第四章 万向节设计

第四章万向节和传动轴设计一、引言万向节和传动轴是机械传动系统中重要的组成部分，它们的设计对于传动系统的正常运行和高效性能起着决定性的作用。

本章将从万向节和传动轴的基本原理、设计要点以及选材等方面进行探讨。

二、万向节的基本原理和分类万向节是将两个或多个轴相互连接并能够进行相对转动的装置。

它主要通过万向节的柔性连接来解决传动系统中因轴间相对偏斜而引起的传递不平稳、受力不均等问题。

万向节一般由内外球面、轴承和套筒等组成，常见的万向节分类有钢球万向节、十字接头万向节和常温万向节等。

钢球万向节广泛应用于工程机械和汽车等领域。

它通过钢球与内外球面的接触来实现传递扭矩，具有承载能力强、传动平稳等特点。

十字接头万向节主要应用于船舶、起重机等场合，它通过两个十字绞杆的连接来实现传递扭矩，具有承载能力大、传动效率高等特点。

而常温万向节则主要应用于高速高温场合，它通过金属软管的连接来实现传递扭矩，具有抗高温、耐腐蚀等特点。

三、万向节的设计要点（一）轴间角度设定轴间角度是万向节设计的重要参数，它直接影响万向节的传动性能。

在设计时需要根据实际需求和传动方式来确定轴间角度，通常轴间角度在5°~35°之间。

（二）轴间相对偏斜轴间相对偏斜是万向节设计中需要重点考虑的问题。

在实际应用中，轴间的相对偏斜会导致万向节产生额外的旋转变形、较大的径向力和不平稳传动等问题。

因此，在设计时需要合理控制轴间相对偏斜，通常限制在1°以内。

（三）轴向长度万向节的轴向长度是指万向节两个连接轴之间的距离。

轴向长度的设计需要考虑到传递扭矩的大小、工作环境的限制以及安装方式等因素。

四、传动轴的设计要点（一）强度和刚度传动轴的设计需要满足一定的强度和刚度要求，以保证传递扭矩时不会产生过大的变形和振动。

根据传动轴的传动功率和转速等参数，可以通过强度校核和刚度计算等方法来确定传动轴的尺寸和材料。

（二）传动性能传动轴的传动性能包括传动效率、噪声和振动等方面的考虑。

第4章万向传动轴设计教学提示：万向节传动用于不同轴线的两轴间或在工作过程中相对位置不断变化的两轴间的动力传递。

本章主要讲解万向节的分类、工作原理，万向传动的运动和受力分析、万向节设计、传动轴结构分析与设计等基本内容，还介绍了万向传动轴的设计实例。

教学要求：了解等速万向节、准等速万向节和不等速万向节的结构方案，传动轴的中间支承结构，熟练掌握十字轴万向节的设计计算、传动轴的设计计算。

通过设计实例深入理解和掌握万向传动轴的设计过程。

4.1 概述汽车上的万向传动轴，由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。

在工作过程中，在汽车上有些轴之间的相对位置不断发生变化，例如，变速器输出轴和驱动桥输入轴之间。

为解决这些轴之间的动力传动问题，就需要使用万向传动装置。

对于长轴距的汽车，还需要加装中间支承。

万向传动装置的布置方案如下：(1) 驱动桥与变速器之间距离不大时，常采用两个万向节和一根传动轴的结构。

(2) 当驱动桥与变速器相距较远时，常将传动轴断开成两根(或三根)，万向节用三个(或四个)，如图4.1(a)所示。

此时，必须在中间传动轴上加设中间支承。

缩短传动轴长度的目的主要是提高传动轴的临界转速，以免工作时发生共振。

(3) 越野车的万向传动装置(不包括转向驱动桥上的等角速万向节)如图4.1(b)所示。

万向节所连两轴之间的夹角范围：一般货车≤15°～20°；4×4越野车≤30°。

(4) 转向驱动桥常采用球叉式和球笼式等速万向节，如图4.1(c)所示，其最大夹角(相应为车轮最大转角)可达30°～42°。

(5) 后驱动桥为独立悬架结构时，也必须采用万向节传动，如图4.1(d)所示。

(6) 变速器与离合器(或分动器)不直接相连时，它们之间也需要采用万向节传动，如图4.1(b)所示。

这是为了避免因安装不准确和车架变形在传动机构中引起附加载荷。

此时多采用普通十字轴万向节或柔性万向节，其工作转角范围一般不大于2°～3°。

第四节万向节设计一、万向传动的计算载荷万向传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。

计算载荷的计算方法主要有三种，见表4—1。

表4—1 万向传动轴计算载荷 (N·m)表4—1各式中，Temax 为发动机最大转矩；n 为计算驱动桥数，取法见表4—2；i1为变速器一挡传动比；η为发动机到万向传动轴之间的传动效率；k 为液力变矩器变矩系数，k=[(k o—1)／2]十1，ko 为最大变矩系数；G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷(N)；m2′为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，轿车：m2′=1．2～1．4，货车：m2′=1．1～1．2；υ为轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路面上，υ 可取0．85，对于安装防侧滑轮胎的轿车，υ 可取1．25，对于越野车，υ值变化较大，一般取1；r r为车轮滚动半径(m)；i。

为主减速器传动化；i m为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；ηm为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；G1为满载状态下转向驱动桥上的静载荷(N)；m1′ 为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，轿车：m1′ =0．80～0．85，货车：m 1′ =0．75—0．90；F 1 为日常汽车行驶平均牵引力(N)；i f 为分动器传动比，取法见表4—2：k d 为猛接离介器所产生的动载系数，对于液力自动变速器，k d =1 对于具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车，k d = 3，对于性能系数 f i =0 的汽车(一般货车、矿用汽车和越野车)，k d =1，对于 f i >0 的汽车，k d =2 或由经验选定。

性能系数由下式计算)195.0161001max e a T g m -（ 当16195.0max〈e a T g m 时 f j=0 当16195.0max≥e a T gm 时式中，ma 为汽车满载质量(若有挂车，则要加上挂车质量)(kg)。

第四章•万向传动轴设计24.1.1 万向传动轴概述¾功能用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴之间传递转矩和旋转运动¾组成：万向节、传动轴，有时加装中间支承¾设计基本要求两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠传递动力 尽可能使所连接两轴同步（等速）运转传动效率高、使用寿命长、结构简单、制造和维修方便3发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，变速器或分动器输出轴和驱动桥输入轴之间转向驱动桥中，内、外半轴之间后驱动桥为独立悬架结构时采用4.1.2 万向传动轴在汽车中的应用4¾刚性万向节不等速万向节：十字轴式准等速万向节：双联式、凸块式、三销轴式等 等速万向节：球叉式、球笼式等¾挠性万向节4.2 万向节分类54.3 十字轴万向节Ö单十字轴万向节传动Ö双十字轴万向节传动Ö多十字轴万向节传动64.3.1 单十字轴万向节传动αϕϕcos tan tan 21=转角关系7转速关系12212cos sin 1cos ϕααωω−=αωωcos /1max 2=αωωcos 1min 2=ααωωωtan sin 1min2max 2=−=k 12/ωω是周期为π的周期函数当为0、π、2π、…时1ϕ当为π/2、3π/2、…时1ϕ传动的不等速性！8转矩关系2211ωωT T =11222cos cos sin 1T T αϕα−=αcos /1max 2T T =αcos 1min 2T T =当为0、π、2π、…时1ϕ当为π/2、3π/2、…时1ϕ9附加弯矩0'1=T αsin 1'2T T =αtan 1'1T T =0'2=T 0≠α1T 2T 与作用于不同的平面如何平衡呢？2'21'1=+++T T T T vv v v 10附加弯矩引起的径向载荷αsin 1'2T T =21222sin L T L T F j α=′=αtan 1'1T T =αααcos tan cos 21212L T L T F c =′=呈周期性变化11惯性力矩222εJ T G =212212212)cos sin 1(2sin sin cos ϕαϕααωε−−=124.3.2 双十字轴万向节传动21αα=获得等速传动的条件1）2）同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面内13附加弯矩的影响双万向节传动中附加弯矩产生的径向力可由轴承反力平衡两万向节叉所受附加弯矩彼此平衡，传动轴弯曲振动两万向节叉所受附加弯矩方向相同，从而对两端的十字轴产生大小相同、方向相反的径向力，在两轴的支承上引起反力144.3.3 多十字轴万向节传动()θϕαϕ+=Δ122sin 4e L±±±=232221ααααe 多万向节传动设计要求1）当量夹角尽量小，空载和满载时小于最大许用角2）角加速度幅值应小于许用值e α212ωαe 15多十字轴万向节传动实例o o o 5.4,5.3,5.1321===αααmin/30001r n =比较某货车的两种传动方案，其中16o o 5.5)5.45.35.1(222=−−=e α2212/909s rad e =ωαo o 4.2)5.45.35.1(222=−+=e α2212/173s rad e =ωα917¾万向传动轴在汽车中的典型应用 变速器与驱动桥之间 转向驱动桥中¾确定传动系计算载荷的主要方法按发动机最大转矩和一档传动比来确定 按驱动轮打滑来确定 按日常平均使用转矩来确定4.4 万向节设计184.4.1 万向传动轴计算载荷ni ki T k T f e d se η1max 1=n i i ki T k T f e d se 201max 2η=mm r ss i i r m G T ηϕ0'221=mm r ss i r m G T ηϕ2'112=ni i r F T m m r t sf η01=ni r F T m m r t sf η22=按日常平均使用转矩按驱动轮打滑按发动机最大转矩和一挡传动比转向驱动桥中变速器与驱动桥之间19计算驱动桥数和分动器传动比选取326×6214×4高低挡传动比关系车型2fd fg i i >2fd fg i i <32fd fgi i >32fd fg i i <f i nfg i fd i fg i fdi 20载荷选择参考静强度计算疲劳寿命计算],min[11ss se s T T T =],min[22ss se s T T T =此时，安全系数取2.5～3.0s T 取或1sf T 2sf T 214.4.2 十字轴万向节设计¾主要的失效形式十字轴轴颈和滚针轴承的磨损十字轴轴颈和滚针轴承碗表面出现压痕和剥落 十字轴轴颈根部断裂22十字轴强度校核αcos 2r T F s=][)(3242411w w d d Fsd σπσ≤−=][)(42221τπτ≤−=d d F],min[ss se s T T T =23bnj L F d d )11(27201+=σiZF F n 6.4=滚针轴承的接触应力24十字轴万向节的传动效率παηtan 2)(110r d f −=o 25≤α当时通常情况下，约为97％～99％25¾传动轴总成的组成传动轴、两端焊接的花键轴、万向节叉等¾传动轴设计时应首先考虑的问题 长度变化范围 夹角变化范围4.5 传动轴结构分析与设计264.5.1 传动轴的临界转速2228102.1cc c k Ld D n +×=0.22.1/max ～==n n K k 27][)(1644c c c sc cd D T D τπτ≤−=][163h hsh d T τπτ≤=4.5.2 传动轴其它校核¾轴管扭转强度¾花键轴扭转强度¾花键的齿侧挤压强度][)2)(4(0y h h h h h s y n L d D d D K T σσ≤−+′=284.5.3 传动轴的平衡¾传动轴总成不平衡传动系弯曲振动的一个激励源 高速旋转时将产生明显的振动和噪声¾不平衡的主要来源万向节中十字轴的轴向窜动 传动轴滑动花键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点焊平衡片的热影响（应在冷却后进行动平衡检验）¾对传动轴不平衡度的要求29¾中间支承的作用提高传动轴临界转速，减小万向节夹角（长轴距汽车） 提高传动系的弯曲刚度，减振降噪（轿车）¾中间支承的设计要求适应安装面的实时变化 不发生共振¾轴承的选择不传递轴向力，主要承受径向力单列滚珠轴承需要承受轴向力两个滚锥轴承4.6 中间支承结构分析与设计30mC f R π210=中间支承的固有频率60f n =。