十字轴式万向节传动轴总成设计规范十字轴式万向节传动轴总成设计规范1范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成技术规范。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设计。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/T523《汽车传动轴总成台架试验方法》QC/T29082《汽车传动轴总成技术条件》3术语和定义3.1传动轴：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目标性能4.2传动轴带万向节总成所连接的两轴相对位置在设计范围内变动时，能可靠地传递动力；4.2所连接两轴接近等速运转，由万向节夹角产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内；4.3传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。可编辑范本5设计方法5.1设计计算涉及的参数具体参数见表（一）、表（二）表（一）计算参数整车参数发动机最大转矩（N.mm）T…发动机最大输出转速（r/min）n变速器一档传动比ii变速器最高档传动比i发动机到万向传动轴之间的传动效率n传动轴参数扭转切应力（MPa）TT轴所受的扭矩（N.mm）T轴的抗扭截面系数（mm3）WT轴的转速（r/min）n可编辑范本表（二）需校核的参数e式中A0955000可以参见下表；对于空心轴,则可编辑范本用三个或四个万向节，且有一根传动轴可伸缩，中间传动轴应有支撑。中间支撑用于长轴距汽车的分段传动，提高传动轴的临界转速、避免共振及减小噪声。如图2所示，01,02,03,……,0n-1,On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：W2+92±A±e2+92\12n-1n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9e=0，即92±92±A±92±92=0。在理论上可用通过调整万向节夹角和合理选择万12n-1n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9eV3°,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。5.3传动轴的设计与计算5.3.1传动轴的直径的选用。（以扭转强度条件计算）传动轴的扭转强度条件为P9550000n<[T]0.2d3T由上式可得传动轴的直径r,'9550000P19550000Apc\0.2[T]•n\0.2[T]3'n03n；T.T可编辑范本D>Ac0:P\n(1-p4)其中p=Dc即空心轴的内径de与外径De之比，通常取卩=0.5〜0.6=1.2x108■D2+d2cG—L2,r/16DTc——s兀(D4—d4)cc=TXiXn（N.mm）为传动轴的计算扭矩。emax1传动轴花键轴通常以内径计算其扭转切应力，Th16T兀，取安全系数k°=2〜3,[T0]=[Te]/k0,校)Lnh0传动轴常用材料的kJ及A°值，见表3传动轴的材料Q235-A、20Q275、35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13W]/MpaT15〜2520~3525~4535~55A0149〜126135~112126~103112~97表35.3.2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nk为:在设计传动轴时，取安全工作转速为0.7斗。校核条件：n<0.7n,其中n=n/ikmaxkmaxmmax5.3.3传动轴管扭转强度校核轴管的扭转切应力为，Tc则校核条件：T<[T],其中卩]为许用扭转切应力，通常取300MPaccc5.3.4传动轴花键轴扭转应力校核核条件满足：\W%]。5.3.5花键齿侧挤压应力的校核当传动轴滑动花键采用矩形花键时，齿侧挤压应力为TK'(D+d式中，K'=1.3〜1.4为花键处转矩分布不均匀系数。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。校核条件为：a<[a],[a]=25〜50Mpa（伸缩花键）,[a]=50〜100Mpa（非滑动花键）为齿侧许yyyy用挤压应力。
