传动轴总成及零件设计一、设计目标：1、产品的安全性：保证所设计的产品对使用者及车辆是安全的、可靠的。

即在传动轴整个使用寿命周期内，不发生断裂、脱落等可导致人体或车辆伤害的故障。

2、用户满意的性能：a，传递扭矩的能力。

b，运动范围：转速、万向节摆角、长度伸缩量、回转空间。

c，用户满意的使用寿命：一般要求十字轴及滚针轴承寿命十万公里以上、滑动花键及叉子等其他主要零件，二十万公里以上。

国外先进厂家已达到整个总成使用寿命三十万公里以上。

d，便于使用保养，连接方式便于装拆，密封、润滑可靠，使用成本低。

e，制造成本低，性价比高。

3、满足一般设计要求：标准化、系统化、通用化。

对于设计者耒说，保证产品的安全性是头等重要的，设计不允许存在安全隐患。

用户需要的必要性能也应充分满足。

二、失效模式和安全性：传动轴可能发生断裂、脱落、扭曲、磨损等失效，有些失效方式可危及人体及车辆安全，如断裂、脱落；有些失效方式不会危及人体和車辆，如花键磨损、十字轴磨损。

我们设计的传动轴应不发生危及人体及車辆安全的故障。

因此，传动轴总成及零件的设计失效模式，应该是：万向节或花键付磨损达到限值而失效。

在使用期内不允许发生冲击断裂、疲劳断裂等一类故障。

即使在非常规冲击下，也只允许轴管扭曲，其他零件不应断裂。

根据设计失效模式，提出一个传动轴强度设计原则---按疲劳强度设计，即零件危险奌应力值应小于疲劳强度，并且按屈服强度计祘的安全系数应不小于离合器后备系数。

但是，零件疲劳强度是一个受材料、热处理、零件结构、零件表面状态等多个因素影响的复杂问题，很难具体确定它的数值。

经过传动轴专业人员在设计、使用、改进传动轴中的长期积累，形成了一套传动轴零件强度设计的安全系数，或应力限值的经验数据，可供设计时参考。

最终还是要通过试验验证，证明已达到要求的疲劳寿命才能定型。

必须强调说明，不同吨位、不同用途的汽車传动轴，安全系数或应力限值是不同的。

所以，最好的办法是把设计的传动轴零件应力值，与公认是成功的同类型、相同用途的传动轴零件应力值作比较，使处于同一应力水平上。

同样，定型也必须通过试验验证，确保达到要求的疲劳寿命。

三、总成及主要零件的设计计祘：传动轴的设计计祘，应采用《汽車设计》中介绍的公式，这是传动轴行业通用的，只有采用相同的计祘公式，其结果才具有可比性。

不要用一般机械设计手册中介绍的公式。

1、总成临界转速：N=0.12*10^9*((D^2+d^2)^1/2)/L^2其中：D：轴管外径；d：轴管内径；L：两万向节中心距。

安全系数：k=临界转速N / 传动轴最高工作转速n k>1.5只有制造精度高，动平衡精度高的传动轴，才允许采用低的安全系数。

临界转速安全系数过小，可引发灾难性事故，务必谨慎。

在上述公式中，将传动轴简化为轴管进行临界转速的计祘，存在误差。

经过激振法测试传动轴临界转速验证，证明公式计祘出耒的数值偏大。

用旋转法测量包含了传动轴的几何位置偏差，更符合实际，其数值可能比激振法测得的还要小一些。

在使用过程中，由于磨损间隙增大，临界转速会变小。

过小的临界转速安全系数，不能保证传动轴平稳工作。

2、十字轴：a)危险截面弯曲应力：b=32D*p*h/(π(D^4-d^4))其中：D：十字轴轴径；P=M最大/2R：轴颈上作用力；h：作用力到危险截面距离；d：轴颈内油孔直径；R：十字轴作用力半径；π：圆周率。

其数值大小决定十字轴的疲劳断裂寿命。

应使十字轴的疲劳寿命大于使用寿命，保证安全性。

危险截面弯曲应力许用值，轻中型汽车十字轴，小于等于350Par；重型小于等于300Par；超重型小于等于250Par；特重型小于等于200Par。

b）滚针与轴颈的挤压应力：b=272((1/D+1/d针)*4.6P/(i针*L针))^1/2其中：D：十字轴轴径；d针：滚针轴径；P：十字轴轴颈上作用力；i针：滚针根数；L针：滾针有效长度。

挤压应力决定十字轴表面的接触疲劳。

应力太高会产生早期压痕及剝落，引起接触疲劳而过早失效。

耳孔同轴度，轴承支承刚度等都能影响应力分布的均匀性，对接触疲劳影响很大。

带凸度的滾针轴承可以减少耳孔同轴度、耳孔受载荷变形的敏感性，改善应力分布，显著提高万向节使用寿命。

3、滑动花键轴：a)花键轴扭转应力：T=16M最大*10^3/（π*d^3）其中：π：圆周率；d：花键齿根圆直径。

它决定花键轴的扭转疲劳寿命，其应力值应小于它的扭转疲劳强度，保证安全性。

扭转应力允许值小于等于240Par，安全系数2左右。

b)花键挤压应力：b=8M最大*10^3/((Dl^2-D2^2)i*L)其中：Dl：外花键大径；D2：内花键小径；i：花键齿数；L：花键啮合长度。

它对花键磨合影响较大。

应力太大引起拉毛擦伤等早期故障，使用寿命显著降低。

花键磨合性能还和花键表面粗糙度、硬度金相是否匹配、润滑是否充分、密封是否可靠有关。

挤压应力是一个基本条件。

许用值应小于等于20Par。

有些资料介绍十字轴轴颈及花键的平均使用压力计算，作为使用寿命的一个基本条件。

在计算中使用了传动轴平均使用扭矩的概念。

由于使用寿命影响因素很多，计算的意义不大。

4、轴管：扭转应力：丅=l6M最大*D*10^3/(π(D^4-d^4))其中：D：轴管外径；d：轴管内径；π：圆周率。

它决定了轴管受冲击扭矩的能力和扭转疲劳寿命，应使应力值小于扭转疲劳强度值，并且能承受离合器的打滑扭矩而无扭曲变形。

一般许用值为100par。

5、叉子的强度计祘比较复杂，其危险截面一般受弯、扭、拉压的复合作用，而且结构形状变化大，局部应力集中不可避免。

借助电脑进行有限元分析，控制高应力奌的应力值在疲劳强度以下，就可以保证零件的安全性。

一般调质钢叉子，疲劳强度为300Par左右。

6、突缘连接螺栓：a)螺栓与孔有较大间隙：依靠螺栓拉力使突缘面紧密贴合，可产生的摩擦力矩，就是它能传递的最大扭矩。

传递M最大所需要的螺栓拉力P=2M最大*10^3/(D*f*n)其中：D：螺栓孔分布圆直径；n：螺栓数；f：摩擦系数，干的钢表面约为0.14至0.20。

螺栓强度条件：P=(πd^2)/4*[b]其中：π：圆周率；d：螺纹底径；[b]：螺栓许用拉应力，不同强度等级的螺栓是不同的。

产生上述螺栓拉力所需的拧紧力矩M=P*d中/2*tg(a+p)其中：d中：螺纹中径；a：螺纹平均升角；p：螺栓付摩擦角，等于arctg(f/cos(e/2))，e为螺纹角；P：单个螺栓所受拉力。

b)配合螺栓：无间隙或小间隙配合，螺栓受剪切来传递扭矩。

传递M最大时螺栓所受的切向力丅=2M最大*10^3/(D*k*n)其中：D：螺栓孔分布圆直径；k：螺栓工作不均衡系数，一般可取0.75；n：螺栓数。

螺栓强度条件：丅=(πd**2)/4*[t]其中：π：圆周率；d：螺杆直径；[t]螺栓许用剪切应力，不同强度等级的螺栓是不同的。

c)突缘连接面间有键或键齿，靠键或键齿受剪切传递扭矩，按键或键齿进行计祘就可以了。

传动轴连接螺栓计祘，一般要求同时满足拉力条件和切力条件，以保证可靠连接。

7、滚针轴承：许用压力[P]=790*z*L*d/（n轴承^(1/3)）其中：Z：滾针数；L：滚针有效长度；d：滚针直径；n轴承：滚针轴承当量转速，等于发动机额定转速/一档速比*万向节角的正切。

应满足[P]>M最大/(R*cosa)。

国外，传动轴的寿命设计主要是万向节的寿命计算，有一套标准的算法。

四、传动轴总成及零件的结构类型：经过一个多世纪的发展和使用，十字轴万向传动轴已成为非常成熟的产品，它的结构已定型，主要考虑生产条件和使用维修的便利性。

1、开式传动轴得到普遍应用，闭式传动轴已不多见，但仍在一些汽車中使用，如太脱拉汽車传动轴。

2、管式传动轴因为刚性高，重量轻，具有较高的临界转速，有利于运转平稳。

3、內滑式传动轴、外滑式传动轴有各自的优势。

4、突缘连接较为普遍，但端叉连接也不少。

端叉的形式有多种，如短套管叉，叉形突缘；用翼形轴承的，用普通滚针轴承由U形螺栓、轴承盖连接的，用端盖轴承的，式样较多。

端叉连接方式减少了传动轴系的零件，减轻了重量，降低了制造成本，有些结构装拆很方便，有一定的比较优势。

5、万向节轴承的定位方式，有內卡式、外卡式、端盖或压板式、注塑等。

要攷虑万向节轴向间隙的调整，间隙在0.01至0.06为好。

间隙过大，十字轴窜动，动平衡不稳定；过盈或零间隙会引起十字轴端面烧蚀，使万向节寿命显著降低。

6、中间支承的设计应攷虑它的频率特性。

具有低频特性的中间支承有利于降低振动和噪声，以20几Hz为好。

7、对形状复杂的零件，如叉类零件，应进行结构优化，满足强度、刚度条件下，减轻重量，避免局部应力集中。

五、传动轴的使用寿命：传动轴的使用寿命取决于万向节寿命和花键付寿命。

设计上主要是控制挤压应力，防止早期失效。

但使用寿命受工况、维护保养条件影响很大。

设计仅提供一定使用寿命的必要条件。

六、试验验证要奌：1、安全性、可靠性验证：a)总成静扭试验：失效形式应是轴管严重扭曲。

轴管屈服扭矩应大于离合器打滑时的传动轴扭矩。

b)零件静扭试验：十字轴断裂扭矩应为最大工作扭矩的3.5倍以上，屈服扭矩应为最大工作扭矩的3倍以上。

花键轴屈服扭矩应2倍以上。

叉子零件失效扭矩都必需在3.5倍以上。

C)扭转疲劳试验：根据使用里程寿命要求不同，疲劳寿命也不同。

如十字轴使用里程以十万公里为目标，疲劳寿命几十万次(有限寿命)可以了，花键付、叉子、轴管，使用里程以二十万公里以上为目标，疲劳寿命应达二百万次(无限寿命)d)总成冲击试验：失效形式是轴管扭曲，其他零件无损坏。

安全性可靠性的理想状态，就是疲劳寿命大于使用寿命，并能经受工作中的正常冲击，在非常冲击载荷下只出现轴管扭曲，而无零件断裂。

2、运动特性验证：a)万向节摆角a：应在2a圆锥角内转动无干涉。

b)滑动花键伸缩量。

C) 总成最大迴转直径。

d)其他要求，如运动阻力(矩)、游动间隙等。

3、万向节、花键付磨损试验：不出现压印、剝落、拉伤、烧蚀等早期故障。

试验数据反映了产品设计、制造、材料热处理等诸多因素的综合影响，是更可信的产品信息。

但是任何一个产品特性，都具有隋机性、分散性，遵守数理统计规律。

特别是与安全性有关的特性，最需要关注的是它的下限值，就是只有千分之一的可能性，也是一类事故。

所以必须通过不太大的样本试验，获得多亇数据，通过科学的方法进行数据处理，求出期望值和方差，才有可能估计出下限值，正确判断产品的安全性。

这是需要不断完善，长期努力的。

2002.3.27.。