傳動軸設計及應用第1頁/共52頁傳動軸功能及用途傳動軸的功能主要是將發動機的動力和旋轉運動傳遞給車輪驅動汽車前進。在汽車上主要安裝在如下部位：1、變速箱－后橋（十字軸式萬向節）2、變速箱－中橋（十字軸式萬向節）3、中橋－后橋（十字軸式萬向節）4、變速箱－分動箱（十字軸式萬向節）5、分動箱－前橋（十字軸式萬向節）6、分動箱－后橋（十字軸式萬向節）7、前（中、后）橋－車輪（球籠式萬向節或雙聯十字軸式萬向節等）第2頁/共52頁傳動軸結構及原理第3頁/共52頁傳動軸主要由萬向節、軸管、及滑動花鍵副組成。萬向節由萬向節叉、十字軸帶滾針軸承總成及定位零件（卡環、軸承壓板等）組成。第4頁/共52頁汽車行駛時，變速箱與驅動橋的相對位置經常在發生變化，與之相連的傳動軸的角度和長度也就在經常變化，所以傳動軸帶有萬向節和可伸縮的滑動花鍵。第5頁/共52頁傳動軸花鍵，以往大多采用矩形花鍵，目前漸開線花鍵的應用越來越普遍。漸開線花鍵具有齒面接觸好、自動定心、強度高、壽命長、加工成本低等優點。滑動花鍵按在傳動軸中的位置分，有內側滑動和外側滑動兩種結構。按結構形式分，有滑動叉結構和花鍵軸叉結構。為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行尼龍涂敷處理。第6頁/共52頁軸管用來連接萬向節和滑動花鍵。高速旋轉的傳動軸要求軸管質量分布均勻，容易動平衡，因此通常采用低碳鋼板卷制的電焊鋼管。同時，空心管還有重量輕、成本低、臨界轉速高的優點。所謂臨界轉速，就是當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲振動固有頻率時，即出現共振現象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷的轉速。臨界轉速的計算公式如下：當傳動軸過長時，自振頻率降低，容易產生共振。這時可把傳動軸分為兩段、三段甚至更多，傳動軸分段時須加中間支承裝置。第7頁/共52頁萬向節萬向節按工作環境，分為開式萬向節和閉式萬向節。萬向節按扭轉方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節和撓性萬向節。剛性萬向節是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力的，可分為不等速萬向節、準等速萬向節和等速萬向節。撓性萬向節是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。不等速萬向節(卡當或虎克萬向節）：十字軸萬向節為不等速萬向節。對于單萬向節傳動，當主動軸等速旋轉時，從動軸的轉速時快時慢，這就是十字軸萬向節的不等速性。不等速性與兩軸夾角有關，夾角越大，不等速性越嚴重，從而引起動力總成支承和懸架彈性元件的擺動，引起變速箱和后橋齒輪的沖擊噪聲。一般要求，當萬向節工作夾角大于3°時，夾角（度）與轉速（轉/分）的乘積不大于18000。十字軸萬向節盡管有不等速性的弊病，但結構簡單、制造方便、成本低廉，還是被汽車工業廣泛采用。只要設計合理，可以克服和最大限度降低其不等速性的影響。我們在設計時盡力調整各萬向節夾角、傳動軸叉子相位等因素，使輸出軸與輸入軸在汽車滿載使盡可能接近等速。第8頁/共52頁準等速萬向節：是指輸入軸和輸出軸以近似等速傳遞運動的萬向節。雙聯式萬向節、凸塊式萬向節和三銷軸式萬向節等為準等速萬向節。主要用于轉向驅動橋。等速萬向節：等速萬向節是指輸入軸和輸出軸以等速傳遞運動的萬向節。球籠式萬向節和球叉式萬向節等為等速萬向節。主要用于轎車和驅動橋。撓性萬向節：撓性萬向節依靠其中彈性零件的彈性變形來保證在相交兩軸間傳動時不發生干涉。它能減小傳動系的扭轉振動、動載荷和噪聲，結構簡單，使用中不需潤滑，一般用于兩軸間夾角不大和很小軸向位移的萬向傳動場合。第9頁/共52頁十字軸萬向節結構十字軸萬向節按滾針軸承的定位方式，可分為壓板式（蓋板式）、卡環式、軸承蓋式（瓦蓋式）和翼形軸承式。壓板式結構：采用壓板、螺栓和鎖片來定位十字軸及滾針軸承。結構簡單，工作可靠，工藝性好。卡環式結構：采用卡環來定位十字軸及滾針軸承，它又分為外卡式和內卡式兩種。這兩種結構的共同點是結構質量輕，卡環尺寸分組后可調整十字軸端面間隙。另外，外卡式結構比內卡式結構工藝簡單，便于實現流水線生產。目前的傳動軸越來越普遍采用外卡式結構。軸承蓋式結構：其萬向節叉與十字軸滾針軸承配合的園孔不是一個整體，而是分成兩部分，成瓦蓋式結構，用螺栓螺母緊固。這種結構的特點是裝拆方便，但結構、工藝復雜，剛性差，目前已不多見。翼形軸承結構：這種結構其實是瓦蓋式結構的延伸。就是將瓦蓋和滾針軸承合為一個整體，用螺栓螺母緊固。這種結構的特點是裝拆方便，但是結構、工藝復雜，但是由于它結構質量輕，在越野車上使用的比較廣泛。第10頁/共52頁內卡結構外卡結構翼形軸承結構瓦蓋式結構蓋板式結構第11頁/共52頁傳動軸中間支承在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉速、避免共振以及考慮整車總體布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需加設中間支承。中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，義補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過程中由于發動機竄動或車架變形引起的位移。目前廣泛采用的是橡膠彈性中間支承。橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節上的附加彎矩所引起的徑向力。當這些周期性變化的作用力的頻率等于彈性中間支承的固有頻率時，便會發生共振。第12頁/共52頁第13頁/共52頁傳動軸的動平衡傳動軸總成不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當高速旋轉時，將產生明顯的振動和噪聲。所以傳動軸裝配后必須100％進行動平衡檢驗，并在傳動軸兩端焊平衡片校正不平衡量，其剩余不平衡量不應低于GB9293中規定的G40平衡品質等級。影響傳動軸動平衡品質的因素：1、萬向節十字軸的軸向間隙；2、傳動軸滑動花鍵副中的間隙；3、傳動軸總成兩端連接處定心精度；4、高速回轉時傳動軸的彈性變形。第14頁/共52頁傳動軸設計計算第15頁/共52頁傳動軸總成的臨界轉速在確定傳動軸軸管尺寸和總成長度時，必須保證傳動軸有足夠的強度和足夠的臨界轉速，以便傳動軸在低速大扭矩和高速行駛時都能可靠地工作。實際生產的傳動軸不可能絕對平衡，高速轉動時，傳動軸質量偏心產生的離心力會引起傳動軸的彎曲振動。當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲振動固有頻率時，即出現共振現象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸彎曲折斷，此時的轉速稱為傳動軸的臨界轉速。臨界轉速的計算公式如下：式中D，d—傳動軸的軸管外徑和內徑，mmL—傳動軸總成的長度（萬向節中心距離），mm由于計算臨界轉速的公式是近似的，另外，傳動軸使用中的磨損，平衡的破壞等，都會使傳動軸的臨界轉速下降。因此，設計傳動軸時，為安全起見，要使傳動軸的最高轉速小于0.7nk。第16頁/共52頁傳動軸額定載荷的確定傳動軸的額定載荷是根據車型的配置參數計算出來的。先按發動機最大扭矩計算，再按車輪的最大附著力計算，取二者中的小值作為額定扭矩。1、按發動機最大扭矩計算：Mg=Memax×ik1×ip1/n式中Mg—按發動機最大扭矩計算時傳動軸承受的扭矩，N.m

Memax—發動機最大扭矩，N.mik1—變速箱一檔速比

ip1—分動箱低檔速比

n—使用分動器低檔時的驅動軸數目2、按車輪最大附著力計算：Mφmax=G×rk×ψ/io式中Mφmax—按附著力計算時傳動軸承受的扭矩，N.mG—滿載時驅動軸上的載荷，Nrk—車輪的滾動半徑，m

ψ

—輪胎與地面的附著系數（在良好的瀝青路面上取0.8）

io—減速器速比第17頁/共52頁傳動軸系統當量夾角的計算假如多萬向節傳動的各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節叉平面之間的夾角為0°或90°，則當量夾角αe為式中，α1、α2、α3為各萬向節的夾角。正負號是這樣規定的：當第一萬向節的主動叉處在各軸軸線所在的平面內，在其余的萬向節中，如果其主動叉與此平面重合定義為正，反之，定義為負。為使多萬向節傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉，應使αe=0。在設計多萬向節傳動時，總是希望其當量夾角盡可能小，一般設計時應使空載和滿載兩種工況下的αe不大于3°。第18頁/共52頁第19頁/共52頁十字軸萬向節的設計計算十字軸萬向節的損壞，通常是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損、十字軸軸頸和滾針軸承工作表面的壓痕和剝落。當磨損和壓痕超過0.25mm時十字軸和滾針軸承應報廢。在設計萬向節時，應保證十字軸有足夠的抗彎強度和磨損壽命。十字軸危險斷面大都發生在軸頸根部。軸頸根部的彎曲應力σ為：軸頸根部的剪切應力為：十字軸軸頸的接觸應力為：式中：d：十字軸軸頸直徑，mmd0：十字軸油孔直徑，mmt：軸頸危險斷面至滾針中心距離，mmr：十字軸中心至滾針中心距離，mmlz：滾針工作長度，mmZ：滾針數

dz：滾針直徑，mmP：作用在十字軸軸頸上的力，N（P＝Mmax/2r）

Q：每個滾針所承受的最大載荷，N（Q＝4.6P/iz）i：滾針列數第20頁/共52頁軸管的設計計算軸管的扭轉應力為：τmax=≤120N/mm2式中：D－軸管外徑,mmd－軸管內徑,mm計算軸管扭轉應力時，安全系數一般按1.5來確定。第21頁/共52頁花鍵的設計計算花鍵軸的扭轉應力為：τ

=≤300N/mm2花鍵齒側的擠壓應力為：σ擠

=

式中：D1：花鍵軸花鍵大徑，mmD2：花鍵孔花鍵小徑，mmd：花鍵軸小徑，mmn：花鍵齒數

L：花鍵嚙合長度，mm計算花鍵軸的扭轉應力時，安全系數一般按2～3來確定。對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為25～50Mp，對于不滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為50～100Mp。漸開線花鍵應力的計算方法與矩形花鍵相似，只是計算的作用面是按其工作面的投影進行。

第22頁/共52頁傳動軸連接螺栓的計算連接螺栓的強度校核：拉應力：σ=剪切應力：τ=

擠壓應力：σ擠=式中：n－螺栓數量

d－螺栓小徑，mmL－突緣叉法蘭厚度，mmr－突緣叉螺栓分布圓半徑，mmP－每個螺栓承受的拉力，N（P=Mmax·f/n·r）

f－花鍵副的摩擦系數校核計算時，螺栓的安全系數不能低于3。第23頁/共52頁·中間支承的固有頻率可按下式計算：式中fo：為中間支承的固有頻率（Hz）CR：為中間支承橡膠元件的徑向剛度（N/mm）

M：為中間支承的懸置質量（kg），它等于傳動軸落在中間支承上的一部分質量與中間支承軸承及其座所受質量之和·在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度，使固有頻率對應的臨界轉速n=60f0盡可能低于傳動軸的常用轉速范圍，以免共振，保證良好的隔振效果。·傳動軸共振有一階共振、二階共振和三階共振。中間支承的計算1階2階3階第24頁/共52頁傳動軸的諧振:單根傳動軸的諧振頻率比較高，從激振試驗的測試結果看，一階振頻就是設計計算中得出的臨界轉速，一般高出傳動軸工作轉速1.5倍以上，二階三階則更高，都不在工作轉速范圍內，所以分析單根傳動軸沒有實際意義。兩根傳動軸及中間支承系統，通常有兩個在傳動軸工作轉速范圍的諧振頻率，一階振頻約在20至30赫芝之間；二階振頻約在40至50赫芝之間，需要采取一定技術措施，防止嚴重的振動和噪音出現。至于三根傳動軸及兩中間支承系統，情況更復雜。模態分析方法：

1、試驗分析法，即用激振器給傳動軸系統輸入一亇激振力，頻率從低緩慢增加，測出諧振頻率一階、二階、三階，然后將激振器固定在諧振頻率，多奌測量振幅畫出振型曲線。這是基本的方法，結果可靠可信，但比較費事。

2、計祘機模態分析法：有模態分析軟件，并建成傳動軸系統數學模型，合理確定邊界約束條件，就可以進行實際系統的模態分析。它的優奌是方便快捷，但結果的可信度決定于軟件水平、數學模型仿真程度、邊界約束條件合理性。傳動軸模態分析系統的建立，應通過多次實驗驗證方可使用。為了防止傳動軸系統因工作在諧振狀態而發生嚴重振動，在傳動軸系統設計中運用模態分析的結果，可以獲得顯著的效果。把傳動軸支承設置在振型的節奌(即振幅為零的奌)，可以防止振動通過支承傳到車箱駕駛室。傳動軸系統的一階諧振往往是由支承頻率決定的，降低支承的固有頻率可以顯著降低傳動軸系統一階振動，改善傳動軸的工作性能。第25頁/共52頁傳動軸許用不平衡量的計算例：某傳動軸質量為20kg,最高使用轉速3000r/min，平衡精度為G40,求許用不平衡量Uper。G＝eper*ω/1000……………......平衡精度(mm/s)eper＝Uper/M…….................................................許用不平衡度(g.mm/kg)式中：Uper－許用不平衡量，g.mm

M－傳動軸質量，kgω－角速度，rad/s式中：M=20kg,n=3000r/min,G=40mm/sω=2πn/60＝2π*3000/60(rad/s)1、用計算法求許用不平衡量：G＝eper*ω/1000＝Uper*ω/1000MUper＝1000*G*M/ω＝1000*40*20*60/2π*3000＝2548g.mm每端許用不平衡量：2548/2＝1274g.mm2、用查曲線法求許用不平衡量：在n=3000r/min與G40的交點上查得對應的eper≈130um＝0.13mmeper＝Uper/MUper＝eper*M＝0.13*20*1000＝2600g.mm每端的許用不平衡量：2600/2＝1300g.mm第26頁/共52頁東傳公司常用傳動軸簡介第27頁/共52頁第28頁/共52頁第29頁/共52頁第30頁/共52頁第31頁/共52頁第32頁/共52頁第33頁/共52頁第34頁/共52頁第35頁/共52頁第36頁/共52頁第37頁/共52頁第38頁/共52頁第39頁/共52頁第40頁/共52頁第41頁/共52頁第42頁/共52頁第43頁/共52頁傳動軸常見故障分析第44頁/共52頁傳動軸抖動1、整車布置是否合理。2、對于兩根以上的傳動軸，檢查每根傳動軸的相位是否符合技術要求。3、平衡片是否脫落。4、軸管是否彎曲變形。5、卡環、壓板等是否脫落。6、花鍵副是否自由滑動、間隙是否過大。7、動平衡是否超過技術要求。8、中間支承的剛度設計是否合理。第45頁/共52頁傳動軸松曠、異響1、卡環、壓板等是否脫落。2、十字軸是否斷裂。3、滾針軸承是否破碎，滾針散落。4、中間支承是否損壞。5、中間支承支架是否松曠。6、軸管內是否有異物。7、傳動軸兩端的連接螺栓是否松動。8、花鍵套油封蓋是否松脫。9、傳動軸花鍵副的間隙是否太大。第46頁/共52頁中間支承發熱1、對于新車，中間支承發熱溫度在100℃度左右屬于正常范圍。2、中間支承與傳動軸是否垂直。3、中間支承與其兩邊的臺階是否接觸。4、檢查軸承是否轉動靈活，是否發卡。5、潤滑油是否足夠。用戶可能沒有定期加注潤滑油進