传动轴知识交流

传动轴系统介绍一、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。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/nb,最大附着力计算扭矩值Mφmax=G附*RK*φ/i0φ=0.8G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］/Wn=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/0.7nmax——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/h3）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°。αααα4）万向节传动时的当量夹角（附：传动系装车图.dwg）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)(2sin412e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...232221e式中，α1、α2、α3…为各万向节的夹角。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212e小加以限制。对于轿车，212e≤350rad／s2；对于货车，212e≤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=)44(32211ddFSdF=rM2其中d1=49.761S=26.49d2=12r=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.m2、满足十字轴轴颈上的平均单位压力，计算许用扭矩p=dxLF2F=rM2其中：dx=49.761mm，L=44mm，r=107.35mm轴颈的允许单位压力为p=40N/mm2，计算得:M2=37606.57N.m3、满足滚针轴承的接触应力，计算许用扭矩σ=272LQddx)11(Q=iZF6.4F=rM2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=38798.85N.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、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12212cossin1cos(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ω2min。且为ω1cosα。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tansin1min2max2k=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11222coscossin1TT(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，它们的矢量互成一万向传动的运动和受力分析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′=Tlsina。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′=Tltana。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α1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。传动轴的主要质量指标一、传动轴的残余不平衡量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=2Uper/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命载荷T，n*tgα=57,万向节温度≤60C°，寿命≥50、60、75h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