货车万向传动轴的设计.docx
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货车万向传动轴的设计
摘要
万向传动轴在汽车上的使用是十分常见的。
它是由传动轴、万向节、中间支承构成的并且用在两根轴之间相对位置运动的时候。
当汽车在行进过程中悬架在始终的变形，这样就导致输入轴与输出轴轴线之间的相对位置在合理范围内始终变换，所以我们一般使用可伸缩的十字轴万向传动轴更加合理。
本设汁主要从万向传动装置的方案分析、万向节的设讣、传动轴的设讣等方面来展开，保证万向传动轴连接的中间传动轴和主传动轴的相对位置在一定范围内变化时能较好的传递动力以及要尽量做到两根轴能做等速转动。
除了保证设讣要求之外还需要对万向节和传动轴进行强度校核保证产生的附加载荷、振动以及噪声在允许的范用里。
其中配以相关讣算说明、图标、CAD图纸等，基本做到既保证设汁要求，乂保证质量和使用寿命。
关键词：
货车；十字轴式万向节；传动轴；中间支承
1绪论
1.1货车主要参数选择
表1-1主要参数选择
发动机最大转矩（Te适）
318N-m
发动机到万向轴之间传动效率（n）
0.90
满载状态下一个驱动桥静载荷（Q）
54498N
变速器一档传动比
6.38
变速器五档传动比
0.79
主减速器传动比
3.95
车轮滚动半径（m）
0.476
主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率（qJ
0.92
汽车最大加速度时后轴负荷转移系数（m/）
1.2
计算驱动桥（n）
1
最大变矩系数（姑）
3
轴距
3360
前、后轮距
1760>1610（mm）
货车自重
1.8t
猛接离合器所产生的动载荷系数（kJ1
1.2万向传动轴的发展历史和现状
1352年，有人将万向传动装置用在了教堂的时钟里，到了1663年，英国科学家胡克发明了被称为胡克万向节的传动装置也就是常说的十字轴式万向节，但是它有不等速性的缺点，1901年轿车的转向轮上开始出现双联胡克万向节。
二十世纪初,在汽车工程领域中已经开始广泛使用胡克万向传动装置，接着出现了球式和凸块式等速万向节并且使用在独立悬架轿车的前轮转向节上，到了二十世纪中叶低速车辆上出现了三销式万向节，它是由双联胡克万向节演化而来的。
刚性和挠性万向节是当今社会中的两类万向节，咱们经常见的刚性万向节乂能够划分为三种完全不同方式：
不等速、准等速、等速，它们是依靠着刚性零件来传递动力的；挠性万向节相较于刚性万向节的优势是有明显的减振作用，而它们两种万向节完全不同的是挠性万向节传递动力则依赖于弹性零件。
在汽车科技快速发展的今天，万向传动轴也在不断适应着时代的发展。
1.3本课题研究的内容和目的
万向节、传动轴及其花键等其他某些重要零件构成了万向传动轴，为了满足轴距比较长的汽车让他们获得的临界转速能够有一定增加的同时还要能够避免共振，这样就要求我们必须再加上中间支承这一装置。
万向传动轴广泛的使用在汽车上，是现代汽车上十分重要的装置，当两轴之间存在相对位置变化的传递和旋转运动时能够发挥重要作用。
本文的方案是对于货车的万向传动轴的设计，而它是传动系统中十分重要也是十分基础的组成结构之一。
万向节和传动轴的结构方案、设计、强度校核是本文的重点。
2万向传动装置方案分析
2.1万向传动轴概述
工作过程中两轴相对位置随时间变化的能量传递装置，其U的是将传输输出轴与主发动机输入轴连接在不同的直线上，以确保两个轴之间的角间发生变化，并且功率输送良好，在这种情况下，对多方向传输轴的要求更高。
万向节、传动轴和中间支承这三个重要的构件组成了万向传动轴，在安装的时候咱们必定要让轴的两端处的万向节义位于同一个平面内，这是最基本的要求。
2.2万向节的选择
万向节有刚性和挠性之分而最典型的刚性万向节就要属十字轴式万向节了，主从动义、十字轴、滚轴轴承这三个重要的结构组成了十字轴式万向节，并且余下较小的配件还有轴承的轴向定位以及橡胶密封件等等，按照日常所见十字轴式万向节是十分常用的万向节。
十字轴式万向节自身有很多的长处就像人的四肢的关节一样结构简单，但是强度和耐久性不错，它的传动效率叶很高，与此同时生产成本确能压低。
十字轴式万向节像人四肢的关节部位一样可以在一定角度内自由摆动，但是它所连接的两轴夹角一般在4°到16°之间不能过大。
如果在4。
增加至16。
的情况下，它的滚针轴承的寿命会显著降低到原先水平的1/4左右。
除转向驱动桥和摆动半轴分段半轴外，汽车驱动桥一般釆用等速万向节，驱动桥一般釆用一对十字轴万向节。
2.3传动轴的选择
传动轴管釆用壁厚均匀、平衡方便、壁薄（1.5-3.00mm）、直径大、抗扭强度高、抗弯刚度大的焊接钢管，适用于低碳钢板卷制的高速旋转。
无缝钢管直接用于超重型汽车传动轴。
2.4中间支承选择
在汽车上，通常我们的U的是增加传动系的弯曲刚度和提高弯曲振动特性，再加上对噪声有所要求的话，就一定要将传动轴划分成两部分即要在中部加上中间支承。
我们所接触到的中间支承一般都是被装置车架横梁以及底架上的，人们用它来减小传动轴及角度方向的相干误差的同时来尽可能改善人们驾驶汽车时汽车发动机的振动以及汽车外观部件等变形所形成的位移。
对于这种情况，行业里的中间支承一般是由橡胶制成的，中间支承中的单列滚子轴承和弹性零件能够有效的改善振动和噪声，为生活带来很大便利。
但是像这些类似的弹性支承不太可以将轴向力传递出去，其原因基本上是曲于不平衡和偏心这样的误差所引起的传动轴承受径向力，还有一部分原因是附加弯矩造成的，这样我们可以得到中间支承固有频率的公式可以按如下计算
式中，/o为固有频率（Hz）；CR为径向刚度（N/mm）；m为质量（kg）□
图2-1中间支承
1-U形支架；2-注油嘴：
3-轴承座：
4-油封：
5-球轴承；6-蜂窝型橡胶垫
2.5万向传动方案确定
图2・2变速器与驱动桥之间的万向传动装置
变速器、中间支承、万向传动装置以及驱动桥之间的位置关系上图已经给出，两传动轴之间由中间支承、万向节等来连接。
一个好的万向传动轴一般按一下条件来完成设计：
两个传动轴之间的夹角及其
位置一般保证在一定的范圉内，因为这样设计才能确保提供相对牢靠的传递动力。
能够尽可能保证两传动轴的转速一样以及传动的同步性。
确保由万向节传动造成的振动噪音和附加载荷必须在一定的范圉以内。
除了以上的有关要求外，咱们还需要考虑万向传动轴的传动效率是否能达到限定要求，使用寿命是否长，结构够不够简易，制造方不方便以及维修难度如何。
本文选用的是中型货车的相关参数，货车自重为1&而载重量为6.5t,轴距设计为3360mm,考虑将货车的传动轴做成空心轴这样就能够使传动轴得到相对较高的强度以及刚度，这样设计尤其特有的优点，比如能够让降低制造成本并且得到质量比较低的传动轴，这样设计的空心传动轴的临界转速得到的值相较于实心的话要高的多。
同样为了提高临界转速的方式是一般要在两轴间装中间支承，这样做的好处不仅提高了临界转速而且充分考虑了共振以及整车相关总体布置的要求。
3万向节设计与强度校核
3.1万向节结构与尺寸设计
3.1.1基本构造与基本原理
图3-1十字轴受力简图
因为本设计的研究对象是货车而且针对货车就需要选择十字轴式万向节，按照行业内的经验总结我们能够知道十字轴式万向节有它特有的优点：
结构相对简单、
传动效率高、制造成本较低。
我们一般把滚动轴承安装在轴颈与万向节叉孔接触面间，而滚动轴承是山滚针和套筒构成，这样做是为了进一步提高效率以及使用寿命并且有效减少摩擦阻力从而提高十字轴式万向节的使用效率，最终有利于汽车整体的行驶。
有的时候人们以这样一种方式即需要在十字轴颈和万向衬套孔之间安装山滚针和套筒组成的滚针轴承，以减少传动损失，从而提高传动效率和使用寿命。
本设汁选定外卡环式的轴向定位的滚动轴承，滚动轴承的优点是组成零件很少质量也很小、结构相对简单、在工作过程中能够保证可靠的同时使整车更加平稳。
除了对滚动轴承的结构组成有设计要求外还有一些外部条件也要满足，比如用于滚动轴承上的润滑油要有良好的润滑效果，同时密封质量的高低也会对滚动轴承以及十字轴式万向轴的寿命、性能和使用情况产生较大的影响。
在工作环境不理想的情况下，有时候油封的质量也会对万向节的使用寿命产生较大影响从而影响整车的使用时间，我们提出使用结构相对复杂一些的双刃口复合油封以保证十字轴式万向节在改善漏油程度和提高防水以及防尘方面的优化。
接下来，我们要考虑如何把套筒给固定到万向节义上面，这里就需要用到螺钉和轴承盖了，值得注意的是务必保证是否用锁片将螺钉给锁紧了，人们研究该方法的U的其实是为了防止轴承在离心力的作用下拥有甩出万向节的作用力。
完成上述操作后，可以确保当主动轴旋转时，其随动轴可以随主动轴旋转，当然有可能的话它也可以围绕横轴中心向任意:
方向摆动。
3.1.2确定十字轴尺寸
通过查阅一些万向节设计和汽车设计相关的资料，充分考虑了研究对象是货车又结合参考了其他汽车十字轴式万向节的设计参数给出了以下参数
表3-1万向节参数选择
十字轴轴颈直径dl二25mm
十字轴油道孔直径d2二8mm
合力F作用线到十字轴中心之间的距离r二40mm
滚针直径d0二2mm
滚针总长度L二23mm
除了以上已经给出的主要参数，还有一些其他参数需要注意：
e二44mm；沪24mm；
h二46mm、b二23mm。
滚动轴承的尺寸：
表3-2滚针轴承的选择
化
D
b
H
WN1519T
15.2
28
1&5
3
11.5
D-2.3
2.5
19
WN1621T
16.3
30
20.5
4
12.5
D-2.5
3
21
WN1821T
17.6
30
20.5
4
12.5
D-2.5
3
21
WN2026T
20
32
21.5
4
12.5
D-2.5
3
26
WN2226T
22
35
21.5
4
12.5
D-2.5
3
26
WN2532T
25
39
22.5
5
12.5
D-2.5
3
32
WN2827T
27.7
42
25
5
13
D-3
3.5
27
WN3232T
31.7
47
25
5
13
D-3
4
32
WN3434T
33.65
50
27
5
15
D-3
4
34
WN3634T
35.5
50
27
5
15
D-3
4
34
根据已知条件选取滚针轴承：
WN2532T
3.1.3十字轴万向节的传动效率
人们对十字轴万向节的性能也有一个非常重要的评价指标，即传动效率，它与两轴之间的夹角&和十字轴的支承结构及其材料有着重要的关系，除了上述关系其次它还与装配精度及其润滑环境有密切关系。
如果QS25。
时，我们可以按如下式子来计算
（3-1）
2tana
n
其中，％是它的传动效率；/是摩擦因数，滑动轴承：
〜0.20,滚针轴承：
/=0.05~0.10；式子中的其余的符号代表含义和前面相同，所以我们再这样的一般情况下所得到的十字轴式万向节的效率大约为97%-99%o
3.2万向节强度校核
3.2.1十字轴万向节运动和受力分析
万向节除了要进行结构设计，我们还必须对万向节进行较为系统的强度校核以确保其能有更长的使用寿命和使用强度来满足和配合结构的设汁，选用货车作为设计对象就需要连接三个万向节，并且要将十字轴式万向传动轴划分为主传动轴和中间传动轴。
如上所述，对十字轴式万向节进行强度校核的第一步就是对其进行受力和运动分析，接下来就可以按照多十字轴式万向节进行传动计算：
我们可以用类比法，从单万向节的传动计算类比出多万向节的传动计算，他们的计算方法是相似的，我们可以得到：
（3-2）
=二-sin2（0+0）
式子中我们可以定义匕为当量夹角；&为初相位角；卩转角。
如果单万向节和多万向节具有同意的夹角是匕，我们可以知道他们的初相位0也是一样的。
另外还有一种情况值得我们注意即每当各轴轴线都处在同一个平面内的同时每一个传动轴万向节义平面之间的夹角结果是0或者说兀/2,此时当量夹角匕可以得到如下结果：
J=
式子中，我们定义0、色、匕代表的意思是各万向节的夹角。
此时我们可以得出一个非常重要的结论即当第一个万向节的主动拨义位于每个轴的轴的平面上时，在其他万向节中如果主动拨义平面与平面重合时我们把它定义为正，另一种情况就是当它们相反假如垂直的话我们就把其定义为负。
我们要争取让输出轴和输入轴的传动等速旋转，这样一般要让匕二0。
但是一般惜况下我们不能完全保证输出轴和输入轴等速旋转，这样他们的转角就会出现差值，最终不仅会造成总成支承和弹性元件之间的振动，而且还有可能会有影响相连齿轮间的啮合噪声和驾驶室里的共振噪音。
为了减少这些影响，我们一般在设计时要让当量夹角匕尽可能小以确保多万向节传动良好。
总体来说，我们按行业经验要将整车分为空载与满载两种不同的工况，在此基础上应区别设计，即要保证它们之间的当量夹角乙一般不大于3°,还要强调的是我们要对角加速度y?
®?
的幅值设计在一个合理区间内来加以限制。
而对于不同的车辆多万向节传动输出轴的幅值限制区域不同，比如对乘用车来说<350/^//?
但是对于商用车来说y.如$<600/z/J/52,他们之间的幅值限制区域还是很大的，所以我们要有针对性的设计。
3.2.2十字轴万向节传动的附加弯矩和惯性力矩
我们根据日常经验可以得知汽车在行驶过程中，当汽车的扭矩传递的方向是一样的时候十字轴的所收到的力的方向也是一样的。
长久以往的话十字轴式万向节的轴径部位会收到非常多的单边磨耗，一直这样发展下去，仅仅是单一面而不是多面的磨损会使得精度变得很差，最终会导致十字轴式万向节发出异响，严重的情况会出现松垮以及起槽或者其他更糟糕的情况。
面对这种情况我们为了延长十字轴式万向节的使用寿命以及使用精度会让十字轴转动90°相对于以前的位置而言，然后再进行使用。
装配时，应注意将机油喷嘴的一侧朝向变速器轴。
万为了满足上面给出的相关条件我们必需限定万向节义应在十字轴上自山转动且无卡滞现象和轴向间隙。
除了设计之外我们再日常使用汽车中，我们还要多注意润滑脂的使用，以免由于润滑脂的缺少最终导致轴颈与轴承的严重磨耗。
下图3-2给出了相关变化说明，当不变化的转矩7；作用在主动义轴上的时候会让与其夹角呈6的从动轴义上面的转
矩7；随着转角的变化而变化，但是在一种情况下不变那就是主从动轴义的夹角
■
6二0°,在不计摩擦损失的情况下，我们得到=T严,我们把他代入式子
空二——中可以得到以下的式子：
0]]_sil「QCOS-（P\
1-cos'%•sin'8_sin2（px+cos2>cos2dT]二T}
式子中®为主动叉转角。
当主动义的转角®为90'、270°时我们可以很轻松的得到最大值T2max：
（3-5）
当主动义的转角®为0°、180°时我们可以得到最小值T2mm：
T2min=「COS°（3一6）
从上述所述的计算情况我们可以得出这样的结论即由于主从轴上的7；和匚作用在不同的平面上，只需要当在主动驱动拨叉轴上的驱动力矩和从动拨叉轴上的反向力矩的共同作用下的同时才能使带角度6的十字轴式万向节达到较为完美的平衡状态。
从万向节的力矩平衡来看，万向节上必须有另一个力矩。
除主动扭矩7；外，主动拨义在一定角度01上还有附加力矩7；;从动拨义在一定角度上除了反扭矩外匚还有附加力矩匚。
至此我们可以得出结论是因为存在这些附加的弯矩来补偿濟或
t2,最终的结果会使其力矩平面合横轴轴线在的那个平面达到共面的状态从而使横轴万向节能够达到某种平衡的状态。
我们根据下图3-2可以看出附加弯矩向量7；,T2与转矩向量T1,匚之间的关系但有关条件是要在一定转角0的情况下，除了上述信息我们还可以看到当0二0,180°,360’等不同值时他的T1由于是作用在十字轴轴线相同的平面上面的，所以能够得出7；的值是0。
此刻匚的作用面与横轴所在的平面是处于不共面的情况下的，因此必须要加以弯矩為来实现这样的效果并且此时弯矩向量7；—定垂直于7；,这时可以看出合向量（7\+TJ与7；的方向是相反的但是大小确实相等的这样可以让十字轴保持平衡状态。
有图3-2可以推导出力矩的向量三
图3-2十字轴万向节的力矩平衡
在®二90°、270\450°等等角度的时候我们同样可以得到7；的值是0,既然这样就能够不难推出主动义上的附加弯矩的式子是
7］二T.tan^（3-8）
从上面的内容我们可以得出，在0到上述两式的最大值这样一个周期里面，附加弯矩人，匚做180°的变化，遇到这种情况人们一般就可以得到从动轴义支承能
够承受的一个周期性变化的载荷范圉是
（3-9）
其中PH所代表的含义是它的中心到支承的距离，这时我们看出万向节也承受与上压力相等或相反的力，但是这种情况相反的话，我们要注意这样的情况与此不同的是大部分是主动义轴的支承来承担反作用力矩的。
参考上述的表达我们可以得到随动轴承和万向节尺寸相等但是方向相反的侧向载荷是
（3-10）
Pn=T'tana
Lncosa
此外我们知道万向节主、从叉轴支座附加弯矩引起的径向冲击载荷，也有很大的可能会导致支座的振动这样的后果。
这种附加的弯曲力矩一般情况下会使传动轴造成附加的压力和变形的不良后果，这样就会达到降低了传动轴的疲劳和失效速度的效果。
我们知道一般在主动拨义轴的速度保持不变的情况下，相应的从动拨义轴将会作周期性地加速和减速运动从而产生如下的惯性矩：
7；=T2£2（3-11）
式子中▲表示的意思是转动惯量，习表示的意思是角加速度，这样的话我们就可
以把式子玉二——通过求导的方式得出:
©1-sin~qcos~（p、
此时我们可以看出在转速很高的情况下，因为随动义轴不平度增大，这样的话此刻的惯性载荷一般情况下会其工作载荷高很多而且产生交替作用。
323十字轴万向节传动的弯曲应力与剪切应力
我们知道可能在万向节十字轴的轴颈与轴承的磨损的间隙过大的情况下会导致十字轴在作用过程中发生振动的结果，从而会让传动轴中心线偏离它的旋转中心线最终引起传动轴的振动现象和传动系统的异响当然只有在轴在运行中的时候会出现这样的情况。
这时候如果机构缺乏润滑的话，那么就很有可能引起磨损。
这样的话作用在十字轴轴颈上的合力就为
而且要计算载荷7\取心和口的最小值的公式如下:
（3-14）
几=也MS=1小心><6如0.79小90=mn.加
1
ss‘0仇
=54498x1.2x0.85x0.476=188j45/V/zz
3.95x3.87x0.92
n
-代表的意思是最大转矩（N-m）；n代表的意思是驱动轿数；人代表的意思是变速器一档传动比；〃代表的意思是传动效率；k代表的意思是变矩系数，
f"[伙。
-1）/2]+1,心代表的意思是最大变矩系数；G代表的意思静载荷（N）；叫代表的意思是后轴负荷转移系数，。
代表的意思是附着系数，°代表的意思是滚动半径单位为mJ。
代表的意思是主减速器传动比同样的几代表的意思是齿轮与车轮的传动比；心代表的意思是齿轮与车轮的传动效率；T1代表的意思是转矩。
（3-15）
此时轴颈根弯曲应力为:
32d1Fsr
（3-16）
（3-17）
7\=TSS=1881A5Nm
我们常规使用的滚针直径基本上都是大于1.6毫米的，选用这样的直径范圉是为了避免压伤，而且差别不大，不然的话会增加滚针之间负载的不均匀分布，所以不均匀分布我们一般控制在0.003毫米以内。
我们能够得岀当径向间隙过大时滚针轴承负荷会有相应减少，这样产生的后果就是滚针卡住的概率会增大；但是相反而言当间隙过小的时候，可能有热量或污垢堵塞。
较为合理的间隙大约是0.009-0.095mm,而一般来说滚针轴承的周向总间隙的限定范围大约是0.08-0.30mm。
我们根据行业规定滚针长度通常是不大于轴颈长度的，这样的话它就会拥有不错的承载能力从而不会出现由于滚针的长度过长而引起应力集中现象。
一般而言，对于滚针来说它的轴向的游隙不能高于0.2-0.4mmo
此时对于十字轴的滚针轴承来说，它的接触应力应该满足
^•=272/（—+—）-^<[aJ
Y4—（3-18）
6=2721（—+—）—=272x■lll0.54x4（）62'77〜2827.7M/M
7Y心d（）LhV20.3
式中，厶表示的意思是直径（单位是mm）；b表示的意思是工作长度（单位是mm）,6=厶-（0・15~1.00）仏-是20.3mm,L表示的意思是滚针所受到的耳合力F下的最大载荷（单位是N）时的滚针总长度（单位是mm），此时我们山下式确定
式中，'表示的意思列数：
Z表示的意思一列中的滚针的数量。
我们得出当万向节义与十字轴形成支架的而且因为的原因力F而产生支承反力的时候，而且此时在它与中心线呈45°的横截面处它们一般都会承受弯曲和扭转载荷所带来的效果，所以在这种情况下我们不难得出弯曲应力6•和扭应力。
必须满足的要求：
（3-20）
通过上述的计算，能够推导出
（3-21）
式子中，W、比所表示的意思是抗弯和抗扭截面系数，这样我们不难能够得出矩形截面：
VV=6/?
/?
2=khb1算得W二48668也亦，巴二5986.2〃"”；h、b所表示的意思是高和宽；k所表示的意思是和h/b相关的系数，一般我们可以通过查表不难来得到20.246；从而我们可以根据表3-3来选取相应的参数范围。
表3-3系数k的选取
h/b
1.0
1.5
1.75
2.0
2.5
3.0
4.0
10
k
0.208
0.231
0.239
0.246
0.258
0.267
0.282
0.312
我们能够得出合应力为
6=、匕2+4V=J499.97+3932289=]99.56Mpa
经过上述的说明与讣算，我们不难看岀所选用滚针轴承是满足强度要求的。
4传动轴设计与强度校核
4.1传动轴的临界转速
在完成了万向节的设计与强度校核之后，我们得开始做传动轴的设计与强度校核，首先就是传动轴的临界转速的计算。
针对研究对象货车，我们必须保证在一定长度条件下的所得到尺寸长度能够让截面保持较高的强度和临界转速。
我们所指的临界转速通常就是指恰好出现共振现象的那个临界点即工作转速等于固有频率时造成可能会引起传动轴断裂的那个转速，所以说临界转速在很大程度上取决于它的尺寸结构和相关的支承强度。
但是也会存在另外一种可能让轴管断裂的原因，有可能是表面材料质量的分布不均匀的特点，还有可能是本身在旋转时山于离心力产生的静挠度使得弯曲应力作用在轴管上然后高速旋转导致断裂的结果。
有时候可以采用这样的方法来将临界转速给确定下来即传动轴两端那根相对自山的轴展开讣算和研究，而且这根轴一定要是支承在刚性球狡上的。
对于传动轴的质量来说，不妨考虑是在0点集中的而且便宜轴线的数值是e,这样我们不难得出在角速度w旋转时的离心力是
F=mco
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