传动轴设计指南.docx
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传动轴设计指南
奇瑞汽车有限公司
乘研三院底盘部设计指南
编制：
梁晋
审核：
吕波涛
批准：
冯贺平
§1概述⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
§1.1万向节和传动轴综述⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
§1.2万向节的类型及适用范围⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
§1.3万向节结构及工作原理⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
§2设计构想⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8
§2.1设计原则和开发流程⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8
§2.2基本的设计参数制定⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9
§2.3台架试验⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯25
§3材料及加工⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯26
§4图纸模式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯27
§4.1尺寸公差⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯27
§4.1文字说明⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯27
1概述
§1.1万向节和传动轴综述
汽车上的万向节传动常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递动力。
万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变化时，能可靠的传递动力；保证所连接两轴尽可能同步（等转速）运转；允许相邻两轴存在一定的角度；允许存在一定轴向的移动。
§1.2万向节的类型及适用范围
万向节按其在扭转方向上是否由明显的弹性可分为刚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（常用的十字轴式），准等速万向节（双联式、三销轴式等）和等速万向节（球叉式、球笼式等）。
等速万向节，其英文名称为，简称等速节（）。
的分类如下（德国分类）:
（固定端万向节）——：
椭圆截面滚道
——:
圆形截面滚道
——：
尖拱形截面滚道
（移动端万向节）——：
双偏置式万向节
——:
三球销式万向节
——：
斜滚道球笼万向节
以上是乘用车常用等速节的英文及德文缩写，对应着不同的结构与性能，这在下边的章节中会提到。
在发动机前置后轮驱动（或全轮驱动）的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器（或分动器）输出轴间经常有相对运动，因此普遍采用万向节传动。
在转向驱动桥中，由于驱动轮又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而不断变化，这时多采用球叉式和球笼式等速万向节传动。
当后驱动桥为独立悬架结构时，也必须采用万向节传动。
万向传动装置除用于汽车的传动系外，还可用于动力输出装置和转向操纵机构。
因为轿车普遍采用等速万向节，所以本设计指南重点介绍等速节驱动轴。
§1.3万向节结构及工作原理
§1.3.1万向节结构
§1.3.1.1十字轴式刚性万向节,如下图所示：
§1.3.1.2固定端球笼式等速万向节,如下图所示（仅钢球滚道截面形状不同）：
§1.3.1.3移动端球笼式等速万向节（）,如下图所示：
§1.3.1.4移动端球笼式等速万向节（）,如下图所示：
§1.3.1.5移动端球笼式等速万向节（）：
1.3.1.6等速驱动轴结构
上图所示为常见的轿车等速驱动轴结构，包括固定端万向节与移动端万向节及中间花键轴杆，万向节由防尘罩进行密封，内部充入润滑油脂，防尘罩通过卡箍联接固定到万向节与轴杆上，轴杆上装有阻尼减震圈，其作用是在工作中衰减轴杆的振动，从而降低噪声，这个效果也可以通过将轴杆制成空心来实现。
驱动轴两侧的花键与轮毂和差速器分别配合联接。
传动系的动力经过移动节、轴杆传递到固定节，移动节具有可轴向伸缩的功能，但允许的轴间角度较小；固定节不可以轴向伸缩，但具有较大的轴间角度以适应转向要求。
§1.3.2等速驱动轴的安装方法
以奇瑞公司S12+1.3L车型为例，如下所示：
1
S12-2203020右等速节驱动轴1总成
2S12-2203010左等速节驱动轴1总成
3S21-3001007左前转向节带盘1式制动器总成
使用工具对准驱动轴外球笼槽口处将驱动轴锁紧螺母4外缘砸入最终锁紧。
安装过程中注意对防尘罩的保护，避免被尖锐外物划伤。
右等速节驱动轴总成1的
安装同左等速节驱动轴总成2的装配方式。
§1.3.3万向节的工作原理§1.3.3.1十字轴万向节的工作原理
传统型式的万向节，主动轴（即动力输入轴）与从动轴（即动力输出轴）之间通过十字形的关节联接，可以传递不同角度方向上的回转运动。
其数学模型如下图所示，输入轴＝ａ轴在A平面上作旋转运动。
输出轴＝ｂ轴在B平面上作旋转运动。
a轴和b轴在同一条直线上时，a轴和b轴的转速相同。
a轴和b轴之间有一定的角度旋转时，当ａ轴从V旋转到W位置（转角为45°）时，b轴从V′旋转到W′位置（转角大于45°）。
当ａ轴从W继续旋转到X位置（转角为45°）时，b轴从W′旋转到X′位置（小于45°）。
在此90°区间内，从动轴转速大于主动轴转速，且先加速后减速，当a轴转到90°时，b轴也转到90°。
当ａ轴从X旋转到Y位置（转角为45°）时，b轴从X′旋转到Y′位置（转角小于45°）。
当ａ轴从Y继续旋转到Z位置（转角为45°）时，b轴从Y′旋转到Z′位置（大于45°）。
在此90°区间内，从动轴转速小于主动轴转速，且先减速后加速，当a轴转
到90°时，b轴也转到90°。
下一个180°的运动情况重复上述过程。
由此可见，主动轴以等角速转动时，从动轴转动则是时快时慢，即指单个十字轴万向节在有夹角时传动具有不等速性。
这里所谓的“传动的不等速性”，是指从动轴在运转一周的过程中角速度不均而言，而主、从动轴的平均转速是相等的，即主动轴转过一周，从动轴也转过一周。
单个十字轴万向节在有夹角时传动具有不等速性，将使从动轴及与其相连的传动部件产生扭转振动，从而产生附加的交变载荷，会影响传动系零部件寿命。
为了实现两轴间的等角速传动必须使用两个十字节，并且满足以下两个条件：
①第一万向节两轴间夹角1与第二万向节两轴间夹角2相等；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。
这样，第一个十字节的不等速效应就会被第二个十字节的不等速效应所抵消，最终取得两轴等速的效果。
在双十字节使用中，针对每一个十字节而言，只要存在轴间夹角1或2，万向节
在工作过程中内部零件之间就有相对运动，因而导致摩擦损失，降低传动效率。
夹角越大，则效率越低。
§1.3.3.2等速万向节的工作原理
上述双万向节传动虽能近似地解决等速传动问题，但在某些情况下，例如转向驱动桥的分段半轴间，在布置上受轴向尺寸限制，不可能布置双万向节，而且转向轮要求偏转角度大（30°～40°），因而上述双万向节传动已经难以适应，况且十字节的运转噪声大，转向效果也差。
所以需要利用一个万向节便能实现等角速传动，因而出现了等速万向节。
的传动与轴间夹角没有关系，如下图所示（节），当输入轴A与输出轴B的轴间夹角发生变化时，6个传动钢球的中心始终位于夹角的平分面上，因此，钢球中心到A、B轴的垂线段长度相等，而钢球在A轴的回转面A面与在B轴的回转面B面的啮合点位于钢球中心，所以两轴的角速度相同。
§2设计构想
§2.1设计原则和开发流程
对于转向驱动桥,前轮既是转向轮又是驱动轮,作为转向轮,要求驱动轴固定节能在最大转向角范围内任意偏转到某一角度;作为驱动轮,则要求驱动轴在车轮偏转过程中不间断地把动力从差速器传递到车轮。
因此转向驱动桥的驱动轴不能制成整体而要分段中间用万向节连接,以适应汽车行驶时驱动轴各段的交角不断变化的需要。
若采用独立悬架,则在靠近差速器处也需要有万向节;若采用非独立悬架,只需要在转向轮附近装一个万向节。
等速驱动轴设计开发流程见下图：
§2.2基本的设计参数制定
驱动轴基本的设计参数包括万向节的结构和规格，与差速器和轮毂的接口尺寸、万向节中心距、移距-摆角参数，强度、刚度和耐久性寿命的计算校核，性能计算等等。
一般来讲驱动轴的布置是在强度、刚度及耐久性计算完毕，选定万向节结构和规格后进行的，但是考虑到以上计算中使用到的一些参数是在布置后确定下来的，所以我们首先介绍驱动轴的布置。
§2.2.1驱动轴的布置
在结构上，由于悬挂系统的上下运动，使万向节的角度发生变化，同时从变速箱端到车轮端的驱动轴有效工作长度发生变化，如下图所示，ｒ2＞ｒ1。
针对这一变化，要求驱动轴位于变速箱侧的万向节具备一定量的轴向伸缩滑移功能，同时具有一定量的摆角，以保证悬挂系统工作时可以正常的传递动力。
这个滑移和摆角功能经过量化，便成为了移动节的移距-摆角功能曲线。
面以奇瑞公司S18+1.3L的驱动轴布置为例进行说明
S18+1.3L驱动轴的布置流程
在驱动轴内外端万向节的主要结构及接口尺寸确定之后，万向节的中心点也就确定了。
在软件中将外球笼数模与前转向节带盘式制动器总成、前滑柱的数模在整车坐标系下进行装配。
模拟前悬架的运动行程，从而找到前悬架上跳极限、满载、半载、空载、下跳极限时所对应的外球笼中心点坐标，并将其记录下来。
同时，将内球笼与差速器的数模在整车坐标系下进行装配，找到内球笼的中心点坐标，并将其记录下来。
（注：
因内球笼为移动节，在滑移过程中其转动中心的位置是动态变化的，所以这里记录的只是一个参考中心点的坐标）如下图所示：
根据以上布置图，记录左、右驱动轴万向节的中心点在各个运动位置的坐标，并测量相应位置的内外端万向节中心距，编制如下表所示的布置数据。
通常选择满载与空载位置下的内外端万向节中心距的平均值作为轴杆的特征长度，以此长度为半径，各位置固定节中心为球心，求得与差速器轴线的交点，此交点与参考移动节中心的位移为移距（滑出为负），然后将固定节中心与相应交点连线，测量连线与差速器轴线的夹角。
外球笼因为不具有伸缩滑移功能，所以只测量轴杆与轮毂轴线的夹角
将上表中所测量的各位置移距与摆角数据，与所选定的移动节的移距-摆角功能曲线做对比，如果测量的数据合理的分布在功能曲线内，即表示布置成功，否则便要重新调整轴杆长度或者选择新的万向节结构。
§2.2.2驱动轴的性能参数计算
驱动轴的性能计算主要是万向节的性能计算，决定于整车的质量参数、发动机的参数、传动系的参数及轮胎的参数等等，主要涉及静扭转强度、扭转疲劳强度、耐久性磨损寿命及性能等等。
以奇瑞公司S18+1.3L车型驱动轴性能计算为例进行说明，如下：
一、设计输入参数
1.车辆类别：
42
2.发动机参数
型号：
1.3,排量：
1.297L
最大功率Pmax：
616000
最大扭矩TEmax：
1143800～4500
3．变速箱参数
513变速箱参数（汽油机）
项目
传动比
一档速比
3.545
二档速比
2.050
三档速比
1.423
四档速比
1.065
五档速比
0.865
倒档速比
3.364
主减速比
4.056
4．质量参数
前轴荷QR（）
满载轴荷
740
5．轮胎参数
轮胎型号175/60R14,滚动半径RR0.273m
、万向节强度计算
1．最大驱动力矩TEGMAX（由发动机最大输出力矩TEmax传递而来）
iGiFiFD―――前轮或后轮驱动
根据行驶方向，最大速比需考虑：
iFi1―――前进
iFiR―――倒车
2．驱动轴最大附着扭矩（由地面附着力通过轮胎传递而来）
前轮驱动：
乘用车
非乘用车
μ
1.0
1.2
前轮驱动
后轮驱动
1.0
1.2
3．驱动轴需要承载的最大力矩
手动变速：
4．驱动轴应用力矩
手动变速：
TAPPTJMAXfc8201.71394（Nm），fc1.7
根据应用力矩可知，驱动轴的屈服力矩需要满足大于1394才能保证不失效，选用
79及79万向节的驱动轴其实测屈服力矩大于1900，静扭转强度大于2800。
屈服强度安全系数，一般取1.0～1.1；所选万向节为1900/13941.36；静扭强度安全系数，一般取1.3～1.5。
所选万向节为2800/13942；结论：
所选驱动轴强度满足要求。
三、耐久性磨损寿命校核
选用79固定节及79移动节，其动态额定扭矩Md289.6Nm。
因为整车经常处于空载和满载之间的工况行驶，所以选择空载和满载时内球笼轴间夹角的均值7°为考察对象，寿命目标值为100000，使用原理进行计算。
1档
2档
3档
4档
5档
档位利用率ax
0.01
0.05
0.27
0.4
0.27
各档总传动比ix
14.37852
8.3148
5.771688
4.31964
3.50844
各档轴速比nx（）
288.62498
499.11
719.0271
960.7282
1182.8619
各档对应车速VX（）
29.7056
51.3689
74.0030
98.8791
121.7413
各档对应驱动力矩MX（）
546.3838
315.9624
219.3241
164.1463
133.3207
各档对应行驶时间Lhx（h）
92.924
350.322
848.462
1712.299
2640.056
总的行驶时间Lh（h）
1105.659
总的车速VM（）
95.268
总行驶里程LS（）
105333.9
最后得出结论，移动节行驶里程满足10万公里可靠性要求。
同理，可得固定节的行驶里程也满足寿命要求。
四、轴杆最小横截面直径计算：
车轮打滑扭矩Tss820Nm
取SF1.0，dmin382807.2SF21.8（），所选驱动轴轴杆上车加工槽的最小外径为
22>21.8，满足要求
五、驱动轴模态分析建立几何模型，通过有限元分析，计算左右驱动轴总成各阶次振动频率。
驱动轴总
成的固有频率要求：
左右驱动轴的共振频率均大于200。
（通常汽油机最大转速为6000r,根据fn发动机最大转速（rpm）阶次，影响最大是发动机2阶激励，因此fn200Hz）n60n驱动轴固有振动频率简易计算方法：
假定轴杆为均一断面时，固有振动频率按下式计算
22
左轴：
fn0.202107D2d0.202107262446Hz200HznL123432
右轴：
n0.202107D2d0.202107262110.3Hz200Hz
nL226902
由计算结果看，所选驱动轴右轴模态不符合要求，需要在轴杆上加装质量减震器对振幅进行衰减或者使用空心轴杆方案提高故有频率进行改善。
（精确的模态值需要做相关分析或由试验进行测量）。
但最终是否有必要对现有方案进行改善还要根据右轴的振动频率对车内噪声的影响大小来判定。
以上计算过程中所用到的参数：
以上为S18+1.3的计算校核，对于，只需要在计算驱动力矩时在总传动比中代入液力变矩器的最大变矩系数即可，其他步骤同。
§2.2.3万向节结构参数与尺寸制定§2.2.3.1万向节的结构与规格
随着万向节技术的逐步发展与市场应用的不断成熟，各个万向节及驱动轴生产厂家已经将万向节规格与参数系列化、标准化（如下图所示的尺寸D1～D3，L1～L3），以缩短开发周期及降低成本。
各个厂家的万向节规格虽然大致上已经统一，但是性能上还是有较大差异的，这与厂家的设计、材料选取及处理、试验和制造水平相关。
所以，对整车进行万向节选型时首先需要与各生产厂家沟通，不同的厂家提供的万向节规格虽然相似，但强度及磨损寿命还是有很大差别的，这一点非常重要。
§2.2.3.2万向节的尺寸制定
万向节与差速器的接口尺寸的制定过程中，要保证万向节与半轴齿轮花键配合齿侧间隙为-0.02～+0.08，并且移动节的限位卡环尺寸要保证可以压缩到花键小径以下，并能满足0.9～4.5的拉脱力要求。
万向节与轮毂的配合也要满足花键配合齿侧间隙为-0.02～+0.08，并且螺纹尺寸要能满足锁紧螺母的拧紧力矩而不发生脱扣。
同时，从布置角度考虑，万向节金属结构部分要与周边各零部件保证至少5的间隙，以避免运动干涉。
而对于防尘罩来讲，要考虑到受热后其回转直径不能大于15%的膨胀
量。
关于粗糙度和形位公差的确定。
移动节轴颈与变速箱油封配合处，为保证油封的密封效果，轴颈处粗糙度一般选0.8、0.63或者0.4。
移动节、固定节轴承配合端面垂直度取0.05。
形状和位置公差11821302。
表面粗糙度符号按1311302。
形状和位置的未注公差按1184,线性尺寸的未注公差按1804,角度的未注公差按11335。
§2.2.4驱动轴强度及滑移-摆角曲线分析§2.2.4.1驱动轴强度分析
1．万向节最大承受载荷扭矩TJmax=
2.零部件应力分析状况：
零件名称
零件材料
零件许用应
力（）
零件所受最大
应力（）
是否满足
强度要求
备注
钟形壳
保持架
星形套
钢球
轴杆
轴承架
滑套
3．零部件应力分析模型
钟形壳、保持架、星形套、钢球、轴杆、轴承架、滑套应力分析模型截图
§2.2.4.2驱动轴滑移-摆角曲线分析输出数据
1．驱动轴角度和移距分析输入数据：
⑴转向机特性：
方向盘每转一圈，转向齿条行程；转向机最大行程
⑵车轮中心坐标、、发动机数模、差速器数模、移动节中心坐标。
2．驱动轴角度和移距分析输出数据：
⑴摆角和车轮行程关系曲线；
⑵移动节摆角和移距关系曲线。
以上曲线请考虑以下工况：
a.当发动机处于设计位置；
b.当发动机处于制动加速度为0.9g时的位置；
c.当发动机处于向心加速度为0.9g右侧转向时的位置；
d.当发动机处于向心加速度为0.9g左侧转向时的位置；
e.
f.
g.
h.
置；
i.
当发动机处于一档行驶时位置；
当发动机处于一档行驶时位置同时考虑地面对悬架的驱动力时的位置；
当发动机处于倒档行驶时的位置；
当发动机处于倒档行驶时同时考虑地面对车辆和动力总成悬挂的反作用力时位
发动机处于25g加速度后碰撞条件下的位置；
j.发动机位置处于以3.5g的加速度向上摆动条件下的位置；
k.发动机位置处于以4.5g的加速度向下摆动条件下的位置。
3．驱动轴角度和移距分析输出曲线例子：
以M11+2.0519当发动机处于设计位置和处于制动加速度为0.9g时位置输出曲线为例
⑴当发动机处于设计位置时的移动节中心坐标
其摆角和车轮行程关系曲线：
以左轮为例
移动节摆角和移距关系曲线：
以左移动节为例
⑵当发动机处于制动加速度为0.9g时的移动节中心坐标
节摆角和车轮行程关系曲线：
以左轮为例
移动节摆角和移距关系曲线：
以左节为例
§2.2.5十字轴万向节的强度校核
1.在设计十字轴万向节时，应保证十字轴颈有足够的抗弯强度。
设诸滚针对十字轴颈作用力的合力为F，则：
T
2rcos
式中T—传动轴计算扭矩，取按两种情况计算的转矩（按发动机最大扭矩、变速器一档和按满载驱动轮附着系数为0.8计算）的较小者；
r—合力作用线与十字轴中心间的距离；
—万向节的最大夹角；
十字轴颈根部的弯曲应力为：
32d1Fs
（d14d24）
式中d1—十字轴轴颈直径；
d2—十字轴油道孔直径；
s—力作用点到轴颈根部的距离。
弯曲应力应不大于250～350N/mm2十字轴轴颈的剪应力：
4F
44
（d14d24）
剪应力应不大于80～120N/mm2。
滚针轴承的接触应力：
11Fnj272（）jd1dL
式中d—滚针直径（）；
L—滚针工作长度（）；
d1—如前所述（）；
4.6F
Fn
Fn—在力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N）
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58以上时，许用接触应力为3000～3200N/mm2
2.传动轴临界转速的计算
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。
假设传动轴断面为均匀一致、两端自由支承的弹性梁，由机械振动理论可知，对应其弯曲振动的一阶固有频率的临界转速为：
式中nK—临界转速（）；
L—传动轴长度，即两万向节中心之间的距离（）D、d—传动轴轴管的外径和内径（）。
临界转速与最大转速之比为安全系数：
nmax
3.传动轴轴管扭转强度的计算轴管的扭转应力：
16DT
D4d4
式中，T—传动轴计算扭矩；
D、d如前所述。
按上式算出的扭转应力不应大于300N/mm2。
4.传动轴扭转振动的校核
万向节的角加速度过大时，会引起过大的惯性力矩，从而可能引起传动系的扭转振动，
为不致引起可感觉的振动，一般要求万向节的最大角加速度小于1000rad/s2，也可
写成万向节夹角与角速度乘积小于31.6。
5.传动轴伸缩花键齿侧挤压应力
Tj2
j[j]（N/mm2）
jD1D2D1D2ZLj
42ZL
式中：
Z—花键齿数;
L—键齿有效长度，;
[j]—许用挤压应力，当花键齿面硬度大于35时，伸缩花键取[j]=25～
50N/mm2,非滑动花键取[j]=50～100N/mm2。
§2.2.6性能计算
随着科学技术与制造工艺的发展及物质生活水平的提高，汽车乘坐舒适性问题日益引起人
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