万向联轴节设计计算
万向联轴节
一、单万向联轴节结构与运动情况(Structure and Motion Condition of Single Universal Joint)下图所示为单万向联轴节结构简图，主动轴1和从动轴3端部都带有叉，两叉又与十字头2组成轴线垂直的转动副B和C，轴1和轴3又与机架组成转动副A和D。
当主动轴1转一周时，从动轴3也转动一周，但主动轴与从动轴的瞬时传动比不为常数。
图7-27其传动比的计算公式为：由上式可知，该传动比不仅随主动轴转角而变化，还与两轴之间的夹角β有关。
二、双万向联轴节(Double Universal Joint)为避免单万向联轴节中的从动轴角速度产生周期性变化，可采用图7-29所示的双万向联轴节结构，在图a中，从动轴与主动轴相平行，而图b中的主动轴和从动轴是不平行的。
a)b)图7-29 轴1到中间轴M的传动比：轴3到中间轴M的传动比：故1)β1=β3，即主动轴与中间轴的夹角必须等于从动轴与中间轴的夹角。
=M3，即在任何时刻，中间轴两端叉平面2)相对同一起始位置的转角相同。
或在特定情况下，使中间轴两叉平面位于同一平面。
三、万向联轴节的应用(Applications of Universal Joint)由于万向联轴节结构上的特点，它既能传递两平行轴和不平行轴间的运动和动力，而且在两轴夹角发生变化时，仍能正常工作，因此，它在工业中得到了广泛的应用。
图7-30a 是用双万向联轴节把汽车变速箱的运动和动力传给后桥差速器的实例，由于汽车行驶时道路不平或振动引起差速器的位置发生变化，传动仍能正常进行。
图7-30b是用于轧钢机轧辊传动中的双万向联轴节，当轧制不同厚度的钢坯而调节轧辊高度时，机构仍能正常工作。
a)b)图 7-30图7-31 是万能铣床进给传动中应用的双万向联轴节，它能适应工作台升降或水平移动而引起主、从动轴间相对位置改变。
a) b)图7-31。
万向传动轴的设计参数
万向传动轴的设计参数第一组1-1微型客车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计一、任务：1、确定传动系方案及发动机主要性能指标。
2、确定传动系的传动比。
3、设计万向节和传动轴。
4、编制设计说明书。
二、原始条件：车型微型客车驱动形式FR4X2发动机位置前置最高车速U max=110km/h最大爬坡度i max N30%汽车总质量m a=1410kg满载时前轴负荷率40%外形尺寸总长L a X 总宽B a X 总高H a=3496X 1445X 1841mm3迎风面积AF.85 B a X H a空气阻力系数CD=0.6轴距L=2200mm前轮距B1=1440mm后轮距B2=1420mm车轮半径r=300mm离合器单片十式摩擦离合器变速器两轴式、四挡第二组-1 4-1中型货车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计 1、确定传动系方案及发动机主要性能指标。
2、确定传动系的传动比。
3、设计万向节和传动轴。
4、编制设计说明书。
二、原始条件：车型 中型货车驱动形式 FR4X 2发动机位置 前置、纵置最高车速 U max =90km/h最大爬坡度 i max N 28%汽车总质量 m a =9290kg满载时前轴负荷率 25.4%外形尺寸 总长L a X 总宽B a X 总高H 轴距 L=3950mm前轮距 B 1=1810mm后轮距 B 2=1800mm迎风面积 A ^B 1X H a空气阻力系数 C D =0.9轮胎规格 9.00—20 或 9.0R20 离合器 单片十式摩擦离合器变速器 中间轴式、五挡 一、任务:=6910 X 2470 X 2455mm 3第二组-26-1中型货车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计一、任务：1、确定传动系方案及发动机主要性能指标。
2、确定传动系的传动比。
3、设计万向节和传动轴。
4、编制设计说明书。
二、原始条件：车型中型货车驱动形式FR4X2发动机位置前置、纵置最高车速U max=80km/h最大爬坡度i max N30%汽车总质量m a=9100kg，前轴2900kg，后轴6200kg外形尺寸总长L a X总宽B a X总高H a=6800X2400X2130mm3轴距L=3710mm前轮距B1=1740mm后轮距B2=1720mm迎风面积A^B1X H a空气阻力系数CD=0.9轮胎规格8.25—20或8.25R20离合器单片干式摩擦离合器变速器中间轴式、五挡第三组2-1轿车传动系总体方案设计及万向传动轴的设计一、任务：1、确定传动系方案及发动机主要性能指标。
万向联轴器的参数及主要尺寸
万向联轴器的参数及主要尺寸
万向联轴器是一种用于传动旋转运动的机械装置，其主要作用是将两个非同轴的旋转轴连接起来，在传递转矩的同时允许轴的角度偏移。
万向联轴器由若干个旋转部件组成，每个旋转部件都具有特定的参数和尺寸。
下面将介绍万向联轴器的一般参数以及主要尺寸。
1.参数：
(1)额定转速：万向联轴器工作时所能承受的最大转速。
(2)额定扭矩：万向联轴器所能承受的最大转矩。
(3)角偏差能力：万向联轴器所能容许的两轴之间的角度偏差。
(4)圆规：万向联轴器的任意两轴形成一个偏心圆，圆规是描述该偏心圆大小的参数。
(5)隔离效果：万向联轴器在传递转矩的同时要保证两个轴之间的隔离效果，防止干扰传导。
(6)质量：万向联轴器的重量，直接影响其使用时的惯性和转动平衡性能。
2.主要尺寸：
(1)轴孔直径：万向联轴器安装在轴上的孔直径。
(2)外径：万向联轴器的最大外径，包括所有旋转部件的外廓尺寸。
(3)长度：万向联轴器由两轴之间连接的旋转部件组成，其长度是两轴之间的距离。
(4)键槽尺寸：万向联轴器通常通过键槽来固定在轴上，键槽的尺寸包括槽宽、槽深和槽距等。
(5)旋转部件直径：万向联轴器的旋转部件通常为多个圆柱形零件，其直径决定了整个联轴器的大小和重量。
不同类型的万向联轴器参数和尺寸可能有所差异，例如常见的万向节和万向万向联轴器等。
此外，还有一些特殊功能的万向联轴器，如弹性万向联轴器和高速万向联轴器，其参数和尺寸也有所不同。
因此，在选择和使用万向联轴器时，需要考虑具体的应用要求，并参考相应的产品说明书和技术手册。
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。
万向联轴节设计计算
萬向軸之基本原理萬向軸之運動學以下之圖形顯示出由一萬向接頭G1連結兩根軸之狀況，軸之間以交叉角度為β，軸1是代表輸入軸，是以恆定的角速度1. 旋轉。
軸2是代表輸出軸，是以一種不規律的角速度2旋轉。
軸2的角速度遵循著正弦曲線之擺動模式，此模式是指有兩個循環週期介於角速度之最大值及最小值。
這個萬向接頭錯誤導致了2, 不規律的角速度，而其幅度是萬向接頭偏角的函數。
這種關係在以下之圖形顯示，其顯示了其偏角是如何影響其振幅，但是非其頻率由輸出軸之延遲或起前輸入軸之速度而造成。
在高速與角度下你可能可以準確地想像其外部的慣性激勵可以相當嚴重。
所以，一個簡單的萬向接頭型式之萬向軸僅用於低速，低角度，及低負荷，並且恆定轉速必須是不重要恆速的應用上。
假設其接頭1之叉頭方位顯示於以下之圖形如aα1 = 0°即代表角度為零的位置與旋轉α1,其關係(1) 至(3) 執行。
可得出軸1與2的角速度之比例與扭矩之比例依據公式(4) 與(5)對於一個非規律性的比較，所謂的循環變化U之係數是依據公式(6) 已經介紹過的。
雙萬向接頭上一段落解釋一個卡登式萬向接頭之運動學以及其如何產生非規律之角速，當它在一偏角工作時。
然而，假如兩個萬向軸我佈置如以下之方式，如圖中的Z或W模式，所以接頭之角度β1等於β2，其外部軸將會是規律的速度。
第二個接頭G2產生非規律性之速度相同且相反於G1，造成相消之效果。
再者，內部1與外部3將會以同週期旋轉，但是中央部分2將會以非恆速旋轉。
軸部分1與3的同步旋轉，在下列情形時可得到保證。
a. 萬向接軸的所有部分需在同一平面上b. 中央部分的內叉頭需位於同一平面上c. 其工作角度β1與β2需相同a)b)c)滿足以上之三個條件可保證其第二個接頭以正弦波模式並與第一個接頭有90度的偏差，所以這代表著完美的相消。
這個理想的調整被稱為一種〝相位〞而且是其主要之目標。
若無法滿足三條件其中之一項將會導致傳動軸無法同步地運行。
传动轴设计计算
传动轴设计计算1概述在汽车传动轴系或其它系统中，为了实现一些轴线相交或相对置经常变化的转轴之间的动力传递，必须采用万向传动装置。
万向传动装置一般由万向节和传动轴组成，当距离较远时，还需要中间支承。
在汽车行业中把连接发动机与前、后轴的万向传动装置简称传动轴。
传动轴设计应能满足所要传递的扭矩与转速。
现轻型载货汽车多采用不等速万向节传动轴。
2传动轴设计2．1传动轴万向节、花键、轴管型式的选择根据整车提供发动机的最高转速、最大扭矩及变速箱提供的一档速比，及由后轴负荷车轮附着力，计算得扭矩，由两者比较得出的最小扭矩来确定传动轴的万向节、花键、轴管型式。
a 按最大附着力计算传动轴的额定负荷公式：M ψmax =G ·r k ·ψ/i oG 满载时驱动轴上的负荷r k 车轮的滚动半径ψ车轮与地面的附着系数i o 主减速器速比b 按发动机最大扭矩计算传动轴的额定负荷公式：M ψmax =M ·i k1·i p /nM 发动机最大扭矩i k1变速器一档速比i p 分动器低档速比n 使用分动器时的驱动轴数按《汽车传动轴总成台架试验方法》中贯定选取以上二者较小值为额定负荷。
考虑到出现最大附着力时的工况是紧急制动工况此时的载荷转移系数为μ因此实际可利用最大附着力矩： M ψmaxo = M max ·μ传动轴的试验扭矩：由汽车设计丛书《传动轴和万向节》中得知：一般总成的检查扭矩为设计扭矩的 1.5-2.0倍。
传动轴设计中轴管与万向节的设计扭矩也应选取1.5-2.0倍的计算扭矩，以满足整车使用中的冲击载荷。
轴管扭转应力公式:τ=16000DM π(D 4-d 4)<[τ] =120N/ mm 2 D 轴管直径；d 轴管内径；M 变速箱输出最大扭矩；花键轴的扭转应力：τ=16000M πD 23<[τ] =350N/ mm 2D 2花键轴花键底径；D 2=27.667mm 。
万向节设计
第四节万向节设计一、万向传动的计算载荷万向传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。
计算载荷的计算方法主要有三种，见表4—1。
表4—1 万向传动轴计算载荷 (N·m)表4—1各式中，Temax 为发动机最大转矩；n 为计算驱动桥数，取法见表4—2；i1为变速器一挡传动比；η为发动机到万向传动轴之间的传动效率；k 为液力变矩器变矩系数，k=[(k o—1)／2]十1，ko 为最大变矩系数；G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷(N)；m2′为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轿车：m2′=1．2～1．4，货车：m2′=1．1～1．2；υ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面上，υ 可取0．85，对于安装防侧滑轮胎的轿车，υ 可取1．25，对于越野车，υ值变化较大，一般取1；r r为车轮滚动半径(m)；i。
为主减速器传动化；i m为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；ηm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)；m1′ 为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，轿车：m1′ =0．80～0．85，货车：m 1′ =0．75—0．90；F 1 为日常汽车行驶平均牵引力(N)；i f 为分动器传动比，取法见表4—2：k d 为猛接离介器所产生的动载系数，对于液力自动变速器，k d =1 对于具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，k d = 3，对于性能系数 f i =0 的汽车(一般货车、矿用汽车和越野车)，k d =1，对于 f i >0 的汽车，k d =2 或由经验选定。
性能系数由下式计算)195.0161001max e a T g m -（ 当16195.0max〈e a T g m 时 f j=0 当16195.0max≥e a T gm 时式中，ma 为汽车满载质量(若有挂车，则要加上挂车质量)(kg)。
万向轴的选型计算
06
万向轴的案例分析
案例一：某机械传动系统中的万向轴选型
总结词
根据机械传动系统的需求，考虑转速、扭矩 、空间等因素，进行万向轴的选型计算。
详细描述
在某机械传动系统中，需要将动力从输入轴 传递到输出轴，同时考虑到转速和扭矩的需 求，以及空间限制，需要进行万向轴的选型 计算。需要考虑的因素包括输入轴和输出轴 的转速、扭矩，以及万向轴的尺寸、重量、 转动惯量等。通过计算和分析，选择合适的
根据扭矩计算结果，可以确定万向轴的尺寸和材料，以满足实际应用需求。
转速计算
01
转速计算是确定万向轴能够承受的转速的关键参数。
02
转速计算需要考虑输入轴的转速和万向轴的结构设计、材料等
因素。
根据转速计算结果，可以确定万向轴的尺寸和材料，以确保其
03
具有足够的刚度和强度。
安装尺寸计算
安装尺寸计算是确定万向轴在 设备中的安装位置和固定方式
万向轴类型和规格，以满足系统的需求。
案例二：某汽车底盘中的万向轴应用
总结词
在汽车底盘中，万向轴用于连接传动系 统和车轮，实现动力的传递。需要考虑 车轮的运动轨迹和动力传递效率。
VS
详细描述
在某汽车底盘中，万向轴作为连接传动系 统和车轮的重要部件，需要承受较大的扭 矩和弯曲应力。需要考虑车轮的运动轨迹 和动力传递效率，选择合适的万向轴类型 和规格。同时，还需要考虑万向轴的耐久 性和可靠性，以确保汽车的正常运行和安 全性。
的关键参数。
安装尺寸计算需要考虑设备 的空间限制、万向轴的结构
设计等因素。
根据安装尺寸计算结果，可以 确定万向轴的尺寸和材料，以 确保其能够正确安装和固定在
设备中。
材料选择与强度计算
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。
万向联轴节的运动学及受力分析计算
万向联轴节的运动学及受力分析计算万向联轴节的运动学及受力分析计算是一种比较复杂的主题，在机械设计工程中受到广泛的应用。
广泛应用于机械系统中的联轴节是用来连接多个机械元件，它使得它们能够以万向运动及多种方向受力，以在机械系统中承受运动及载荷。
因此，通过对万向联轴节的运动学及受力分析计算可以有效地分析设计机械系统中的运动及载荷，确保其安全可靠性。
首先，在研究万向联轴节的运动学及受力分析计算时，需要确定联轴节的受力方向及大小，并结合机械系统的运动来分析其受力情况。
根据设计分析，可以设定联轴节的受力方向，也可以分析出它们在不同方向上受力的大小，以及对以联轴节构成的机械系统的运动及载荷的影响。
其次，在研究万向联轴节的运动学及受力分析计算时，可以建立数学模型，并用数值分析的方法来研究联轴节的运动及受力特性。
首先，选取合适的数学模型描述联轴节和机械系统的运动特性，其中可以使用齿轮模型、滑轮模型等来描述联轴节的运动特性。
然后，根据该模型，可以计算联轴节受力的大小以及受力方向，为此，可以使用有限元分析法来计算联轴节的受力情况。
此外，在研究万向联轴节的运动学及受力分析计算时，还可以使用实验方法对联轴节的运动及受力情况进行实验测量，以分析联轴节的运动及受力行为。
在实验测量中，可以使用诸如磁控滑移测量器、回转角百分表、压力表等传感器来直接测量联轴节的运动及受力特性，找出运动及受力的数字化分布，以获得更准确的结果。
最后，在研究万向联轴节的运动学及受力分析计算时，也可以使用计算机辅助设计（CAD）来进行运动及受力分析，以实现更加精确及快速的计算，而不需要过多的计算量。
通过CAD分析，可以进行三维结构建模，并利用有限元分析法来研究联轴节的运动及受力分布，根据计算结果可以对联轴节的结构及受力特性做出相应的调整，以提高机械系统的整体性能。
综上所述，万向联轴节的运动学及受力分析计算是一种比较复杂的主题，为了确保机械系统的安全可靠性，需要深入分析联轴节的运动及受力特性。
万向联轴器计算范文
万向联轴器计算范文万向联轴器是一种广泛应用于机械传动系统中的装置，其作用是传递动力和扭矩，并且能够允许轴的非对齐。
它常用于传输轴与轴之间具有一定角度偏差或轴之间需要具有其中一种相对移动的情况。
万向联轴器可以分为机械式、弹性式和液体式三种类型。
本文将围绕着如何计算万向联轴器进行详细阐述。
首先，我们来讨论机械式万向联轴器的计算。
机械式万向联轴器可以根据其结构形式分为十字轴和万向节两种。
我们以十字轴为例进行计算。
十字轴万向联轴器的计算需要考虑以下几个参数：传动扭矩、角度偏差、轴的径向间隙和结构材料的承载能力。
1.传动扭矩的计算：传动扭矩是指通过万向联轴器传递到接收端的扭矩。
传动扭矩的计算公式为：传动扭矩=引起扭矩的力x传动杆长x传动杆倾角。
2.角度偏差的计算：角度偏差是指传动轴与被传动轴之间的夹角。
角度偏差的计算公式为：角度偏差=转动角速度x传动杆长。
3.轴的径向间隙的计算：轴的径向间隙是指联轴器连接处轴与轴的无间隙连接。
径向间隙的计算公式为：轴的径向间隙=(交联距离-轴的直径)/24.结构材料的承载能力的计算：结构材料的承载能力是指联轴器承受力矩的能力。
结构材料的承载能力的计算公式为：结构材料的承载能力=传动扭矩/密度x断面二阶矩。
以上是机械式万向联轴器的计算方法，接下来我们讨论弹性式万向联轴器的计算。
弹性式万向联轴器的计算需要考虑以下几个参数：传动扭矩、相对角速度、弯曲刚度和材料的强度。
1.传动扭矩的计算：传动扭矩的计算方法与机械式万向联轴器的计算方法相同。
2.相对角速度的计算：相对角速度是指联轴器两端轴的角速度之差。
相对角速度的计算公式为：相对角速度=(被传动轴角速度-传动轴角速度)/传动轴角速度。
3.弯曲刚度的计算：弯曲刚度是指联轴器在受到扭转力矩时的弯曲变形程度。
弯曲刚度的计算公式为：弯曲刚度=(材料的弹性模量x断面二阶矩)/联轴器长度。
4.材料的强度的计算：材料的强度是指联轴器材料能够承受的最大力矩。
万向节转角计算公式
万向节转角计算公式
万向节是一种用于传递动力的机械连接器件，它可以在不同方向上转动，通常用于汽车驱动轴、飞机飞行控制等领域。
在设计和制造万向节时，需要计算其转角，以确保其能够在预期的工作条件下正常运行。
以下是万向节转角计算公式：
1. 单个万向节转角计算公式：
θ = arccos[(cosαcosβ - cosγ)/(sinαsinβ)]
其中，α、β、γ分别为万向节轴线与x、y、z轴的夹角，θ为万向节转角。
2. 多重万向节转角计算公式：
θ = θ1 + θ2 - θ3
其中，θ1、θ2为相邻两个万向节的转角，θ3为它们之间的夹角。
以上公式可以用于计算不同形式的万向节，包括球形、十字形、交叉形等。
在实际应用中，还需要考虑到万向节的材料、尺寸、载荷、转速等因素，以确定最终的设计参数。
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第四章 万向传动轴设计
•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
4F 2 2 （d1 d 2 )
式中，[τ]为切应力 τ 许用值，为 80～120MPa。
值与最小值之间每一转变化两次。
附加弯曲力偶矩的分析
具有夹角 的十字轴万向节，仅在主 动轴驱动转矩和从动轴反转矩的作用下是 不能平衡的。从万向节叉与十字轴之间的 约束关系分析可知，主动叉对十字轴的作 用力偶矩，除主动轴驱动转矩T1之外，还 ' 有作用在主动叉平面的弯曲力偶矩 T 。同 1 理，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转 ' 矩T2和作用在从动叉平面的弯曲力偶矩T2 。 在这四个力矩作用下，使十字轴万向节得 以平衡。 当主动叉 1 处于0和 时位置时（图4
变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴之间普遍采用十字轴万向传 动轴。在转向驱动桥中，多采用等速万向传动轴。
第二节 万向节结构方案分析
万向节分为刚性万向节和挠性万向节。
刚性万向节可分为不等速万向节（如十字轴式）、准等速万向节 （如双联式、凸块式、三销轴式等）和等速万向节（如球叉式、球笼式
等）。
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的万向节。
图4-5 十字轴万向节的力偶矩
1 = b) 1 = /2， 1 =3 /2 a) 1 =0，
当主动叉 1 处于 /2和3 /2位置时 （图4-5b），同理可知 T2=0，主 动叉上的附加弯矩T1' =T1tanα。 分析可知，附加弯矩的大小是 在零与上述两最大值之间变化，其 变化周期为 ，即每一转变化两次。 附加弯矩可引起与万向节相连零部 件的弯曲振动，可在万向节主、从 动轴支承上引起周期性变化的径向 载荷，从而激起支承处的振动。因 此，为了控制附加弯矩，应避免两 轴之间的夹角过大。
万向传动轴设计说明书
万向传动轴设计说明书万向传动轴设计1.1概述...............................................................021.1结构方案选择...................................................031.2计算传动轴载荷................................................041.3十字轴万向节设计.............................................051.4传动轴强度校核................................................071.5传动轴转速校核及安全系数.................................071.6参考文献 (09)万向传动轴通常就是由万向节、传动轴和中间车轴共同组成。
主要用作在工作过程中相对边线不断发生改变的两根轴间传达转矩和转动运动。
万向传动轴设计应当满足用户如下基本建议：1.保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。
2.确保所相连接两轴尽可能SWEEPS运转。
3.由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。
4.传动效率高，使用寿命短，结构直观，生产便利，修理难等。
变速器或分动器输入轴与驱动桥输出轴之间广泛使用十字轴万向传动轴。
在转为驱动桥中，多使用SWEEPS万向传动轴。
当后驱动桥为单一制的弹性，使用万向传动轴。
1.传动轴与十字轴万向节设计要求1.1结构方案挑选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共同组成。
1.组成：由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承、轴向定位件和橡胶密封件组成2.特点：结构直观、强度低、耐久性不好、传动效率高、成本低，但夹角不必过小。
球笼式万向节设计
球笼式万向节设计作者：xxx；指导老师：xxx（xxx大学工学院 2011级车辆工程专业合肥 230036）下载须知：本文档是独立自主完成的毕业设计，只可用于学习交流，不可用于商业活动。
另外，有需要电子档的同学可以加我2353118036，我保留着毕设的全套资料，旨在互相帮助，共同进步，建设社会主义和谐社会。
同进步，建设社会主义和谐社会。
摘要：球笼式万向节是上个世纪六七十年代快捷发展出来的一种万向节，它的特点是密封性好、同步性好、紧凑、结构简单、寿命长、承重效果好、效率高、角位移大。
它主要应用于起重机、拖拉机、汽车、纺织、医疗等领域。
本设计基于对汽车传动系统布局结构的设计，以确定球笼式万向节的结构特性和其他参数。
对于球笼式万向节等速性的运动，受力，效率和寿命有了深入的分析。
选择了材料分析过程中的重要部分和零件，并采用三维绘图软件PRO-E进行了分析。
关键词：球笼式万向节；结构；设计；分析；选择；寿命校核1 绪论球笼式等速万向节是奥地利A.H.Rzeppa于1926年发明的（简称Rzeppa型），后经过多次改进。
1958年英国波菲尔（Birfidld）集团哈迪佩塞公司成功滴研制了比较理想的球笼联轴器（称Birfield型：或普通型，简称BJ型）。
1963年日本东洋轴承株式会社引进这项新技术，进行了大量生产、销售，并于1965年又试制成功了可作轴向滑动的伸缩型（亦称双效补偿型，简称DOJ型）球笼万向联轴器。
目前，球笼式等速万向节已在日、英、美、德、法、意等12个国家进行了专利主城。
Birfield型和Rzeppa型万向节在结构上的最大区别，除没有分度机构外，还在于钢球滚道的几何学与断面形状不一样。
Rzeppa型万向节用的是单圆弧的钢球滚道，单圆弧滚到其半径大一个间隙，因此最大接触应力常发生在滚道边缘处。
当钢球的载荷很大时，滚道边缘易被挤压坏，从而降低了工作能力。
Birfield （BJ型）万向节的钢球滚道横断面的轮廓为椭圆型，骑等角速传动是依靠外套滚到中心A、内套滚到中心B等偏置地位于万向节中心O的两侧实现的。
十字万向轴的原理与选型计算
４）工作机的类型及选配万向轴传递负荷的负荷类别：单向恒定
负荷、脉动负荷或是双向交变负荷？有无尖峰载荷？其值多大？ ５）万向轴的安装状态如何？要尽可能使其轴线折角小于3°，
如不得已倾斜安装，要确定水平和垂直方向倾斜角是多少？
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总结语：
６）预期轴承寿命是多少小时？ ７）工作环境如何？是否有高温、粉尘、水淋、化学腐蚀等恶劣 环境条件的影响？ ８）安装位置是否有限制？具体安装长度是多少？是否需要伸缩？ 要求伸缩时，万向轴最短状态下向外的伸长量是多少？ ９）对于不需要伸缩的万向轴，必须考虑轴向尺寸误差的补偿，
许用的疲劳极限应力［σ-1］将降低到只有σ-1的40％左右！在数值为
疲劳转矩值的转矩作用下，零件承受的最大弯曲应力σmax约为σ-1的 30％左右，因此，［σ-1］对σmax的比值就只有0.4/0.3≈1.33左右。这 就是说，万向轴在长期周期性对称循环交变载荷作用的情况下，其安全 系数还不到1.4。
tg 2β x tg 2β y
式中，
βg＝arctg
β g－合成轴线折角，（°）； β x－水平面的轴线折角，（°）； β y－垂直面的轴线折角，（°）；
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三、寿命条件：
轴承容量系数的说明：
15
三、寿命条件：
2、寿命计算的补充说明
这个公式套用了一般圆柱滚子轴承的计算方法，但它与万向轴轴承的
正确的选型，是客户良好使用体验的保障！不仅仅是 理论计算的结果，更是客户实际使用心得（工况、对产 品的理解等）的体现！
2
万向轴基本工作位置示意：
客户的需求 vs. 合适的产品 vs. 产品的性能 3
选型需要满足的基本要素：
空间条件： 能不能放得下 强度条件： 能不能扛得住 寿命条件： 能不能用的久 平衡条件： 能不能用的好 拆装条件： 能不能换的下
万向联轴器选型计算
万向联轴器选型计算
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另外，万向联轴器选型计算通常涉及多个因素，包括扭矩、转速、轴径、安装空间、环境条件等。
以下是一个简要的万向联轴器选型计算的一般步骤，但请注意，具体的计算方法可能因应用和制造商而有所不同，建议你参考相关的工程手册或咨询专业的工程师进行详细的计算和选型：
1. 确定工作条件：确定所需传递的扭矩、转速范围、轴的直径、工作环境等。
2. 计算扭矩：根据工作负载和动力传输要求，计算所需的扭矩。
3. 选择联轴器类型：根据工作条件和要求，选择适合的万向联轴器类型，如十字轴式、球笼式、球叉式等。
4. 确定联轴器尺寸：根据轴径和扭矩要求，选择合适尺寸的联轴器。
5. 考虑环境条件：如果工作环境恶劣，如高温、潮湿、腐蚀等，需要选择适应相应环境条件的联轴器。
6. 检查安装空间：确保所选的联轴器能够适应安装空间的要求。
7. 验证联轴器性能：根据所选联轴器的规格和性能参数，验证其是否满足工作要求，如扭矩容量、转角范围、寿命等。
8. 咨询制造商：在最终选型之前，建议咨询联轴器制造商或供应商，以确保所选的联轴器符合实际应用需求。
请注意，以上步骤仅提供了一个一般性的指导，实际的万向联轴器选型计算可能需要更详细和专业的分析。
在进行选型计算时，建议参考相关的标准和规范，并与专业的工程师进行讨论和咨询。
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萬向軸之基本原理
萬向軸之運動學
以下之圖形顯示出由一萬向接頭G1連結兩根軸之狀況，軸之間以交叉角度為β，軸1是代表輸入軸，是以恆定的角速度1. 旋轉。
軸2
是代表輸出軸，是以一種不規律的角速度2旋轉。
軸2的角速度遵循著正弦曲線之擺動模式，此模式是指有兩個循環週期介於角速度之最大值及最小值。
這個萬向接頭錯誤導致了2, 不規
律的角速度，而其幅度是萬向接頭偏角的函數。
這種關係在以下之圖形顯示，其顯示了其偏角是如何影響其振幅，但是非其頻率由輸出軸之延遲或起前輸入軸之速度而造成。
在高速與角度下你可能可以準確地想像其外部的慣性激勵可以相當嚴重。
所以，一個簡單的萬向接頭型式之萬向軸僅用於低速，低角度，及低負荷，
並且恆定轉速必須是不重要恆速的應用上。
假設其接頭1之叉頭方位顯示於以下之圖形如aα1 = 0°即代表角度為零的位置與旋轉α1,其關係(1) 至(3) 執行。
可得出軸1與2的角
速度之比例與扭矩之比例依據公式(4) 與(5)
對於一個非規律性的比較，所謂的循環變化U之係數是依據公式(6) 已經介紹過的。
雙萬向接頭
上一段落解釋一個卡登式萬向接頭之運動學以及其如何產生非規律之角速，當它在一偏角工作時。
然而，假如兩個萬向軸我佈置如以下之方式，如圖中的Z或W模式，所以接頭之角度β1等於β2，其外部軸將會是規律的速度。
第二個接頭G2產生非規律性之速度相同且相反於G1，造成相消之效果。
再者，內部1與外部3將會以同週期旋轉，但是中央部分2將會以非恆速旋轉。
軸部分1與3的同步旋轉，在下列情形時可得到保證。
a. 萬向接軸的所有部分需在同一平面上
b. 中央部分的內叉頭需位於同一平面上
c. 其工作角度β1與β2需相同
a)
b)
c)
滿足以上之三個條件可保證其第二個接頭以正弦波模式並與第一個接頭有90度的偏差，所以這代表著完美的相消。
這個理想的調整被稱為一種〝相位〞而且是其主要之目標。
若無法滿足三條件其中之一項將會導致傳動軸無法同步地運行。
在這類情況時，請向福伊特公司諮詢。
第二偶合力
萬向軸的輸入和輸出端的支撐軸承承受由萬向軸在偏角運行所產生的第二偶合力，這些力是按一定的波浪形相似於正弦非恆速波形，這些
力在每次旋轉中都達到兩次最大值及零值，最大值的計算如下列公式所示：
Z模式之最大承載力
M d扭矩
1偏角
1 = 0o叉頭G 垂直於圖面
1 = 90o叉頭G 位於圖面
A, B, E, F支撐軸承
A1,2 - F1,2軸承上負荷
W形式之最大軸承力
軸向推力
負荷下滑動花鍵的滑動運動中導致的軸向力作用於支承軸承上。
這些力F ax是花鍵的摩擦系數，扭矩負載，運動偏角，及花鍵尺寸的函數。
下面的公式就提供這些力的近似值的計算：
M d工作扭矩
d m花鍵齒節之直徑
摩擦系數;
鋼與鋼含潤滑l:
= 0.11... 0.14
Rilsan 塗面與鋼: 0.07
工作偏角
另外，軸向力也可由花鍵部分的潤滑所產生，取決於潤滑系統的壓力。
(參考安裝與維修手冊Voith印刷品G853)。
页上面
選型輔助
在此部份所?述的選型程序是對軸初步選型的一種幫助，我們建議最終選型應由福伊特執行。
所提供的計算基礎是依據下列的定義。
力學計算
P N [kW]
額定功率
n N [min–¹] 額定轉速
M N [kNm] 公稱力矩。
是由以下的公式算出。
M E [kNm] 等效的扭矩以軸承的壽命用於選出合適的萬向節尺寸，這個扭矩補償了各種工況，並以第五十九頁中的公式計算各種工況的值，一般來說應使用正常扭矩。
n E [min–¹] 基於軸承壽命用於選擇萬向接頭大小的選擇轉速。
這個轉速補償了各種工況並以第五十九頁中的公式計算各種工況的值，一般來說應使用額定轉速。
M max [kNm] 扭矩峰值，最大工作扭矩
n max [min–¹] 最大工作速度
n z1 [min–¹] 基於軸長度最大允許的轉速，與臨界轉速有關。
(更多...)
n z2 [min–¹] 基於軸長度最大允許的轉速，與臨界轉速有關。
(更多...)
[°] 工作偏角。
計算時最小偏角一般用2度，計算兩平面間的最終偏角。
S系列
技術特點
標準設計：法蘭直徑自58至435mm各式尺寸齊全，設計著重於延長軸承壽命及低轉動慣量，扭矩範圍自150Nm至275Nm。
應用
船舶，泵，鐵路機車，造紙機，一般工業機械。
型式概覽
型號說明參數表
ST 標準伸縮長度檢視
STL 超長伸縮長度檢視
STK 短伸縮長度檢視
STKX 超短伸縮長度檢視
STR TRIPODE式伸縮總成檢視
SF 固定長度檢視
SG 四個法蘭，固定長度設計檢視
SFZ 軸承支承，中間軸固定長度檢視
SZ 固定長度支撐軸檢視
亦接受特殊規格之訂製
/applications/universal-joint-shafts/chinese_simp/st.html。