传动轴设计及应用

传动轴的动平衡
• 传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激 励源，当高速旋转时，将产生明显的振动和噪 声。所以传动轴装配后必须100％进行动平衡 检验，并在传动轴两端焊平衡片校正不平衡量， 其剩余不平衡量不应低于GB 9293中规定的G40 平衡品质等级。
• 影响传动轴动平衡品质的因素： 1、万向节十字轴的轴向间隙； 2、传动轴滑动花键副中的间隙； 3、传动轴总成两端连接处定心精度； 4、高速回转时传动轴的弹性变形。
使空载和满载两种工况下的αe不大于3°。
十字轴万向节的设计计算
• 十字轴万向节的损坏，通常是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损、十字轴轴颈和滚针轴承工作表 面的压痕和剥落。当磨损和压痕超过0.25mm时十字轴和滚针轴承应报废。在设计万向节时， 应保证十字轴有足够的抗弯强度和磨损寿命。
• 十字轴危险断面大都发生在轴颈根部。
α α α α │ 2 2 │2
e
1
2
3
• 式中，α1、α2、α3为各万向节的夹角。正负号是这样规定的：当第一万 向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内，在其余的万向节中，如果其 主动叉与此平面重合定义为正，反之，定义为负。
• 为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使αe=0。 • 在设计多万向节传动时，总是希望其当量夹角尽可能小，一般设计时应
传动轴设计计算
传动轴总成的临界转速
• 在确定传动轴轴管尺寸和总成长度时，必须保证传动轴有足够的强度和 足够的临界转速，以便传动轴在低速大扭矩和高速行驶时都能可靠地工 作。
• 实际生பைடு நூலகம்的传动轴不可能绝对平衡，高速转动时，传动轴质量偏心产生 的离心力会引起传动轴的弯曲振动。当传动轴的工作转速接近于其弯曲 振动固有频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴弯 曲折断，此时的转速称为传动轴的临界转速。
校核计算时，螺栓的安全系数不能低于3。
中间支承的计算
·中间支承的固有频率可按下式计算： 1阶
f
0

1 2π
CR M
2阶
式中
3阶
fo：为中间支承的固有频率（Hz）
CR ：为中间支承橡胶元件的径向刚度（N/mm）
M ：为中间支承的悬置质量（kg），它等于传动轴落在中间
支承上的一部分质量与中间支承轴承及其座所受质量之和
• 轴承盖式结构：其万向节叉与十字轴滚针轴承配合的园孔不是一个整体， 而是分成两部分，成瓦盖式结构，用螺栓螺母紧固。这种结构的特点是 装拆方便，但结构、工艺复杂，刚性差，目前已不多见。
• 翼形轴承结构：这种结构其实是瓦盖式结构的延伸。就是将瓦盖和滚针 轴承合为一个整体，用螺栓螺母紧固。这种结构的特点是装拆方便，但 是结构、工艺复杂，但是由于它结构质量轻，在越野车上使用的比较广 泛。
·在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度，
使固有频率对应的临界转速n=60f0尽可能低于传动轴的常用转 速范围，以免共振，保证良好的隔振效果。
·传动轴共振有一阶共振、二阶共振和三阶共振。
• 传动轴的谐振:单根传动轴的谐振频率比较高，从激振试验的测试结果看， 一阶振频就是设计计算中得出的临界转速，一般高出传动轴工作转速1.5 倍以上，二阶三阶则更高，都不在工作转速范围内，所以分析单根传动 轴没有实际意义。两根传动轴及中间支承系统，通常有两个在传动轴工 作转速范围的谐振频率，一阶振频约在20至30赫芝之间；二阶振频约在 40至50赫芝之间，需要采取一定技术措施，防止严重的振动和噪音出现。 至于三根传动轴及两中间支承系统，情况更复杂。
内卡结构
外卡结构
盖板式结构
翼形轴承结构
瓦盖式结构
传动轴中间支承
• 在长轴距汽车上，为了提高传动轴临界转速、避免 共振以及考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴 分段。当传动轴分段时，需加设中间支承。
• 中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，义 补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差以及车辆行 驶过程中由于发动机窜动或车架变形引起的位移。 目前广泛采用的是橡胶弹性中间支承。橡胶弹性元 件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间 支承不能传递轴向力，它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。当这些周期性变化的作用力的 频率等于弹性中间支承的固有频率时，便会发生共 振。
• 准等速万向节：是指输入轴和输出轴以近似等速传递运动 的万向节。双联式万向节、凸块式万向节和三销轴式万向 节等为准等速万向节。主要用于转向驱动桥。
• 等速万向节：等速万向节是指输入轴和输出轴以等速传递 运动的万向节。球笼式万向节和球叉式万向节等为等速万 向节。主要用于轿车和驱动桥。
• 挠性万向节：挠性万向节依靠其中弹性零件的弹性变形来 保证在相交两轴间传动时不发生干涉。它能减小传动系的 扭转振动、动载荷和噪声，结构简单，使用中不需润滑， 一般用于两轴间夹角不大和很小轴向位移的万向传动场合。
十字轴万向节结构
• 十字轴万向节按滚针轴承的定位方式，可分为压板式（盖板式）、卡环 式、轴承盖式（瓦盖式）和翼形轴承式。
• 压板式结构：采用压板、螺栓和锁片来定位十字轴及滚针轴承。结构简 单，工作可靠，工艺性好。
• 卡环式结构：采用卡环来定位十字轴及滚针轴承，它又分为外卡式和内 卡式两种。这两种结构的共同点是结构质量轻，卡环尺寸分组后可调整 十字轴端面间隙。另外，外卡式结构比内卡式结构工艺简单，便于实现 流水线生产。目前的传动轴越来越普遍采用外卡式结构。
汽车传动轴设计及应用
传动轴功能及用途
传动轴的功能主要是将发动机的动力和 旋转运动传递给车轮驱动汽车前进。在汽车 上主要安装在如下部位：
1、变速箱－后桥（十字轴式万向节） 2、变速箱－中桥（十字轴式万向节） 3、中桥－后桥（十字轴式万向节） 4、变速箱－分动箱（十字轴式万向节） 5、分动箱－前桥（十字轴式万向节） 6、分动箱－后桥（十字轴式万向节） 7、前（中、后）桥－车轮（球笼式万向节或
传动轴花键，以往大 多采用矩形花键，目前渐 开线花键的应用越来越普 遍。渐开线花键具有齿面 接触好、自动定心、强度 高、寿命长、加工成本低 等优点。滑动花键按在传 动轴中的位置分，有内侧 滑动和外侧滑动两种结构。 按结构形式分，有滑动叉 结构和花键轴叉结构。为 了减小滑动花键的轴向滑 动阻力和磨损，有时对花 键齿进行尼龙涂敷处理。
• 临界转速的计算公式如下：
nk 1.2108
D2 d 2 L2
• 式中 D，d—传动轴的轴管外径和内径，mm
L —传动轴总成的长度（万向节中心距离），mm
• 由于计算临界转速的公式是近似的，另外，传动轴使用中的磨损，平衡 的破坏等，都会使传动轴的临界转速下降。因此，设计传动轴时，为安 全起见，要使传动轴的最高转速小于0.7nk。
传动轴额定载荷的确定
• 传动轴的额定载荷是根据车型的配置参数计算出来的。先按发动机最大扭矩 计算，再按车轮的最大附着力计算，取二者中的小值作为额定扭矩。
• 1、按发动机最大扭矩计算： Mg=Memax×ik1×ip1/n
• 式中 Mg—按发动机最大扭矩计算时传动轴承受的扭矩，N.m Memax—发动机最大扭矩，N.m ik1 —变速箱一档速比 ip1 —分动箱低档速比 n —使用分动器低档时的驱动轴数目
渐开线花键应力的计算方法与矩形花键相似，只是计算的作用面是按其工作面的投影 进行。
传动轴连接螺栓的计算
• 连接螺栓的强度校核：
•
拉应力：σ= 4P
πd2
•
剪切应力： τ= 4M max
πnrd2
•
挤压应力： σ挤=
M max nrdL
• 式中： n－螺栓数量 d－螺栓小径， mm L－突缘叉法兰厚度， mm r－突缘叉螺栓分布圆半径， mm P－每个螺栓承受的拉力，N（P=Mmax·f/n·r ） f－花键副的摩擦系数
• 2、按车轮最大附着力计算： Mφmax=G×rk×ψ/io
• 式中 Mφmax—按附着力计算时传动轴承受的扭矩，N.m G—满载时驱动轴上的载荷，N rk —车轮的滚动半径，m ψ —轮胎与地面的附着系数（在良好的沥青路面上取0.8） io —减速器速比
传动轴系统当量夹角的计算
• 假如多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉 平面之间的夹角为0°或90°，则当量夹角αe为
花键齿侧的挤压应力为：
σ挤 =
8M ma x
• 式中：
(D12

D
2 2
)
*
L
*
n
D1：花键轴花键大径 ， mm
D2：花键孔花键小径 ， mm
d：花键轴小径 ， mm
n：花键齿数
L：花键啮合长度 ， mm
计算花键轴的扭转应力时，安全系数一般按2～3来确定。对于齿面硬度大于35HRC的 滑动花键，齿侧许用挤压应力为25～50Mp，对于不滑动花键，齿侧许用挤压应力为50～ 100Mp。
轴管用来连接万向节和滑动花键。高速旋转的 传动轴要求轴管质量分布均匀，容易动平衡，因此 通常采用低碳钢板卷制的电焊钢管。同时，空心管 还有重量轻、成本低、临界转速高的优点。所谓临 界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲振 动固有频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增 加而引起传动轴折断的转速。
性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力的，可 分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。挠性万向节 是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。 • 不等速万向节(卡当或虎克万向节）：十字轴万向节为不等速 万向节。对于单万向节传动，当主动轴等速旋转时，从动轴的 转速时快时慢，这就是十字轴万向节的不等速性。不等速性与 两轴夹角有关，夹角越大，不等速性越严重，从而引起动力总 成支承和悬架弹性元件的摆动，引起变速箱和后桥齿轮的冲击 噪声。一般要求，当万向节工作夹角大于3°时，夹角（度） 与转速（转/分）的乘积不大于18000。十字轴万向节尽管有不 等速性的弊病，但结构简单、制造方便、成本低廉，还是被汽 车工业广泛采用。只要设计合理，可以克服和最大限度降低其 不等速性的影响。我们在设计时尽力调整各万向节夹角、传动 轴叉子相位等因素，使输出轴与输入轴在汽车满载使尽可能接 近等速。