传动轴知识

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1、 一、概述 汽车通过传动系统实现驱动，其行驶牵引力，即地面对车轮的反作用力，用来克服滚动阻力、空气阻力、加速阻力、上坡阻力。 PK≤Pφ=G附* φ 汽车十字轴式传动轴是传动系统中的动力传递装置，即传递扭矩和旋转运动。具有以下特点：1、输入、输出轴线不在同一轴线上，相交或平行；2、能传递动力、运动；3、输入、输出转速相等，但瞬时转速不均、不等；4、可具有伸缩性。 汽车十字轴式传动轴使用场合：1、后驱；2、四驱；3、重型汽车的离合器与变速器之间；4、转向驱动桥；5、摆动半轴驱动桥。 二、传动轴系统介绍 　　汽车传动轴系统一般由中间传动轴及支承总成、传动轴带滑动叉总成组成，将来自

2、发动机、变速箱的输出扭矩和旋转运动传递到驱动桥，驱动车轮转动。并能适应因路面不平和车轮上下跳动引起的传递距离和角度的变化。中间传动轴的前端与变速箱的输出法兰盘相连接，中间支承悬挂在车架的横梁下（用“U”形托架固定），中间支承轴承可以轴向微量滑动，以此来补偿轴向位置安装误差和允许汽车在运行时轴承前后微量窜动，减少轴承的轴向受力。轴承座在蜂窝形橡胶垫环内，橡胶垫环能够吸收传动轴的部分振动，降低噪音，并能适应传动轴安装的误差，减少轴承的附加载荷。 三、传动轴结构形式、特性及主要技术参数 　　1．结构形式 　　传动轴带滑动叉总成有内滑式和外滑式两种。由于汽车在运行中后桥与车架相对位置发生变化，这

3、样要求传动轴的安装角度和长度相应改变，万向节和滑动花键的结构就能够满足这要求。 　　2．特性 　　传动轴总成出厂时必须100％进行动平衡校验，并在合适的部位焊接平衡片，以满足传动轴总成的平衡要求。经验收合格的传动轴在出厂前为保证动平衡，后传动轴的原始装配位置，在后传动轴的轴管与花键滑动叉外表面上喷涂两个相对应的白色油漆箭头。所有经过拆卸的传动轴在重新恢复时，必须保证装配箭头在一条直线上。 传动轴带滑动叉总成在整车上布置安装时，确保滑动花键接口处向下布置，防止传动轴在使用中雨水泥沙进入配合花键处，影响传动轴的使用寿命。 　　3．主要技术参数 　　传动轴在设计布置装车时必须考虑下列技术参

4、数： 　　1) 传动轴最大工作扭矩（N/m）； 　　2) 传动轴万向节摆角（°）； 　　3) 滑动花键副的最大滑动量（mm）； 　　4) 传动轴最高工作转速（r/min）； 　　5) 传动轴的长度（mm）； 　　6) 剩余不平衡量（g.cm）； 　　7) 传动轴两端、中间支承的连接参数及传动轴的长度参数； 8) 传动轴系统当量夹角（°）。 4．设计基本要求 万向传动轴设计应满足如下基本要求： a.保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 b.保证所连接两轴尽可能等速运转。 c.由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。

5、 d.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 （附：传动轴设计计算书） 1) 扭转强度 静扭强度安全系数：OS=MS/M额定≥1.5—2.5 在系列化设计时,静扭强度通常取传动轴破坏扭矩的1/3。 其中M额定的确定取以下二者的小值： a, 发动机变速后的最大扭矩计算值 Mg=Memax*imin=P*imin/ω=9549.3*P*imin/n b, 最大附着力计算扭矩值 Mφmax = G附* RK*φ/i0 φ=0.8 G附计算为车重的70%(牛顿) 其中传动轴轴管的许用扭矩［M］可通过以下公式计算： τ=［M］/W

6、n=16*［M］/(π(D3-d3))≤［τ］ 2）临界转速 一阶临界转速 nK=1.2*108*(D2+d2)0.5/L02≥nmax /0.7 nmax——传动轴最高转速取以下最小值： nmax= nemax /imin 或nmax =1000*Vmax* i0/(120π* RK) Vmax——最高车速 Km/h 3）工作夹角 传动轴在整车上设计布置时，保证传动轴万向节工作夹角与传动轴转速的乘积小于18000，且满载时工作夹角应≤3°-4°。 4）万向节传动时的当量夹角 （ 附：传动系装车图.dwg

7、） 多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差 Δφ 的计算公式与单万向节相似，可写成 式中，αe为多万向节传动的当量夹角；θ 为主动叉的初相位角；φ1 为主动轴转角。 式(4—4)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 αe 而主动叉具有初相位 θ 的单万向节传动。 假如多万向节传动的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 0 或 π／2，则当量夹角 αe 为 式中，α1、α2、α3…为各万向节的夹角

8、。 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αe =0，且α1应尽量地小（当α1=0时，相当于减少了第一个万向节）。 对于三个万向节的传动，如果要ω4=ω1；应使：tgφ4/tgφ1=cosα3/(cosα2*cosα1)=1； 即cosα3=cosα2*cosα1 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

9、节传动时，总是希望其当量夹角 αe 尽可能小，一般设计时应使空载和满载两种工况下的 αe 不大于3°另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值小加以限制。对于轿车，≤350rad／s2；对于货车，≤600rad／s2。 5）多节传动轴的设计布置 长度设计与布置方式： 各节传动轴两端万向节中心间距应尽可能不相同，且相差越大越好，各节临界转速不仅均应满足要求，而且应做到：相邻节的中心距差异要大，即长、短轴间隔布置；每节长度不得大于1.5米。 如实在难于布置时，可采取轴管粗细不一致的办法。 四节传动轴布置： 6）万向节的设计计算 以QC190.60万向节扭矩设计计算为例 1、静

10、扭强度和许用扭矩计算: 满足十字轴轴颈根部的弯曲应力时，计算静扭强度和许用扭矩 σ= F= 其中d1=49.761 S=26.49 d2=12 r=107.35 十字轴极限弯曲应力σs≤830N/mm2 计算静扭强度：Ms=81059.49N.m 十字轴许用弯曲应力σ=450N/mm2 经计算得许用扭矩：M1=43947.92N.m 2、满足十字轴轴颈上的平均单位压力，计算许用扭矩 p= F= 其中：dx=49.761mm，L=44mm，r=107.35mm 轴颈的允许单位压力为p=40N/mm2， 计

11、算得:M2=37606.57N.m 3、满足滚针轴承的接触应力，计算许用扭矩 σ=272 Q= F= 其中：dx=49.761mm，d=11.19mm，L=22mm，Z=17，i=2，r=107.35mm， 滚针的许用应力σ=3000~3200N/mm2 计算得：M3=38798.85 N.m（σ=3000N/mm2时 ） 根据以上计算，额定扭矩为37606.57N.m（取M1、M2、M3的最小值）。 考虑到应力集中因素，该万向节的实际静扭强度为0.8*81059.49=64847N.m。 7）传动轴的寿命设计计算（略） 1、

12、 万向节的寿命计算 2、 支架轴承的寿命计算 一、单十字轴万向节传动 当十字轴万向节的主动轴与从动轴存在一定夹角α 时，主动轴的角速度ω1与从动轴的角速度ω2之间存在如下关系 (4-1) 式中，φ1为主动轴转角，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cosα是周期为 2π 的周期函数，所以ω2／ω1，也为同周期的周期函数。当φ1为0、π时，ω2达最大值ω2max。且为ω1／cosα； 当φ1为 π／2、3π／2时， ω2有最小值ω2

13、min。且为ω1 cosα。因此，当主动轴以等角速度转动时，从动轴时快时慢，此即为普通十字轴万向节传动的不等速性。 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 = cos-1α- cosα (4-2) 如不计万向节的摩擦损失，主动轴转矩T1和从动轴转矩T2与各自相应的角速度有关系式T1ω1= T2ω2，这样有 (4-3) 显然，当ω2／ω1最小时，从动轴上的转矩为最大T2max=T1／cosα；当ω2／ω1最大时， 从动轴上的转矩为最小

14、T2min=T1cosα。当Tl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，仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转矩的作用下是不能平衡的。这是因为这两个转矩作用在不同的平面内，在不计万向节惯性力矩时，它们的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偶矩。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉对十字轴的作用力偶矩，除主动轴驱动转矩Tl，之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力偶矩Tl′。同理，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转矩T2和作用在从动叉平面的弯曲力偶矩T2′。在这四个力矩作用下，使十字轴万向节得以平衡。 下面仅

15、讨论主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力偶矩的大小及变化特点。 当主动叉 φl 处于 0 和 π 位置时(图4—9a)， 由于 Tl 作用在十字轴平面，Tl′必为零；而 T2 的作用平面与十字轴不共平面，必有 T2′ 存在，且矢量 T2′ 垂直于矢量T2；合矢量 T2′+ T2 指向十字轴平面的法线方向，与 Tl 大小相等、方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩T2′= Tl sina。当主动叉 φl 处于π／2和3π／2位置时(图4—9b)，同理可知T2′ =0，主动叉上的附加弯矩Tl′= Tl tana。 分析可知，附加弯矩的大小是在零与上述两最大值之间变化，其变化周期为

16、π ，即每一转变化两次。附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，可在万向节主、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。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。 传动轴在输入转速匀速时，仍然受到惯性力矩的作用；Mj=J*ε。在汽车加速或减速时，由于力矩方向发生改变，也会产生较大惯性力矩的作用。 二、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，但必须保证同传动轴相连的两万向节叉应布置在同一平面内，且使两万向节夹角 α

17、1 与α2相等(图4一10)。 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。当输入轴与输出轴平行时(图4—10a)，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4—10b中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴相交时(图4—10c)，传动轴两端万向节叉上所受的附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图4—10d中双点划线所示的弹性弯曲，从而对两端的十字轴产生大小相等、方向相反的径向力。此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。 一、 传动轴的残余不平衡量

18、 传动轴每端许用残余不平衡量（g.cm）：Uper=477.46G*M/nmax 传动轴最高转速：nmax=2π*ωmax/60 传动轴重量：M(kg) 传动轴单位重量许用残余不平衡量eper=2 Uper/ M 平衡等级：G=eper*ωmax/100 通常根据不同车型和要求在G16——G40取值 由于质量中心与回转中心存在偏距e，且随着n的不同发生变化，动平衡只是在某一速度下的平衡，从公式m*r*ω2=M*e*ω2中即可看出。 二、 传动轴的扭转疲劳强度 载荷30%T——T，寿命≥15、20、25万次 三、 传动轴的万向节磨损寿

19、命 载荷T，n*tgα=57, 万向节温度≤60C°，寿命≥50、60、75 h 四、传动轴的滑动花键副磨损寿命 载荷T，n≥500rpm，滑动量≥10mm，≥30次/min 万向节温度≤60C°， 寿命≥15、17、20万次 五、本企业自定的标准 1、 泥水试验 2、 扭转间隙/静扭转刚性 3、 冲击强度 4、 静态跳动量 5、 中间支撑的系列标准（老化、耐臭氧、径向/轴向寿命、泥水寿命etc.） 一、 传动轴的先进设计 A、 NVH——降噪、减振、吸音方面，追求“舒适性、安全性、可靠性” 1、 设置减振圈（扭转减振器，详见附件减振圈与NVH.doc）

20、2、 挠性万向节（弹性联轴器） 挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。 3、 吸音填充材料 4、 铝合金传动轴 5、 大口径缩口（缩比1.5以上） B、 结构优化设计方面 1、 双联准等速节结构 准等速万向节是指在设计角度下工作时以等于1的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作时瞬时角速度比近似等于1的万向节。 双联式万向节的主要优点是允许两轴间的夹角较大（一般可达50°，偏心十字轴双联式万向节可达60°），轴承密封性好，效率高

21、，工作可靠，制造方便。缺点是结构较复杂，外形尺寸较大，零件数目较多。 2、 借用等速节结构 a． 球叉式万向节 球叉式万向节按其钢球滚道形状不同可分为圆弧槽和直槽两种形式。 圆弧槽滚道型的球叉式万向节（图4-1a）由两个万向节叉、四个传力钢球和一个定心钢球组成。两球叉上的圆弧槽中心线是以O1和O2为圆心而半径相等的圆，O1和O2到万向节中心O的距离相等。 当万向节两轴绕定心钢球中心O转动任何角度时，传力钢球中心始终在滚道中心两圆的交点上，从而保证输出轴与输入轴等速转动。 球叉式万向节结构较简单，可以在夹角不大于32°～33°的条件下正常工作。 b.球笼式等速节

22、结构 目前在轿车上广泛采用的Birfield型球笼式等速万向节。其等速传动原理：球形壳的内表面有六条凹槽，形成外滚道；星形套外表面有相应的六条凹槽，形成内滚道。外滚道中心 A 与内滚道中心 B 分别位于万向节中心 O 的两边，且 OA=OB 。另外，钢球中心 C 到 A、B 两点的距离也相等，保持架的内、外球面也以万向节中心为球心，这样∠COA=∠COB ，即两轴相交任意交角 α 时，传力钢球都位于交角平分面上。此时钢球中心到主、从动轴的距离 α 相等，从而保证了从动轴与主动轴以相等的角速度旋转。 Rzeppaz型球笼式万向节 1—球形壳

23、2—钢球 3—星形套 4—球笼 5—导向盘 6—分度杆 3、 端面齿联接结构 4、 翼形万向节联接结构 5、 免维护万向节结构 6、 双节传动轴组合结构——连接叉式、轴叉支架式、花键套支架式、中间轴滑动副直连式(参见附图：悍马前驱.dwg) 二、 传动轴的先进工艺 1、 滑动花键尼龙涂膜工艺 2、 磨擦焊工艺 3、 冷挤压、冷滚压、冷打花键轴、套工艺 4、 毛坯冷挤压工艺 5、 毛坯轻量化等强度流线型设计、立锻工艺 6、 重型传动轴采用大厚度焊接管（5-10mm） 7、 多节传动轴整体平衡工艺 8、 加工面防锈磷化、F

24、eZn工艺 9、 水性环保漆涂装新工艺 一、传动轴的使用规范 　　1．传动轴在使用前必须在十字轴、万向节轴承及滑动花键处加注二硫化钼锂基脂或二号锂基脂润滑。 　　2．传动轴的万向节和滑动花键副的润滑脂在汽车每行驶2000Km时需加注一次。 　　3．传动轴在运行过程中，需要经常检查系统连接件是否松旷。 　　传动轴系统连接螺栓拧紧力矩分别为： 　　M8螺栓拧紧力矩：21~25N.m； 　　M10螺栓拧紧力矩：41~51 N.m； 　　M14螺栓拧紧力矩：122~149 N.m； 　　M16螺栓拧紧力矩：182~222 N.m； 　　拧紧原则“宁紧勿松”，但不可过紧损坏紧固

25、螺纹。 　　4．传动轴系统维修拆装顺序必须遵循： 　　传动轴系统拆卸时，应从后到前；传动轴系统装复时，应从前到后。 　　5．传动轴在维修后必须保证如下维修数据： 项目 维修标准（mm） 使用极限（mm） 传动轴径向跳动 0.75 1.5 滑动花键齿隙 0.025~0.115 0.4 万向节与滚针轴承间隙 0.02~0.09 0.25 十字轴轴颈严重剥落及磨损量 _ 0.01 中间支承轴向游隙 _ 0.5 中间支承轴承座内孔表面磨损量 _ 0.05 6．传动轴在使用中，传递扭矩不允许超过传动轴许用传递扭矩。 　　7．传动轴，不同的车型传动

26、轴尺寸不同，不允许错装。特别重要的是后桥传动轴带有滑动花键，若误用传动轴，使花键重叠部分减少，在行车中，若脱出会造成整车事故。 　　8．任何车型改装及传动轴系统的改动都必须选用合适的传动轴或定制专用的传动轴，否则将造成整车振动及影响传动轴正常使用寿命，甚至造成整车事故。 　二、传动轴的正常使用： 　　 1． 传动轴的安装 　　 1.1　传动轴在整车装配时，先将变速箱和后桥突缘与传动轴的突缘叉配合连接好，并扭紧螺栓牢固。再安装上吊架螺栓，但不能扭紧，再连接紧前（中）后传动轴的连接螺栓，最后用手旋转传动轴的过程中扭紧吊架螺栓，使传动轴的回转中心保持一致； 　　 1.2　传动轴装配好后，注

27、意观察前传、后传与中心的夹角，如夹角超过装车要求时要进行调整； 　　 1.3　装配传动轴时，尽可能确保传动轴不受径向作用力，只受轴向力。 　　 2．传动轴的运转 　　 2.1　车辆运行中，传动轴承受传动力矩，严禁瞬时过大传动速比的变换，导致传动轴瞬时承载力矩大倍数超过额定力矩而损坏； 　　 2.2　车辆在下陡坡运行时，严禁用低档位来阻止，车辆下滑速度（尤其是在重载的条件下）； 　　 2.3　车辆轮胎落入大坑时，严禁低档大油门强行操作（尤其是在重载的条件下）； 　　3．传动轴的承载 　　 传动轴在设计过程中，各部位零部件的配备安全系数为1.5倍，为此传动轴的设计承载能力为规载的1.

28、5倍，严禁超出安全系数的强行载重。 　　4、传动轴的维护和保养 　　 4.1出车前要检查传动轴的连接螺栓是否松动，过桥支承轴承，滑动花键副、万向节是否有充足的黄油； 　　 4.2当车辆每行使2000公里时，对传动轴各润滑部位加注一次充足合格的黄油； 　　 4.3当传动轴部件松动磨损时，要及时进行更换维修，传动轴只要更换一个零部件时必须重新做动平衡检查，否则导致整个传动轴的报废，甚至造成整车事故； 　　 4.4传动轴使用超出规定的保修期后即使传动轴工作正常，也需要拆下进行一次动平衡复检。 　　三、常见故障及排除方法 项目 原因 排除方法 传动轴振动 1． 传动轴没有按标记装

29、复 2． 传动轴轴管弯曲 3． 更换了主要件而未对传动轴做动平衡 4． 中间支承橡胶垫松旷 5． 传动轴连接螺栓松旷 6． 万向节、花键装配不当或过度磨损，明显松旷 1． 按标记装复 2． 校直或更换传动轴 3． 动平衡校验 4． 紧固 5． 紧固连接螺母螺栓 6． 重新装配或更换 传动轴发响 1． 万向节过度磨损，轴承间隙大 2． 滑动花键过度磨损，间隙大 3． 中间支承轴承磨损，间隙大 1． 更换万向节 2． 更换滑动叉 3． 更换支承轴承 万向节或滑动叉过早磨损 1． 油封失效 2． 没有定期加注润滑脂或加油不充分 1． 更换油封 2． 定期加油并且要充分 如果按照上述方法故障仍然不能排除，需到专业的维修点进行维修或寻求万向公司给予支持。