现代汽车构造 5万向传动轴设计 学习课件

第五章万向传动装置设计第一节概述一、万向传动装置的组成和功用万向传动装置的组成：万向传动装置由：万向节、传动轴组成，在有些场合还要加装中间支承。万向传动装置的功用：万向传动装置的功用是实现汽车上任何一对轴线相交且位置相对变化的转轴之间的动力传递。万向节传动轴二、万向传动装置在汽车上的应用场合发动机前置后轮驱动，变速器和驱动桥之间：用于多轴驱动的汽车上：在转向驱动桥中的主减速器与转向车轮之间：在动力输出装置和转向系统中：消除变速器与驱动桥之间的相对运动带来的不利影响。在变速器和驱动桥的距离较远时，将传动轴分成两段，并加中间支承，避免系统的共振、提高传动轴的临界转速和工作可靠性。在变速器与分动器分开安装的场合，二者之间存在制造和安装误差和车架变形引起的不利影响，因此采用万向传动装置。多轴汽车如果采用非贯通式布置方案，其后桥传动轴需要加中间支承。在转向驱动桥中需要该桥即能满足车轮转向又能不间断驱动力传递，因此在半轴靠近车轮处需要采用万向传动。在采用独立悬架时，还需要在靠近主减速器处也要加万向节，满足左右半轴的跳动条件。1.2万向传动装置在汽车上的应用场合三、万向传动装置的设计要求

要求：1)保证所连接的两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。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。3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。第二节万向节与传动轴的结构形式一、万向节分类

万向节：按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节刚性万向节：根据万向节连接的两轴夹角α≠0不等于零时，输入轴瞬时角速度瞬时ω1与输出轴瞬时角速度ω2的运动关系，分为：不等速万向节：ω1≠ω2（几乎时时成立），如十字轴式准等速万向节：ω1＝ω2（α＝α1）；ω1≠ω2（α≠α1），如双联式、三销轴式等等速万向节：ω1＝ω2（α＜α1），如球叉式、球笼式等挠性万向节传动零件为弹性的，靠弹性零件的变形来消除部件之间的相对运动引起的不利影响，具有缓冲和减振作用。常用在两轴交角较小、且只有微量相对运动位移的场合。万向节分类

万向节挠性万向节：弹性元件一般采用橡胶，在两轴夹角不大时采用刚性万向节不等速万向节：输入输出轴瞬时在存在瞬时角速度不完全相等等；（如十字轴式）准等速万向节（如双联式、凸块式、三销轴式等）等速万向节（如球叉式、球笼式等）十字轴万向节双联轴万向节球叉式万向节挠性万向节二、普通十字轴万向节简单介绍结构1、特点：结构简单、零部件少、工作可靠、效率高，允许两轴之间的转角15~20度。十字轴式刚性万向节十字轴万向节主动轴的角速度ω1与从动轴的角速度ω2之间存在如下关系

(4-1)十字轴万向节要点：（1）是φ1的周期函数从动轴的最小转速为：（2）周期为π，即转动一周，波动2次（3）当主动轴匀速旋转，从动轴的最大转速为：十字轴万向节要点：（4）单十字轴万向节传动的不均匀系数k：2、十字轴万向节轴承的轴向定位盖板式与弹性盖板式工作可靠,拆装方便,但零件数目多有时将盖板换成弹性的,则为弹性盖板,将其点焊于轴承座底部,装配后对轴承有预紧力,防止高速转动时的轴向窜动卡环式外卡式和内卡式两种结构简单,工作可靠,零件数目少,质量小外挡圈内挡圈瓦盖固定式万向节叉与十字轴轴颈配合的圆孔不是一个整体,而是分成两半,再用螺钉固定起来.这种结构拆装方便、使用可靠,但是加工工艺复杂.塑料环定位结构在轴承碗外圆与万向节叉的轴承孔中部开一个环形槽，在动配合时槽中注满塑料。该结构定位可靠，十字轴轴向窜动小，但拆装不方便。3、十字轴的密封如密封唇朝向轴承，用于防止润滑油泄出密封唇背向轴承，用于防止灰尘、杂物侵入同时安装两个皮碗密封正确使用油封十字轴万向节密封注意油封唇的方向十字轴万向节油封反装以利在加注润滑脂时能将陈油和磨损产物排出4、损坏形式：十字轴轴颈和滚针轴承磨损为提高寿命，提高其润滑密封装置。可以采用双刃口或多刃口橡胶油封。轴承中的滚针直径差值控制0.003mm内，径向间隙0.009~0.095mm，过大滚针歪斜，过小受热卡住，滚针周向间隙0.08~0.3mm。重型汽车可采用较粗的滚针并分成两段，也有用滚柱代替滚针，以提高寿命。十字轴万向节研究对传动轴万向节叉进行有限元分析、灵敏度分析和优化设计，改进万向节叉的结构尺寸，确定最优设计参数，为万向节叉的设计提供形状改进的有效途径。利用Nastran软件和有限元分析方法，对十字轴万向节进行可靠性分析，计算结果能精确反映受力零件应力集中部位及各部位的应力值：万向节叉的应力集中现象出现在万向节叉轴的根部周围，十字轴的应力集中现象出现在十字轴轴径有落差和两轴相贯的地方。通过工作应力值与材料许用应力值的比较，对零件结构进行改进：在非应力集中且应力值较小处削减材料以节省成本，在万向节叉根部和十字轴轴颈落差处做圆弧处理，可有效降低应力集中，提高零件的可靠性．讨论十字轴万向节轴承圆周总间隙对其寿命的影响，给出参数已知的十字轴万向节轴承最小和最大圆周总间隙的计算式，依据滚动轴承弹性流体动力润滑理论推导圆周总间隙的极限值，最后对实倒进行了分析，并提出建议值，以指导设计。采用刚粘塑性有限元法对万向节叉热挤压成形过程进行数值模拟分析，综合考虑变形、热传导、变形生热、摩擦生热等多个因素，得出成形过程中金属流动变化的3个阶段。研究摩擦条件和终锻温度对成形力的影响，得出良好的润滑条件和给模具进行预热，能够有效的控制成形力，有利于金属的流动及提高模具寿命。5、双十字轴式刚性万向节等速传动的条件（1）第一万向节两轴间夹角α1与第二万向节两轴间夹角α2相等，即α1=α2；(只能在独立悬架中实现)（2）第一万向节的从动叉与第二万向节的主动叉处于同一平面内。十字轴万向节的应用三、准等速万向节双联万向节三销轴式万向节球面滚轮式万向节1、准等速万向节准等速万向节——双联式万向节等速原理：十字轴万向节的等速条件。结构特点：相当于传动轴长度最短的双十字轴万向节传动机构。结构紧凑，工作可靠，制造方便；在双联叉平分两轴间的夹角情况下，可实现等速传动。一般设置分度机构保证两轴与传力点连线的夹角接近相等，从而使两轴的速度差尽量小。双联叉当a1=a2

时，轴1和轴2的角速度相等传动轴长度缩减至最短准等速万向节准等速万向节双联式万向节准等速原理

根据正弦定理有准等速万向节双联式万向节准等速原理

要实现等速传动，则要满足：带入上式有：结论：对于结构尺寸a和b一定的万向节，只有在一定的下才能够实现等速传动，其它角度下只能够是近似等速传动。准等速万向节——三销轴式准等速万向节四、等速万向节等速原理：在结构上保证万向节在工作过程中，其传力点永远位于两轴交线的平分面上。等速传动的原理有球叉式万向节球笼式万向节1、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。中心钢球从动叉主动叉锁销定位销传动钢球圆弧槽滚道等速万向节圆弧槽滚道型的球叉式万向节（图4-7a）优点：这种球叉式万向节结构较简单，可以在夹角不大于32°～33°的条件下正常工作缺点：由于四个钢球在单向传动中只有两个传递动力，故单位压力较大，磨损较快。图4-7球叉式万向节a)圆弧槽滚道型等速万向节图4-7球叉式万向节b)直槽滚道型

直槽滚道型球叉式万向节（图4-7b）优点：这种万向节加工比较容易缺点：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2、球笼式等速万向节钢球主动轴星形套（内滚道）球形壳（外滚道）外罩球笼（保持架）球笼式万向节的等速性外滚道中心A与内滚道中心B分别位于万向节中心O的两侧，且到O点的距离相等。星形套内滚道球笼（保持架）球形壳（外滚道）球滚动时，同时以A、B为球心滚动，所以CA=CB主、从动轴夹角平分面球笼式万向节特点：承载能力强，结构紧凑，拆装方便，两轴最大交角为42°球笼式万向节形式

球笼式万向节是目前应用最为广泛的等速万向节。分为：早期Rzeppa型和后来的Birfield型Rzeppa型球笼式万向节工作原理要点：

靠分度杆使得球笼转过响应的角度来实现等速RzeppaRzeppa球笼式万向节

经验表明，当轴间夹角较小时，分度杆是必要的；当轴间夹角大于11°时，仅靠球形壳和星形套上的子午滚道的交叉也可将钢球定在正确位置。这种等速万向节可在两轴之间的夹角达到35°～37°的情况下工作。Birfield型等速万向节Birfield型球笼式等速万向节的等速原理Birfield型球笼式万向节图4-8Birfield型球笼式万向节1、无分度杆球形壳和星形套的滚道做得不同心，令其圆心对称地偏离万向节中心，靠内、外子午滚道的交叉将钢球定在正确位置2、内、外滚道决定的钢球中心轨迹的夹角稍大于11°3、滚道的横断面为椭圆形，接触点和球心的连线与过球心的径向线成45°角，椭圆在接触点处的曲率半径选为钢球半径的1．03～1．05倍。伸缩型等速万向节伸缩型球笼式万向节

伸缩型球笼式万向节要点：万向节的保持架(球笼)内球面中心B与外球面中心A位于万向节中心O的两边，且与O等距离，以保证万向节作等角速运动。伸缩型球笼式万向节

外滚道为直槽在传递转矩时，星形套与筒形壳可以沿轴向相对移动，故可省去其它万向传动装置的滑动花键图4-8伸缩型球笼式万向节五、挠性万向节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ω1与从动轴的角速度ω2之间存在如下的关系

（4-1）转角差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

（4-3）附加弯曲力偶矩的分析明确：只有在主动叉和从动叉十字轴的力矩作用平面同十字轴平面共面时，十字轴才能够平衡。也就是：十字轴只能够承受作用在十字轴平面内的力。

附加弯曲力偶矩的分析主动叉对十字轴的作用力偶矩，除主动轴驱动转矩Tl，之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力偶矩Tl′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T2′附加弯曲力偶矩的分析特殊位置：T2′=Tl

sinα

附加弯曲力偶矩的分析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T2′Tl′=Tl

tanα

单十字轴万向节传动研究对汽车单十字轴万向节传动过程中的不等速速比和角增量率进行分析，给出了计算公式，依据主、从动轴轴线的夹角ε，利用公式可准确计算出从动轴任意转角φ2点的不等速速比、主动轴对应转角φ21、速比为1点的β1角、角增量率为零处的转角β0

。得出了不等速速比在π转角内既不对称又不均衡的结论，为机构运动的等速匹配和不等速设计提供了一种准确、简便、实用的计算方法。从RCCC、4杆机构运动分析的有限微回转法的基本方程组出发，研究了考虑几何误差的十字轴万向节的运动学分析问题。充分考虑了误差与相应几何尺寸相比很小的特点，并且用各轱之间夹角的误差来代替每一轴方向的误差，使十字轴万向节的运动学分析变得十分方便实用。文末列举计算实例说碍本研究的实用性和方便性。通过对十字轴刚性万向节从动轴的运动、转矩分析，建立转速、角加速度、转矩的动力学模型，运用Matlab软件进行仿真，得出十字轴刚性万向节从动轴转速、角加速度、转矩的动态特性。万向传动装置一般由万向节和传动轴组成。在万向传动装置使用过程中，常由于各部件装配不当、保养不及时产生故障，影响了动力传递，增加了噪音，还会加速机件磨损。万向传动装置常见的故障是异响和振抖。本文着重分析了传动轴异响、振抖和万向节、伸缩节异响。从故障现象分析原因。并得出故障诊断和排除方法。二、双十字轴传动双十字轴万向节要求等速当输入轴与输出轴平行时（图4-11a），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4-11b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4-11附加弯矩对传动轴的作用

当输入轴与输出轴相交时（图4-11c），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，传动轴发生如图4-11d中双点划线所示的弹性弯曲。图4-11附加弯矩对传动轴的作用双十字轴研究研究了当3根转向轴不在同一个平面内时，如何保证万向节的等速传动特性的方法．并针对某车型转向系统的万向传动部分的结构进行优化设计，设计结果在运动学仿真软件中进行仿真，得到较好的结果．阐明两个十字轴万向节串联实现空间交错轴等速传动的机构原理，并提出了连接两空间交错轴的双联十字轴万向节的设计计算公式。通过对典型双十字轴万向节传动空间运动约束分析，分别建立了万向节传动系统运动学和动力学模型；利用数值仿真分析软件，观察到万向节传动运动存在简谐特性，在车辆加速工况和准静态工况下，万向节传动支反力也存在周期简谐特性．分析得到的结论与传统矢量分析方法的结论相吻合；文中的建模和仿真分析方法为传统件结构的疲劳设计和失效分析提供了理论定量分析依据；对车辆中其他型式的万向节传动设计和研究具有参考价值。三、三万向节传动α1α2α3ⅠⅡⅢⅣ四、多十字轴万向节传动

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π／2，则当量夹角αe

为

(4—5)

式中，α1、α2、α3…为各万向节的夹角。式中的正负号这样确定：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，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直定义为负。

为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使αe

=0。万向节传动输出轴与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与输出轴相连齿轮的冲击和噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此，在设计多万向节传动时，总是希望其当量夹角αe

尽可能小，一般设计时应使空载和满载两种工况下的αe

不大于3°另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值小加以限制。对于轿车，≤350rad／s2；对于货车，≤600rad／s2。第四节传动轴结构与设计滑动花键套、花键轴传动轴结构分析与设计传动轴的两种形式:实心轴和空心轴实心轴用于：转向驱动桥的半轴、断开式驱动桥的摆动半轴空心轴用于：传动系的万向传动空心轴的两种形式:焊接钢管和无缝钢管滑动花键长度：考虑传动轴最大值和最小值。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临界转速的计算传动轴临界转速：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。可以根据振动理论求出临界转速。假设两端为自由支承，梁在两端的曲率为零，即x=0，Lc时的y=0.xyL/2传动轴结构分析与设计将E,J,g,q等代入，可得传动轴的临界转速nk

（r/min）为（4-26）传动轴结构分析与设计临界转速公式适用条件：1、材料采用钢原始公式：E－为传动轴材料的弹性模量q－单位长度质量J－横截面抗弯惯性矩g－重力加速度传动轴结构分析与设计传动轴临界转速：2、两端刚性铰支一般临界转速随支承刚度的降低而降低，但是有时候出现相反情况传动轴结构分析与设计传动轴的临界转速高于工作转速: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传动轴结构分析与设计传动轴轴管扭转强度。轴管的扭转切应力τc

应满足≤[τc](4—27)传动轴结构分析与设计对于传动轴上的花键轴（带外花键的实心轴）扭转强度。通常以底径计算其扭转切应力τh，许用切应力一般按安全系数为2～3确定，即(4—28)传动轴结构分析与设计传动轴滑动花键挤压强度。采用矩形花键时，齿侧挤压应力为(4—29)挤压力作用半径作用面积传动轴结构分析与设计传动轴的动平衡举例：5kg，偏心1mm，3000r/min时的离心力为：不平衡危害：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。传动轴结构分析与设计传动轴的动平衡不平衡原因：万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙、传动轴总成两端连接处的定心精度、高速回转时传动轴的弹性变形、传动轴上点焊平衡片时的热影响等因素，都能改变传动轴总成的不平衡度。不平衡度要求：对于乘用车，在3000～6000r／min时应不大于25～35g·cm；对于商用车，在1000～4000r／min时不大于50～100g·cm。中间支承的设计中间支承的作用

：1、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。2、在轿车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度、改善传动系弯曲振动特性、减小噪声原则：应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度CR，使固有频率fo

对应的临界转速n=60fo

尽可能低于传动轴的常用转速范围。中间支承的固有频率fo计算

(4—30)传动轴研究一、动平衡问题对传动轴中轴进行平衡质量分析，找到传动轴中轴平衡不好的原因，改进了平衡机动平衡时的工艺过程，从而解决了传动轴产品的动平衡质量问题。传动轴不平衡引起异响，由于装配时不平衡超出了技术要求。二、临界转速的测定方法：给出传动轴临界转速测试的原理和采用激振法测试出传动轴临界转速的方法。将具体的传动轴试验问题简化为数学模型，通过对数学模型进行一系列的数学分析，寻找出相互之间对应的数学函数关系。再根据函数关系来指导传动轴试验工作，得到传动轴临界转速。这种工作模式对理解试验方法很有帮助。三、传动轴的焊接工艺分析在对B480QZR和40Or两种不同钢材的焊接性能分析的基础上，研究和制定了B480QZR+40Cr异种钢焊接接头的工艺方案，通过采用C02气体保护焊的焊接实践，或得了较好的焊接接头质量，满足了传动轴产品的设计和使用要求。四、优化设计软件的开发采用面向对象的程序设计语言Visua1BASIC编程，利用Access数据库功能及罚函数理论，开发了一个可在WINDOWS环境下运行的汽车传动轴布置优化设计软件。该软件可进行汽车传动轴系统设计计算、强度校核、标准计算说明书打印等功能。五、传动轴的布置重点介绍整车传动系中传动轴的布置，及满足所连两轴夹角和相对位置在一定范围不断变化且可靠稳定传递动力的原则。并说明传动轴设计的验算项目和安装注意事项。六、多万向节传动中间轴的模糊优化设计双万向传动中间轴在传动过程中，具有速度波动，为减少速度波动引起的动载荷影响，设计时要在传递转矩一定的情况下，使中间轴的质量最轻。本文讨论了中间轴设计过程中的模糊因素，建立了以截面积最小的模糊优化设计模型，运用模糊理论和方法获得了最优解。目标函数：中间轴最轻约束条件：强度、刚度、振动、稳定性、焊接工艺、尺寸等中间支承研究中间支承的开裂与措施针对牵引车在使用过程中出现个别车辆的传动轴中间支撑吊板支架开裂现象，对汽车传动轴系统进行进行模态分析,并利用ADAMS软件进行刚柔多体动力学载荷分析，以获取载荷。进行中间支撑强度分析，找出汽车传动轴中间支撑吊板异常开裂的原因，并提出解决方案。中间支承的改进设计针对重型系列商用车采用的中间支承在使用过程中经常出现橡胶体撕裂、失效的问题，查找出主要原因为总成安装误差和中间支承本身结构存在缺陷。根据该原因，开发设计出新型可调中间支承，有效提高了支承的使用寿命。中间支承的刚性设计分析了重型商用车传动轴支承的结构和隔振原理，提出了传动轴支承刚度设计的理论依据和方法。根据隔振理论，采用变刚度的传动轴支承，使传动轴支承具有低频大阻尼、高频低刚度的变参数性能，能有效吸收振动能量：试验表明，振动明显减小，彻底解决了由传动轴振动引起的传动轴支承横梁开裂的实际问题。针对传动轴横梁的开裂问题，对传动轴中间支承横梁进行有限元仿真分析，计算不同转速下支承吊架的应力分布情况，对其进行结构改进，并对改进前后进行道路试验，试验表明改进后的结构传动轴支承横梁处的应力大大减小，效果明显。中间支承的位置：通过变速器输出轴和中间支承的受力，研究中间支承的布置位置。对汽车传动轴中间支撑支架异常断裂情况进行了诊断和试验分析。分析结果表明，传动轴不平衡、中间轴安装精度、加工精度及传动轴中间支撑处橡胶软垫的刚度是传动轴异常振动，继而引起支撑断裂的主要因素，在采用了相应的改进方案后，异常振动得到消除。传动轴扭振以有限元软件ANSYS为基础，论述传动轴的初步设计，校核了其强度、刚度。对空心传动轴和实心传动轴的结果进行了分析比较并得出结论。与传统算法相比，该方法可以准确的描述传动轴的应力和应变的大小和位置，便于进行精确的轴强度计算。双质量飞轮传动轴系扭振及其试验台的研究。汽车传动轴扭矩传递特性和传动轴产生振动的主要原因。分析由传动轴从动节叉转速度变化产生的惯性力矩．横向力偶等引起传动轴的振动及横向力偶产生的原因及其变化关系，提出减少振动的措施。对三维空间多节十字轴万向节传动轴系统扭转振动的特性进行了分析探讨，用渐近法讨论了系统参数以及扭振的主、从动件旋转非等速性等因素对动力放大系数的影响，提出了为减小动力放大系数和降低旋转的非等速性进行优化设计传动件刚度、转动惯量、轴间夹角及十字轴转角相位差等方法。按此法设计计算三维空间多节万向传动轴可减轻系统扭振及避免共振。一、传动系振动问题纵观车辆动力传动系振动国内外研究概况可知：对动力传动