auto4清华大学汽车底盘设计

汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计
图 4－2 普通十字轴万向节运动分析图
设万向节夹角α保持不变，将式（4—1）对时间求导，并且把ϕ2 用ϕ1 表示，则得：
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计
ω2 =
Βιβλιοθήκη Baiducosα
ω1 1− sin2 α ⋅ cos2 ϕ1
（4－2）
由于 cos2ϕ1 是周期为 180°的周期性函数，所以在α保持不变的条件
原因之一。
在设计传动轴时，要使传动轴的最高转速小于 0.7nk。这样一般
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计 就可获得满意的结果。
下面谈谈传动轴总成的平衡问题。在工作过程中传动轴要高速旋 转，如果它不平衡，就会引起振动和噪音。为减少这种振动与噪音， 就要设法改善传动轴的平衡度。采用措施减小十字轴的轴向窜动，缩 短传动轴长度，提高其刚度，提高滑动花键的耐磨性和配合精度都有 助于降低传动轴的不平衡度。在传动轴装车以前一般要经过动平衡调 整（利用专用试验机）。为平衡传动轴，一般往传动轴上的适当位置 点焊平衡片。应等冷却后再进行不平衡度的检验，这样可以消除点焊 时的热影响。
3000～3200N/mm2。
4－4．传动轴设计
传动轴设计的主要内容是选择传动轴长度和断面尺寸。在选择传
动轴长度和断面尺寸时，要着重考虑使传动轴有足够高的临界转速—
—远超过最高工作转速。
假设传动轴为断面均匀一致、两端自由支承的弹性梁（简支弹性
梁），由机械振动理论可知，对应其弯曲振动的第一阶固有频率的临
图 4-4 两种通常采用的双万向节传动方案 下面分析在以上两种布置方案中附加的弯矩的影响。参见图 4－ 5 和图 4－6。
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图 4－5 在两种通常采用的双万向节传动方案中附加的弯矩的影 响
图 4－6 在两种通常采用的双万向节传动方案中附加弯矩对传动 轴的作用
（1）输入轴 I 与输出轴 III 平行时（一种情况）：与传动轴相连 的两万向节叉所受的附加弯矩，彼此相互平衡；但它们造成传动轴的 弹性弯曲变形（如虚线所示），从而引起传动轴弯曲振动；
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计 （2）输入轴 I 与输出轴 III 相交时（另一种情况）：与传动轴相
(6) 变速器与离合器（或分动器）不直接相连时，它们之间也需 要采用万向节传动，参见图 4－1b。这是为了避免因安装不准确和车 架变形在传动机构中引起附加载荷。此时多采用普通十字轴万向节或 柔性万向节，其工作转角范围一般不大于 2°—3°。
图 4－1 万向节传动在汽车传动系中的应用
万向节按其在扭转方向是否有明显的弹性变形，可以分为刚性万
用有另外的力偶矩 Ts－附加弯矩。附加弯矩 （又称为二阶弯矩）
是周期性变化的，可激起与万向节相连机件的弯曲振动。在万向节轴
承上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动。当万向节
夹角α不太小时，附加弯矩的作用不可忽视。
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计
图 4－3 十字轴万向节的力偶矩平衡与附加弯矩
二．双万向节传动 由一个十字轴万向节输入轴与输出轴转速关系式可以看出，一个
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计 十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的（当输入轴与输 出轴之间有一定夹角α时）。为使处于同一个平面内的输出轴与输入轴 等速旋转，在汽车传动系中常采用双万向节传动。图 4-4 示出两种通 常采用的方案。其共同的特点：（1）与传动轴相连的两个万向节叉布 置在同一平面内；（2）两万向节与传动轴的夹角相等，即α1＝α2。 在这样布置的情况下，可以保证等角速传动，即ϕ1＝ϕ3。
T1 ω2
cosα
（4－4）
下面谈谈“十字轴万向节的力偶矩平衡”问题，参见图 4－3。
这是个夹角为α的十字轴万向节，它受到主动轴的转矩 T1。其十字轴
受到 T1 和从动轴的反转矩 T2。可以看出，这两个转矩向量互成一角
度，所以不能使万向节的十字轴达到受力平衡。而在工作时，万向节
的力偶矩是平衡的。因此，除 T1 和 T2 外，万向节十字轴上必然还作
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计
图 4－7 三万向节传动的等速条件
（1）在图 4－7a 所示方案中，
tgϕI = tgϕII ⋅ cosα1
（4－5）
tgϕIII = tgϕII ⋅ cosα 2
（4－6）
tgϕIV = tgϕIII ⋅ cosα3
（4－7）
tgϕIV = tgϕII ⋅ cosα 2 ⋅ cosα3
系式为：
tgϕ1 = tgϕ 2 ⋅ cosα
（4－1）
式中：ϕ1 —主动轴转角，定义为万向节主动叉所在平面与万向节主、
从动轴所在平面的夹角；ϕ2－从动轴（即从动叉）转角；α—主动轴
与从动轴之间的夹角。
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下面推导关系式（4－1）。参见图 4－2。
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另外，滚针轴承中滚针直径差别要小，否则会加重载荷在滚针间 分配的不均匀性（即直径大的滚针承受较大的分配载荷，容易损坏）， 一般把直径差控制在 0.003mm 以内，而且滚针轴承的径向间隙不能过 大，否则承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；间隙过 小时有时出现受热卡住或因脏物阻滞卡住。合适的间隙为 0.009～ 0.095mm；而滚针轴承的周向总间隙以 0.08～0.3mm 为好。
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计 向节和柔性万向节。其中，柔性万向节在扭转方向有明显弹性变形； 刚性万向节无明显变形。刚性万向节可分为：不等速万向节（常用的 是普通十字轴式万向节）；等速万向节（球叉式、球笼式等）；准等速 万向节（双联式、凸块式、三销轴式等）。
对万向节传动的要求： （1） 能可靠传递动力，当两轴的相对位置在预计的范围内变
连的两万向节叉上所受到的附加弯矩方向相同，不能彼此相互平衡。 因此，对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力 F。这个径 向力作用在滚针轴承上，并在输入轴和输出轴的支承上引起反力。此 外，传动轴还要发生弹性变形（虚线）。
三、多万向节传动 多万向节传动的运动分析，是建立在单万向节运动分析的基础上
的。 下面分析三万向节传动的等速条件。参见图 4－7。
传动轴的不平衡度，对不同车型有不同要求： （1）轿车：在 3000～6000r/min 时，≤1～2N·mm （2）货车：在 1000～4000r/min 时，≤10N·mm 传动轴上应该有花健，以避免运动干涉。参见图 1－13。
4-5 中间支承 在长轴距汽车上，常常将传动轴分段（两段或三段），目的主要 是缩短每一段的长度，提高刚度，从而提高传动轴的临界转速。在轿 车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度、改善传动系弯曲振动特性， 减少噪音，也将传动轴分成两段。当传动轴分段时，需要加中间支承。 中间支承一般安装在车架横梁上，或车身底架上。由于动力总成 （发动机+离合器+变速器）弹性悬置和车架的变形，被支承的中间传 动轴的轴线位置相对于中间支承的安装面随时在变化。因此要求中间
动时； （2） 保证传动尽可能同步（两轴的转速尽可能一样）； （3） 振动、噪音以及附加载荷（万向节传动引起的）在允许
范围内）； （4） 传动效率高，使用寿命长； （5） 结构简单、制造方便、维修容易。
4—2 万向节传动的运动分析
一．单万向节传动（普通十字轴式万向节）
参见图 4－2。普通十字轴万向节的主动轴与从动轴转角间的关
s——力作用点到轴颈根部的距离。
弯曲应力应不大于 250～350N/mm2。十字轴轴颈的剪应力
τ = 4⋅F π ⋅ (d12 − d 22 )
（4－17）
应不大于 80～120N/mm2。
滚针轴承的接触应力
σ j = 272 ⋅
( 1 + 1 ) ⋅ Fn d1 d L
式中，d——滚针直径，mm；
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tgϕI = tgϕIII ⋅ cosα1⋅ cosα 2
tgϕI = cosα1⋅ cosα 2
tgϕ IV
cosα 3
4-3 万向节设计
（4－13） （4－14）
一、十字轴万向节设计
图 4-8 示出十字轴万向节的典型结构。十字轴轴颈通过滚针轴承
装在万向节叉的孔中，由于滚针轴承不能承受轴向力，所以在结构上
最大转矩 Temax、变速器一档 ；（2）满载驱动轮附着系数为 0.8。取
其中的较小者作为 T；
r——合力作用线与十字轴中心之间的距离；
α——万向节的最大夹角。
十字轴轴颈根部的弯曲应力，
σ = 32 ⋅ d1⋅ F ⋅ s π ⋅ (d14 − d 24)
（4－16）
式中，d1——十字轴轴颈直径；
d2——十字轴油道孔直径；
（4－18）
L——滚针工作长度，mm；
d1——十字轴轴颈直径，mm； Fn——在力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷，N：
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Fn = 4.6 ⋅ F i⋅Z
（4－19）
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 HRC58 以上时，许用接触应力为
界转速为：
nk = 1.2 ×108 ⋅
D2 + d2 L2
（4－20）
式中，nk——临界转速，r/min；
L——传动轴长度（两万向节中心之间的距离），mm；
D，d——传动轴轴管的外径和内径，mm。
从上式可知，在 D、L 一定时，空心轴（d>0）的临界转速要比实
心轴（d=0）的高，并且节省材料。这是广泛采用空心传动轴的重要
4－
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计
下谈谈几种万向传动装置的方案： （1）驱动桥与变速器之间距离不大时，常采用两个万向节和一 根传动轴的结构。 （2）当驱动桥与变速器相距较远时，常将传动轴断开成两根（或 三根），万向节用三个（或四个），参见图 4－1a。此时，必须在中间 传动轴上加设中间支承。缩短传动轴长度的目的主要是提高传动轴的 临界转速，以免工作时发生共振。 （3）越野车的万向传动装置（不包括转向驱动桥上的等角速万 向节），参见图 4－1b。 下面介绍一下万向节所连两轴之间的夹角范围：
下，转速比ω2/ω1 也是个周期为 180°的周期性函数。如果认为ω1
保持不变，则ω2 每一转变化两次。
下面看看主动轴转矩 T1 和从动轴转矩 T2 之间的关系。如果不计
万向节里的摩擦损失，应该保持功率平衡，即
T1⋅ω1 = T 2 ⋅ω2
（4－3）
所以
T 2 = ω1 = 1− sin2 α ⋅ cos2 ϕ1
（4－8）
tgϕI = cosα1 tgϕIV cosα 2 ⋅ cosα3
（4－9）
（2）在图 4－7b 所示方案中，
tgϕI = tgϕII ⋅ cosα1 tgϕII = tgϕIII ⋅ cosα 2 tgϕIV = tgϕIII ⋅ cosα3
（4－10） （4－11） （4－12）
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计 一般货车 ≤15°—20°；4×4 越野车 ≤ 30° （4）转向驱动桥中的等角速万向节常采用球叉式和球笼式等速
万向节，参见图 4－1c，其最大夹角（相应为车轮最大转角）可达 30°—42°。
（5）后驱动桥为独立悬架结构时，也必须采用万向节传动，参 见图 4－1d。
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，参 见图 4－9。设诸滚针对十字轴轴颈的作用力合力为 F，则
图 4－9 十字轴受力图
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F= T 2 ⋅ r ⋅ cosα
（4－15）
式中，T——传动轴计算转矩：按两种情况计算转矩－（1）按发动机
汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计
第四章 万向节和传动轴设计
4－1 概述 汽车上的万向节传动，常由万向节和传动轴组成。在工作过程 中，在汽车上有些轴之间的相对位置不断发生变化。例如，变速器输 出轴和驱动桥输入轴之间。解决这些轴之间的动力传动问题，就需要 使用万向传动装置。
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计
要采取轴向定位措施。
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汽车底盘设计——第四章 万向节和传动轴设计 图 4-8 十字轴万向节的典型结构
实际使用证明，十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚 针轴承的磨损，以及十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面的压痕和剥 落。通常认为，当磨损或压痕超过 0.25mm 时，十字轴万向节便应报 废——为了减轻磨损，一个很重要的措施是改善润滑条件。