轻型商用车传动轴及万向节设计设计说明书

本科学生毕业设计

轻型商用车传动轴及万向节设计

The Graduation Design for Bachelor's Degree

Design of Light Commercial Vehicle Transmission Shaft and Cardan Joint

摘 要

汽车的万向传动轴是由传动轴、万向节两个主要部件联接而成，在长轴距的车辆中还要加装中间支承。万向传动轴主要用于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。在本世纪初万向节与传动轴的发明与使用，在汽车工业的发展中起到了极其重要的作用。随着汽车工业的发展，现代汽车对万向节与传动轴的效率、强度、耐久性和噪声等性能方面的设计及计算校核要求也越来越严格。本毕业设计将依据现有生产企业在生产车型(CA1041)的万向传动装置作为设计原型。在给定整车主要技术参数以及发动机、变速器等主要总成安装位置确定的条件下，对整车结构进行了分析，确定了传动轴布置方案，采用两轴三万向节带中间支承的布置形式。在确定了传动方案后，对传动轴、万向节总成、中间支承总成进行设计，使该总成能够在正常使用的情况及规定的使用寿命内不发生失效。

关键字：传动轴；万向节；中间支承；设计；校核

I

ABSTRACT

The universal drive shaft of automotive is composed of transmission shaft and cardin joint. The main function of the universal drive shaft is to transmitting torque and rotation movement between two shafts whose relative position is variation in the working process. At the beginning of this century the transmission shaft and cardin joint play an important role in the development of automobile industry. As the development of automobile industry, the automobile demand that the design and verification of transmission shaft and cardin join stricter in the efficiency, intension, durability and noise performance. This graduation design chooses existing production business enterprise of basis is producing the car type(CA1041) of ten thousand to spread to move to equip the conduct and actions design prototype. Under the conditions of the main technical parameters of the given vehicle, installation location of engine, transmission and other major assembly are determined , the structure of the vehicle is analysised, the transmission shaft layout program is determined. Two shaft-three cardin joints is adapted. After determining the transmission options, the right drive shaft and universal joint assembly, intermediate bearing assembly is designed, so that the assembly can be used in normal situations and the life within no failure.

Keywords：Transmission shaft；Cardin joint；Middle supporting；Design ；Verification

II

目 录

摘要 ······································································································· I Abstract ································································································ II 第1章 绪论 ······················································································· 1

1.1 选题的目的和意义 ·········································································· 1 1.2 国内外研究现状、发展趋势 ······························································ 1 1.3 研究内容及方法 ············································································· 2

1.3.1 传动轴方案的选择及主要参数的确定 ··········································· 2 1.3.2 万向节类型的选择 ··································································· 2 1.3.3 十字轴式万向节的结构分析 ······················································· 2 1.3.4 万向节总成主要参数的确定与校核 ·············································· 3 1.3.5 中间支承的设计与校核 ····························································· 3

第2章 传动轴总成的设计 ·································································· 5

2.1 万向传动轴总体概述 ······································································· 5 2.2 传动布置型式的选择 ······································································· 5 2.3 传动轴断面尺寸的确定与强度校核 ····················································· 6

2.3.1 传动轴的运动分析 ··································································· 6 2.3.2 传动轴断面尺寸的计算与校核 ···················································· 9 2.4 主传动轴滑动花键的设计 ································································ 11 2.5 中间传动轴花键的设计 ·········································· 错误！未定义书签。 2.6 本章小结 ····················································································· 13

第3章 万向节总成的设计 ································································· 15

3.1 万向节类型的选择 ········································································· 15 3.2 十字轴式万向节的结构分析 ····························································· 16 3.3 万向节的受力分析 ········································································· 17

3.3.1 单十字轴万向节的受力分析 ······················································ 17 3.3.2 双十字轴万向节传动 ······························································· 19

3.3.3 多十字轴万向节传动 ······························································· 20 3.4 万向节总成主要参数的确定与校核 ···················································· 21

3.4.1 十字轴 ················································································· 21 3.4.2 滚针轴承 ·············································································· 23 3.5 联接元件的设计 ············································································ 26

3.5.1 联接螺栓 ·············································································· 26 3.5.2 万向节叉 ·············································································· 28 3.6 十字轴总成的润滑 ········································································· 29 3.7 本章小结 ····················································································· 30

第4章 中间支承的设计 ···································································· 31

4.1 中间支承的结构分析与选择 ····························································· 31 4.2 轴承的选取 ·················································································· 32 4.3 本章小结 ····················································································· 34

结论 ····································································································· 35 参考文献 ······························································································ 36 致谢 ············································································ 错误！未定义书签。 附录 ····································································································· 37

第1章 绪 论

1.1 选题的目的和意义

随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势，对汽车节能、舒适与轻量化的要求越来越高。而传动轴及万向节的设计装配不良将产生振动和噪声，增添未能估算在内的符加动载荷，还可能导致传动系不能正常运转和早期破坏，万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一[1]。传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转，因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。

1.2 国内外研究现状、发展趋势

传动轴普遍采用具有较高的强度的薄钢板卷焊而成的空心轴，超重型货车的传动轴则直接采用无缝钢管制成。近年来由于对汽车低能耗，低成本的要求越来越高，汽车必须轻量化，汽车变得更易产生振动和噪声。因此对传动系重要组成部分万向节振动特性必须进行分析。目前国内外都将以NVH(噪音，振动，啸声)为设计目标，为了满足这类要求，汽车制造厂对该总成的设计要求越来越严格。随着Matlabl软件的开发，国内对传动轴的设计己从传统设计向模糊可靠性设计发展。基本方法是把传统设计公式中的参量看作随机变量，进行概率计算，从中找出规律，得出合理的校核强度和截面参数。汽车和工程机械用传动轴在高速转动时要产生弯曲振动。因此导致共振现象使传动轴断裂.尤其是高速轴。为避免共振产生应进行振动计算。确定其临界转速.常规优化设计是为了使传动轴在工作时不出现共振现象.使传动轴的临界转速尽量避开其实际最高转速。因载荷的随机性及切削加下时下件表而凹凸不平及材料软硬不均。临界转速具有离散性。它不是一个点，而是一个区域。而模糊可靠性设计理论应用于具有振动的传动轴的优化设计中，提出传动轴的模糊可靠性优化设计方法，建立了在满足给定模糊可靠要求设计条件下优化设计数学模型。传动轴模糊可靠性优化设计在设计中，既考虑设计参数的随机性和模糊性，又能进行多参数设计，使设计方案最优，且在设计后能预测新产品的可靠度[3]。这是可靠性和最优化设计的有机结合。

万向节是实现万向传动的关键，万向节性能的优劣直接影响到整车的行驶性能、动力性、舒适性。从19世纪初虎克式万向节在汽车上应用以来，经过100多年的发

1

[2]

展己经有十几种形式。可分为铡性万向节和挠性万向节。刚性万向节又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。等速万向节因其加工制造精度高、难度大，需成套引进国外专用加工生产设备，且投资费用大、价格高，已成为实现国产化的关键问题之一。由于等速万向节传动轴应是用橡胶护套来密封的，橡胶护套的寿命从很大程度上决定了传动轴总成的使用寿命，因此橡胶护套设计和考核试验也成了等速万向节设计的重要环节之一。由于近年来Pro/E、CATIA、Matlab等软件的开发与应用，国内的企业、科研单位也致力于基于CATIA、Matlab等的模糊、仿真设计，从而大大提高了我国对万向节的设计、制造水平。

综合以上国内外文献和相关书籍可以看出：随着计算机的发展、各种计算机辅助软件的设计开发，如:Pro/E、CAD、CATIA等以及有限元分析等设计理论的发展，必然会给万向节的设计、研发带来日新月异的进展，万向节及传动轴的设计己逐步实现自动化，集成化，智能化。

1.3 研究内容及方法

1.3.1 传动轴方案的选择及主要参数的确定

在汽车行驶过程中，由于发动机的振动及不平路面的冲击等因素引起弹性悬架系统的振动，使变速器的输出轴和驱动桥的输入轴相对位置经常变化，故两根轴不能刚性地连接，而必须采用一般由两个十字轴万向节和传动轴组成的万向传动装置。在变速器与驱动桥之间距离较远的情况下，应将传动轴分成两段，并用三个十字轴式万向节连接起来，且在中间传动轴后端加装中间支承。

根据给定的发动机功率、变速器最大传动动比、主速器传动动比计算出最大剪应力和弯曲应力，选取钢材的材料并查得其屈服极限，传动轴临界转速的校核。 1.3.2 万向节类型的选择

对万向节类型及其结构进行分析，并结合（CA1041）技术要求选择合适的万向节类型。考虑到本毕业设计所针对的车型为中轻型货车，对其万向传动轴的设计应满足：制造加工容易、成本低，工作可靠承载能力强，使用寿命长，结构简单，调整维修方便等要求，本设计选用十字轴式万向节，带中间支承的两段式传动轴。 1.3.3 十字轴式万向节的结构分析

十字轴式万向节的基本构造，一般由一个十字轴、两个万向节叉、和滚针轴承等组成。两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴颈上。为了减少磨擦损失，提高效率，在十字轴的轴颈处加装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后，将套筒固定

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在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。目前，最常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式等[4]。 1.3.4 万向节总成主要参数的确定与校核 1、十字轴

十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈的滚针轴承帽工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。

2、十字轴滚针轴承

滚针轴承的结构分析：汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多，但就滚针来说、主要有三种型式：锥头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉针，国内的协作配套厂家大多都采用锥头滚针[5]。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外，还多了一个挡针圈并且在外圈滚道与底道之间加工出基底凹槽，滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽挡住，从而避免了径向掉针。 3、联接螺栓

在发动机前置后驱动的汽车中，连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的，由于螺栓联接工作时即承受剪切力又承受轴向力，所以需校核抗拉强度，抗剪强度和抗挤压强度。 4、万向节叉

万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成45?截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，应对其弯曲应力?w和扭应力?b进行校核。

1.3.5 中间支承的设计与校核

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。在乘用车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度，改善传动系弯曲振动看特性，减小噪声，也将传动轴分成两段。当传动轴分段时，需加设中间支承。在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度CR，固有频率f0对应的临界转速n?60f0 r/min尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证隔振效果好。许用临界转速为1000~2000r/min，对于乘用车，取下限。当中间支承的固

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有频率依此数据确定时，由于传动轴不平衡引起的共振转速1000~2000r/mim，而由于万向节上的附加弯矩引起的共振转速为500~1000r/min，这样就避免了中间支承与传动轴的谐振[6]。

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第2章传动轴总成的设计

2.1 万向传动轴总体概述

万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转..。

传动轴是将发动机输出的转知经分动器传递给前驱和后驱的传动机构，转速达3000~7000r/min,振动是传动轴总成设计需考虑的首要问题。尽管采取涂层技术来减小滑移阻力，但产生的滑移阻力仍为等速万向节的10~40倍，而滑移阻力将产生振动。为选型设计提供依据，传动轴分为CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花键产生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5种类型。

2.2 传动布置型式的选择

万向节传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计布置的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用与布置不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加动负荷，可能导致传动系不能正常运转和早期损坏。

车辆的万向节传动，主要应用于非同心轴间和工作中相对位置不断改变的两轴之间的动力传递。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。变速器的动力输出轴和驱动桥的动力输入轴不在一个平面内。有的装载机在车桥与车架间装有稳定油缸、铰接式装载机在转向时均会使变速箱与驱动桥之间的相对位置和它们的输出、输出入轴之间的夹角不断发生变化。这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动

[7]

。图2.1为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。

（a）单轴双万向节式

[7]

（b）两轴三万向节式

图2.1 汽车的万向传动方案

5

如图a为常用的单轴双万向节传动，如图b为连接距离较长且不宜于采用单轴双万向节传动的连接。由于参考车型轴距为2.85米，故选取如图b的传动方案。

2.3 传动轴断面尺寸的确定与强度校核

2.3.1 传动轴的运动分析

传动轴的长度和夹角及它们变化范围，由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，套管叉与花键轴有中够的配合长度；而在长度处于最小时，两者不顶死。传动轴夹角的大小影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动效率和十字轴旋转的不均匀性。

当传动轴长度确定后，其断面尺寸必须保证有足够的强度，并能承受相当的转速。其许用的传动轴转速，不应超过临界转速。所谓临界转速，即当某个长度为L的传动轴，在两支点中旋转时，如图2.2所示，由于轴自身的重力作用，使传动轴中心（即质量中心）相对轴线有一偏移量（初挠度）a，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则a将再增大。当此轴旋转时，在质量中心必有离心力的作用，这个别离心力又将引起传动轴的进一步弯曲，产生附加挠度y。由于重力的大小和方向是不变的，而离心力的大小与方向是改变的，故使传动轴的弯曲力（垂直力与离心力的向量和）也周期性的变化着，从而传动轴的挠度也随时在变化。即传动轴的旋转，将伴随有弯曲振动，它的频率即等于传动轴的转速。当传动轴的转速接近于它的弯曲自然振动频率时，即出现共振现象，振幅（挠度）急剧增加，致使传动轴折断，这一转速即称为传动轴的临界转速。

图2.2 万向节传动轴的弯曲振动

传动轴的临界转速与轴的直径、长度和支承点数目有关。设传动轴转速为

?(rad/s)。作用在传动轴上的离心力则为：

F?m(y?a)?2 （2.1）

式中:m—传动轴的质量

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这时离心力被与长度成正比的材料弹性力p所平衡，由材料力学得知：

EI（2.2） P?cy8

L式中：E—传动轴材料的抗拉弹性模数，E?21?1010N/mm2；

L—支承长度，取两万向节的中心距离（m）； I—轴剖面对其对称轴线（直径）的转动惯量（m4）；

系数c与受载情况、支承型式有关，当载荷在两端自由支承的梁上沿长度平均分布时c?384，而在同样受载情况下，对两端固定支架支承的梁c?384；

5P—材料弹性力 由平衡条件得：

m(y?a)?2?cyEI （2.3） 3Lm?2a解得： y? （2.4）

EIc3?m?2L式中：a—初挠度；

Y—附加挠度；

ω—传动轴角速度 EI当c3?m?2时，轴的挠度y趋于无穷大，即若轴以与此相应的角速度?h0旋转

L时必将折断。这时：

?h0?2?nk0?60cEI （2.5） mL3对于直径为D的实心轴，由力学得知 I??D464，m??D24?L （2.6）

式中：?—传动轴材料单位体积重量

由此，对于两端自由支承（开式传动轴），且载荷沿轴长平均分布的轴，其临界转速为：

nk0?1.2?108Dr/min （2.7） L2对于两端有固定支承的轴（轴封闭于传动轴套管中的闭式传动轴），则：

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nk0?2.3?108DL2r/min （2.8）

对于大量采用的空心轴，若其剖面外径D，内径为d，则：

I??64(D4?d4)??64(D2?d2)(D2?d2)

m?于是两端自由支承的轴：

?4(D2?d2)?L

nk0?1.2?108D2?d2r/min （2.9） 2L对两端固定支承的轴，则：

D2?d2r/min （2.10） 2Lnk0?2.3?108以上各式中D、d、L均用同样的长度单位（厘米）。对于绝大多数开式传动轴，可按两端自由支承的轴来计算，工作长度L可取两万向节中心间距离。如为闭式传动轴，可按两端固定支承的轴承计算，工作长度L可取两轴承中心间距离。

从上面公式可以看出：当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。这就是为什么传动轴广泛采用空心轴的原因之一。同时还可看出当L增加，nk0下降，为了提高nk0可缩短传动轴长度，增大轴管内外径。所以当L?1500mm时，常采用中间支承。当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。为了提高nk0在制造方面采取的主要措施是；用质量分面比较均匀的焊接钢管代替无缝钢管；作轴管的钢板厚度一般取1.85～2.50mm；对每根传动轴总成应进行动平衡检验，保证不平衡度在规定范围以内，如果不合格应进行校正（贴焊平衡块）并使偏心振摆也在公差以内。在确定传动轴截面尺寸时，一定要使传动轴的实际最大转速小于其临界转速。其安全系数k应在以下范围内。

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k?nko?1.2~2.0 （2.11） nmax式中：nmax—为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速

如果传动轴的动平衡很好，而且花键连接制造精度很高，此时临界转速的安全系数，可取较小值。

当传动轴质量不平衡或花键连接处磨损出间隙后，传动轴就能在低于临界转速下发生破坏。表2.1为某载重汽车的实验数据，nv表示传动轴破坏转速[8]。

传动轴总成应进行动平衡试验，其不平衡度为：对轿车及轻型客、货车，3000~6000r/min时不大于1~2N·mm；对5t以上的货车，在1000~4000r/min时不大于10N·mm。十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动增大而影响动平衡，因此应严格控制该间隙或采用弹性盖板，有的可加装端面滚针轴承，传动轴总成的径向全跳动动应不大0.5~0.8mm。由公式2.10可以确定传动轴总成的最大可能长度，如果它小于汽车总布置所要求的传动轴尺寸，则需在变速器和后驱动桥之间安置两根万向传动轴，且在它们的联接处（在前传动轴后端）需设置固定在车架车身上的中间支承。在某些轿车上，为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。

表2.1 某载重汽车传动轴的破坏转速与行驶里程的关系[8]

行驶里程（km） 0 17000 100000 在重心平面上的振摆（mm） 1.15 1.58 2.75 破坏转速与临界转速之比（nv/nk0） 0.92 0.86 0.69 2.3.2 传动轴断面尺寸的计算与校核

本设计传动方式为开式、两轴三万向节带中间支承形式。解放牌CA1041K26L—Ⅱ载货汽车主要技参数见附录。

由安全系数k?nko，得计算临界转nko?knmax，取k=1.5，转速nmax为对应nmax于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速。nmax?nemax?ik5

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式中：nemax—发动机最大功率时的转速nemax?3400r/min；

ik5—变速器最高档传动比ik5?0.745；则：nmax?nemax?ik5?3400?0.745?2533r/min。

将nmax?2533 r/min代入nko?knmax得：

nko?knmax?1.5?2533?3799.5r/min

取nko?4000r/min

选取主传动轴进行计算：电焊管参数应按冶金部标准YB242-63选取。表2.2给出外径D=60~95mm的标准参数值。

表2.2 60—95mm电焊钢管YB242-63 （mm）

外径 钢 管 厚 度 60 63.5 70 75 83 89 95 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8 1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、2.2、2.5、2.8、3.0、3.2、3.5、3.8、4.0、4.2、4.5、4.8 由于传动轴为开式，两端自由支承所以临界转速按公式2.9计算。设主传动轴外径为Dc2，内径为dc2，传动轴管厚度为B。初选传动轴管外径Dc2?75mm，厚度

B?2.5mm，则dc2?Dc2?2B?75?5?70mm将nko?4000r/min，主传动轴长度

Lc2?970mm，Dc2?75mm，dc2?70mm代入2.9得：

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nk0?1.2?108D2?d2752?7028?1.2?10??12183r/min 22L970经计算主传动轴符合临界转速设计要求。

在按临界转速nk0初选轴管断面尺寸以后，还需要进行扭转强度验算，由于传动轴夹角α引起的附加扭矩和弯矩很小，所以为了计算简单，将不考虑由于夹角α而引起的附加扭矩和弯矩，只按纯扭矩计算其扭转应力。传动轴的最大扭转应力?(MPa)可按下式计算：

经计算主传动轴轴管符合设计要求，能保证在各种工况下有效的传递转矩。 由于中间传动轴比主传动轴短，所以主传动轴轴管的外径和管壁厚度同样适用于中间传动轴。

2.4 主传动轴滑动花键的设计

汽车行驶过程中，变速器与驱动桥的相对位置经常变化。为避免运动干涉，传动轴中设有由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来以实现传动轴长度的变化。滑动花键有矩形花键和渐开线花键两种形式。本设计选矩形花键，其主要参数可按照《机械设计手册》选取[9]。下表2.3给出了部分轻系列花键的基本尺寸：初选花键断面基本尺寸N×d×D×B 为8×46×50×9。

矩形花键主要有下图2.3所示四种形式：由于汽车上所用的花键要求可以沿轴向滑动，所以选A型花键。表2.4给出了部分矩形内花键长度：

根据表2.4所给出的长度，初选花键长度l?85mm，花键轴孔长度L?150mm。 在选定花键尺寸后，还应对作用在花键轴上的扭转应力?h(MPa)和作用在齿侧的挤压应力?y(MPa)进行校核。

表2.3 矩形花键基本尺寸系列（摘自GB/T 1144-2001） （mm）

小径d 轻系列规格 N×d×D×B 轻系列r 轻系列c 28 32 6×23×26×6 8×32×36×6 0.2 0.3 0.1 0.2 11

36 42 46 52 8×36×40×7 8×42×46×8 8×46×50×9 8×52×58×10 0.3 0.3 0.3 0.4 0.2 0.2 0.2 0.3 注：表中 N-键齿数；D-花键大径；B-键宽；r-倒角；c-倒角

表2.4 矩形内花键长度很系列(摘自GB/T 10081-1988) （mm）

花键小径d 36～52 花键长度l或l1?l2 22～120 孔的最大长度L 200 花键长度l或l1?l2系列 10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,48,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200 对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算扭转应力?h(MPa)，?h的计算公式如下： mm。

12

2.5 本章小结

本章完成了对中间传动轴、主传动轴的设计。在给定了发动机转矩、变速器低挡传动比的情况下确定了中间传动轴与主传动轴的内、外径，保证发动机在各工况工作时传动轴不发生共振行成传动轴的折断。在确定了传动轴尺寸后对其扭转应力进行了

13

校核，使传动轴在各种工况以及冲载荷情况下不会产生扭转变形。两段传动轴间转矩是靠主传动轴花键与中间传动轴花键传递的，这两处花键的设计也是这一章的重中这重。本设计中选用了相对渐开线花键定心精度更高、加工更容易的矩型花键，这种形式提高了传动轴高速转动时的稳定性，也减少了花键的磨擦从而提高了传动轴整体的使用寿命。由于花键配合间隙小，减小了车辆行驶时的振动的噪声，提高了驾驶舒适性。

14

第3章 万向节总成的设计

3.1 万向节类型的选择

万向节是转轴和转轴之间实现变角度传递动力的基本部件，按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为挠性万向节和刚性万向节。刚性万向节的动力是靠零件之间的铰链式连接传递的；而挠性万向节的动力则靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减振作用。刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节和等速万向节三种形式[11]。

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，但平均角速度相等的万向节。准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动，而在其他角度下以近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节。输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节，称之为等速万向节。万向节分类如下图3.1所示：

万向节 刚性万向节 不等速万向节 准等速万向节 等速万向节 挠 性万向十字轴式 双联式 凸块式 三销轴式 球面滚轮式球叉式 球笼 节 式

图3.1 万向节的分类

由于十字轴式万向节具有结构简单、传动可靠、效率高、且制造成本低，被广

泛应用于各类汽车的传动系统中。根据本设计适用的车型，选用十字轴式万向节。

15

3.2 十字轴式万向节的结构分析

十字轴式万向节的基本构造，一般由一个十字轴、两个万向节叉、和滚针轴承等组成。两个万向节叉上的孔分别松套在十字轴的两对轴颈上。为了减少磨擦损失、提高效率、在十字轴轴颈和万向节间有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后，将将套筒固定在万向节叉上，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可绕十字轴中心在任意方向摆动。目前，最常见的滚针轴承轴向定位方式有盖板式、卡环式、瓦盖固定式和塑料环定位式等[12]。

最普通的盖板式轴承轴向定位结构是用螺栓和盖板将套筒固定在万向节叉上，并用锁片将螺栓锁紧。它工作可靠，拆装方便，但零件数目较多。有时将弹性盖板点焊于轴承座底部，装配后，弹性盖板对轴承座底部有一定的预压力，用来防止高速转动时由于离心力作用，在十字轴端面与轴承座底之间出现间隙而引起十字轴轴向窜动，

[13]

并避免了由于这种窜动所造成的传动轴动平衡状态的破坏。卡环式又分为外卡式和

内卡式两种。它们具有结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点。瓦盖固定式结构中的万向节叉与十字轴颈配合的圆孔不是一个整体，而分成两半，再用螺钉连接起来。这各结构具有拆装方便、使用可靠的优点，但加工艺复杂。塑料环定位结构是在轴承碗外圆和万向节叉的轴承孔中部开一环形槽，当滚针轴承动配合装入万向节叉到正确位置时，将塑料经万向节叉上的小孔压注到环槽中，待万向节叉上另一与环槽垂直的小孔有塑料溢出时，表明塑料己充满环槽。这种结构轴向定位可靠，十字轴轴向窜动小，但拆装不方便。为了防止十字轴轴向窜动和发热，保证在任何工况下，十字轴的端间隙始终为零，有的结构在十字轴轴端与轴承碗之间加装端面止推滚针或滚柱轴承。

滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响十字轴万向节的使用寿命。毛毡油封由于漏油多，防尘、防水效果差，加注润滑油时，在个别滚针轴承中可能出现空气阻塞而造成缺油，故应用己越来越少。在结构较复杂的双刃口复合油封中反装的单刃口橡胶油封，用作径向密封；另一双刃口橡胶油封用作端面密封。当向十字轴内腔注入润滑油时，陈油、磨损产物及多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出，不需安装安全阀，防尘、防水效果良好。在灰尘较多的条件下使用时，可显著提高万向节寿命。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?增至于16?时，万向节中的滚针轴承寿命将下降到原来寿命的1/4。

16

3.3 万向节的受力分析

3.3.1 单十字轴万向节的受力分析

当十字轴万向节的主、从动轴之间的夹角为α时，主、从动轴的角速度ω1、ω2 之间存在如下关系：

?1cos?? （3.1） ?21?sin2?cos2?1式中：?1—主动叉转角，定义为万向节主动叉所在平面与万向节主、从动轴所在 平面的夹角。

由于cos?1是周期为2π的周期函数，所以?1/?2也为同周期的周期函数。当?1为0、π时，ω2达到最大值，?2max??1/cos?；当?1为?/2、3?/2时，ω2达到最小值，

?2min??1/cos?。因此，当主动轴以等角速度转动时快、时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性[15]。

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：

K??2max??2min?sin?tan? （3.2）

?1如不计万向节的磨擦损失，主、从动轴转矩T1和T2与各自相应的角速度有

T1?1?T2?2的关系，这样有

1?sin2?cos2?1T2?T1 （3.3）

cos?显然，当ω1/ω2最小时，从动轴上的转矩为最大值，T2max?T1/cos?；当?2/?1最大时，从动轴上的转矩为最小值，T2min?T1/cos?。当T1与α一定时，T2在其最大值与最小值之间每一转变化两次。

具有夹角α的十字轴万向节，由于其主、从动叉轴上的转矩T1 、T2作用在不同的平面上，因此仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转的作用下是不能平衡的。在不计万向节惯性力矩时，主、从动叉轴上的转矩T1 、T2和矢量互成一角度而不能自行封闭，此时在万向节上必然还作用有另外的力矩。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉树十字轴的作用力矩，除主动轴驱动转矩T1之外，还有作用在主动叉

17

平面的弯曲力矩T? 。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

1叉平面的弯曲力矩T?在这四个力矩的作用下，使十字轴万向节得以平衡。

2

当主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力矩的大小及变化特点：

当主动叉处于?1?0和π位置时，如图3.1（a）,由于T1作用在十字轴轴线平面上，故T?必为零，而T2的作用平面与十字轴不共面，必有T?存在，且矢量T?垂

12

2

直于矢量T2，合矢量T2??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T?= T1sinα。当主动叉处于?1??和3?位置时图3.1

222（b）,同理可知T?为零，主动叉上的附加弯矩T?= T1tanα。

2

1

（a) ?1?0或π时

（b) ?1＝π/2或3?/2

图3.1 十字轴万向节的力矩平衡

分析可知，附加弯矩T?、T?的大小是在零与上述两面最大值之间变化，变化周

12期为π，即每一转变化再次。T?使从动叉轴支承受周期性变化的径向载荷为：

2

T2?T1sin?? F2j? （3.4） L2L2式中：L2—万向节中心至从动叉轴支承间的距离

18

此时，万向节也承受与上述力大小相等、方向相反的力。与此方向相反的反作用力矩则由主动叉轴的支承承受。同样，T?使主动叉轴支承承受周期性变化的径向载

1荷，万向节也承受与其大小相等、方向相反的力。在从动轴支承和万向节上造成大小相等、方向相反的侧向载荷为：

F2c?T1tan? （3.5）

L2cos?附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，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，使传动轴产生附加应力和变形，从而降低传动轴的疲劳强度。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。

如果十字轴万向节的主动叉轴转速不变，则从动叉轴周期地加速、减速旋转，产生的惯性力矩为：

T2G?J2?2 （3.6）

式中，J2—从动叉轴旋转质量的转动惯量；

ε2—从动叉轴的角加速度，可通过对式3.1求导得出：

?12cos?sin2?sin2?1 （3.7） ?2?22(1?sin?cos?1)可见，当输入轴转速很高，且输入、输出轴之间夹角较大时，由于从动叉轴旋转的不均匀加剧所产生的惯性力矩，可能会超过结构许用值。应采取有效方法降低此惯性力矩。

3.3.2 双十字轴万向节传动

当输入轴与输出轴之间存在夹角α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，但必须保证与传动轴相边的两面万向节叉布置在同一平面内，且使两万向节夹角α1与α2相等如图3.2a、c。

在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。当输入轴与输出轴的轴线平行时如图3.2a，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图3.2b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴的轴线相交时如图3.2c，传动轴两端万向节叉上所受附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图3.2d，中双点划线的弹性弯曲，因此对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力。此

19

径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支承上引起反力。

（a) Z型布布置示意图

（b) Z型布置时的弯矩图

（c) W型布置示意图

（d) W型布置时的弯矩图F 图3.2 附加弯矩对传动轴的作

3.3.3 多十字轴万向节传动

多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差为：

????2e4sin2(?1??) （3.8）

式中：?e—多万向节传动的当量夹角；

θ—主动叉的初相位角；

?1—主动轴转角

20

式3.8表明，多万向节传动输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角为?e，而主动叉具有初相θ的单万向节传动一样。

假如多万向节传动和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零或π/2，则当量夹角?e为

?e??21??22??23?? (3.9)

式3.9中，α1、α2、α3等为各万向节的夹角。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?e?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，应该让当量夹角?e不大于3?。另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值?e?1应加以限制。对于乘用车，?e?1?350rad/s2；对于商用车，?e?1?600rad/s2。

2222223.4 万向节总成主要参数的确定与校核

便于设计时确定十字轴总成尺寸，表3.1列出不同吨位载重汽车的十字轴尺寸范围[16]。 3.4.1 十字轴

根据该设计车型载质量m=2t，按表3.1初选十字轴长H=90mm，轴颈直颈d1?22 mm,轴颈长度h=21mm，滚针直径d0?3mm，滚针长度L=18mm，滚针数n=26，滚针轴承帽外径D=35mm。

十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈的滚针轴承帽工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。

设作用于十字轴轴颈中点的力为F如图3.3所示：

TF? (3.10)

2rcos?

21

式中：T—万向传动轴计算转矩；

r—合力F作用线到十字轴中心之间的距离；

?—主、从动叉轴的最大夹角

万向传动轴计算转矩T=989860Nmm，r?代入公式3.10得：

F?T989860??14759.1N

2rcos?234.5cos15?Hh??34.5mm，?取15?。将数据22表3.1推荐选用十字轴尺寸 （mm）

十字轴总成 汽车载重 （t） H D h 十字轴 滚针 轴承帽 d0 3 3 3 3 L D C 1~1.5 2~2.5 3~4 5~7 90 90 108 127 18 22 25 34 16 21 24 24 14 18 18 18 32 35 39 50 4 4 4 4

图3.3 十字轴主要尺寸及受力情况

22

H-十字轴总长；h-轴颈长度；d1-轴颈直径；d2-油孔直径；d0-滚针直径

十字轴轴颈根部的弯曲应力?w和切应力?应满足：

?w?32d1Fs?[?w] （3.11）

?(d41?d42) ??4F?[?] （3.12）

?(d21?d22)式中：d1—十字轴轴颈直颈（mm）；

d2—十字轴油道孔直径(mm)；

S—合力F作用线到轴颈根部的距离(mm)；

[?w]—弯曲应力的许用值，[?w]?250~350MPa；

[?]—切应力的许用值，[?]?80~120MPa

将d1?22mm，d2?6mm，s?得：

h?10.5mm，F=14795.1N代入公式3.11、3.122?w???32d1Fs32?22?14759.1?10.5??149.15MPa?[?w] 4444?(d1?d2)3.14(22?6)4F4?14759.1??41.98?[?]?80MPa 2222?(d1?d2)3.14(22?6) 经校核十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力均符合设计要求。 3.4.2 滚针轴承

汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多，但就滚针来说、主要有三种型式：锥头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉针。国内的协作配套厂家大多都采用锥头滚针。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外，还多了一个挡针圈。并且在外圈滚道与底道之间加工出基底凹槽，滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽挡住，从而避免了径向掉针[17]。其结构如图3.4所示：

十字轴滚针轴承中的滚针直径通常不小于1.6mm以免被压碎，而且尺寸差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，公差带控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隔隙过大，承受载荷的滚针数减少，滚针有被卡住的可能。间隙过小又有

23

可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住。合适的间隙为0.009~0.095mm,滚针轴承的周向总间隙以0.08~0.3mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，这可使其既具有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙通常不应超过0.2~0.4mm。

1- 旋转轴油封；2-挡针圈；3-滚针轴承帽；4滚针；5-油封挡圈

图3.4 滚针轴承剖面图

十字轴滚针轴承的接触应力应满足：

?11?Fn???[?j] （3.13） ?j?272??d??1d0?Lb式中：d0—滚针直径（mm）；

d1—十字轴轴颈直径；

，Lb?L?(0.5~1.00)d0，L为滚针长度(mm)；Fn—Lb—滚针工作长度（mm）

合力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N），由下式确定：

4.6FFn? （3.14）

iz式中：i—滚针列数；

Z—每列中的滚针数

当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力[?j]为3000~3200MPa。所设计滚针轴承的滚针列数为i=1，每列中的滚针数z=26。将i=1,z=26，F=14759.1N代入公式3.14得：

4.6F4.6?14759.1??2611.2N Fn?iz1?26将d0?3mm，d1?22mm，Lb?18?3?15mm，Fn?2611 .2N代入公式3.13得：

24

?j?272???11?Fn.2?11?2611???272??2208.7MPa?[?j] ????223?15?d1d2?Lb 经校核轴承滚针接触应力符合设计要求。

另外，应检查与从动轴万向节叉连接的滚针轴承的最大负荷Fmax，使其不超过许用值。这一最大作用力，可按如下公式计算：

Fmax?[F]?793zd0LbnTtan?ig1 （3.15）

式中：z—滚针数；

d0，Lb—滚针的直径和工作长度(mm)； nT—发动机在最大转矩下的转速；

ig1—自发动机至万向节间的变速机构的低档传动比；

?—万向节工作夹角

将z=26, d0?3mm,Lb?15mm,nT?2100r/min,Fmax?14759.1N代入公式 3.15得:

[F]?793zdoLbnTtan?ig1?79326?3?152100tan6?4,91?27370.5N

Fmax?F?T?14759.1N?[F]

2rcos? 经校核滚针轴承承能承受的最大负荷符合设计要求。

当轴承滚针沿圆周无间隙布置时，滚针中心的最大分布直径如图3.5.a所示：

(a) 滚针沿圆周无间隙布置 (b) 滚针沿圆周间隙布置

图3.5 滚针布置图

D0?d0?K?d0 （3.16） 180?sinZ25

K??11??8.3 180?180?sinsinZ26D0?K?d0?8.289?3?24.88mm

式中：Z—滚针数

?如图3.5.b所示： 当滚针间的距离为f时，滚针中心分布直径由D0增加到D0?? D0d0?f?K?(d0?f) （3.17） 180?sinZ式中：f—滚针轴承两个滚针间的间隙

f合适的间隙为0.009~0.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.08~0.30mm为好。

当f?0.025mm时：

??D0d0?f?K?(d0?f)?8.289?(3?0.025)?25.10mm 180?sinZ3.5 联连接元件的设计

3.5.1 联接螺栓

在发动机前置后驱动的汽车中，连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的，一般情况下，都是选用结构简单、成本低、可传递较大转矩的凸缘联轴器。

凸缘叉按标准初选螺栓孔中心圆直径K=90mm，螺栓孔直径L=14mm，凸缘叉边缘厚度H=12.5mm，螺栓数n=4,螺栓型号M12，螺栓类型为铰制孔螺栓。

由于螺栓联接工作时即承受剪切力又承受轴向力，所以需校核抗拉强度，抗剪强度和抗挤压强度。

抗拉强度可按如下公式进行校核：

4F?[?] （3.18） ?d2??式中：?—拉应力（MPa）；

26

F—单个螺栓所受轴向力，F?Fa； 4d—螺栓最小直径，d?8.38mm；

[?]—许用拉应，[?]?228.4MPa；

Fa—滑动花键滑动时的磨擦力Fa?3090.6N

将F?772.6N，d?12mm代入公式3.18得：

4F4?772.6??2??9.62MPa?[?] 2?6?d3.14?8.38?10 经校核螺栓的拉应力符合要求。

抗剪强度按如下公式进行校核：

??式中：?—剪应力；

4Fs?[?] （3.19） ?d2m； Fs—单个螺栓所受工作剪力（N）

d—螺栓抗剪面直径(mm）；

m—螺栓抗剪面数；

[?]—螺栓的许用切应(MPa)

单个螺栓所受工作剪力可按如下公式计算： T989Fs???5494.4N

2K2?0.09式中：T—传动轴传动递的扭矩；

K—螺栓孔中心圆直径

将[?]?128.00MPa，m=1，d?12mm代入公式3.19得：

??4Fs4?5494.4??48.79MPa?[?] ?d2m3.14?122?10?6?1 经校核螺栓切应力符合设计要求。

抗挤压强度按如下公式进行校核：

?p?Fs?[?p] （3.20） 2hd式中：Fs—单个螺栓所受工作剪力（N），Fs=5494.4N；

27

H—螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度（mm）；H=12.5mm；

，[?p]?256.00MPa [?p]—螺栓或孔壁较弱材料的许用挤压应力（MPa）

将Fs=5494.4N，H=12.5mm，[?p]?256.00MPa代入公式3.20得：

?p?Fs5494.4??36.67MPa?[?] hd212.5?122?10?6 经校核螺栓的抗挤压强度符合设计要求。 3.5.2 万向节叉

万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成45?的B-B截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应力?w和扭应力

?b应满足：

?w? ?b?Fe?[?w] （3.21） WFa?[?b] （3.22） Wt式中：W、Wt—分别为截面B-B处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面

W?bh26，Wt?khb2；椭圆形截面W?bh2/10，Wt?khb2/16；

h、b—分别为矩形截面的高和宽或椭圆形截面的长轴和短轴； k—与h/b有关的系数，按下表3.2选取：

表3.2 系数K的选取

h/b k 1.0 0.208 1.5 0.231 1.75 0.239 2.0 0.246 2.5 0.258 3.0 0.267 4.0 0.282 10 0.312

e—与十字轴轴孔中心线成45?的B-B截面到力F作用线的距离； a—万向节叉中点与B-B截面相垂直平面到力F作用线的距离

如图3.6所示；a=30mm，e=55mm，b=25，h=60mm，r=34.5mm。则： 60h/b??2.4，取h/b?2.5，由表3-2得k=0 .258，F=14759.1。B—B剖面为矩形，

25 28

所以W?bh26，弯曲应力的许用值[?w]为50~80Mpa，扭应力的许用值[?b]Wt?khb2。为80~160Mpa。

将b=25mm、k=0 .258、h=60mm、e=55mm代入公式3.21和3.22得：

FeFe14759.1?556?w??2??10?1.5Mpa?[?w]

Wbh625?602?6?b?FaFa14759.1?306????10?45.76MPa?[?b] 22Wtkhb0.258?60?25经校核万向节叉弯曲应力和扭转应力均符合设计要求。

图3.6 万向节叉

3.6 十字轴总成的润滑

十字轴万向节在工作中承受着较大的扭矩和交变负荷，其损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损、十字轴轴颈和滚针轴承碗工作面的压痕与剥落。在车辆维护规范中规定:滑动叉键齿和中间轴承使用钙基润滑脂（黄油）；十字轴的滚针轴承和三桥驱动汽车的中间轴承使用齿轮油、但在实际工作中，因十字轴的注油嘴与黄油嘴相同，有时是为了操作方便，有时是无加注设备.很多驾驶员和保修人员便错误地对十字轴滚针轴承使用黄油润滑，造成十字轴的早期损坏。

下面对加注黄油为什么不能起到润滑作用进行分析[18]。

（1）钙基润滑脂(黄油)是由稠化剂钙和基础润滑油组成的，其结构比较分散。如果汽车在大负荷下持续运转时间较长，则油膜中的基础润滑油大部分便被分离出来，油膜也就基本不存在了,而且黄油在常温下的流动性很差，滚针在工作中又只能作原地转动，因此，当原有的油膜失效后难以立即形成新的油膜，致使滚针轴承及十字轴呈半干摩擦或干摩擦状态。

（2）润滑脂变质蒸发后形成较硬的皂质，本身不但不能起润滑作用，而且还阻碍了滚针的滚动，再加上万向节没有溢流阀，变质的润滑脂既不能排出，新润滑脂又

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不便注入。在保养作业时，注入的润滑脂并不能进人到滚针中间，而是从安全阀中挤出来，轴承内的润滑脂基本上仍是第一次注入的，并且已成了变质的皂质。因而轴承仍得不到良好的润滑。

（3）由于黄油油膜的坚韧程度度较差，而万向节在工作中却要承受较大的扭矩和交变负荷，因此在轴承中难以形成良好的油膜。

所以，十字轴万向节的润滑不能用黄油，而应加注齿轮油。

齿轮油润滑有以下优点：首先，齿轮油具有适当的粘度，形成的油膜强度较高，润滑油不至于因离心力而从接触面甩掉，能形成良好的弹性动压润滑。其次齿轮油具有优良的油性和极压性，能保证在压力很高的工作条件下，也能建立起边界润滑油膜。

综上所述，由于轴承碗的密封性较差，齿轮油的流动性较大，故齿轮油有可能被逐渐甩出，从而造成半干摩擦或干摩擦也会加速十字轴及滚针的磨损。所以，应定期对万向节加注齿轮油予以润滑，同时注意检查轴承碗的密封性；或者采用锂基润滑脂，并结合保养作业，分解万向节，将旧油清理出来，重新加重注新油予以润滑。

3.7 本章小结

本章对单个十字轴万向节、双十字轴万向节、多十字轴万向节进行了运动和受力分析；确定了十字轴主要尺寸参数，并对十字轴轴颈进行了强度校核保证其能够承受各种工况下的载荷；设计了联接件的形式并对联接螺栓和万向节叉进行了强度校核，保证了传动的可靠性。本章的重点是滚针轴承设计，在按照标准选定了滚针轴承主要尺寸后，对滚针进行了强度校核。该滚针轴承突出的优点是先取了双刃口复合橡胶油封，用作径向密封；当向十字轴内腔注入润滑油时，陈油、磨损产物及多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出，不需安装安全阀，防尘、防水效果良好。在灰尘较多的条件下使用时，可显著提高万向节寿命。以及挡针圈的使用，解决了滚针轴承装配和工作时掉针、卡针的问题。

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第4章 中间支承的设计

4.1 中间支承的结构分析与选择

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。在乘用车中，有时为了提高传动系的弯曲刚度，改善传动系弯曲振动看特性，减小噪声，也将传动轴分成两段。当传动轴分段时，需加设中间支承[19]。

中间支承能常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引起的位移。目前中间支承主要有橡胶弹性中间支承和摆臂式中间支承两种形式。橡胶弹性中间支承在其结构中采用单列滚子轴承，橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴因不平衡、偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。

蜂窝软垫式中间支承与车架横梁相连接。单列球轴承可在轴承座内滑动。由于蜂窝形橡胶垫的弹性作用，能适应上述安装误差和行驶中出现的位移。此外还可吸收振动并减少噪声。单列球轴承通过油嘴加入的润滑脂来实现，并在球轴承两端安装油封加以密封。蜂窝软垫式结构简单，效果良好，应用广泛。

双列圆锥滚子轴承中间支承，其特点是双列圆锥滚子轴承可承受较大的轴向力，且便于调整，使用寿命长。

有的汽车采用摆式中间支承。整个中间支承通过螺栓固定在支架和车架横梁上。当发动机轴向窜动时，摆臂可绕支承轴摆动，适应中间传动轴的轴线在纵向平面的位置变化，改善了轴承的受力状况。此外橡胶衬套能适应传动轴轴线在横向平面内少量的位置变化。

综上所述，由于本设计适用车型CA1041载重小，行驶时传动轴承受冲击载荷小，而摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点，故本设计选用摆动式中间支承，其结构如图4.1。

单列深沟球轴承套装在中间传动轴上，内圈由凸缘叉和轴肩轴向定位，外圈由两个卡环固定在轴承座孔上使之不能在轴向滑动。两个支承销管由两个挡圈通过销联接在一起；销管分别与轴承座和支架焊接，支架由螺栓固定在车架横梁上。

由于摆动式中间支承的结构特点，作用在轴承上的轴向力和径向力都较小，故选用单列深沟球轴承。中间传动轴花键大径D=40mm，所以取轴承内径d=45mm,初选

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轴承外径D=85mm，轴承宽度B=19mm。选定轴承型号后需对其使用寿命进行校核。

图4.1 摆动式中间支承

4.2 轴承的选取

由机械设计手册查得：对于每日8小时工作的机械（利用率不高），预期使用寿命Lh=12000~2000h；每日8小时工作（利用率较高），预期使寿命Lh=20000~30000h。取预期使用寿命[Lh]=20000h计算[20]。

计算公式（以小时数表示）如下：

106?ftC? Lh??? （4.1）

60n?P?式中：n—轴承转速（r/min），取n=2500r/min；

ε—寿命指数，对球轴承??3； C—基本额定动载荷，C=20500N； P—当量动载荷；

Ft—温度系数，工作温t?120c?时，ft?1 当量动载荷P的一般计算公式为：

P?fp(XFr?YFa) （4.2）

式中：fP—考虑载荷性质引入的载荷系数，取fP?1.5；

? 32

X、Y—径向，轴向载荷系数；

Fr—轴承径向载荷；

Fa—轴承轴向载荷，取Fa?500N

轴承径向载荷可按如下公式计算：

Fr?Fsin??G??3030?sin7??150?500N （4.3）

式中：F—滑动花键滑动时的阻力，F=3030N；

a—传动轴工作时两万向节的夹角；

G?—传动轴重力作用在轴承上的分力

由机械设计手册查得：X=0.56，Y=2.07。将fP?1.5，X=0.56，Y=2.07，Fr?500N，

Fa?500N代入公式4.2得：

P?fp(XFr?YFa)?3?(0.56?500?2.07?500)?1510.8N

将n=2500r/min，??3，ft?1，C=20500N，P?1510.8N代入公式4.1得：

106?ftC?106?1?20500?Lh???????27151(h)?[Lh]

60n?P?60?2500?1510.8?经计算轴承寿命符合设计要求。

另外，还应考虑中间支承的固有频率，计算公式如下：

f0?12?CR （4.4） m?式中：f0—中间支承的固有频率（Hz）；

CR—中间支承橡胶弹性元件的径向刚度（N/mm）；

m—中间支承悬置质量（Kg），等于传动轴落在中间支承上的一部分质与中间支承轴承及其轴承座所阴承受的质量之和。

在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度CR，固有频率f0对应的临界转速n?60f0r/min尽可能低于传动轴的常用转速范围，以免共振，保证隔振效果好。许用临界转速为1000~2000r/min，对于乘用车，取下限。当中间支承的固有频率依此数据确定时，由于传动轴不平衡引起的共振转速1000~2000r/min ,而由于万向

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节上的附加弯矩引起的共振转速为500~1000r/min，这样就避免了中间支承与传动轴的谐振。

4.3 本章小结

本章完成了中间支承总成的设计。摆动式中间支承具有结构简单、质量轻、制造容易、维修保养方便等优点。当发动机轴向窜动时，摆臂可绕支承轴摆动，适应中间传动轴的轴线在纵向平面的位置变化，改善了轴承的受力状况。橡胶衬套可以大大吸收、减小由于传动轴引起的振动，进而减小车辆行驶时的噪声和振动。此外，还选择了轴承的型号并对轴承的使用寿命进行校核；设计了合理有效的润滑及密封型式，从而提高了总成的使用寿命。

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结 论

随着汽车工业的迅猛发展，车辆的多样化、轻量化己成为发展趋势，对车辆的操控性、行驶稳定性、乘坐舒适性的要求也越来越高。而传动轴及万向节的布置、设计装配不良将产生振动和噪声，影响车辆的行驶性和舒适性。因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。本题是依据现有生产企业在生产车型的万向传动装置作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及发动机和主减速器安装位置等条件下，设计出符合要求的万向传动装置，着重设计了传动轴、花键；万向节总成及中间支承总成并对其进行了校核计算。

在对各种结构件进行了分析计算后，进行了合理的总体布置，该总成己基本符合了设计要求。此外，在主传动轴、十字轴滚针轴承、中间传动轴总成上均采用了较先进的润滑及密封形式，从而保证了传动轴总成工作的可靠性，并提高了使用寿命；主传动轴滑动花键采用了直齿矩形花键，提高了定心精度，而使传动轴的运转更加平稳，行驶时产生的振动的噪声更小。在过去，国内十字轴万向节一般应用在转速相对不高的车辆上，而且十字轴上都设计有注油嘴，要求定期对十字轴轴承碗补充润滑脂。随着高档商务车辆如丰田考斯特在国内的推出，同时一些厂家要求在十字轴上取消注油嘴实现免维护的越来越多，因此高速免维护十字轴万向节应用日益广泛，也必将成为十字轴万向节的发展趋势。

本设计中也存在一些缺点和不足，由于采用传统的设计方法，在设计上不可避免的会有设计精度不高、和资源、材料的浪费。

展望：随着计算机技术的发展、各种电脑辅助设计软件的开发如： Pro\\E、CAD、CATIA、等软件的开发和对力学问题的有限元算法的普及，万向传动轴的设计的自动化，集成化，智能化己成为万向传动轴设计的发展趋势，也使设计更加精确定可靠、更加节省材料。

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参考文献

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附 录

Cross-axis gimbal assembly Failure Analysis

The main function of joints in different axis passing between the rotating shaft torque, it has been widely used in various types of truck axle shaft connected between the cross section, usually in the course of cross-axis universal joint of the Needle Roller Bearings for rotary movement is not, but for the rotation of the swing movement, the load cycle changes submitted. Based on the heavy-duty vehicle WX0082 Cross-axis gimbal assembly of less than life pieces of the failure mode of failure, failure, structural parameters and materials used and the performance of finite element analysis and other methods to conduct a comprehensive comparative analysis of product performance a design improvement.

1. Oblique imprint

The author of a company from the provision of three packs of the three packs of

Service returned failure cases observed that the cross-axis oblique journal imprint is relatively serious, bearing rings also produce the inner wall of the imprint, but the depth of cross-axis than the light. By the analysis of joints installed on the bearing assembly, when the total space bearing a larger circle, the needle easily skewed, with the result that journal have a cross-axis tilt angle with the axis of the embossing, the embossing depth of the expansion of more deep, the needle will not be able to spin, thus increasing frictional resistance, exacerbated by the extension of indentation. The total circumference of its appropriate space should be controlled in the range of 0.1 ~ 0.4mm inside, JB/T3232 in a given space for a total circumference of not more than 0.5mm. 2. Fatigue spalling

Shaft angle in the use of a smaller state, universal joint assembly of the needle

bearing journal diameter and cross-axis angle in the framework of repeated smaller swing, when the cross-axis with the bearing radial clearance with the wear and tear expansion will lead to concentration of load, the load will be large local indentation fatigue prematurely in

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order to develop into a large area off the fatigue. Especially in the cross-axis the first axis, the stress concentration due to the impact of parts of their set was almost all the chamfering eat, severe high temperature sintering under a state of the phenomenon.

Because users do not use lubricants or as a result of time added on the universal

joints bearings sealed properly, resulting in early loss of oil-bearing materials as well as the dust temperature intolerance, lip oil seals in the winter cold weather aging cracks under so that the early loss of grease. In addition, the universal joint assembly less oil in operation due to high temperature generated, so that shaft bearings and killed, resulting in a broken needle and the damage to seals and dust jacket, traces of ferrule surface ablation, the failure mode of both failure mode is non-normal. 4. Needle failure

I lapsed from the universal joint assembly observed in the sample found that the

majority of needle point of the surface there are Ma, Ma Hang, and large-scale fatigue spalling, a small number of needle head was broken, a small number of needle from the needle about 1.5mm Department head Ma Hang, and the existence of a larger phenomenon of bite wounds, the majority of needle fracture fracture from here, this occurrence of the main bearing structure and the size parameters and the circular design of the total gap. 5. Gasket failure

Gasket is the first universal joint assembly of the components failure, the form of

gasket failure nylon fracture and wear pads. I carefully analyzed samples gasket failure found that the outer gasket has obvious cracks, gasket has cracks and debris outside. Obviously, the gasket is the gasket by the external force resulting in rise of the local stress concentration, once the gasket external damage to the axial force will be borne by the rest of the pads to bear, the bear pads per unit area will increase the power, the entire pad tablets to be broken. Hence the need for well-designed shape and bearing structure pads. At the same time, each gasket failure due to damage and wear has been associated with failure, the gasket material must be selected high strength and wear resistance of materials. 6. Cross-axis fracture

Cross shaft fracture is usually a serious overloading the user under the premise of the factors or unusual conditions occur, as joints in the design of the Department of full compliance with the standards of universal joints JB/T8925-2008 static torsional strength safety factor of 2.5 times the provisions of However, OEMs fault occurred during the three

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packs of the proportion of the total failure still accounts for 2% ~ 5% of such cases is sudden, but inevitable, universal joints and therefore the static torsional strength of match, we must maximum output torque in the engine 3 times more specific in order to avoid overloading caused the emergence of sudden failure. 7. Metallographic test analysis

Cases of failure to carry out physical and chemical analysis, respectively, in the cross shaft, ferrule and needle selection of the typical characteristics of the location of the site, cutting under the specimen and along the vertical cross-section metallographic sample preparation, the microstructure-level qualified. To determine the cross shaft, ferrule and the center needle hardness, respectively, by micro-hardness of various parts of a gradient distribution of Vickers hardness measured, and its basically in line with the hardness of the hardness distribution. Check the cross-axis universal joints, a test piece of the outer ring and a number of needle samples in 50% hydrochloric acid aqueous solution heated to 70 ~ 80 ℃, heating of about 1h, check for hot acid found in various parts use burn phenomenon exists. This burn is to determine universal joints sealed as a result of poor performance and fat loss properties of the oil well, resulting in fever bearing universal joints burn too soon after the failure of the parts.

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