吉林大学汽车设计课件第四章

1、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 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第一节第一节 概述概述 功用：功用： 相对位置变化的轴间传递转矩、旋转运动 设计要求设计要求 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。 第四章第四章 万向传动轴设计万向

2、传动轴设计 汽车工程系 第一节第一节 概述概述 万向节的应用万向节的应用 (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 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第一节第一节 概述概述 万向节的分类万向节的分类 分 类 定 义 不等速 万向节 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

3、度比为 1 的万向节。 准等速 万向节 在设计角度下工作时， 以等于 1 的瞬时角速度 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。 刚 性 万 向 节 等速 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。 挠性万向节 万向节的扭转方向有弹性的万向节。 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第二节第二节 万向节结构方案分析万向节结构方案分析 一、结构方案分析一、结构方案分析 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第二节第二节 万向节结构方案分析万向节结构方案分析 一、结构方案分析一、结构方案分析 第四章第四章

4、 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第二节第二节 万向节结构方案分析万向节结构方案分析 二、十字轴式万向节二、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 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第二节第二节 万向节结构方案分析万向节结构方案分析 二、十字轴式万向节二、十字轴式万向节 2.滚针轴承的轴向定位方式 有轴向窜动将使传动轴的动平衡状态遭受破坏。 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第三节第三节 万向传动的运动和受力分析万向传动的运动和受力分析 一、单十字轴万向节传动一、单十字

5、轴万向节传动 1.转速关系 1 22 1 2 cossin1 cos 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第三节第三节 万向传动的运动和受力分析万向传动的运动和受力分析 一、单十字轴万向节传动一、单十字轴万向节传动 2.不等速分析 假设主动轴等速转动 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） 360,180,0)1 1 当时 cos 1 1 2 1max2 cos 1 即 时当270,90 )2 1 cos 1 2 1min2 cos即 tgK sin 1 min2max2 第

6、四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第三节第三节 万向传动的运动和受力分析万向传动的运动和受力分析 一、单十字轴万向节传动一、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 假设输入轴转矩T1不变，则： 当T1与一定时，T2在最大值与最小值之间每转变化两次。 减少角或采用挠性万向节可以减小T2的振幅。 2211 TT 1 2 2 1 T T 即 ; cos 1 max22 1 2 T TT达到最大，最小时，当 。达到最小，最大时，当 cos 1min22 1 2 TTT 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第三节第三节 万向

7、传动的运动和受力分析万向传动的运动和受力分析 二、双十字轴万向节传动二、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： 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1=2。 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 一、计算载荷一、计算载荷 1max ,iTe n ikiTk T fed se 1max 1 n iikiTk T fed se 2 01max 2 mm r SS ii rm

8、G T 0 22 1 mm r11 2SS i2 rmG T nii rF T mm0 rt 1SF ni2 rF T mm rt 2SF 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 一、计算载荷一、计算载荷 日常平均牵引力 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 30. 009. 009. 005. 008. 0: 035. 0020. 0020. 0015. 0015. 0010. 0: )( H R H R jHRat f

9、 f f f fffGGF 越野车货车轿车 均爬坡能力系数汽车正常使用时的平 道路滚动阻力系数 ） 挂 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计二、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。 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计二、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： T1为计算转矩；为主、从动叉轴的最大夹角。 轴

10、颈根部的弯曲应力: =250350MPa 轴颈根部的剪切应力: =80120MPa 1 2 cos T F r 1 44 12 32 () ww d Fs dd 22 12 4 () F dd 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计二、十字轴万向节设计 3.滚针轴承接触强度 其中：Lb为滚针工作长度(mm)， L为滚针总长度(mm) Fn为一个滚针所受的最大载荷(N)； 当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许 用接触应力j=30003200MPa b n 01 j L F ) d 1 d 1 (27

11、2 0 (0.15 1.00) b LLd Zi F Fn 6 .4 i滚针列数；滚针列数； Z每列中的滚针数。每列中的滚针数。 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 二、十字轴万向节设计二、十字轴万向节设计 4.万向节叉强度计算 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45B-B截面处为危险截面； 弯曲应力 =5080MPa 扭转应力 =80160MPa . ww F e W . t F a W 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 二、十

12、字轴万向节设计二、十字轴万向节设计 5.万向节的传动效率 通常约为97%99。 1 0 2tan 1 d f r )25(时 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 三、球笼式万向节设计三、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： 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。 3 4 1 101 . 2 T d 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴

13、设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 三、球笼式万向节设计三、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。 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 四、球笼式万向节设计四、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 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

14、， 振动十分严重的取2.7-3.6。 3 1 2 .87 F s ST d 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 四、球笼式万向节设计四、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） 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第四节第四节 万向节的设计计算万向节的设计计算 四、球笼式万向节设计四、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 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

15、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。 jj LL iRbd T dRRiRb T 0 max 021 max )( 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第五节第五节 传动轴结构分析与设计传动轴结构分析与设计 传动轴结构传动轴结构 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

16、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。 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第五节第五节 传动轴结构分析与设计传动轴结构分析与设计 传动轴临界转速传动轴临界转速 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。 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 2 c 2 c 2 c8 k L dD 102 . 1n max 1.2 2.0 k Knn 第四章第四章 万向传动轴设计万向传动轴设计 汽车工程系 第六节第六节 中间支承结构分析与设计中间支承结构分析与设计 中间支承中间支承 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