1、萬向節和傳動軸設計指南 奇瑞汽車有限公司乘研三院底盤部設計指南 編制： 梁晉審核： 呂波濤 批準： 馮賀平 目 錄§1 概述2 §1.1萬向節和傳動軸綜述2§1.2萬向節的類型及適用范圍2§1.3萬向節結構及工作原理2§2 設計構想8 §2.1設計原則和開發流程8 §2.2 基本的設計參數制定9 §2.3 臺架試驗25§3 材料及加工26§4 圖紙模式27 §4.1 尺寸公差27 §4.1 文字說明27§1 概述§1.1萬向節和傳動軸綜述汽車上的萬向節傳動

2、常由萬向節和傳動軸組成，主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞動力。萬向節傳動應保證所連接兩軸的相對位置在預計范圍內變化時，能可靠的傳遞動力；保證所連接兩軸盡可能同步（等轉速）運轉；允許相鄰兩軸存在一定的角度；允許存在一定軸向的移動。§1.2萬向節的類型及適用范圍萬向節按其在扭轉方向上是否由明顯的彈性可分為剛性萬向節和撓性萬向節。剛性萬向節又可分為不等速萬向節（常用的十字軸式），準等速萬向節（雙聯式、三銷軸式等）和等速萬向節（球叉式、球籠式等）。等速萬向節，其英文名稱為Constant Velocity Universal Joint，簡稱等速節（CVJ）。CVJ的分類如

3、下（德國分類）:Fixed Joint(固定端萬向節)AC：橢圓截面滾道RF: 圓形截面滾道UF：尖拱形截面滾道Plunging Joint(移動端萬向節)DOJ：雙偏置式萬向節 GI: 三球銷式萬向節 VLJ：斜滾道球籠萬向節以上是乘用車常用等速節的英文及德文縮寫，對應著不同的結構與性能，這在下邊的章節中會提到。在發動機前置后輪驅動（或全輪驅動）的汽車上，由于工作時懸架變形，驅動橋主減速器輸入軸與變速器（或分動器）輸出軸間經常有相對運動，因此普遍采用萬向節傳動。在轉向驅動橋中，由于驅動輪又是轉向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而不斷變化，這時多采用球叉式和球籠式等速萬向節傳動。當后驅動橋為獨立

4、懸架結構時，也必須采用萬向節傳動。萬向傳動裝置除用于汽車的傳動系外，還可用于動力輸出裝置和轉向操縱機構。因為轎車普遍采用等速萬向節，所以本設計指南重點介紹等速節驅動軸。§1.3萬向節結構及工作原理§1.3.1萬向節結構§1.3.1.1十字軸式剛性萬向節,如下圖所示：§1.3.1.2固定端球籠式等速萬向節,如下圖所示（AC/RF/UF僅鋼球滾道截面形狀不同）：§1.3.1.3移動端球籠式等速萬向節（DOJ）,如下圖所示：§1.3.1.4移動端球籠式等速萬向節（GI）,如下圖所示：§1.3.1.5移動端球籠式等速萬向節（VL）：

5、螺紋花鍵差速彈簧圈卡箍§1.3.1.6等速驅動軸結構軸桿移動節固定節花鍵防塵罩阻尼減震圈防塵罩上圖所示為常見的轎車等速驅動軸結構，包括固定端萬向節與移動端萬向節及中間花鍵軸桿，萬向節由防塵罩進行密封，內部充入潤滑油脂，防塵罩通過卡箍聯接固定到萬向節與軸桿上，軸桿上裝有阻尼減震圈，其作用是在工作中衰減軸桿的振動，從而降低噪聲，這個效果也可以通過將軸桿制成空心來實現。驅動軸兩側的花鍵與輪轂和差速器分別配合聯接。傳動系的動力經過移動節、軸桿傳遞到固定節，移動節具有可軸向伸縮的功能，但允許的軸間角度較小；固定節不可以軸向伸縮，但具有較大的軸間角度,以適應轉向要求。§1.3.2等速驅

6、動軸的安裝方法1以奇瑞公司S12+1.3L車型為例，如下所示：編號零件號零件名稱單車數量1S12-2203020AB/BB右等速節驅動軸總成12S12-2203010AB/BB左等速節驅動軸總成13S21-3001007左前轉向節帶盤式制動器總成14S21-2203205螺母22變速箱43將左等速節驅動軸總成2的內球籠花鍵插入變速箱輸出端。依靠彈性擋圈漲開與變速箱限位固定。如圖A所示。B 前輪轂端連接示意圖A 變速箱端連接示意圖34差速彈簧圈 將左等速節驅動軸總成2的外球籠花鍵插入左前轉向節帶盤式制動器總成3的前輪轂的花鍵槽中，如圖B所示，通過驅動軸鎖緊螺母4將驅動軸總成與前輪轂相連，螺母鎖緊

7、力矩270±10N·m。使用工具對準驅動軸外球籠槽口處將驅動軸鎖緊螺母4外緣砸入最終鎖緊。安裝過程中注意對防塵罩的保護，避免被尖銳外物劃傷。右等速節驅動軸總成1的安裝同左等速節驅動軸總成2的裝配方式。§1.3.3萬向節的工作原理§1.3.3.1十字軸萬向節的工作原理傳統型式的萬向節，主動軸（即動力輸入軸）與從動軸（即動力輸出軸）之間通過十字形的關節聯接，可以傳遞不同角度方向上的回轉運動。其數學模型如下圖所示，輸入軸軸在A平面上作旋轉運動。輸出軸軸在B平面上作旋轉運動。a軸和b軸在同一條直線上時，a軸和b軸的轉速相同。a軸和b軸之間有一定的角度旋轉時，當軸

8、從V旋轉到W位置（轉角為45°）時，b軸從 V´旋轉到W´位置（轉角大于45°）。當軸從W繼續旋轉到X位置（轉角為45°）時，b軸從W´旋轉到X´位置（小于45°）。在此90°區間內，從動軸轉速大于主動軸轉速，且先加速后減速，當a軸轉到90°時，b軸也轉到90°。當軸從X旋轉到Y位置（轉角為45°）時，b軸從 X´旋轉到Y´位置（轉角小于45°）。當軸從Y繼續旋轉到Z位置（轉角為45°）時，b軸從Y´旋轉到Z´位置（

9、大于45°）。在此90°區間內，從動軸轉速小于主動軸轉速，且先減速后加速，當a軸轉到90°時，b軸也轉到90°。下一個180°的運動情況重復上述過程。由此可見，主動軸以等角速轉動時，從動軸轉動則是時快時慢，即指單個十字軸萬向節在有夾角時傳動具有不等速性。這里所謂的“傳動的不等速性”，是指從動軸在運轉一周的過程中角速度不均而言，而主、從動軸的平均轉速是相等的，即主動軸轉過一周，從動軸也轉過一周。單個十字軸萬向節在有夾角時傳動具有不等速性，將使從動軸及與其相連的傳動部件產生扭轉振動，從而產生附加的交變載荷，會影響傳動系零部件壽命。為了實現兩軸間的等

10、角速傳動必須使用兩個十字節，并且滿足以下兩個條件：第一萬向節兩軸間夾角與第二萬向節兩軸間夾角相等；第一萬向節的從動叉與第二萬向節的主動叉處于同一平面內。這樣，第一個十字節的不等速效應就會被第二個十字節的不等速效應所抵消，最終取得兩軸等速的效果。在雙十字節使用中，針對每一個十字節而言，只要存在軸間夾角或，萬向節在工作過程中內部零件之間就有相對運動，因而導致摩擦損失，降低傳動效率。夾角越大，則效率越低。§1.3.3.2等速萬向節的工作原理上述雙萬向節傳動雖能近似地解決等速傳動問題，但在某些情況下，例如轉向驅動橋的分段半軸間，在布置上受軸向尺寸限制，不可能布置雙萬向節，而且轉向輪要求偏轉角

11、度大（30°40°），因而上述雙萬向節傳動已經難以適應，況且十字節的運轉噪聲大，轉向效果也差。所以需要利用一個萬向節便能實現等角速傳動，因而出現了等速萬向節。CVJ的傳動與軸間夾角沒有關系，如下圖所示（AC節），當輸入軸A與輸出軸B的軸間夾角發生變化時，6個傳動鋼球的中心始終位于夾角的平分面上，因此，鋼球中心到A、B軸的垂線段長度相等，而鋼球在A軸的回轉面A面與在B軸的回轉面B面的嚙合點位于鋼球中心，所以兩軸的角速度相同。§2 設計構想§2.1設計原則和開發流程對于轉向驅動橋,前輪既是轉向輪又是驅動輪,作為轉向輪,要求驅動軸固定節能在最大轉向角范圍內任意

12、偏轉到某一角度;作為驅動輪,則要求驅動軸在車輪偏轉過程中不間斷地把動力從差速器傳遞到車輪。因此轉向驅動橋的驅動軸不能制成整體而要分段,中間用萬向節連接,以適應汽車行駛時驅動軸各段的交角不斷變化的需要。若采用獨立懸架,則在靠近差速器處也需要有萬向節;若采用非獨立懸架,只需要在轉向輪附近裝一個萬向節。等速驅動軸設計開發流程見下圖： §2.2 基本的設計參數制定驅動軸基本的設計參數包括萬向節的結構和規格，與差速器和輪轂的接口尺寸、萬向節中心距、移距-擺角參數，強度、剛度和耐久性壽命的計算校核，NVH性能計算等等。一般來講驅動軸的布置是在強度、剛度及耐久性計算完畢，選定萬向節結構和規格后進行

13、的，但是考慮到以上計算中使用到的一些參數是在布置后確定下來的，所以我們首先介紹驅動軸的布置。§2.2.1驅動軸的布置在結構上，由于懸掛系統的上下運動，使萬向節的角度發生變化，同時從變速箱端到車輪端的驅動軸有效工作長度發生變化，如下圖所示，2 1。針對這一變化，要求驅動軸位于變速箱側的萬向節具備一定量的軸向伸縮滑移功能，同時具有一定量的擺角，以保證懸掛系統工作時可以正常的傳遞動力。這個滑移和擺角功能經過量化，便成為了移動節的移距-擺角功能曲線。下面以奇瑞公司S18+1.3L的驅動軸布置為例進行說明。S18+1.3L驅動軸的布置流程右軸左軸在驅動軸內外端萬向節的主要結構及接口尺寸確定之后

14、，萬向節的中心點也就確定了。在Catia軟件中將外球籠數模與前轉向節帶盤式制動器總成、前滑柱的數模在整車坐標系下進行裝配。模擬前懸架的運動行程，從而找到前懸架上跳極限、滿載、半載、空載、下跳極限時所對應的外球籠中心點坐標，并將其記錄下來。同時，將內球籠與差速器的數模在整車坐標系下進行裝配，找到內球籠的中心點坐標，并將其記錄下來。（注：因內球籠為移動節，在滑移過程中其轉動中心的位置是動態變化的，所以這里記錄的只是一個參考中心點的坐標）如下圖所示：根據以上布置圖，記錄左、右驅動軸萬向節的中心點在各個運動位置的坐標，并測量相應位置的內外端萬向節中心距，編制如下表所示的布置數據。通常選擇滿載與空載位置

15、下的內外端萬向節中心距的平均值作為軸桿的特征長度，以此長度為半徑，各位置固定節中心為球心，求得與差速器軸線的交點，此交點與參考移動節中心的位移為移距（滑出為負），然后將固定節中心與相應交點連線，測量連線與差速器軸線的夾角。外球籠因為不具有伸縮滑移功能，所以只測量軸桿與輪轂軸線的夾角。將上表中所測量的各位置移距與擺角數據，與所選定的移動節的移距-擺角功能曲線做對比，如果測量的數據合理的分布在功能曲線內，即表示布置成功，否則便要重新調整軸桿長度或者選擇新的萬向節結構。§2.2.2驅動軸的性能參數計算驅動軸的性能計算主要是萬向節的性能計算，決定于整車的質量參數、發動機的參數、傳動系的參數及

16、輪胎的參數等等，主要涉及靜扭轉強度、扭轉疲勞強度、耐久性磨損壽命及NVH性能等等。以奇瑞公司S18+1.3L車型驅動軸性能計算為例進行說明，如下：一、設計輸入參數1. 車輛類別： 2. 發動機參數型號：1.3NA ,排量：1.297L 最大功率：61KW/ 6000RPM最大扭矩：114 Nm/38004500RPM3變速箱參數QR513MHA變速箱參數(汽油機)項目傳動比一檔速比3.545二檔速比2.050三檔速比1.423四檔速比1.065五檔速比0.865倒檔速比3.364主減速比4.0564質量參數 前軸荷（Kg）滿載軸荷7405輪胎參數輪胎型號175/60R14,滾動半徑0.273m

17、二、萬向節強度計算1 最大驅動力矩（由發動機最大輸出力矩傳遞而來）MT：前輪或后輪驅動根據行駛方向，最大速比需考慮：前進倒車2驅動軸最大附著扭矩（由地面附著力通過輪胎傳遞而來）前輪驅動：乘用車非乘用車1.01.2前輪驅動后輪驅動fs1.01.23 驅動軸需要承載的最大力矩手動變速：因為：那么：4驅動軸應用力矩 手動變速：，根據應用力矩可知，驅動軸的屈服力矩需要滿足大于1394Nm才能保證不失效，選用AC79及DO79萬向節的驅動軸其實測屈服力矩大于1900Nm，靜扭轉強度大于2800Nm。 屈服強度安全系數，一般取1.01.1；所選萬向節為； 靜扭強度安全系數，一般取1.31.5。所選萬向節為

18、；結論：所選驅動軸強度滿足要求。三、耐久性磨損壽命校核選用AC79固定節及DO79移動節，其動態額定扭矩。因為整車經常處于空載和滿載之間的工況行駛，所以選擇空載和滿載時內球籠軸間夾角的均值°為考察對象，壽命目標值為100000Km，使用Palmgren/Miner原理進行計算。1檔2檔3檔4檔5檔檔位利用率0.010.050.270.40.27各檔總傳動比14.378528.31485.7716884.319643.50844各檔軸速比（rpm）288.62498499.11719.0271960.72821182.8619各檔對應車速(km/h)29.705651.368974.0

19、03098.8791121.7413各檔對應驅動力矩(Nm)546.3838315.9624219.3241164.1463133.3207各檔對應行駛時間(h)92.924350.322848.4621712.2992640.056總的行駛時間(h)1105.659總的車速(km/h)95.268總行駛里程(Km)105333.9最后得出結論，移動節行駛里程滿足10萬公里可靠性要求。同理，可得固定節的行駛里程也滿足壽命要求。四、軸桿最小橫截面直徑計算：車輪打滑扭矩 ：使用因素。 轎車：1.01.2取，(mm)，所選驅動軸軸桿上車加工槽的最小外徑為22mm>21.8mm，滿足要求。五、驅

20、動軸模態分析建立幾何模型，通過有限元分析，計算左右驅動軸總成各階次振動頻率。驅動軸總成的固有頻率要求：左右驅動軸的共振頻率均大于200Hz。（通常汽油機最大轉速為6000r,根據，影響最大是發動機2階激勵，因此）驅動軸固有振動頻率簡易計算方法：假定軸桿為均一斷面時，固有振動頻率按下式計算左軸： 右軸： 由計算結果看，所選驅動軸右軸模態不符合要求，需要在軸桿上加裝質量減震器對振幅進行衰減或者使用空心軸桿方案提高故有頻率進行改善。（精確的模態值需要CAE做相關分析或由NVH試驗進行測量）。但最終是否有必要對現有方案進行改善還要根據右軸的振動頻率對車內噪聲的影響大小來判定。以上計算過程中所用到的參數

21、： 以上為S18+1.3L+MT的計算校核，對于AT，只需要在計算驅動力矩時在總傳動比中代入液力變矩器的最大變矩系數即可，其他步驟同MT。§2.2.3萬向節結構參數與尺寸制定§2.2.3.1萬向節的結構與規格隨著萬向節技術的逐步發展與市場應用的不斷成熟，各個萬向節及驅動軸生產廠家已經將萬向節規格與參數系列化、標準化（如下圖所示的尺寸D1D3， L1L3），以縮短開發周期及降低成本。各個廠家的萬向節規格雖然大致上已經統一，但是性能上還是有較大差異的，這與廠家的設計、材料選取及處理、試驗和制造水平相關。所以，對整車進行萬向節選型時首先需要與各生產廠家溝通，不同的廠家提供的萬向節

22、規格雖然相似，但強度及磨損壽命還是有很大差別的，這一點非常重要。§2.2.3.2萬向節的尺寸制定萬向節與差速器的接口尺寸的制定過程中，要保證萬向節與半軸齒輪花鍵配合齒側間隙為-0.02mm+0.08mm，并且移動節的限位卡環尺寸要保證可以壓縮到花鍵小徑以下，并能滿足0.9KN4.5KN的拉脫力要求。萬向節與輪轂的配合也要滿足花鍵配合齒側間隙為-0.02mm+0.08mm，并且螺紋尺寸要能滿足鎖緊螺母的擰緊力矩而不發生脫扣。同時，從布置角度考慮，萬向節金屬結構部分要與周邊各零部件保證至少5mm的間隙，以避免運動干涉。而對于防塵罩來講，要考慮到受熱后其回轉直徑不能大于15%的膨脹量。 關

23、于粗糙度和形位公差的確定。移動節軸頸與變速箱油封配合處，為保證油封的密封效果，軸頸處粗糙度一般選0.8、0.63或者0.4。移動節、固定節軸承配合端面垂直度取0.05。形狀和位置公差GB/T1182-ISO1302。 表面粗糙度符號按GB/T131-ISO1302。形狀和位置的未注公差按GB/T1184-k,線性尺寸的未注公差按GB/T1804-m,角度的未注公差按GB/T11335-m。§2.2.4驅動軸強度及滑移-擺角曲線CAE分析§2.2.4.1驅動軸強度分析1萬向節最大承受載荷扭矩= Nm2. 零部件應力分析狀況：零件名稱零件材料零件許用應力（MPa）零件所受最大應

24、力（MPa）是否滿足強度要求備注 鐘形殼 保持架 星形套 鋼球 軸桿 軸承架 滑套3零部件應力分析模型鐘形殼、保持架、星形套、鋼球、軸桿、軸承架、滑套應力分析模型截圖。§2.2.4.2驅動軸滑移-擺角曲線CAE分析輸出數據1驅動軸角度和移距CAE分析輸入數據： 轉向機特性： 方向盤每轉一圈，轉向齒條行程 ；轉向機最大行程 。 車輪中心坐標、CVJ、發動機數模、差速器數模、移動節中心坐標。2驅動軸角度和移距CAE分析輸出數據：CVJ擺角和車輪行程關系曲線； 移動節擺角和移距關系曲線。以上曲線請考慮以下工況： a.當發動機處于設計位置； b.當發動機處于制動加速度為0.9g時的位置； c

25、.當發動機處于向心加速度為0.9g右側轉向時的位置；d.當發動機處于向心加速度為0.9g左側轉向時的位置； e.當發動機處于一檔行駛時位置； f.當發動機處于一檔行駛時位置同時考慮地面對懸架的驅動力時的位置； g.當發動機處于倒檔行駛時的位置； h.當發動機處于倒檔行駛時同時考慮地面對車輛和動力總成懸掛的反作用力時位置； i.發動機處于25g加速度后碰撞條件下的位置； j.發動機位置處于以3.5g的加速度向上擺動條件下的位置； k.發動機位置處于以4.5g的加速度向下擺動條件下的位置。 3驅動軸角度和移距CAE分析輸出曲線例子：以M11+2.0NA+QR519當發動機處于設計位置和處于制動加速

26、度為0.9g時位置輸出曲線為例 (1)當發動機處于設計位置 當發動機處于設計位置時的移動節中心坐標 其CVJ擺角和車輪行程關系曲線：以左輪為例ReboundBumpRB移動節擺角和移距關系曲線：以左移動節為例BR當發動機處于(2)當發動機處于制動加速度為0.9g時位置 GI節中心坐標的移動節中心坐標 CV節擺角和車輪行程關系曲線：以左輪為例移動節擺角和移距關系曲線：以左GI節為例§2.2.5十字軸萬向節的強度校核1.在設計十字軸萬向節時，應保證十字軸頸有足夠的抗彎強度。設諸滾針對十字軸頸作用力的合力為F，則： 式中T傳動軸計算扭矩，取按兩種情況計算的轉矩（按發動機最大扭矩、變速器一檔

27、和按滿載驅動輪附著系數為0.8計算）的較小者；合力作用線與十字軸中心間的距離；萬向節的最大夾角；十字軸頸根部的彎曲應力為：式中十字軸軸頸直徑； 十字軸油道孔直徑； 力作用點到軸頸根部的距離。彎曲應力應不大于250350。十字軸軸頸的剪應力：剪應力應不大于80120。滾針軸承的接觸應力：式中d滾針直徑（mm）；L滾針工作長度（mm）；如前所述（mm）；在力F作用下一個滾針所受的最大載荷（N）式中 i滾針列數；Z每列中的滾針數。當滾針和十字軸軸頸表面硬度在HRC58以上時，許用接觸應力為30003200。2.傳動軸臨界轉速的計算在選擇傳動軸長度和斷面尺寸時，應考慮使傳動軸有足夠高的臨界轉速。假設傳

28、動軸斷面為均勻一致、兩端自由支承的彈性梁，由機械振動理論可知，對應其彎曲振動的一階固有頻率的臨界轉速為： 式中臨界轉速（r/min）；L傳動軸長度，即兩萬向節中心之間的距離（mm）；D、d傳動軸軸管的外徑和內徑（mm）。臨界轉速與最大轉速之比為安全系數：3. 傳動軸軸管扭轉強度的計算軸管的扭轉應力： 式中，T傳動軸計算扭矩； D、d如前所述。按上式算出的扭轉應力不應大于300。4.傳動軸扭轉振動的校核 萬向節的角加速度過大時，會引起過大的慣性力矩，從而可能引起傳動系的扭轉振動， 為不致引起可感覺的振動，一般要求萬向節的最大角加速度小于1000，也可寫成萬向節夾角與角速度乘積小于31.6。5.傳

29、動軸伸縮花鍵齒側擠壓應力 （）式中：Z花鍵齒數; L鍵齒有效長度，mm; 許用擠壓應力，當花鍵齒面硬度大于HRC35時，伸縮花鍵取=2550,非滑動花鍵取=50100。§2.2.6 NVH性能計算隨著科學技術與制造工藝的發展及物質生活水平的提高，汽車乘坐舒適性問題日益引起人們的重視，解決好NVH（噪聲、振動、異響）問題是改善汽車乘坐舒適性的重要內容，在這之中調控傳動軸的異常振動是解決車輛NVH問題的關鍵環節之一，而安裝減震圈和使用空心管是調控傳動軸異常振動的主要手段。§2.2.6.1減震圈減震圈是一個質量彈簧阻尼系統，其作用是調控傳動軸一階彎曲模態引起的異常振動，但不會影響

30、傳動軸的平衡、扭轉等特性。恰當的調節減震圈的質量、剛度、阻尼等參數，可以阻斷異常振動的傳播途徑，取得優異的降噪防振效果。傳動軸的振動通過外端萬向節、輪轂、懸掛將激振能量傳遞至車身，車身面板受激共振后又將振動能傳入車身腔體，腔體受激共振及發出隆隆的低頻噪聲。另外，內萬向節及差速器齒輪嚙合轉動的不平衡性還會引起車輛產生波動式耦合噪聲和刺耳的尖叫聲音。此問題可以通過在傳動軸上安裝減震圈來解決。如圖1所示，可以看出安裝減震圈后明顯的改變和調控了傳動軸的振動特性曲線。與傳動軸一樣，由鋼鐵質量、橡膠彈簧組成的減震圈也是一個具有本身故有頻率的振動系統。減震圈與傳動軸構成的組合系統將具有兩個共振頻率，分別位于

31、原傳動軸的共振點兩側，而且組合系統的兩個新共振頻率及振幅可以通過減震圈的質量、固有頻率和阻尼系數來調制。1. 減震圈的特征參數可以優化調節的減震圈特性參數包括：鋼圈質量、共振頻率、阻尼系數及安裝位置。在這些參數中，只有鋼圈質量可以隨意選取，其余參數應根據傳動軸系統動態響應的優化算法來確定。減震圈的質量減震圈的質量，通常用其與傳動軸等效質量之比來表示。該質量比控制著傳動軸減震圈系統的兩個共振頻率之間的距離，一般情況下質量比越大兩共振峰值相距越遠。如圖2所示：對于一階彎曲模態來說，傳動軸的等效質量近似等于中間軸桿質量的一半。舉例來說，質量比為0.25意味著減震圈的質量大約為傳動軸中間軸桿質量的。從

32、圖2可以看出，質量比大，可以在較大的帶寬內發揮減震圈的抑制傳動軸振動的作用，但是實際上減震圈質量的大小要受到成本、重量及安裝空間的制約，不可能太大。減震圈的共振頻率減震圈的共振頻率與汽車傳動軸共振頻率之比稱為調諧比。調諧比的變化不但影響兩峰值點的軸向位置，而且影響兩峰值點的相對大小。兩峰值點的間距由質量比決定，基本保持不變，如圖3所示：從圖3可以看出，當調諧比大于1時，系統的振動特性曲線向高頻段移動，高端峰值減小，低端峰值增大；當調諧比小于1時，結果正好相反；當調諧比等于1時，理論上可以取得最大的汽車傳動軸振動響應抑制作用。但是當發動機低速運轉時，路噪和風噪相對較強，所以實際上我們通常選取的減

33、震圈調諧比總是小于1。減震圈的阻尼特性減震圈的阻尼大小對其使用效果起著舉足輕重的作用，通常用耗散因子表示阻尼的大小。汽車傳動軸本身的阻尼主要來源于等速萬向節內部的摩擦損耗，其一階彎曲模態的耗散因子一般為0.10.15。增大減震圈的耗散因子可以減小傳動軸的共振峰值，如圖4所示。當減震圈的耗散因子等于或小于傳動軸本身的耗散因子時，組合系統的一個或兩個共振峰值將非常接近原傳動軸的一階共振峰值。因此，減震圈的耗散因子不能小于0.12，最好大于0.2。減震圈的安裝位置從理論上來說最佳安裝位置在傳動軸中部，但實際上由于周圍空間的限制，減震圈通常安裝在固定節附近，如圖5所示，表示不同安裝位置的減震圈傳動軸系

34、統傳遞給輪轂的作用力大小。從圖5可以看出，當減震圈安裝在傳動軸中部區域時，其作用效果并無多大差異；當減震圈安裝位置超出傳動軸中部區域時，其改善作用顯著降低。不過，如果減震圈必須安裝在傳動軸中部以外的區域，我們可以通過顯著加大質量比、改變調諧比等措施強化減震圈的作用效果。2. 減震系統的結構形式按照配置方式，分為內置式和外置式兩種，如圖6、7所示。內置式減震圈通常位于軸管式傳動軸內，結構簡單，但裝配工藝較為復雜。外置式減震圈通常用于中間軸是實心軸或者直徑較小的空心軸上，裝配工藝簡單，但減震圈的結構尺寸及安裝位置往往受到底盤空間的制約。§2.2.6.2 空心管傳動軸為了提高傳動軸的故有頻

35、率，可以將實心軸桿換成空心軸如下圖所示，其計算公式在§2.2.2中模態計算已經有所講解。§2.3 臺架試驗根據§2.2計算得出的萬向節性能參數需要依靠臺架試驗進行驗證，以確保理論計算與實際試驗的測量結果相一致。試驗的標準可以參照企業標準、行業標準或者國標來制定，也可以與萬向節生產廠家共同制定。§2.3.1等速萬向節驅動軸臺架試驗等速萬向節驅動軸臺架試驗可參考奇瑞公司企業標準Q/SQR.04.279及奇瑞等速驅動軸總成技術條件。試驗項目如下：性能試驗包括靜扭強度試驗、扭轉疲勞試驗、耐久性磨損壽命試驗、護套常溫性能試驗、護套高溫性能試驗、護套低溫性能試驗、護套旋轉膨脹量試驗、表面防護試驗及中性鹽霧試驗等；功能試驗包括圓周扭轉間隙試驗、軸向間隙試驗、旋轉力矩試驗、擺動力矩試驗、擺角試驗、位移量試驗、滑移線試驗、移動力試驗等。§2.3.2十字軸式萬向節傳動軸臺架試驗十字軸式萬向節傳動軸總成臺架試驗可參考行業標準QC/T523 (JB 3741)。試驗項目如下：(1) 靜態跳動量試驗將傳動軸安裝在試驗裝置上，用手或其它方法慢速旋轉，測量其相對旋轉軸心跳動量。(2) 剩余不平衡量將傳動軸安裝在試驗裝置上，按規定的轉速旋轉，測量其剩余不平衡量。(3) 臨界轉速試驗將傳動軸安裝在試驗裝置上，使它旋