传动轴设计及应用.ppt

汽车传动轴设计及应用,传动轴功能及用途,传动轴的功能主要是将发动机的动力和旋转运动传递给车轮驱动汽车前进。在汽车上主要安装在如下部位： 1、变速箱后桥（十字轴式万向节） 2、变速箱中桥（十字轴式万向节） 3、中桥后桥（十字轴式万向节） 4、变速箱分动箱（十字轴式万向节） 5、分动箱前桥（十字轴式万向节） 6、分动箱后桥（十字轴式万向节） 7、前（中、后）桥车轮（球笼式万向节或双联十字轴式万向节等）,传动轴结构及原理,传动轴主要由万向节、轴管、及滑动花键副组成。万向节由万向节叉、十字轴带滚针轴承总成及定位零件（卡环、轴承压板等）组成。,汽车行驶时，变速箱与驱动桥的相对位置经常在发生变化，与之相连的传动轴的角度和长度也就在经常变化，所以传动轴带有万向节和可伸缩的滑动花键。,传动轴花键，以往大多采用矩形花键，目前渐开线花键的应用越来越普遍。渐开线花键具有齿面接触好、自动定心、强度高、寿命长、加工成本低等优点。滑动花键按在传动轴中的位置分，有内侧滑动和外侧滑动两种结构。按结构形式分，有滑动叉结构和花键轴叉结构。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行尼龙涂敷处理。,轴管用来连接万向节和滑动花键。高速旋转的传动轴要求轴管质量分布均匀，容易动平衡，因此通常采用低碳钢板卷制的电焊钢管。同时，空心管还有重量轻、成本低、临界转速高的优点。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲振动固有频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断的转速。 临界转速的计算公式如下： 当传动轴过长时，自振频率降低，容易产生共振。这时可把传动轴分为两段、三段甚至更多，传动轴分段时须加中间支承装置。,万向节,万向节按工作环境，分为开式万向节和闭式万向节。 万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力的，可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。 不等速万向节(卡当或虎克万向节）：十字轴万向节为不等速万向节。对于单万向节传动，当主动轴等速旋转时，从动轴的转速时快时慢，这就是十字轴万向节的不等速性。不等速性与两轴夹角有关，夹角越大，不等速性越严重，从而引起动力总成支承和悬架弹性元件的摆动，引起变速箱和后桥齿轮的冲击噪声。一般要求，当万向节工作夹角大于3时，夹角（度）与转速（转/分）的乘积不大于18000。十字轴万向节尽管有不等速性的弊病，但结构简单、制造方便、成本低廉，还是被汽车工业广泛采用。只要设计合理，可以克服和最大限度降低其不等速性的影响。我们在设计时尽力调整各万向节夹角、传动轴叉子相位等因素，使输出轴与输入轴在汽车满载使尽可能接近等速。,准等速万向节：是指输入轴和输出轴以近似等速传递运动的万向节。双联式万向节、凸块式万向节和三销轴式万向节等为准等速万向节。主要用于转向驱动桥。 等速万向节：等速万向节是指输入轴和输出轴以等速传递运动的万向节。球笼式万向节和球叉式万向节等为等速万向节。主要用于轿车和驱动桥。 挠性万向节：挠性万向节依靠其中弹性零件的弹性变形来保证在相交两轴间传动时不发生干涉。它能减小传动系的扭转振动、动载荷和噪声，结构简单，使用中不需润滑，一般用于两轴间夹角不大和很小轴向位移的万向传动场合。,十字轴万向节结构,十字轴万向节按滚针轴承的定位方式，可分为压板式（盖板式）、卡环式、轴承盖式（瓦盖式）和翼形轴承式。 压板式结构：采用压板、螺栓和锁片来定位十字轴及滚针轴承。结构简单，工作可靠，工艺性好。 卡环式结构：采用卡环来定位十字轴及滚针轴承，它又分为外卡式和内卡式两种。这两种结构的共同点是结构质量轻，卡环尺寸分组后可调整十字轴端面间隙。另外，外卡式结构比内卡式结构工艺简单，便于实现流水线生产。目前的传动轴越来越普遍采用外卡式结构。 轴承盖式结构：其万向节叉与十字轴滚针轴承配合的园孔不是一个整体，而是分成两部分，成瓦盖式结构，用螺栓螺母紧固。这种结构的特点是装拆方便，但结构、工艺复杂，刚性差，目前已不多见。 翼形轴承结构：这种结构其实是瓦盖式结构的延伸。就是将瓦盖和滚针轴承合为一个整体，用螺栓螺母紧固。这种结构的特点是装拆方便，但是结构、工艺复杂，但是由于它结构质量轻，在越野车上使用的比较广泛。,内卡结构,外卡结构,翼形轴承结构,瓦盖式结构,盖板式结构,传动轴中间支承,在长轴距汽车上，为了提高传动轴临界转速、避免共振以及考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴分段。当传动轴分段时，需加设中间支承。 中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，义补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差以及车辆行驶过程中由于发动机窜动或车架变形引起的位移。目前广泛采用的是橡胶弹性中间支承。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动，降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴不平衡、偏心等因素引起的径向力，以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。当这些周期性变化的作用力的频率等于弹性中间支承的固有频率时，便会发生共振。,传动轴的动平衡,传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，当高速旋转时，将产生明显的振动和噪声。所以传动轴装配后必须100进行动平衡检验，并在传动轴两端焊平衡片校正不平衡量，其剩余不平衡量不应低于GB 9293中规定的G40平衡品质等级。 影响传动轴动平衡品质的因素： 1、万向节十字轴的轴向间隙； 2、传动轴滑动花键副中的间隙； 3、传动轴总成两端连接处定心精度； 4、高速回转时传动轴的弹性变形。,传动轴设计计算,传动轴总成的临界转速,在确定传动轴轴管尺寸和总成长度时，必须保证传动轴有足够的强度和足够的临界转速，以便传动轴在低速大扭矩和高速行驶时都能可靠地工作。 实际生产的传动轴不可能绝对平衡，高速转动时，传动轴质量偏心产生的离心力会引起传动轴的弯曲振动。当传动轴的工作转速接近于其弯曲振动固有频率时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴弯曲折断，此时的转速称为传动轴的临界转速。 临界转速的计算公式如下： 式中 D，d传动轴的轴管外径和内径，mm L 传动轴总成的长度（万向节中心距离），mm 由于计算临界转速的公式是近似的，另外，传动轴使用中的磨损，平衡的破坏等，都会使传动轴的临界转速下降。因此，设计传动轴时，为安全起见，要使传动轴的最高转速小于0.7nk。,传动轴额定载荷的确定,传动轴的额定载荷是根据车型的配置参数计算出来的。先按发动机最大扭矩计算，再按车轮的最大附着力计算，取二者中的小值作为额定扭矩。 1、按发动机最大扭矩计算： Mg=Memaxik1ip1/n 式中 Mg按发动机最大扭矩计算时传动轴承受的扭矩，N.m Memax发动机最大扭矩，N.m ik1 变速箱一档速比 ip1 分动箱低档速比 n 使用分动器低档时的驱动轴数目 2、按车轮最大附着力计算： Mmax=Grk/io 式中 Mmax按附着力计算时传动轴承受的扭矩，N.m G满载时驱动轴上的载荷，N rk 车轮的滚动半径，m 轮胎与地面的附着系数（在良好的沥青路面上取0.8） io 减速器速比,传动轴系统当量夹角的计算,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90，则当量夹角e为 式中，1、2、3为各万向节的夹角。正负号是这样规定的：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，如果其主动叉与此平面重合定义为正，反之，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e=0。 在设计多万向节传动时，总是希望其当量夹角尽可能小，一般设计时应使空载和满载两种工况下的e不大于3。,十字轴万向节的设计计算,十字轴万向节的损坏，通常是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损、十字轴轴颈和滚针轴承工作表面的压痕和剥落。当磨损和压痕超过0.25mm时十字轴和滚针轴承应报废。在设计万向节时，应保证十字轴有足够的抗弯强度和磨损寿命。 十字轴危险断面大都发生在轴颈根部。 轴颈根部的弯曲应力为： 轴颈根部的剪切应力为： 十字轴轴颈的接触应力为： 式中：d：十字轴轴颈直径， mm d0： 十字轴油孔直径， mm t： 轴颈危险断面至滚针中心距离， mm r： 十字轴中心至滚针中心距离， mm lz： 滚针工作长度， mm Z： 滚针数 dz：滚针直径， mm P：作用在十字轴轴颈上的力，N （P Mmax / 2r） Q：每个滚针所承受的最大载荷，N（Q4.6P/iz） i：滚针列数,轴管的设计计算,轴管的扭转应力为： max = 120N/mm2 式中 ： D轴管外径,mm d轴管内径,mm 计算轴管扭转应力时，安全系数一般按1.5来确定。,花键的设计计算,花键轴的扭转应力为： = 300N/mm2 花键齿侧的挤压应力为： 挤 = 式中： D1：花键轴花键大径 ， mm D2：花键孔花键小径 ， mm d：花键轴小径 ， mm n：花键齿数 L：花键啮合长度 ， mm 计算花键轴的扭转应力时，安全系数一般按23来确定。对于齿面硬度大于35HRC的滑动花键，齿侧许用挤压应力为2550Mp，对于不滑动花键，齿侧许用挤压应力为50100Mp。 渐开线花键应力的计算方法与矩形花键相似，只是计算的作用面是按其工作面的投影进行。,传动轴连接螺栓的计算,连接螺栓的强度校核： 拉应力：= 剪切应力： = 挤压应力： 挤= 式中： n螺栓数量 d螺栓小径， mm L突缘叉法兰厚度， mm r突缘叉螺栓分布圆半径， mm P每个螺栓承受的拉力，N（P=Mmaxf/nr ） f花键副的摩擦系数 校核计算时，螺栓的安全系数不能低于3。,中间支承的固有频率可按下式计算： 式中 fo：为中间支承的固有频率（Hz） CR ：为中间支承橡胶元件的径向刚度（N/mm） M ：为中间支承的悬置质量（kg），它等于传动轴落在中间 支承上的一部分质量与中间支承轴承及其座所受质量之和 在设计中间支承时，应合理选择橡胶弹性元件的径向刚度， 使固有频率对应的临界转速n=60f0尽可能低于传动轴的常用转 速范围，以免共振，保证良好的隔振效果。 传动轴共振有一阶共振、二阶共振和三阶共振。,中间支承的计算,1阶,2阶,3阶,传动轴的谐振:单根传动轴的谐振频率比较高，从激振试验的测试结果看，一阶振频就是设计计算中得出的临界转速，一般高出传动轴工作转速1.5倍以上，二阶三阶则更高，都不在工作转速范围内，所以分析单根传动轴没有实际意义。两根传动轴及中间支承系统，通常有两个在传动轴工作转速范围的谐振频率，一阶振频约在20至30赫芝之间；二阶振频约在40至50赫芝之间，需要采取一定技术措施，防止严重的振动和噪音出现。至于三根传动轴及两中间支承系统，情况更复杂。 模态分析方法： 1、试验分析法，即用激振器给传动轴系统输入一亇激振力，频率从低缓慢增加，测出谐振频率一阶、二阶、三阶，然后将激振器固定在谐振频率，多奌测量振幅画出振型曲线。这是基本的方法，结果可靠可信，但比较费事。 2、计祘机模态分析法：有模态分析软件，并建成传动轴系统数学模型，合理确定边界约束条件，就可以进行实际系统的模态分析。它的优奌是方便快捷，但结果的可信度决定于软件水平、数学模型仿真程度、边界约束条件合理性。传动轴模态分析系统的建立，应通过多次实验验证方可使用。 为了防止传动轴系统因工作在谐振状态而发生严重振动，在传动轴系统设计中运用模态分析的结果，可以获得显著的效果。把传动轴支承设置在振型的节奌(即振幅为零的奌)，可以防止振动通过支承传到车箱驾驶室。传动轴系统的一阶谐振往往是由支承频率决定的，降低支承的固有频率可以显著降低传动轴系统一阶振动，改善传动轴的工作性能。,传动轴许用不平衡量的计算,例：某传动轴质量为20kg,最高使用转速3000r/min，平衡精度为G40,求许用不平衡量Uper。 Geper*/1000平衡精度(mm/s) eperUper/M.许用不平衡度(g.mm/kg) 式中：Uper许用不平衡量，g.mm M传动轴质量，kg 角速度，rad/s 式中：M=20kg, n=3000r/min, G=40mm/s =2n/602*3000/60(rad/s) 1、用计算法求许用不平衡量： G eper*/1000Uper*/1000M Uper1000*G*M/ 1000*40*20*60/2*30002548g.mm 每端许用不平衡量：2548/21274g.mm 2、用查曲线法求许用不平衡量： 在n=3000r/min与G40的交点上查得对应的eper130um0.13mm eper Uper/M Upereper*M 0.13*20*10002600g.mm 每端的许用不平衡量：2600/21300g.mm,谢谢,