汽车传动轴设计

1、目录摘要. 2第一章概述. 3 1 万向传动轴设计要求 . .3 第二章 万向节结构方案分析 .31 万向节分为刚性万向节和挠性万向节 .3 2 准等速万向节 .4 3 等速万向节.5 第三章万向传动的运动和受力分析 61 单十字轴万向节传动 6 2 双十字轴万向节传动 8 第四章传动轴结构分析与设计 .91 轴的结构设计102 轴的强度验算.11 3 键的选择 . .12 4 验算轴承寿命 .12 第五章 结束语 .16第六章参考文献 17第七章致谢信17【摘要】：在普通优化设计的基础上，根据可靠性设计准则，将空心传动轴的应力及强度视为随机变量，建立起空心传动轴的可靠性优化设计模型，结合实例

2、说明可靠性优化设计方法比传统设计方法更可靠、经济。从机械振动理论出发，用可靠性设计中的联结方程，得出了其在常用工况下按传动轴的临界转速进行可靠性设计的公式并以实例对传动轴按上述准则进行可靠性设计，结果传动轴的重量比原设计减少了，可靠性达到 .以上【关键词】 : 万向节万向节传动轴第一章概述万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。主要用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向传动轴设计应满足如下基本要求：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. 保证所连接两轴尽可能等速运转。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

3、范围内。4. 传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。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。当后驱动桥为独立的弹性，采用万向传动轴。第二章万向节第结构方案分析第一节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。准等速万向节是指在设计角度下工作时以等于1 的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作时瞬时角速

4、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，称之为等速万向节。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。典型的十字轴万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件等组成。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过大，当夹角由4增至 16时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降至原来的1/4。二、准等速万向节双联式万向节是由两个十字轴万向节组合而成。为了保证两万向节连接的轴工作转速趋于相等，可设有分度机构。偏心十字轴双联式万向节取消了分度机构，也可确保输出轴与输入轴接近等速。双联式万向

5、节的主要优点是允许两轴间的夹角较大（一般可达 50，偏心十字轴双联式万向节可达60） ，轴承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。图 2-1三、等速万向节1球叉式万向节球叉式万向节按其钢球滚道形状不同可分为圆弧槽和直槽两种形式。圆弧槽滚道型的球叉式万向节（图4-1a）由两个万向节叉、四个传力钢球和一个定心钢球组成。两球叉上的圆弧槽中心线是以o1 和 o2 为圆心而半径相等的圆， o1 和 o2 到万向节中心 o 的距离相等。当万向节两轴绕定心钢球中心o 转动任何角度时，传力钢球中心始终在滚道中心两圆的交点上，从而保证输出轴与输入轴等速转动。球叉式万

6、向节结构较简单，可以在夹角不大于3233的条件下正常工作。图 2-2 球叉式万向节直槽滚道型球叉式万向节（图4-1b），两个球叉上的直槽与轴的中心线倾斜相同的角度，彼此对称。在两球叉间的槽中装有四个钢球。由于两球叉中的槽所处的位置是对称的，这便保证了四个钢球的中心处于两轴夹角的平分面上。这种万向节加工比较容易，允许的轴间夹角不超过20，在两叉间允许有一定量的轴间滑动。图 2-3 球叉式万向节a)圆弧槽滚道型b)直槽滚道型万向节选择 ：由于传动轴的传递转矩大，承受冲击大，所连接的两轴转角不大，连接轴两轴转速相等，所以综合考虑选择准等速万向节。第三章万向传动的运动和受力分析一、单十字轴万向节传动当

7、十字轴万向节的主动轴与从动轴存在一定夹角时，主动轴的角速度与从动轴的角速度之间存在如下的关系 ; （3-1）由于 cos 是周期为 2 的周期函数，所以 也为同周期的周期函数。当为 0、时，达最大值且为；当为/2、3 /2 时，有最小值且为。因此，当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性。十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数k 来表示tansin1min2max2k1cos/112min2cos112/2m ax21212212cossincos如不计万向节的摩擦损失， 主动轴转矩 t1 和从动轴转矩 t2 与各自相应的角速度有关系式：这样有：显然

8、，当小时，从动轴上最大的转矩为最大当最大时，从动轴上的转矩为最小。t1 与一定时， t2 在其最大。 t1 与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。同理，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。在这四个力矩作用下，使十字轴万向节得以平衡。当主动叉处于 0 和时位置时（图3 -5a） ，由于 t1 作用在十字轴平面，为零；而t2 的作用平面与十字

9、轴不共平面必有存在，且矢量 t1 垂直于矢量 t2合矢量+t2指向十字轴平面的法线方向与t1大小相等、方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩=t1sin。（图 3 -5a） ，11222coscossin1tt12/cos/1max2tt12/2211ttcos/1max2tt1t2t1图 3-5 十字轴万向节的力偶矩图3-5b） ，同理可知=0，主动叉上的附加弯矩=t1tan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

10、矩，应避免两轴之间的夹角过大。二、双十字轴万向节传动当输入轴与输出轴之间存在夹角时，单个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的。为使处于同一平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动，但必须保证同传动轴相连的两万向节叉应布置在同一平面内，且使两万向节夹角1 与2 相等（图 3-6） 。当输入轴与输出轴平行时图（3-6a） ，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩，使传动轴发生如图3-6b 中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。图（ 3-6a）2t图 3-6 附加弯矩对传动轴的作用当输入轴与输出轴相交时（图3-6c） ，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不

11、能彼此平衡，传动轴发生如图3-6d 中双点划线所示的弹性弯曲。第四章传动轴结构分析与设计图 4-1 传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键和万向节叉组成。传动轴中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。传动轴在工作时，其长度和夹角是在一定范围变化的。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。在长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速。所谓临界转速，就是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

12、，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速nk （r/min）为式中， lc 为传动轴长度（ mm） ，即两万向节中心之间的距离；dc 和 dc 分别为传动轴轴管的内、外径（mm） 。在设计传动轴时，取安全系数k=nk/nmax=1.22.0，k=1.2 用于精确动平衡、高精度的伸缩花键及万向节间隙比较小时， nmax 为传动轴的最高转速（ r/min） 。当传动轴长度超过1.5m 时，为了提高nk 以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两根或三根，万向节用三个或四个，而在中间传动轴上加设中间支承。传动轴轴管断面尺寸除满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管的扭转切

13、应力应满足：式中，为许用扭转切应力，为300mpa；其余符号同前。( 一)轴的结构设计减速器中的轴是既受弯矩又受扭矩的转轴，比较精确的设计方法应该是按弯扭合成强度来计算各段轴径。但当轴的支承距离未确定前，无法由强度决定轴径。为解决这一矛盾，一般用初步估算的办法定出2228102.1cccklddncccsccddtd)(1644最小轴径，然后按轴上零件的位置、考虑装配、加工工艺等因素，设计出阶梯轴的各段直径和长度；确定跨度后， 再进一步进行强度验算。传动轴材料的选择: 综合考虑价格和材料的许用应力，选择45#钢。见表 4-3 初估轴径可用两种方法：一是按轴受纯扭估算(请参考教材) ；另一方法是

14、参照相近减速器的轴径，或按相配零件( 如联轴器 ) 的孔径及轴的结构要求( 如齿轮轴或蜗轮轴的结构要求) 等来确定轴的结构设计，应在初估轴径和初选滚动轴承型号后进行。确定轴的各段直径和长度是阶梯轴结构设计的主要内容。阶梯轴各段直径主要根据初估轴径、轴上零件的安装、固定及轴的加工工艺性等要求确定阶梯轴各段的长度则由轴上零件的位置、配合长度及支承结构等因素决定阶梯轴各段直径和长度的确定见表4-1 、表 4-2 。 ( 二) 轴的强度验算1按弯扭合成强度进行轴的强度验算公式：（扭切应力）（正应力）轴的许用弯曲应力可用表43 的推荐值。2按疲劳强度进行轴的精确验算对重要的轴还需要按疲劳强度进行轴的精确

15、验算。验算目的在于确定变应力情况下轴的安全程度。通常选一个或几个危险断面进行验算，并按下式进行：式中： (s) 许用安全系数，式中各代号名称及确定方法见表4-4。( 三) 键的选择减速器轴与传动零件的周向固定一般都采用平键联接键槽的宽度和深度，根据轴颈确定。键长 l 根据毂长确定，在选取键长l 时，应注意键槽距离轴肩不要太远，一般应小于5mm 。平键联接主要校核挤压强度，当采用单键强度不够时，可采用双键，但其承载能力应按单键的1.5 倍计算。计算中许用挤压应力p应选取轴、键、轮毂三者中最弱的。( 四)验算轴承寿命轴承寿命一般按照减速器的使用年限。对前面初选的轴承型号，应根据载荷情况验算其寿命。

16、如轴承寿命不合要求时，一般可更换轴承系列或类型，但不轻易改变轴承内孔尺寸( 即轴颈直径尺寸) 。结论：传动轴的所受应力 45#钢的许用应力，符合传动轴的要求。表 4-1 轴各段轴径的确定符号确定方法及说明d 按许用扭转应力的计算方法估算。d 应与外接零件 (如联轴器 ) 的孔径一致，并满足键的强度条件。尽可能圆整为标准直径。dl dld2a，a 为轴肩高度，用于轴上零件的定位和固定，故a值应稍大于毂孔的圆角半径或倒角深，通常取 a（0.070.1 ）d；轴间过渡圆角的要求及数值见表。d2d2dl15mm 。图中， dl至 d2的变化仅为装配方便及区分加工表面，故其差值可小些，一般直径差值15m

17、m 即可；该轴径过渡为自由表面， 其圆角半径参见表， d2与滚动轴承相配应与轴承孔径一致。d3d3=d2+15mm 直径变化仅为区分加工表面。其圆角半径按表104 d4d4=d3+15mm 直径变化仅为装配方便及区分加工表面，圆角半径按表， d4 与齿轮相配，最好圆整为标准直径。d5d5=d4+2a轴环供齿轮轴向定位和固定用，a(0.07 0.1)d 。轴肩 a 及过渡圆角 r 的要求及数值见表。d6一般 d6d2，同一轴上的滚动轴承最好选同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承品种。又d5= d5-2a ，a 为装滚动轴承处的轴环高度。为便于轴承拆卸，a 值不应太大；为轴向定位和固定可靠，a

18、值又不宜太小。 a 与过渡圆角 r 均有适当数值的要求，具体参见表， 故 ds 应同时满足 d4 与 d6 轴段的轴环高度要求， 如不能同时满足，则应改变d5 轴段的结构形状，如设计成台阶形或锥形轴段表 4-2 轴各段长度的确定符号名称确 定 方 法 及 说 明b1小齿轮宽度b1=b2+510mm 。b2 为大齿轮宽度，即齿轮啮合的有效宽度，由齿轮设计计算确定t 轴承宽度按轴颈直径初选轴承型号后确定l 3 外伸轴上装旋转零件的轴段长度由轴上旋转零件的毂孔宽度及固定方式而定。当采用键联接时，l3 应满足键的强度要求。一般取 l3 （1.21.8 ）d（为轴头直径）表 4-3 轴的许用弯曲应力 b

19、值 n/mm2轴的材料b+1b0b-1b碳钢400 130 70 40 500 170 75 45 合金钢800 270 130 75 1000 330 150 90 表 4-4 轴精确验算公式中各代号名称及确定方法名称代号计算公式或确定方法说明计算安全系数(仅考虑正应力时) 计算安全系数(仅考虑扭剪应力) 弯曲疲劳极限45 钢正火为 275；40gr 调质为 350 （n/mm2）45 钢调质-1为 300；35 正火-1为 250 扭剪疲劳极限45 钢正火为 140；40gr 调质为 200 （n/mm2）45 钢调质为 155；35 正火为120 有效应力集中系数见应力集中表表面质量系数

20、见质量系数表尺寸系数见尺寸系数表正应力折算系数碳钢为 0.1 0.2 ；合金钢为 0.2 0.3 扭剪应力折算系数碳钢为0.05 0.1 ；合金钢为 0.1 0.15 应力幅度平均应力第五章结束语采用准等速万向节符合传动轴的传递转矩大，承受冲击大，所连接的两轴转角不大保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动，能可靠地传递动力，连接轴两轴转速尽可能相等的要求，设计的传动轴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，传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易。采用 45#钢设计的轴体，经验算轴所受的弯矩和扭矩均符合45#钢的应力要求，本次设计的传动轴符合汽车的使用要求。参考文献【参考文献】：1. 何献忠, 李萍 等著，优化技术及其应用，北京：北京理工大学出版社，1995 2. 张洪欣主编, 汽车设计 , 北京：机械工业出版社，1999 3. 张宝生 , 李杰, 林明芳 编著，汽车优化设计理论与方法，北京：机械