十字轴式万向节传动轴总成设计规范

十字轴式万向节传动轴总成设计规范

R&D-DC-2200-001-2010

十字轴式万向节传动轴总成设计规范

1 范围

本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成技术规范。

本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的设计。 2规范性引用文件

下列文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单）适用于本文件.

QC/T 523 《汽车传动轴总成台架试验方法》 QC/T 29082《汽车传动轴总成技术条件》 3术语和定义

3。1 传动轴：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来,用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。

3.2 传动轴临界转速:传动轴失去稳定性的最低转速.传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断.

3.3 当量夹角:多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。 4目标性能

4.2 传动轴带万向节总成所连接的两轴相对位置在设计范围内变动时，能可靠地传递动力; 4。2所连接两轴接近等速运转，由万向节夹角产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内； 4。3 传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 5 设计方法

5.1 设计计算涉及的参数

具体参数见表（一）、表（二）

表（一)计算参数

发动机最大转矩（N﹒mm） 发动机最大输出转速（r/min） 整车参数 变速器一档传动比 变速器最高档传动比 发动机到万向传动轴之间的传动效率 传动轴参数 扭转切应力（MPa) 轴所受的扭矩(N﹒mm） Te max nm i1 imax η τT T

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轴的抗扭截面系数（mm) 轴的转速（r/min） 轴传递的功率（kW） 计算截面处轴的直径（mm） 许用扭转切应力（MPa) 传动轴管的外径（mm） 传动轴管的内径（mm） 传动轴的长度（mm） 传动轴实际最高转速（r/min） 变速器最高档变速比 轴管的许用扭转切应力（MPa) 花键轴的花键内径 花键处转矩分布不均匀系数 花键外径 花键的有效工作长 花键齿数 齿侧许用挤压应力（MPa） 表(二)需校核的参数

序号 1 2 3 4 5.2 传动轴的布置

5.2.1 传动轴总成在整车上的布置，见图1

名称 传动轴临界转速（r/min） 轴管扭转强度 花键轴扭转强度 花键齿侧挤压应力 符号 nk τc τh σy 目标值 ［τc] [τ0] [σy］ 3WT n P d ［τT］ Dc dc Lc nmax i5 [τc] dh K′ Dh Lh n0 [σy］

图 1 传动轴在整车上的布置图

如图1所示，万向传动轴用于在不同轴心的两轴间甚至在工作过程中相对位置不断变化的两轴间传递动力。采用普通十字轴万向节，其工作角度一般不大于3º～5º。前置发动机后轮驱动的汽车在行驶过

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程中,由于悬架的不断变形，变速器与驱动桥的相对位置（高度和距离)也在不断变化。在他们之间需用可伸缩的万向传动轴联接.这时当联接距离较近时，常采用两个十字轴万向节和一根可伸缩的传动轴;当距离较远且传动轴的长度（两万向节中心的距离）超过1.3m时，则应将传动轴分成两根或三根，用三个或四个万向节，且有一根传动轴可伸缩，中间传动轴应有支撑。中间支撑用于长轴距汽车的分段传动，提高传动轴的临界转速、避免共振及减小噪声。 5。2.2 传动轴总成的当量夹角的计算。见图2

图2 传动轴夹角示意图

如图2所示，θ1，θ2，θ3,……，θn—1，θn分别为传动轴各个万向节输入轴与输出轴的夹角。传动轴的当量夹角按如下公式计算：

2222θθθθe=θ12n1n

根号中的正负号可用直观的方法确定：当第一万向节的主动叉轴所在的平面为S时，在其余万向节

中,如其主动叉平面与S平面重合定为正，如果与S平面垂直则为负.理论上,为使输入轴与输出轴同步旋转,需使在理论上可用通过调整万向节夹角和合理选择万向节θθθθe=0，即θ12n1n=0。叉相位做到同步,但在实际当中要实现是很困难的。通常在实际使用十字轴型多万向节传动时，要求θe＜3°，以减小万向节传动的旋转不均匀性对振动和噪声等带来的影响。 5。3 传动轴的设计与计算

5。3。1传动轴的直径的选用。（以扭转强度条件计算） 传动轴的扭转强度条件为

2222P9550000Tn[]  TTWT0.2d3由上式可得传动轴的直径

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Dc39550000P95500003PP3A03；

0.2[T]n0.2[T]nn式中A0=39550000，可以参见下表；对于空心轴，则

0.2[T]dcP；其中=,即空心轴的内径dc与外径Dc之比，通常取=0.5～0。64Dcn(1-)DcA03传动轴常用材料的[T]及A0值,见表3 传动轴的材料 Q235—A、20 15~25 149～126 Q275、35（1Cr18Ni9Ti） 20~35 135～112 表3

5。3。2 临界转速的计算：

在选择传动轴长度和断面尺寸时，应考虑使传动轴有足够高的临界转速。由机械振动理论可知，对应其弯曲振动的一阶固有频率临界转速nk为：

45 25~45 126～103 40Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13 35～55 112～97 [T]/Mpa A0 nk1.2108DcdcLc222，r/min

在设计传动轴时，取安全工作转速为0.7nk。校核条件：nmax≤0.7nk，其中nmax＝nm/imax.

5。3.3 传动轴管扭转强度校核

轴管的扭转切应力为,c校核条件：

16DcTs(Dcdc)44；Ts =Temax×i1×η（N﹒mm）为传动轴的计算扭矩。则

c≤［c]，其中[c]为许用扭转切应力，通常取300MPa

5.3。4 传动轴花键轴扭转应力校核

传动轴花键轴通常以内径计算其扭转切应力,h校核条件满足：h≤［τ0］.

5。3.5花键齿侧挤压应力的校核

当传动轴滑动花键采用矩形花键时，齿侧挤压应力为

16Ts，取安全系数k0＝2～3,[τ0］=[τc］/k0，3dh

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TsK'yDdhDhdh(h)()Lhn042

式中，K=1。3～1.4为花键处转矩分布不均匀系数。

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. 校核条件为：y≤[y］,［y］＝25～50Mpa(伸缩花键)，［y]=50～100Mpa（非滑动花键)为齿侧许用挤压应力。

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