由于制造工艺的限制，十字万向节的制作不可能完全达到精确的设计要求，其中包括套筒和十字环之间的同轴度误差，以及齿槽的形状和尺寸误差等，这些结构误差会直接导致不等速传动。
3. 润滑状态：十字万向节在工作过程中需要保持适当的润滑状态，若润滑不良或润滑剂质量不合格，会引起传动部件摩擦增大或不均匀，从而产生不等速传动。
三、不等速传动的解决方案为了解决十字万向节的不等速传动问题，提高传动效率和稳定性，可采取以下措施：1. 结构优化：精确设计和制造，在制造过程中减小结构误差，提高套筒和十字环之间的同轴度。
十字轴万向节
2
某些变速 器与发动 机之间
虽然变速器、发动机等都支承在车架上，且它们的轴线也可以设计 重合，但为消除车架变形及制造、装配误差等引起的轴线同轴度误差对动力 传递的影响，其间也可装有万向传动装置。（下图C）
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转向驱动 桥（断开 式）和整 体式驱动 桥中
汽车的转向驱动桥需满足转向和驱动的功能，其半轴是分段的，转向时两段 半轴轴线相交且交角变化，因此要用万向传动装置。在断开式驱动桥中，主 减速器壳在车架上是固定的，桥壳上下摆动，半轴是分段的，也须用万向传 动装置。（下图D ,E）
2018/12/18
万 向 节---十字轴万向节
十字轴式万向节--它允许相邻两轴的最大交角为15-20度，在汽车上应用 较广。 1．十字轴式万向节的构造 图所示为十字轴式万向节。它主要由万向节叉，十字轴及轴承等组 成。两个万向节叉分别与主、从动轴相连，其叉形上的孔分别套在十 字轴的四个轴颈上。在十字轴轴颈与万向节叉孔之间装有滚针和套筒， 用带有锁片的螺钉和轴承盖来使之轴向定位。为了润滑轴承，十字轴 内钻有油道，且与滑脂嘴、安全阀相通
2018/12/18
万向节--------等速万向节
等角速万向节的基本原理可用一对大小相同的锥齿轮传 动来说明，如图所示。两个大小相同锥齿轮的接触点P位 于两齿轮轴线交角α 的平分面上，由P点到两轴的垂直距 离都等于r。P点处两齿轮的圆周速度相等，故两齿轮的角 速度也相等。可见，若万向节的传力点在其交角变化时， 只要从结构上保证其传力点始终位于两轴夹角的平分面上， 就能保证等角速传动。 等角速万向节的常见类型有：球叉式、球笼式等。
2018/12/18
看看万向传动装置使用在汽车上那些地方
序号 安置位置 变速器 （或分动 器） 与驱动桥 之间 应 用 特 点
十字轴万向节
2018/10/2
传动轴和中间支承 传动轴分段时须加设中间支承，通常将其安装在车架横梁上。中间支承 除对传动轴起支承作用外，还应能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引起的位移。 普通中间支承通常用弹性元件来满足上述要求。它主要由轴承、 带油封的轴承盖、支架和使轴承与支架间成弹性连接的弹性元件所组 成。常见的类型有双列圆锥滚子轴承式中间支承（图所示）、蜂窝软 垫式中间支承、摆动中间支承以及中间支承轴式中间支承等。
2018/10/2
等速万向节--C三叉式等速万向节 图所示为三叉式等速万向节 （也称三角式万向节），主要由 三销总成和万向节套组成。三销 总成的花键孔与传动轴内花键配 合，三个销轴上均装有轴承，以 减小磨损。万向节套的凸缘用螺 栓连接，为防止润滑脂外露，万 向节由防护罩封护，并用卡箍紧 固。 三叉式等速万向节结构简单， 磨损小，并且可以轴向伸缩，在 轿车的应用也逐渐增多，常用于 转向驱动桥半轴内端。
2018/10/2
十字万向节构造认知
2018/10/2
2
十字轴式万向节的速度特性与等速排列条件
十字轴式万向节在其运动中具有不等角速性。即当十字轴式万向节的主动叉是 等角速转动时，从动叉是不等角速转动的，其运动情况用下图来分析。 设主动叉轴以等角速ω 1旋转，从动叉轴与主动叉轴有一夹角α ，其角速 度为ω 2，十字轴旋转半径OA＝OB＝r。 当万向节处于图a所示位置时，由于主、从动叉轴在十字轴上A点的瞬时线 速度相等，为： v A 1r 2 r cos 所以 2 1 / cos 此时 2 1 当主动叉轴转过90°至图b所示位置时，主、从动叉轴在十字轴上B点的瞬 时线速度相等，为： vB 1r cos 2 r 所以 2 1 cos 此时 2 1 Nhomakorabea4
十字轴式万向节传动轴总成设计规范
十字轴式万向节传动轴总成设计规范十字轴式万向节传动轴总成设计规范1 范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成技术规范。
本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的设计。
2规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件。
凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。
QC/T 523 《汽车传动轴总成台架试验方法》QC/T 29082《汽车传动轴总成技术条件》3术语和定义3.1 传动轴：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来，用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。
3.2 传动轴临界转速：传动轴失去稳定性的最低转速。
传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断。
3.3 当量夹角：多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。
4目标性能4.2传动轴带万向节总成所连接的两轴相对位置在设计范围内变动时，能可靠地传递动力；4.2所连接两轴接近等速运转，由万向节夹角产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内；4.3传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。
5 设计方法5.1 设计计算涉及的参数具体参数见表（一）、表（二）表（一）计算参数轴的抗扭截面系数（mm3）W T轴的转速（r/min）n轴传递的功率（kW）P计算截面处轴的直径（mm） d许用扭转切应力（MPa）[τT]传动轴管的外径（mm）D c传动轴管的内径（mm）d c传动轴的长度（mm）L c传动轴实际最高转速（r/min）n max变速器最高档变速比i5轴管的许用扭转切应力（MPa）[τc]花键轴的花键内径d h花键处转矩分布不均匀系数K′花键外径D h花键的有效工作长L h花键齿数n0齿侧许用挤压应力（MPa）[σy]表（二）需校核的参数序号名称符号目标值1 传动轴临界转速（r/min）n k2 轴管扭转强度τc[τc]3 花键轴扭转强度τh[τ0]4 花键齿侧挤压应力σy[σy]5.2 传动轴的布置5.2.1 传动轴总成在整车上的布置，见图1图 1 传动轴在整车上的布置图如图1所示，万向传动轴用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递动力。
万向十字轴轴根过渡结构的优化设计和分析-中国机械工程
( ) 1 3 c o s θ+e y =d 式中 , 短 半 轴 的 长 度; c㊁ d 分别为椭圆的 长 半 轴 ㊁ e为椭圆
}
的中心到坐标原 点 的 距 离 ; 即 θ 为 椭 圆 参 数 方 程 的 参 数, ( )局部视图 Ⅰ b 离心角 ㊂
㊃3 1 5 6㊃
图2
双曲率型线示意图
[ 2 ‐ 4]
螺纹根部的过渡 曲 线 , 使得螺纹根部的应力集中 系数平均 减 小 了 6 采用椭圆曲线 . 5% ㊂ 文 献 [ 5] 作为矩形截面阶 梯 轴 的 轴 肩 过 渡 曲 线 , 并指出当 椭圆的长轴和短轴的长度比值等于相邻两轴段截 ] 面尺寸的比值时 , 应力集中系数最小 ㊂ 文献 [ 提 6 出了两种设计变 曲 率 过 渡 圆 弧 的 方 法 , 并利用有 限元分析结果证明变曲率圆弧可以有效减小应力 集中系数 ㊂ 文献 [ 利用实验应力分析的电测手 7] 段, 在扭转和弯曲载荷下 , 分别对阶梯轴进行了实
] 6 ㊂ 曲线可以解决上述应力集中分布不均的现象 [
( ) , 线O 对称 , 且圆心 O1 位于对称线上 ( 图2 O1) b 因此 ㊂ 圆弧 C 圆弧 C x 2 的圆心 O2 坐标为 ( r, r) 2 与圆 y
] 1 0 , 弧C 切点 C 坐标为 ( 因此 [ a, b) 1 相内切 ,
0 引言
动中 ㊂ 在十字轴 式 万 向 联 轴 器 中 , 万向十字轴往 往是强度最小的部件
[ ] 1
十字轴式万向联轴器广泛应于各种机械传 ㊂ 万向十字轴轴根的疲劳
验应力分析 , 分析 结 果 表 明 变 曲 率 过 渡 圆 弧 能 有 效减小轴肩的应 力 集 中 系 数 ㊂ 文 献 [ 提出了减 8] ] 文献 [ 采用三 次 样 条 描 述 的 曲 线 及 双 曲 率 型 线 9 作为阶梯轴的过 渡 曲 线 , 并采用复合形法设计了 ] 过渡曲线的优化设计软件 ㊂ 文献 [ 采用圆弧蜕 1 0 变曲线设计方法有效降低了阶梯轴的轴肩应力集 中 ㊂ 以上的研究 结 果 表 明 , 从纯形状上寻求应力 集中系数小的万向十字轴的轴根过渡曲线是可行 / 的 ㊂ 随着 C 使万向十 A D C AM 技术的广泛使用 , 字轴的轴根过渡曲线采用合理型线以达到减小应
十字轴万向节尺寸参数
十字轴万向节尺寸参数
十字轴万向节的尺寸参数包括：
1. 外径（OD）：指十字轴万向节最大直径，通常以毫米（mm）为单位。
2. 内径（ID）：指十字轴万向节的内径，也就是轴心的直径。
同样通常以毫米为单位。
3. 总长度（TL）：指南向节两端之间的距离，包括连接部件
的长度。
以毫米为单位。
4. 接头长度（L1和L2）：指连接部件的长度，分别指南向节
两端的长度。
5. 整体高度（H）：指十字轴万向节从轴心到轴心的总高度。
6. 距离中心线（CD）：指连接点处轴心到轴心的距离，通常
以毫米为单位。
7. 材料和硬度：十字轴万向节通常由高强度合金钢或不锈钢制成，硬度一般达到HRC 50-55。
需要注意的是，不同型号的十字轴万向节具体参数会有所不同，应按照具体的型号进行选型。
汽车十字轴万向节转向机构的运动学设计及优化
汽车十字轴万向节转向机构的运动学设计及优化郎锡泽;舒进;刘嵘【摘要】Kinematics of universal joint steering system is studied in the steering system and vehicle virtual platform established inAltair/MotionView. The paper describes systematic design and optimization method of the universal joint steering system involving vehicle kinematic and component development, which include virtual simulation, system test, subjective evaluation, and uses this method in optimization design of a vehicle steering mechanism.%通过在Altair/MotionView环境下建立的转向系统和整车虚拟平台,研究了十字轴万向节转向机构的运动学特性.阐述了包括虚拟仿真、系统试验、主观评估的十字轴万向节转向机构面向整车动力学性能和零件开发的系统设计和优化方法,并运用该方法进行了某车型转向机构优化设计.【期刊名称】《汽车技术》【年(卷),期】2012(000)001【总页数】5页(P40-44)【关键词】十字轴万向节;转向机构;传动比;优化【作者】郎锡泽;舒进;刘嵘【作者单位】泛亚汽车技术中心有限公司;泛亚汽车技术中心有限公司;泛亚汽车技术中心有限公司【正文语种】中文【中图分类】U463.4十字轴万向节转向机构可以方便的实现转向盘与转向器的空间连接和等速传动，便于转向盘和转向器等部件的通用化和布置，但其运动学特性对整车动力学性能具有的重要影响却少有论述。
十字轴万向节
汽车设计（基于UG的十字轴万向节设计）学院：交通运输与物流学院专业：交通运输班级： 12级交通运输*班姓名：学号： 2012*** 指导教师：李恩颖2015 年 6 月目录一、背景介绍┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄1二、基本理论┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄31、万向节传动的基本理论┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄3 （1）十字轴式万向节工作原理┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄ 3 （2）十字轴式万向节传动的不等速特性┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄ 5 （3）十字轴式万向节传动的等速条件┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄ 62、十字轴万向传动轴的设计与计算┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄7 （1）传动载荷计算┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄ 7 （2）十字轴万向节设计┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄ 10 （3）设计结论┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄ 11三、基于UG的十字轴设计┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄13四、结论┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄┄26一、背景介绍万向节即万向接头，英文名称universal joint，是实现变角度动力传递的机件，用于需要改变传动轴线方向的位置，它是汽车驱动系统的万向传动装置的“关节”部件。
万向节与传动轴组合，称为万向节传动装置。
在前置发动机后轮驱动的车辆上，万向节传动装置安装在变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间；而前置发动机前轮驱动的车辆省略了传动轴，万向节安装在既负责驱动又负责转向的前桥半轴与车轮之间。
万向节的结构和作用有点像人体四肢上的关节，它允许被连接的零件之间的夹角在一定范围内变化。
为满足动力传递、适应转向和汽车运行时所产生的上下跳动所造成的角度变化，前驱动汽车的驱动桥，半轴与轮轴之间常用万向节相连。
但由于受轴向尺寸的限制，要求偏角又比较大，单个的万向节不能使输出轴与轴入轴的瞬时角速度相等，容易造成振动，加剧部件的损坏，并产生很大的噪音，所以广泛采用各式各样的等速万向节。
十字轴万向节建模及有限元分析
十字轴三维建模1.建立直径57高87的圆柱1）单击圆柱命令，指定矢量（+Z），和起始点（0，-43.5,0）2）输出直径57，高度872. 在已有圆柱体的上下端面，建立直径51,高9圆柱体3.在上述阶梯轴的上下端面，建立直径45高30的圆柱体，得到如下模型4.插入-关联复制-实例特征-圆形阵列，选择所有已经建成的特征，确定，按图示设定阵列参数,确定，选择‘点和轴’，选择X轴，确定，得到如下模型5.倒斜角，4x46.倒圆角R25选择交叉的4条边，输出如图参数7.单击“孔命令，选择任意两个不平行端面圆的圆心，按图示设定参数后，确定8.对每个孔倒斜角，1x1，得到最后的十字轴模型万向节叉三维建模1.建立地面圆柱体直径165高20指定点为坐标原点，指定矢量为+Z2.拉伸耳环主体1）选择‘拉伸’，单击截面中的‘绘制曲线’，选择现有平面的YZ平面，进入草绘环境。
按照二维图纸绘制拉伸截面，绘制完成后，单击“完成草图”退出草图界面2）按如下设置参数后，单击‘确定’，完成耳环主体的拉伸，如图3.切除部分实体1）选择‘拉伸’，单击截面中的‘绘制曲线’，选择现有平面的XZ平面，进入草绘环境。
按照二维图纸绘制拉伸截面，绘制完成后，单击“完成草图”退出草图界面2）按如下设置参数（注：布尔运算，选择‘求差’），单击‘确定’，完成耳环主体的拉伸，如图4. 切除部分实体1）选择‘拉伸’，单击截面中的‘绘制曲线’，选择现有平面的XZ平面，进入草绘环境。
按照二维图纸绘制拉伸截面，绘制完成后，单击“完成草图”退出草图界面2）按如下设置参数（注：布尔运算，选择‘求差’），单击‘确定’，完成耳环主体的拉伸，如图5.切除棱角1）选择‘拉伸’，单击截面中的‘绘制曲线’，选择现有平面的耳环端面，进入草绘环境。
按照二维图纸绘制拉伸截面，绘制完成后，单击“完成草图”退出草图界面2）按如下设置参数（注：布尔运算，选择‘无’），单击‘确定’，完成棱角主体的拉伸，如图3）镜像棱角插入-关联复制-镜像特征，选择建立的棱角特征，选择镜像平面为YZ平面，单击确定，如图4）布尔差，在耳环主体上切除两个棱角单击‘求差’命令，目标体为耳环主体，到具体为两个棱角体，单击确定6.建立法兰孔1）单击‘孔’命令，‘位置’-单击‘绘制截面’进入草绘环境，按二位图纸绘制八个孔的中心位置，在中心位置放置一个点，完成草绘。
双十字轴万向节中间轴相位角优化设计
双十字轴万向节中间轴相位角优化设计双十字轴万向节是一种常用于汽车和工业机械中的连接部件，能够在转动时承受不同角度和转速下的载荷和振动。
中间轴的相位角是指两端连接双十字轴的连接点之间的夹角，是影响万向节连接性能和寿命的一个重要参数。
本文将介绍双十字轴万向节中间轴相位角的优化设计方法。
1.背景分析双十字轴万向节在传动系统中起到了十分重要的作用，能够解决传动系统在转动时产生的差速和偏差问题，因此被广泛应用于汽车和工业机械领域。
在双十字轴万向节的设计过程中，中间轴的相位角是一个十分重要的设计参数。
合理地优化这个参数能够提高万向节的传动性能，防止万向节在高负载下的断裂和磨损。
2.中间轴相位角的优化设计中间轴相位角是一个非常关键的参数，它直接影响到万向节的耐久性和传递性能。
中间轴相位角过大或过小都会导致双十字轴万向节出现失速或者不平衡的情况，最终会对整个传动系统产生严重的影响。
因此，在设计中间轴相位角时，需要考虑以下几个方面：（1）载荷分析：需要对双十字轴万向节的工作条件和负载情况进行分析，以确定合适的中间轴相位角范围。
（2）计算及仿真：根据双十字轴万向节的参数和工况，在计算机上进行分析和仿真，确定最优的中间轴相位角范围。
（3）实验验证：通过搭建测试样机，验证所设计的中间轴相位角方案是否符合实际工作条件，并根据测试结果对中间轴相位角进行修正和优化。
通过以上一系列工作，可以得出一个较为合理的中间轴相位角范围，并获得最优的设计结果。
3.结果分析通过对双十字轴万向节中间轴相位角的优化设计，可以得到如下结果：（1）中间轴相位角的优化设计能够提高双十字轴万向节的传动性能和寿命。
（2）中间轴相位角范围的确定需要考虑到传动系统的工作状态和负载情况，以确保设计结果的可靠性。
（3）中间轴相位角的优化设计需要经过计算和仿真验证，并进行实验验证，以得出最优的方案。
4.总结通过对双十字轴万向节的中间轴相位角进行优化设计，能够提高万向节的传动性能和寿命，保证传动系统的正常工作。
万向节十字轴课程设计说明书
机电及自动化学院《机械制造工艺学》课程设计说明书设计题目：万向节十字轴工艺规程设计姓名：学号：专业：机电（一）班届别：2008指导老师：2011 年07月前言机械制造工艺学课程设计是我们学完了大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课之后进行的.这是我们在进行毕业设计之前对所学各课程的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。
在老师的指导下，要求在设计中能初步学会综合运用以前所学过的全部课程，并且独立完成的一项工程基本训练。
同时，也为以后毕业设计打下良好基础。
通过课程设计达到以下目的：1、能熟练的运用《机械制造技术基础》的知识，正确地解决一个零件在加工中的定位，夹紧以及合理制订工艺规程等问题的方法，培养学生分析问题和解决问题的能力。
2、复习课程设计过程相关知识：CAD、Proe、机械制造工艺学、机械制图等等，加深对专业知识的理解。
3、课程设计过程也是理论联系实际的过程，并学会使用手册、查询相关资料等，增强学生解决工程实际问题的独立工作能力。
就我个人而言，我希望能通过这次课程设计，了解并认识一般机器零件的生产工艺过程，巩固和加深已学过的技术基础课和专业课的知识，理论联系实际，对自己未来将从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后的工作打下一个良好的基础，并且为后续课程的学习大好基础。
由于能力所限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指导。
一、设计的任务本次《机械制造工艺学》课程设计我拿到的题目是“万向节十字轴工艺规程设计”。
材料为18CrMnTi，生产批量为大批量生产，其他要求及零件参数见十字轴二维零件图，要求设计该十字轴的机械加工工艺规程，具体要求内容为：（1）分析、了解产品性能、用途；（2）了解制造规模、方式，生产条件（3）制订制造方案；（4）编写工艺（主要任务）；（5）设计工装（可以在其他课程设计中进行）。
十字轴式万向节传动轴总成设计规范
十字轴式万向节传动轴总成设计规范十字轴式万向节传动轴总成设计规范1 范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成技术规范。
本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的设计。
2规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件。
凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。
QC/T 523 《汽车传动轴总成台架试验方法》QC/T 29082《汽车传动轴总成技术条件》3术语和定义3.1 传动轴：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来，用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。
3.2 传动轴临界转速：传动轴失去稳定性的最低转速。
传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断。
3.3 当量夹角：多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。
4目标性能4.2传动轴带万向节总成所连接的两轴相对位置在设计范围内变动时，能可靠地传递动力；4.2所连接两轴接近等速运转，由万向节夹角产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内；4.3传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。
5 设计方法5.1 设计计算涉及的参数具体参数见表（一）、表（二）表（一）计算参数轴的转速（r/min）n轴传递的功率（kW）P计算截面处轴的直径（mm） d许用扭转切应力（MPa）[τT]传动轴管的外径（mm）D c传动轴管的内径（mm）d c传动轴的长度（mm）L c传动轴实际最高转速（r/min）n max变速器最高档变速比i5轴管的许用扭转切应力（MPa）[τc]花键轴的花键内径d h花键处转矩分布不均匀系数K′花键外径D h花键的有效工作长L h花键齿数n0齿侧许用挤压应力（MPa）[σy]表（二）需校核的参数序号名称符号目标值1 传动轴临界转速（r/min）n k2 轴管扭转强度τc[τc]3 花键轴扭转强度τh[τ0]4 花键齿侧挤压应力σy[σy]5.2 传动轴的布置5.2.1 传动轴总成在整车上的布置，见图1图 1 传动轴在整车上的布置图如图1所示，万向传动轴用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递动力。
十字轴式万向节传动轴总成设计规范
十字轴式万向节传动轴总成设计规范十字轴式万向节传动轴总成设计规范1 范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成技术规范。
本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的设计。
2规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的。
凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件。
凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单）适用于本文件.QC/T 523 《汽车传动轴总成台架试验方法》QC/T 29082《汽车传动轴总成技术条件》3术语和定义3。
1 传动轴：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来,用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。
3.2 传动轴临界转速:传动轴失去稳定性的最低转速.传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断.3.3 当量夹角:多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。
4目标性能4.2传动轴带万向节总成所连接的两轴相对位置在设计范围内变动时，能可靠地传递动力;4。
2所连接两轴接近等速运转，由万向节夹角产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内；4。
3传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。
5 设计方法5.1 设计计算涉及的参数具体参数见表（一）、表（二）表（一)计算参数轴的抗扭截面系数（mm3) W T轴的转速（r/min）n轴传递的功率（kW）P计算截面处轴的直径（mm） d许用扭转切应力（MPa) ［τT］传动轴管的外径（mm）D c传动轴管的内径（mm）d c传动轴的长度（mm）L c传动轴实际最高转速（r/min）n max变速器最高档变速比i5轴管的许用扭转切应力（MPa) [τc]花键轴的花键内径d h花键处转矩分布不均匀系数K′花键外径D h花键的有效工作长L h花键齿数n0齿侧许用挤压应力（MPa）[σy］表(二)需校核的参数序号名称符号目标值1 传动轴临界转速（r/min）n k2 轴管扭转强度τc［τc]3 花键轴扭转强度τh[τ0]4 花键齿侧挤压应力σy[σy］5.2 传动轴的布置5.2.1 传动轴总成在整车上的布置，见图1图 1 传动轴在整车上的布置图如图1所示，万向传动轴用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递动力。
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(4—9)
式中，η0为滚针直最大载荷(N)，由式(4—10)确定
(4—10)
式中，i为滚针列数；z为每列中的滚针数。
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3000～3200MPa。
十字轴轴颈的切应力 τ 应满足
(4—8)
式中，[τ]为切应力 τ 许用值，为80～120MPa。
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脏物阻滞卡住，合适的间隙为0．009～0．095mm，滚针轴承的周向总间隙以0．08～0．30mm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0．2～0．4mm。
设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为F(图4—11)，则
(4—6)
式中，TS 为万向传动的计算转矩， TS = min[Tse，Tss]min；r 为合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离；α 为万向传动的最大夹角。
十字轴轴颈根部的弯曲应力 σw 应满足
(4—7)
式中，d1 为十字轴轴颈直径；d2 为十字轴油道孔直径；s 为合力 F 作用线到轴颈根部的距离；[σw]为弯曲应力许用值，为250～350MPa。
万向节*与十字轴组成连接支承。在万向节工作过程中产生支承反力，*体受到弯曲和剪切，一般在与十字轴轴孔中心线成45°的某一截面上的应力最大，所以也应对此处进行强度校核。
十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角 α 、十字轴支承结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关。当 α ≤25°时可按下式计算
二、十字轴万向节设计
十字轴万向节的损坏形式主要有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。
(4—11)
式中 η0 为十字轴万向节传动效率；f 为轴颈与万向节*的摩擦因数，滑动轴承：f=0．15～0．20，滚针轴承：f=0．05～0．10；其它符号意义同前。
通常情况下，十字轴万向节传动效率约为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0．8～1．2mm，表面硬度为58～64HRC，轴颈端面硬度不低于55HRC，芯部硬度为33～48HRC。万向节*一般采用40或45中碳钢，调质处理，硬度为18～33HRC，滚针轴承碗材料一般采用GCrl5。