十字轴式万向节传动轴总成校核规范

十字轴式万向节传动轴总成校核规范

十字轴式万向节传动轴总成校核规范

十字轴式万向节传动轴总成校核规范

1 范围

本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成校核规范。

本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的校核计算。

2 规范性引用文件

下列文件对于本文件的应用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。

QC/T 523 汽车传动轴总成台架试验方法 QC/T 29082 汽车传动轴总成技术条件 3术语和定义

3.1 传动轴总成：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来，用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。 3.2 传动轴临界转速：传动轴失去稳定性的最低转速。传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断。

3.3 当量夹角：多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。

4 校核目的

4.1 传动轴总成满足强度要求，能可靠地传递动力； 4.2 传动轴总成满足整车耐久要求，使用寿命长。 5 校核要求

5.1 校核计算涉及的整车输入参数及需校核参数（见表1）

0

表1 发动机最大转矩（N﹒m） Temax 发动机最大输出转速（r/min） Nemax 整车输入参数 变速器一档传动比 i1 变速器最高档传动比 ig 发动机到万向传动轴之间的传动效率  主减速器传动比 i0 为车轮滚动半径（m） R 满载状态下后驱动桥上的静载荷（N） G 分动器低速档传动比 if 整车最高车速（Km/h） Km/h 传动轴临界转速（r/min） nk 轴管扭转应力（Mpa） c 花键轴扭转应力（Mpa） h 花键齿侧挤压应力（Mpa） y 十字轴轴颈根部的弯曲应力（Mpa） 校核参数 w 十字轴轴颈根部的剪切应力（Mpa）  十字轴滚针轴承的接触应力（Mpa） j 万向节叉弯曲应力（Mpa） wc 万向节叉扭转应力（Mpa） b 传动轴总成的当量夹角 θe 1

5.2 传动轴最高工作转速n≤0.7n

5.3 轴管的扭转切应力≤[]，[]为轴管许用扭转应力，通常取125Mpa

5.4 传动轴花键轴扭转应力满足：≤[τ0]， 其中[τ

maxkccch0

] 为花键轴扭转应力，通常为300~350 Mpa

yy5.5 花键齿侧挤压应力满足：≤[]，许用挤压应力[]＝25～50Mpa

y5.6 十字轴轴颈根部的弯曲应力≤[]，弯曲应力的

ww许用值[]为250~350Mpa

w5.7 十字轴轴颈根部的剪切应力≤[]，剪切应力许用值[]为80~120Mpa

5.8 十字轴滚针轴承的接触应力≤[]，接触应力许用

jj值[]为3000~3200Mpa

j[]弯曲应力许用值[]为5.9 万向节叉弯曲应力≤，

wcwcwc50-80Mpa

5.10 万向节叉扭转应力≤[]，扭转应力许用值[]为

bbb80-160Mpa

5.11 传动轴总成的当量夹角θe＜3° 6 校核计算方法

6.1 传动轴计算载荷、最高车速确定

6.1.1、万向传动轴的计算载荷T(N.m)的确定

s对万向节传动轴进行静强度计算时，计算载荷T取

s 2

Tse1

和T的最小值；即T=min［T，T］

ss1

sse1ss1

a）按发动机最大转矩和一挡传动比确定

Tse1nqTemaxki1ifnq

为使用分动器低档时的驱动轴数目

k为液力变矩器变矩系数，k=［（k0-1）/2］+1，k0为最大变矩系数

b）按驱动轮最大附着力来确定

Tss1'Gm2R i0imm汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.2～1.4；

为轮胎与路面间的附着系数，对于越野车，可取0.8；

i为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； 为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率； 6.1.2 传动轴实际最高转速的确定

传动轴实际最高转速n（r/min），按下面方法确

m2'mmmax定：

gf1maxa）按发动机输入最高转速计算 Nse1Ne iib

Nse2）按整车最高车速计算

1000Vmaxi0120R

max为分动器高速档速比，一般为直接档，数值取1 对于传动轴实际最高转速n取Nse1和Nse2的最小值，即n=min［N，N］ 6.2 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。由机械振动理论可知，对应其弯曲振动的一阶固有频率临界转速n（r/min）为：

maxse1se2kif1 3

式中L为传动轴长度（mm），即两万向节中心之间的距

LCCnk1.2108DCdC222离；D 、d 分别为轴管外径及内径（mm）

C

C在设计传动轴时，取安全工作转速为0.7n。校核

k条件：n≤0.7n，

6.3 传动轴管扭转应力计算

轴管的扭转切应力：

maxkcc16000DcTS(DC4dc4)

h6.4 传动轴花键轴扭转应力计算

传动轴花键轴通常以内径计算其扭转切应力： 16000T d为花键内径（mm） Shdh3h6.5 花键齿侧挤压应力的计算

齿侧挤压应力：

y yTSK'DdhDhdh)(h)(Lhn042

Dh式中d：花键内径 (mm)

h：花键外径(mm)

Lh：花键有效工作长度(mm)

n：花键齿数 K =1.3～1.4为花键

'0处转矩分布不均匀系数。 6.6 十字轴万向节的校核

十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。（备注：图1中尺寸单位mm）

4

设作用于十字轴颈中点的力为F（如图1），则

F500Ts rcos式中，r (mm)为合力F (N)作用线到十字轴中心之间的距离，为主、从动叉轴的最大夹角。 a）十字轴轴颈根部的弯曲应力：

ww32d1Fs 44(d1d2)b）十字轴轴颈根部的剪切应力：

4F]

(d12d22)

图1

十字轴滚针轴承中的滚针直径一般不小于

1.6mm，以免压碎，而且尺寸差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性。 c）十字轴滚针轴承的接触应力应满足

j 5

j272(11F)n[j] [j]d1d0Lb接触应力

许用值为3000~3200Mpa

式中，d0为滚针直径（mm）；Lb为滚针工作长度（mm）;d1为十字轴轴颈直径（mm）；Fn为在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N）；由下式确定

Fn4.6F iz式中，i为滚针列数，Z为每列中的滚针数。 万向节叉与十字轴组成连接支承，在力F作用下产生支承反力，在与十字轴轴孔中心线成450的B-B截面处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，计算如下： d）万向节叉弯曲应力Fe Wwcbwc

e）万向节叉扭转应力应满足

bFa Wt式中，W,W分别为截面B-B处的抗弯截面系数

t和抗扭转截面系数，矩形截面：Wbh图1所示。

2/6，Wtkhb2；

k为与h/b有关的系数，按表2选取；e、a如

6

表2系数K的选取

h/b K 1.0 0.208 1.5 0.231 1.75 0.239 2.0 0.246 2.5 0.258 3.0 0.267 4.0 0.282 10 0.312 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角、十字轴的支承结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等有关。当25时，可按下式计算

001f(d12tan) r式中，为十字轴万向节传动效率；f为轴颈与万

0向节叉的摩擦因数，滑动轴承：f=0.15-0.20，滚针轴承：f=0.15-0.10。

通常情况下，十字轴万向节的传动效率约为97%--99% 。

6.7传动轴总成的当量夹角的校核(见图2)

图2 传动轴夹角

示意图

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如图2所示，θ1，θ2，θ3，……，θn-1，θn分别为传动轴各个万向节输入轴与输出轴的夹角。传动轴的当量夹角按如下公式计算：

θe=

θ1θ2θn1θn2222

根号中的正负号可用直观的方法确定：当第一万向节的主动叉轴所在的平面为S时，在其余万向节中，如其主动叉平面与S平面重合定为正，如果与S平面垂直则为负。理论上，为使输入轴与输出轴同步旋转，需使θe=0，即θ21θ2θn1θn222=0。在理论上可用

通过调整万向节夹角和合理选择万向节叉相位做到同步，但在实际当中要实现是很困难的。通常在实际使用十字轴型多万向节传动时，要求θe＜3°，以减小万向节传动的旋转不均匀性对振动和噪声等带来的影响。

参考文献

[1]羊拯民编. 传动轴和万向节. 北京：人民交通出版社， 1986

[2] 王望予主编. 汽车设计. 第三版. 北京：机械工业出版社， 2000

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