汽车设计 王望予 第4版4

第四章 万向传动轴设计
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
汽车工程系
第四章 万向传动轴设计
第一节 概述 第二节 万向节结构方案分析 第三节 万向传动的运动和受力分析 第四节 万向节的设计计算 第五节 传动轴结构分析与设计 第六节 中间支承结构分析与设计
第四章 万向传动轴设计
汽车工程系
第一节 概述
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。
通常约为97%～99％。
0
1
f
d1 r
2 tan
( 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：
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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
2
cos
1 1 sin 2 cos2 1
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汽车工程系
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
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
w

F.e W

w
=
50~80MPa
扭转应力
F.a = 80～160MPa
Wt
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汽车工程系
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
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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
若忽略摩擦损失，则输入、输出轴上的功应相等
T11 T22
即 T1 2 T2 1
假设输入轴转矩T1不变，则：
当 2 1
最小时，T2达到最大，T2max

T1
cos
;
当 2 1
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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
作用于十字轴轴颈中点的力：F

2r
T1 cos
T1为计算转矩； 为主、从动叉轴的最大夹角。
轴颈根部的弯曲应力:
w


32d1Fs (d14 d24
)
[ w ]
=
250~350MPa
轴颈根部的剪切应力:
三销轴 式万向
节
球叉式万向节 圆弧槽式 直槽式
球笼式万向节
Birfield 伸缩型
型
结构
简单
复杂
简单
复杂
简单
简单，紧凑
零件
少
少，形
多
多，形
多
状复
少，形状复杂
形状复 形状简
状复杂
杂
杂
单
夹角
小①
大 50°~60°
大 50°
大 45°
≯32° ~33°
≯20°
42°
20°
效率
高
（0.97～0.99）
高
低②



4F (d12 d22 )
[ ]
=
80~120MPa
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第四节 万向节的设计计算பைடு நூலகம்
二、十字轴万向节设计
3.滚针轴承接触强度
j 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)，
TSS1

G2m2 i0imm
rr
TSF1

Ft rr i 0i m m n
用于转向驱动桥
Tse2

kdTemax ki1i f i0
2n
TSS2

G1m1 rr 2i m m
TSF 2

Ft rr 2i m m n
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第四节 万向节的设计计算
一、计算载荷
L为滚针总长度(mm)
Fn为一个滚针所受的最大载荷(N)；
Fn

4.6F iZ
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
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第四章 万向传动轴设计
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第一节 概述 万向节的分类
分类
不等速 刚 万向节 性 万 准等速 向 万向节 节
等速 万向节 挠性万向节
定
义
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
平均角速度比为 1 的万向节。
在设计角度下工作时，以等于 1 的瞬时角速度
L

Tm a x iRb(R1 R2
d0)

L
j

Tm a x iRbd0

j
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。
d
3
T1 2.110 4
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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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。
最大时，T2达到最小，T2min
T1 cos。
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：
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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。
n k 1.2 108
D
2 c

d
2 c
L2c
K nk nmax 1.2 ~ 2.0
比传递运动；但在其它角度下工作时，瞬时角
速度比近似等于 1 的万向节。
输出轴和输入轴以等于 1 的瞬时角速度比传
递运动的万向节。
万向节的扭转方向有弹性的万向节。
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
准等速万向节
等速万向节
特点
十字轴 万向节
双联式万 向节
凸块 式万 向节
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。
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
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
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
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
第四章 万向传动轴设计
汽车工程系
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。
第四章 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
Birfield型球笼万向节系列数据（表4-4）
第四章 万向传动轴设计
汽车工程系
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
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。
第四章 万向传动轴设计
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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 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
用于变速器与 驱动桥之间
Tse1

kdTemax ki1i f
n
制造工艺 十字轴轴向窜动※
盖板式
普通型
弹性
多
复杂
大
方便
可靠
简单
有
没有
卡环式
外卡式 内卡式
少
少
简单 简单
小
小
方便 方便
可靠 可靠
简单 简单
很小 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
日常平均牵引力
Ft (Ga G挂） ( fR fH f j ) fR — —道路滚动阻力系数 fH — —汽车正常使用时的平均爬坡能力系数
轿车
货车
越野车
fR : 0.010 ~ 0.015 0.015 ~ 0.020 0.020 ~ 0.035
fH :
0.08
0.05 ~ 0.09 0.09 ~ 0.30
高
高
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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
制造
容易
工作可 靠性
可靠
长 大
可靠
较短② 较大
可靠
长 大
可靠
短 较小
可靠
较小 可靠
良好 容易 可靠
良好 容易 可靠
良好 难
可靠
良好
良好
要求
容
难
精度
易
高
不可靠③
可靠
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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。
当传动轴分段时，需要加设中间支承。
第四章 万向传动轴设计
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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。
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
第四章 万向传动轴设计
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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。
2 1 1 cos
即2 max

1
cos
1
2)当1 90,270时
2 1
cos
即2min cos 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 2max 2min sin tg 1