汽车构造与设计- 万向传动装置

Loading……第十章万向传动装置车辆结构与设计本章内容2024/1/42万向节2概述31传动轴和中间支承33万向传动轴设计42024/1/43一、概述2024/1/44在轴线相交且相对位置经常变化的两转轴间传递动力。功用一、概述2024/1/45组成万向节和传动轴。当传动轴比较长时，还要加中间支承。一、概述2024/1/461.变速器与驱动桥之间应用一、概述2024/1/472.变速器与分动器之间、分动器与驱动桥之间应用一、概述2024/1/483.驱动桥与驱动轮之间应用一、概述2024/1/494.转向机构中的转向轴与转向器之间应用一、概述2024/1/410实现转轴之间变角度传递动力。功用二、万向节刚性万向节不等速万向节等速万向节准等速万向节挠性万向节十字轴式双联式、三销轴式球叉式、球笼式万向节分类2024/1/4111.不等速万向节二、万向节十字轴式刚性万向节典型结构为十字轴式刚性万向节，应用广泛。允许相邻两轴最大交角15º-20º。2024/1/4121.不等速万向节二、万向节构造十字轴式刚性万向节1-套筒2-十字轴3-万向节叉4-卡环5-滚针轴承6-万向节叉2024/1/413一、万向节润滑密封装置2024/1/414二、万向节滚针轴承定位2024/1/415二、万向节不等速传动特性主动叉在垂直位置，十字轴平面与主动轴垂直时：

2>

1

主动叉在水平位置，十字轴平面与从动轴垂直：

2<1

VA=ω1r=ω2rcosαω2=ω1/cosαω2>ω1VB=ω1rcosα=ω2rω2=ω1cosαω2<ω12024/1/416二、万向节不等速传动特性2024/1/417二、万向节

单十字轴式刚性万向节两轴夹角α越大，转角差（Φ1-Φ2）越大，万向节的不等速特性越严重。

(α一般为l5°~20°)

万向节传动的不等速特性将使从动轴及与其相连的传动部件产生扭转振动，从而产生附加的交变载荷，影响传动部件的寿命。摩擦损失大，效率低。

十字轴式刚性万向节结构简单、工作可靠、且允许所连接的两轴之间有较大交角，在汽车上应用最为普遍。不等速传动特性优点缺点2024/1/418十字轴式万向节传动的等速条件二、万向节1）采用双十字万向节传动2）第一万向节两轴间的夹角α1与第二万向节两轴间的夹角α2相等；3）第一万向节的从动叉与第二万向节的主动叉在同一平面内。2024/1/419二、万向节2.准等速万向节双联式万向节根据双十字万向节实现等速传动的原理而设计的万向节。2024/1/420二、万向节允许所联两轴夹角较大(可达50°)，轴承密封性好，效率高，工作可靠，制造方便。结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。优点缺点2024/1/421二、万向节三销轴式万向节万向节与转向节同心度要求不严，允许所联两轴夹角较大(可达45°)，可轴向伸缩，易密封。外形尺寸较大，形状复杂，两轴受附加弯矩和轴向力。优点缺点2024/1/422二、万向节2.等速万向节从结构设计上保证万向节在工作时，传力点始终位于两轴交角的平分面上。2024/1/423二、万向节球叉式万向节钢球所受单位压力较大，磨损较快。优点缺点结构简单，两轴最大夹角为32°~33°。2024/1/424二、万向节球笼等速万向节——RF节2024/1/425二、万向节在传递转矩的过程中，主从动轴之间只能相对转动、不会产生轴向位移。优点缺点两轴最大夹角达47°。结构紧凑，承载能力强、拆装方便。2024/1/426二、万向节在传递转矩的过程中，主从动轴之间不仅相对转动、还会产生轴向位移。VL节特点球笼等速万向节——VL节VL节与RF节的应用2024/1/427二、万向节弹性件的弹性变形量有限，故挠性万向节一般用于两轴间夹角不大于5°和只有微量轴向位移的万向传动场合。缺点3.挠性万向节依靠其中弹性件的弹性变形来保证在相交两轴间传动时不发生机械干涉。原理结构简单、无需润滑，可消除制造安装误差和车架变形对传动的影响，吸收冲击载荷和衰减扭振。优点2024/1/428三、传动轴和中间支承传动轴、花键轴、滑动叉、中间支承和万向节叉等共同组成了传动轴。传动轴组成由于汽车行驶时，变速器与驱动桥的相对位置经常变化，滑动叉和花鍵轴组成的滑动花鍵连接，可实现传动轴长度的变化。

为了减少摩擦和磨损，有些汽车在花键槽内设置了滚动元件。2024/1/429三、传动轴和中间支承传动轴在高速旋转时，会产生剧烈振动。因此，传动轴与万向节装配后要满足动平衡，加平衡片，并在滑动叉与传动轴上标上装配位置标记，以免拆装时误装。传动轴过长，自振频率下降，易产生低频共振，常将中间轴分为中间传动轴+主传动轴，并加中间支承。2024/1/430三、传动轴和中间支承装在车架横梁或驱动桥壳上中间支承安装中间支承在安装时，应保证轴向、横向应有一定移动量，以补偿传动轴轴向及角度方向的安装误差，以及车辆行驶过程中发动机窜动或车架变形引起的位移。蜂窝软垫式中间支承摆动式中间支承2024/1/431三、传动轴和中间支承中间支承安装装在驱动桥壳上，相比车架上能使万向节主动轴与从动轴的夹角小一些。2024/1/432四、万向传动轴设计基本要求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。保证所连接两轴尽可能等速运转。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，维修容易等。2024/1/433四、万向传动轴设计1、单十字轴万向节传动运动受力分析

当十字轴万向节的主动轴与从动轴存在一定夹角α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

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1）

1=0°，180°时，则ω2max=ω1/cosα；2）1=90°，270°时，则ω2min=ω1

cosα；转速分析2024/1/434四、万向传动轴设计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，当最小时，从动轴上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在其最大值与最小值之间每一转变化两次。转矩分析2024/1/435四、万向传动轴设计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。附加弯曲力偶矩的分析1）

1=0，π时，T2'=T1sinα，最大；2）1=π/2，3π/2时，T1'=T1tgα，最小；

主、从动轴受到周期作用的附加弯曲力偶矩，在主从动轴支承上引起周期性变化的径向载荷，产生振动，使传动轴产生附加应力和变形，从而降低其疲劳强度。因此，应避免α过大。2024/1/436四、万向传动轴设计为使输出轴与输入轴等速旋转，必须保证同传动轴相连的两万向节叉布置在同一平面内，且使两万向节夹角α1与α2相等。当输入轴与输出轴平行时（图a），直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，使传动轴发生图b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。

当输入轴与输出轴相交时(图c)，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生图d中双点划线所示的弹性弯曲。2、双十字轴万向节传动运动受力分析

2024/1/437四、万向传动轴设计3、万向节设计计算万向传动轴的计算载荷2024/1/438四、万向传动轴设计十字轴万向节设计设作用于十字轴轴颈中点的力为F式中，T1为万向传动轴的计算转矩，T1

=min[Tse,Tss]，r为合力F作用线到十字轴中心之间的距离。

十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力应满足：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作用线到轴径根部的距离。弯曲应力许用值为250~350MPa；切应力许用值为80~120MPa。2024/1/439四、万向传动轴设计当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58

HRC以上时，[σj]接触应力许用值为3000~3200MPa。

保证滚针轴承有足够的接触强度式中，

L—滚针工作长度d1—油道孔直径Fn—一个滚针所承受的最大载荷i—滚针列数Z—每列中的滚针数2024/1/440四、万向传动轴设计4.传动轴结构分析与设计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。2024/1/441四、万向传动轴设计在长度一定时，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。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）。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，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）为临界转速2024/1/442四、万向传动轴设计在设计传动轴时，取安全系数K=nk/nmax=1.2～2.0，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。式中，[]为许用扭转切应力，为300Mpa；其余符号同前。

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。轴管的扭转切应力应满足强度计算2024/1/443四、万向传动轴设计花键处扭转应力τh式中，T1为传动轴的计算转矩（Nmm），dh花键根径（mm）。

许用应力安全系数n=2~3。花键处挤压应力σy式中，K’=1.3~1.4为花键分布不均匀系数；Lh为花键有效工作长度；D1为外径；D2为内径；n0为齿数。当花键齿面硬度大于35HRC时：［σy］=25~50MPa；非滑动花键［σy］=50~100Mpa。2024/1/444四、万向传动轴设计5.中间支承结构分析与设计

应合理选择CR，避免共振。即让f0对应的临界