傳動軸設(shè)計指南

1、萬向節(jié)和傳動軸設(shè)計指南 奇瑞汽車有限公司乘研三院底盤部設(shè)計指南 編制： 梁晉審核： 呂波濤 批準(zhǔn)： 馮賀平 目 錄§1 概述2 §1.1萬向節(jié)和傳動軸綜述2§1.2萬向節(jié)的類型及適用范圍2§1.3萬向節(jié)結(jié)構(gòu)及工作原理2§2 設(shè)計構(gòu)想8 §2.1設(shè)計原則和開發(fā)流程8 §2.2 基本的設(shè)計參數(shù)制定9 §2.3 臺架試驗(yàn)25§3 材料及加工26§4 圖紙模式27 §4.1 尺寸公差27 §4.1 文字說明27§1 概述§1.1萬向節(jié)和傳動軸綜述汽車上的萬向節(jié)傳動

2、常由萬向節(jié)和傳動軸組成，主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞動力。萬向節(jié)傳動應(yīng)保證所連接兩軸的相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變化時，能可靠的傳遞動力；保證所連接兩軸盡可能同步（等轉(zhuǎn)速）運(yùn)轉(zhuǎn)；允許相鄰兩軸存在一定的角度；允許存在一定軸向的移動。§1.2萬向節(jié)的類型及適用范圍萬向節(jié)按其在扭轉(zhuǎn)方向上是否由明顯的彈性可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又可分為不等速萬向節(jié)（常用的十字軸式），準(zhǔn)等速萬向節(jié)（雙聯(lián)式、三銷軸式等）和等速萬向節(jié)（球叉式、球籠式等）。等速萬向節(jié)，其英文名稱為Constant Velocity Universal Joint，簡稱等速節(jié)（CVJ）。CVJ的分類如

3、下（德國分類）:Fixed Joint(固定端萬向節(jié))AC：橢圓截面滾道RF: 圓形截面滾道UF：尖拱形截面滾道Plunging Joint(移動端萬向節(jié))DOJ：雙偏置式萬向節(jié) GI: 三球銷式萬向節(jié) VLJ：斜滾道球籠萬向節(jié)以上是乘用車常用等速節(jié)的英文及德文縮寫，對應(yīng)著不同的結(jié)構(gòu)與性能，這在下邊的章節(jié)中會提到。在發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動（或全輪驅(qū)動）的汽車上，由于工作時懸架變形，驅(qū)動橋主減速器輸入軸與變速器（或分動器）輸出軸間經(jīng)常有相對運(yùn)動，因此普遍采用萬向節(jié)傳動。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋中，由于驅(qū)動輪又是轉(zhuǎn)向輪，左右半軸間的夾角隨行駛需要而不斷變化，這時多采用球叉式和球籠式等速萬向節(jié)傳動。當(dāng)后驅(qū)動橋?yàn)楠?dú)立

4、懸架結(jié)構(gòu)時，也必須采用萬向節(jié)傳動。萬向傳動裝置除用于汽車的傳動系外，還可用于動力輸出裝置和轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)。因?yàn)檗I車普遍采用等速萬向節(jié)，所以本設(shè)計指南重點(diǎn)介紹等速節(jié)驅(qū)動軸。§1.3萬向節(jié)結(jié)構(gòu)及工作原理§1.3.1萬向節(jié)結(jié)構(gòu)§1.3.1.1十字軸式剛性萬向節(jié),如下圖所示：§1.3.1.2固定端球籠式等速萬向節(jié),如下圖所示（AC/RF/UF僅鋼球滾道截面形狀不同）：§1.3.1.3移動端球籠式等速萬向節(jié)（DOJ）,如下圖所示：§1.3.1.4移動端球籠式等速萬向節(jié)（GI）,如下圖所示：§1.3.1.5移動端球籠式等速萬向節(jié)（VL）：

5、螺紋花鍵差速彈簧圈卡箍§1.3.1.6等速驅(qū)動軸結(jié)構(gòu)軸桿移動節(jié)固定節(jié)花鍵防塵罩阻尼減震圈防塵罩上圖所示為常見的轎車等速驅(qū)動軸結(jié)構(gòu)，包括固定端萬向節(jié)與移動端萬向節(jié)及中間花鍵軸桿，萬向節(jié)由防塵罩進(jìn)行密封，內(nèi)部充入潤滑油脂，防塵罩通過卡箍聯(lián)接固定到萬向節(jié)與軸桿上，軸桿上裝有阻尼減震圈，其作用是在工作中衰減軸桿的振動，從而降低噪聲，這個效果也可以通過將軸桿制成空心來實(shí)現(xiàn)。驅(qū)動軸兩側(cè)的花鍵與輪轂和差速器分別配合聯(lián)接。傳動系的動力經(jīng)過移動節(jié)、軸桿傳遞到固定節(jié)，移動節(jié)具有可軸向伸縮的功能，但允許的軸間角度較??；固定節(jié)不可以軸向伸縮，但具有較大的軸間角度,以適應(yīng)轉(zhuǎn)向要求。§1.3.2等速驅(qū)

6、動軸的安裝方法1以奇瑞公司S12+1.3L車型為例，如下所示：編號零件號零件名稱單車數(shù)量1S12-2203020AB/BB右等速節(jié)驅(qū)動軸總成12S12-2203010AB/BB左等速節(jié)驅(qū)動軸總成13S21-3001007左前轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成14S21-2203205螺母22變速箱43將左等速節(jié)驅(qū)動軸總成2的內(nèi)球籠花鍵插入變速箱輸出端。依靠彈性擋圈漲開與變速箱限位固定。如圖A所示。B 前輪轂端連接示意圖A 變速箱端連接示意圖34差速彈簧圈 將左等速節(jié)驅(qū)動軸總成2的外球籠花鍵插入左前轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成3的前輪轂的花鍵槽中，如圖B所示，通過驅(qū)動軸鎖緊螺母4將驅(qū)動軸總成與前輪轂相連，螺母鎖緊

7、力矩270±10N·m。使用工具對準(zhǔn)驅(qū)動軸外球籠槽口處將驅(qū)動軸鎖緊螺母4外緣砸入最終鎖緊。安裝過程中注意對防塵罩的保護(hù)，避免被尖銳外物劃傷。右等速節(jié)驅(qū)動軸總成1的安裝同左等速節(jié)驅(qū)動軸總成2的裝配方式。§1.3.3萬向節(jié)的工作原理§1.3.3.1十字軸萬向節(jié)的工作原理傳統(tǒng)型式的萬向節(jié)，主動軸（即動力輸入軸）與從動軸（即動力輸出軸）之間通過十字形的關(guān)節(jié)聯(lián)接，可以傳遞不同角度方向上的回轉(zhuǎn)運(yùn)動。其數(shù)學(xué)模型如下圖所示，輸入軸軸在A平面上作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。輸出軸軸在B平面上作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。a軸和b軸在同一條直線上時，a軸和b軸的轉(zhuǎn)速相同。a軸和b軸之間有一定的角度旋轉(zhuǎn)時，當(dāng)軸

8、從V旋轉(zhuǎn)到W位置（轉(zhuǎn)角為45°）時，b軸從 V´旋轉(zhuǎn)到W´位置（轉(zhuǎn)角大于45°）。當(dāng)軸從W繼續(xù)旋轉(zhuǎn)到X位置（轉(zhuǎn)角為45°）時，b軸從W´旋轉(zhuǎn)到X´位置（小于45°）。在此90°區(qū)間內(nèi)，從動軸轉(zhuǎn)速大于主動軸轉(zhuǎn)速，且先加速后減速，當(dāng)a軸轉(zhuǎn)到90°時，b軸也轉(zhuǎn)到90°。當(dāng)軸從X旋轉(zhuǎn)到Y(jié)位置（轉(zhuǎn)角為45°）時，b軸從 X´旋轉(zhuǎn)到Y(jié)´位置（轉(zhuǎn)角小于45°）。當(dāng)軸從Y繼續(xù)旋轉(zhuǎn)到Z位置（轉(zhuǎn)角為45°）時，b軸從Y´旋轉(zhuǎn)到Z´位置（

9、大于45°）。在此90°區(qū)間內(nèi)，從動軸轉(zhuǎn)速小于主動軸轉(zhuǎn)速，且先減速后加速，當(dāng)a軸轉(zhuǎn)到90°時，b軸也轉(zhuǎn)到90°。下一個180°的運(yùn)動情況重復(fù)上述過程。由此可見，主動軸以等角速轉(zhuǎn)動時，從動軸轉(zhuǎn)動則是時快時慢，即指單個十字軸萬向節(jié)在有夾角時傳動具有不等速性。這里所謂的“傳動的不等速性”，是指從動軸在運(yùn)轉(zhuǎn)一周的過程中角速度不均而言，而主、從動軸的平均轉(zhuǎn)速是相等的，即主動軸轉(zhuǎn)過一周，從動軸也轉(zhuǎn)過一周。單個十字軸萬向節(jié)在有夾角時傳動具有不等速性，將使從動軸及與其相連的傳動部件產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動，從而產(chǎn)生附加的交變載荷，會影響傳動系零部件壽命。為了實(shí)現(xiàn)兩軸間的等

10、角速傳動必須使用兩個十字節(jié)，并且滿足以下兩個條件：第一萬向節(jié)兩軸間夾角與第二萬向節(jié)兩軸間夾角相等；第一萬向節(jié)的從動叉與第二萬向節(jié)的主動叉處于同一平面內(nèi)。這樣，第一個十字節(jié)的不等速效應(yīng)就會被第二個十字節(jié)的不等速效應(yīng)所抵消，最終取得兩軸等速的效果。在雙十字節(jié)使用中，針對每一個十字節(jié)而言，只要存在軸間夾角或，萬向節(jié)在工作過程中內(nèi)部零件之間就有相對運(yùn)動，因而導(dǎo)致摩擦損失，降低傳動效率。夾角越大，則效率越低。§1.3.3.2等速萬向節(jié)的工作原理上述雙萬向節(jié)傳動雖能近似地解決等速傳動問題，但在某些情況下，例如轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的分段半軸間，在布置上受軸向尺寸限制，不可能布置雙萬向節(jié)，而且轉(zhuǎn)向輪要求偏轉(zhuǎn)角

11、度大（30°40°），因而上述雙萬向節(jié)傳動已經(jīng)難以適應(yīng)，況且十字節(jié)的運(yùn)轉(zhuǎn)噪聲大，轉(zhuǎn)向效果也差。所以需要利用一個萬向節(jié)便能實(shí)現(xiàn)等角速傳動，因而出現(xiàn)了等速萬向節(jié)。CVJ的傳動與軸間夾角沒有關(guān)系，如下圖所示（AC節(jié)），當(dāng)輸入軸A與輸出軸B的軸間夾角發(fā)生變化時，6個傳動鋼球的中心始終位于夾角的平分面上，因此，鋼球中心到A、B軸的垂線段長度相等，而鋼球在A軸的回轉(zhuǎn)面A面與在B軸的回轉(zhuǎn)面B面的嚙合點(diǎn)位于鋼球中心，所以兩軸的角速度相同。§2 設(shè)計構(gòu)想§2.1設(shè)計原則和開發(fā)流程對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋,前輪既是轉(zhuǎn)向輪又是驅(qū)動輪,作為轉(zhuǎn)向輪,要求驅(qū)動軸固定節(jié)能在最大轉(zhuǎn)向角范圍內(nèi)任意

12、偏轉(zhuǎn)到某一角度;作為驅(qū)動輪,則要求驅(qū)動軸在車輪偏轉(zhuǎn)過程中不間斷地把動力從差速器傳遞到車輪。因此轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的驅(qū)動軸不能制成整體而要分段,中間用萬向節(jié)連接,以適應(yīng)汽車行駛時驅(qū)動軸各段的交角不斷變化的需要。若采用獨(dú)立懸架,則在靠近差速器處也需要有萬向節(jié);若采用非獨(dú)立懸架,只需要在轉(zhuǎn)向輪附近裝一個萬向節(jié)。等速驅(qū)動軸設(shè)計開發(fā)流程見下圖： §2.2 基本的設(shè)計參數(shù)制定驅(qū)動軸基本的設(shè)計參數(shù)包括萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)和規(guī)格，與差速器和輪轂的接口尺寸、萬向節(jié)中心距、移距-擺角參數(shù)，強(qiáng)度、剛度和耐久性壽命的計算校核，NVH性能計算等等。一般來講驅(qū)動軸的布置是在強(qiáng)度、剛度及耐久性計算完畢，選定萬向節(jié)結(jié)構(gòu)和規(guī)格后進(jìn)行

13、的，但是考慮到以上計算中使用到的一些參數(shù)是在布置后確定下來的，所以我們首先介紹驅(qū)動軸的布置。§2.2.1驅(qū)動軸的布置在結(jié)構(gòu)上，由于懸掛系統(tǒng)的上下運(yùn)動，使萬向節(jié)的角度發(fā)生變化，同時從變速箱端到車輪端的驅(qū)動軸有效工作長度發(fā)生變化，如下圖所示，2 1。針對這一變化，要求驅(qū)動軸位于變速箱側(cè)的萬向節(jié)具備一定量的軸向伸縮滑移功能，同時具有一定量的擺角，以保證懸掛系統(tǒng)工作時可以正常的傳遞動力。這個滑移和擺角功能經(jīng)過量化，便成為了移動節(jié)的移距-擺角功能曲線。下面以奇瑞公司S18+1.3L的驅(qū)動軸布置為例進(jìn)行說明。S18+1.3L驅(qū)動軸的布置流程右軸左軸在驅(qū)動軸內(nèi)外端萬向節(jié)的主要結(jié)構(gòu)及接口尺寸確定之后

14、，萬向節(jié)的中心點(diǎn)也就確定了。在Catia軟件中將外球籠數(shù)模與前轉(zhuǎn)向節(jié)帶盤式制動器總成、前滑柱的數(shù)模在整車坐標(biāo)系下進(jìn)行裝配。模擬前懸架的運(yùn)動行程，從而找到前懸架上跳極限、滿載、半載、空載、下跳極限時所對應(yīng)的外球籠中心點(diǎn)坐標(biāo)，并將其記錄下來。同時，將內(nèi)球籠與差速器的數(shù)模在整車坐標(biāo)系下進(jìn)行裝配，找到內(nèi)球籠的中心點(diǎn)坐標(biāo)，并將其記錄下來。（注：因內(nèi)球籠為移動節(jié)，在滑移過程中其轉(zhuǎn)動中心的位置是動態(tài)變化的，所以這里記錄的只是一個參考中心點(diǎn)的坐標(biāo)）如下圖所示：根據(jù)以上布置圖，記錄左、右驅(qū)動軸萬向節(jié)的中心點(diǎn)在各個運(yùn)動位置的坐標(biāo)，并測量相應(yīng)位置的內(nèi)外端萬向節(jié)中心距，編制如下表所示的布置數(shù)據(jù)。通常選擇滿載與空載位置

15、下的內(nèi)外端萬向節(jié)中心距的平均值作為軸桿的特征長度，以此長度為半徑，各位置固定節(jié)中心為球心，求得與差速器軸線的交點(diǎn)，此交點(diǎn)與參考移動節(jié)中心的位移為移距（滑出為負(fù)），然后將固定節(jié)中心與相應(yīng)交點(diǎn)連線，測量連線與差速器軸線的夾角。外球籠因?yàn)椴痪哂猩炜s滑移功能，所以只測量軸桿與輪轂軸線的夾角。將上表中所測量的各位置移距與擺角數(shù)據(jù)，與所選定的移動節(jié)的移距-擺角功能曲線做對比，如果測量的數(shù)據(jù)合理的分布在功能曲線內(nèi)，即表示布置成功，否則便要重新調(diào)整軸桿長度或者選擇新的萬向節(jié)結(jié)構(gòu)。§2.2.2驅(qū)動軸的性能參數(shù)計算驅(qū)動軸的性能計算主要是萬向節(jié)的性能計算，決定于整車的質(zhì)量參數(shù)、發(fā)動機(jī)的參數(shù)、傳動系的參數(shù)及

16、輪胎的參數(shù)等等，主要涉及靜扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度、扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度、耐久性磨損壽命及NVH性能等等。以奇瑞公司S18+1.3L車型驅(qū)動軸性能計算為例進(jìn)行說明，如下：一、設(shè)計輸入?yún)?shù)1. 車輛類別： 2. 發(fā)動機(jī)參數(shù)型號：1.3NA ,排量：1.297L 最大功率：61KW/ 6000RPM最大扭矩：114 Nm/38004500RPM3變速箱參數(shù)QR513MHA變速箱參數(shù)(汽油機(jī))項(xiàng)目傳動比一檔速比3.545二檔速比2.050三檔速比1.423四檔速比1.065五檔速比0.865倒檔速比3.364主減速比4.0564質(zhì)量參數(shù) 前軸荷（Kg）滿載軸荷7405輪胎參數(shù)輪胎型號175/60R14,滾動半徑0.273m

17、二、萬向節(jié)強(qiáng)度計算1 最大驅(qū)動力矩（由發(fā)動機(jī)最大輸出力矩傳遞而來）MT：前輪或后輪驅(qū)動根據(jù)行駛方向，最大速比需考慮：前進(jìn)倒車2驅(qū)動軸最大附著扭矩（由地面附著力通過輪胎傳遞而來）前輪驅(qū)動：乘用車非乘用車1.01.2前輪驅(qū)動后輪驅(qū)動fs1.01.23 驅(qū)動軸需要承載的最大力矩手動變速：因?yàn)椋耗敲矗?驅(qū)動軸應(yīng)用力矩 手動變速：，根據(jù)應(yīng)用力矩可知，驅(qū)動軸的屈服力矩需要滿足大于1394Nm才能保證不失效，選用AC79及DO79萬向節(jié)的驅(qū)動軸其實(shí)測屈服力矩大于1900Nm，靜扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度大于2800Nm。 屈服強(qiáng)度安全系數(shù)，一般取1.01.1；所選萬向節(jié)為； 靜扭強(qiáng)度安全系數(shù)，一般取1.31.5。所選萬向節(jié)為

18、；結(jié)論：所選驅(qū)動軸強(qiáng)度滿足要求。三、耐久性磨損壽命校核選用AC79固定節(jié)及DO79移動節(jié)，其動態(tài)額定扭矩。因?yàn)檎嚱?jīng)常處于空載和滿載之間的工況行駛，所以選擇空載和滿載時內(nèi)球籠軸間夾角的均值°為考察對象，壽命目標(biāo)值為100000Km，使用Palmgren/Miner原理進(jìn)行計算。1檔2檔3檔4檔5檔檔位利用率0.010.050.270.40.27各檔總傳動比14.378528.31485.7716884.319643.50844各檔軸速比（rpm）288.62498499.11719.0271960.72821182.8619各檔對應(yīng)車速(km/h)29.705651.368974.0

19、03098.8791121.7413各檔對應(yīng)驅(qū)動力矩(Nm)546.3838315.9624219.3241164.1463133.3207各檔對應(yīng)行駛時間(h)92.924350.322848.4621712.2992640.056總的行駛時間(h)1105.659總的車速(km/h)95.268總行駛里程(Km)105333.9最后得出結(jié)論，移動節(jié)行駛里程滿足10萬公里可靠性要求。同理，可得固定節(jié)的行駛里程也滿足壽命要求。四、軸桿最小橫截面直徑計算：車輪打滑扭矩 ：使用因素。 轎車：1.01.2取，(mm)，所選驅(qū)動軸軸桿上車加工槽的最小外徑為22mm>21.8mm，滿足要求。五、驅(qū)

20、動軸模態(tài)分析建立幾何模型，通過有限元分析，計算左右驅(qū)動軸總成各階次振動頻率。驅(qū)動軸總成的固有頻率要求：左右驅(qū)動軸的共振頻率均大于200Hz。（通常汽油機(jī)最大轉(zhuǎn)速為6000r,根據(jù)，影響最大是發(fā)動機(jī)2階激勵，因此）驅(qū)動軸固有振動頻率簡易計算方法：假定軸桿為均一斷面時，固有振動頻率按下式計算左軸： 右軸： 由計算結(jié)果看，所選驅(qū)動軸右軸模態(tài)不符合要求，需要在軸桿上加裝質(zhì)量減震器對振幅進(jìn)行衰減或者使用空心軸桿方案提高故有頻率進(jìn)行改善。（精確的模態(tài)值需要CAE做相關(guān)分析或由NVH試驗(yàn)進(jìn)行測量）。但最終是否有必要對現(xiàn)有方案進(jìn)行改善還要根據(jù)右軸的振動頻率對車內(nèi)噪聲的影響大小來判定。以上計算過程中所用到的參數(shù)

21、： 以上為S18+1.3L+MT的計算校核，對于AT，只需要在計算驅(qū)動力矩時在總傳動比中代入液力變矩器的最大變矩系數(shù)即可，其他步驟同MT。§2.2.3萬向節(jié)結(jié)構(gòu)參數(shù)與尺寸制定§2.2.3.1萬向節(jié)的結(jié)構(gòu)與規(guī)格隨著萬向節(jié)技術(shù)的逐步發(fā)展與市場應(yīng)用的不斷成熟，各個萬向節(jié)及驅(qū)動軸生產(chǎn)廠家已經(jīng)將萬向節(jié)規(guī)格與參數(shù)系列化、標(biāo)準(zhǔn)化（如下圖所示的尺寸D1D3， L1L3），以縮短開發(fā)周期及降低成本。各個廠家的萬向節(jié)規(guī)格雖然大致上已經(jīng)統(tǒng)一，但是性能上還是有較大差異的，這與廠家的設(shè)計、材料選取及處理、試驗(yàn)和制造水平相關(guān)。所以，對整車進(jìn)行萬向節(jié)選型時首先需要與各生產(chǎn)廠家溝通，不同的廠家提供的萬向節(jié)

22、規(guī)格雖然相似，但強(qiáng)度及磨損壽命還是有很大差別的，這一點(diǎn)非常重要。§2.2.3.2萬向節(jié)的尺寸制定萬向節(jié)與差速器的接口尺寸的制定過程中，要保證萬向節(jié)與半軸齒輪花鍵配合齒側(cè)間隙為-0.02mm+0.08mm，并且移動節(jié)的限位卡環(huán)尺寸要保證可以壓縮到花鍵小徑以下，并能滿足0.9KN4.5KN的拉脫力要求。萬向節(jié)與輪轂的配合也要滿足花鍵配合齒側(cè)間隙為-0.02mm+0.08mm，并且螺紋尺寸要能滿足鎖緊螺母的擰緊力矩而不發(fā)生脫扣。同時，從布置角度考慮，萬向節(jié)金屬結(jié)構(gòu)部分要與周邊各零部件保證至少5mm的間隙，以避免運(yùn)動干涉。而對于防塵罩來講，要考慮到受熱后其回轉(zhuǎn)直徑不能大于15%的膨脹量。 關(guān)

23、于粗糙度和形位公差的確定。移動節(jié)軸頸與變速箱油封配合處，為保證油封的密封效果，軸頸處粗糙度一般選0.8、0.63或者0.4。移動節(jié)、固定節(jié)軸承配合端面垂直度取0.05。形狀和位置公差GB/T1182-ISO1302。 表面粗糙度符號按GB/T131-ISO1302。形狀和位置的未注公差按GB/T1184-k,線性尺寸的未注公差按GB/T1804-m,角度的未注公差按GB/T11335-m。§2.2.4驅(qū)動軸強(qiáng)度及滑移-擺角曲線CAE分析§2.2.4.1驅(qū)動軸強(qiáng)度分析1萬向節(jié)最大承受載荷扭矩= Nm2. 零部件應(yīng)力分析狀況：零件名稱零件材料零件許用應(yīng)力（MPa）零件所受最大應(yīng)

24、力（MPa）是否滿足強(qiáng)度要求備注 鐘形殼 保持架 星形套 鋼球 軸桿 軸承架 滑套3零部件應(yīng)力分析模型鐘形殼、保持架、星形套、鋼球、軸桿、軸承架、滑套應(yīng)力分析模型截圖。§2.2.4.2驅(qū)動軸滑移-擺角曲線CAE分析輸出數(shù)據(jù)1驅(qū)動軸角度和移距CAE分析輸入數(shù)據(jù)： 轉(zhuǎn)向機(jī)特性： 方向盤每轉(zhuǎn)一圈，轉(zhuǎn)向齒條行程 ；轉(zhuǎn)向機(jī)最大行程 。 車輪中心坐標(biāo)、CVJ、發(fā)動機(jī)數(shù)模、差速器數(shù)模、移動節(jié)中心坐標(biāo)。2驅(qū)動軸角度和移距CAE分析輸出數(shù)據(jù)：CVJ擺角和車輪行程關(guān)系曲線； 移動節(jié)擺角和移距關(guān)系曲線。以上曲線請考慮以下工況： a.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于設(shè)計位置； b.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于制動加速度為0.9g時的位置； c

25、.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于向心加速度為0.9g右側(cè)轉(zhuǎn)向時的位置；d.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于向心加速度為0.9g左側(cè)轉(zhuǎn)向時的位置； e.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于一檔行駛時位置； f.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于一檔行駛時位置同時考慮地面對懸架的驅(qū)動力時的位置； g.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于倒檔行駛時的位置； h.當(dāng)發(fā)動機(jī)處于倒檔行駛時同時考慮地面對車輛和動力總成懸掛的反作用力時位置； i.發(fā)動機(jī)處于25g加速度后碰撞條件下的位置； j.發(fā)動機(jī)位置處于以3.5g的加速度向上擺動條件下的位置； k.發(fā)動機(jī)位置處于以4.5g的加速度向下擺動條件下的位置。 3驅(qū)動軸角度和移距CAE分析輸出曲線例子：以M11+2.0NA+QR519當(dāng)發(fā)動機(jī)處于設(shè)計位置和處于制動加速

26、度為0.9g時位置輸出曲線為例 (1)當(dāng)發(fā)動機(jī)處于設(shè)計位置 當(dāng)發(fā)動機(jī)處于設(shè)計位置時的移動節(jié)中心坐標(biāo) 其CVJ擺角和車輪行程關(guān)系曲線：以左輪為例ReboundBumpRB移動節(jié)擺角和移距關(guān)系曲線：以左移動節(jié)為例BR當(dāng)發(fā)動機(jī)處于(2)當(dāng)發(fā)動機(jī)處于制動加速度為0.9g時位置 GI節(jié)中心坐標(biāo)的移動節(jié)中心坐標(biāo) CV節(jié)擺角和車輪行程關(guān)系曲線：以左輪為例移動節(jié)擺角和移距關(guān)系曲線：以左GI節(jié)為例§2.2.5十字軸萬向節(jié)的強(qiáng)度校核1.在設(shè)計十字軸萬向節(jié)時，應(yīng)保證十字軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。設(shè)諸滾針對十字軸頸作用力的合力為F，則： 式中T傳動軸計算扭矩，取按兩種情況計算的轉(zhuǎn)矩（按發(fā)動機(jī)最大扭矩、變速器一檔

27、和按滿載驅(qū)動輪附著系數(shù)為0.8計算）的較小者；合力作用線與十字軸中心間的距離；萬向節(jié)的最大夾角；十字軸頸根部的彎曲應(yīng)力為：式中十字軸軸頸直徑； 十字軸油道孔直徑； 力作用點(diǎn)到軸頸根部的距離。彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于250350。十字軸軸頸的剪應(yīng)力：剪應(yīng)力應(yīng)不大于80120。滾針軸承的接觸應(yīng)力：式中d滾針直徑（mm）；L滾針工作長度（mm）；如前所述（mm）；在力F作用下一個滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（N）式中 i滾針列數(shù)；Z每列中的滾針數(shù)。當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在HRC58以上時，許用接觸應(yīng)力為30003200。2.傳動軸臨界轉(zhuǎn)速的計算在選擇傳動軸長度和斷面尺寸時，應(yīng)考慮使傳動軸有足夠高的臨界轉(zhuǎn)速。假設(shè)傳

28、動軸斷面為均勻一致、兩端自由支承的彈性梁，由機(jī)械振動理論可知，對應(yīng)其彎曲振動的一階固有頻率的臨界轉(zhuǎn)速為： 式中臨界轉(zhuǎn)速（r/min）；L傳動軸長度，即兩萬向節(jié)中心之間的距離（mm）；D、d傳動軸軸管的外徑和內(nèi)徑（mm）。臨界轉(zhuǎn)速與最大轉(zhuǎn)速之比為安全系數(shù)：3. 傳動軸軸管扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度的計算軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 式中，T傳動軸計算扭矩； D、d如前所述。按上式算出的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不應(yīng)大于300。4.傳動軸扭轉(zhuǎn)振動的校核 萬向節(jié)的角加速度過大時，會引起過大的慣性力矩，從而可能引起傳動系的扭轉(zhuǎn)振動， 為不致引起可感覺的振動，一般要求萬向節(jié)的最大角加速度小于1000，也可寫成萬向節(jié)夾角與角速度乘積小于31.6。5.傳

29、動軸伸縮花鍵齒側(cè)擠壓應(yīng)力 （）式中：Z花鍵齒數(shù); L鍵齒有效長度，mm; 許用擠壓應(yīng)力，當(dāng)花鍵齒面硬度大于HRC35時，伸縮花鍵取=2550,非滑動花鍵取=50100。§2.2.6 NVH性能計算隨著科學(xué)技術(shù)與制造工藝的發(fā)展及物質(zhì)生活水平的提高，汽車乘坐舒適性問題日益引起人們的重視，解決好NVH（噪聲、振動、異響）問題是改善汽車乘坐舒適性的重要內(nèi)容，在這之中調(diào)控傳動軸的異常振動是解決車輛NVH問題的關(guān)鍵環(huán)節(jié)之一，而安裝減震圈和使用空心管是調(diào)控傳動軸異常振動的主要手段。§2.2.6.1減震圈減震圈是一個質(zhì)量彈簧阻尼系統(tǒng)，其作用是調(diào)控傳動軸一階彎曲模態(tài)引起的異常振動，但不會影響

30、傳動軸的平衡、扭轉(zhuǎn)等特性。恰當(dāng)?shù)恼{(diào)節(jié)減震圈的質(zhì)量、剛度、阻尼等參數(shù)，可以阻斷異常振動的傳播途徑，取得優(yōu)異的降噪防振效果。傳動軸的振動通過外端萬向節(jié)、輪轂、懸掛將激振能量傳遞至車身，車身面板受激共振后又將振動能傳入車身腔體，腔體受激共振及發(fā)出隆隆的低頻噪聲。另外，內(nèi)萬向節(jié)及差速器齒輪嚙合轉(zhuǎn)動的不平衡性還會引起車輛產(chǎn)生波動式耦合噪聲和刺耳的尖叫聲音。此問題可以通過在傳動軸上安裝減震圈來解決。如圖1所示，可以看出安裝減震圈后明顯的改變和調(diào)控了傳動軸的振動特性曲線。與傳動軸一樣，由鋼鐵質(zhì)量、橡膠彈簧組成的減震圈也是一個具有本身故有頻率的振動系統(tǒng)。減震圈與傳動軸構(gòu)成的組合系統(tǒng)將具有兩個共振頻率，分別位于

31、原傳動軸的共振點(diǎn)兩側(cè)，而且組合系統(tǒng)的兩個新共振頻率及振幅可以通過減震圈的質(zhì)量、固有頻率和阻尼系數(shù)來調(diào)制。1. 減震圈的特征參數(shù)可以優(yōu)化調(diào)節(jié)的減震圈特性參數(shù)包括：鋼圈質(zhì)量、共振頻率、阻尼系數(shù)及安裝位置。在這些參數(shù)中，只有鋼圈質(zhì)量可以隨意選取，其余參數(shù)應(yīng)根據(jù)傳動軸系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)的優(yōu)化算法來確定。減震圈的質(zhì)量減震圈的質(zhì)量，通常用其與傳動軸等效質(zhì)量之比來表示。該質(zhì)量比控制著傳動軸減震圈系統(tǒng)的兩個共振頻率之間的距離，一般情況下質(zhì)量比越大兩共振峰值相距越遠(yuǎn)。如圖2所示：對于一階彎曲模態(tài)來說，傳動軸的等效質(zhì)量近似等于中間軸桿質(zhì)量的一半。舉例來說，質(zhì)量比為0.25意味著減震圈的質(zhì)量大約為傳動軸中間軸桿質(zhì)量的。從

32、圖2可以看出，質(zhì)量比大，可以在較大的帶寬內(nèi)發(fā)揮減震圈的抑制傳動軸振動的作用，但是實(shí)際上減震圈質(zhì)量的大小要受到成本、重量及安裝空間的制約，不可能太大。減震圈的共振頻率減震圈的共振頻率與汽車傳動軸共振頻率之比稱為調(diào)諧比。調(diào)諧比的變化不但影響兩峰值點(diǎn)的軸向位置，而且影響兩峰值點(diǎn)的相對大小。兩峰值點(diǎn)的間距由質(zhì)量比決定，基本保持不變，如圖3所示：從圖3可以看出，當(dāng)調(diào)諧比大于1時，系統(tǒng)的振動特性曲線向高頻段移動，高端峰值減小，低端峰值增大；當(dāng)調(diào)諧比小于1時，結(jié)果正好相反；當(dāng)調(diào)諧比等于1時，理論上可以取得最大的汽車傳動軸振動響應(yīng)抑制作用。但是當(dāng)發(fā)動機(jī)低速運(yùn)轉(zhuǎn)時，路噪和風(fēng)噪相對較強(qiáng)，所以實(shí)際上我們通常選取的減

33、震圈調(diào)諧比總是小于1。減震圈的阻尼特性減震圈的阻尼大小對其使用效果起著舉足輕重的作用，通常用耗散因子表示阻尼的大小。汽車傳動軸本身的阻尼主要來源于等速萬向節(jié)內(nèi)部的摩擦損耗，其一階彎曲模態(tài)的耗散因子一般為0.10.15。增大減震圈的耗散因子可以減小傳動軸的共振峰值，如圖4所示。當(dāng)減震圈的耗散因子等于或小于傳動軸本身的耗散因子時，組合系統(tǒng)的一個或兩個共振峰值將非常接近原傳動軸的一階共振峰值。因此，減震圈的耗散因子不能小于0.12，最好大于0.2。減震圈的安裝位置從理論上來說最佳安裝位置在傳動軸中部，但實(shí)際上由于周圍空間的限制，減震圈通常安裝在固定節(jié)附近，如圖5所示，表示不同安裝位置的減震圈傳動軸系

34、統(tǒng)傳遞給輪轂的作用力大小。從圖5可以看出，當(dāng)減震圈安裝在傳動軸中部區(qū)域時，其作用效果并無多大差異；當(dāng)減震圈安裝位置超出傳動軸中部區(qū)域時，其改善作用顯著降低。不過，如果減震圈必須安裝在傳動軸中部以外的區(qū)域，我們可以通過顯著加大質(zhì)量比、改變調(diào)諧比等措施強(qiáng)化減震圈的作用效果。2. 減震系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式按照配置方式，分為內(nèi)置式和外置式兩種，如圖6、7所示。內(nèi)置式減震圈通常位于軸管式傳動軸內(nèi)，結(jié)構(gòu)簡單，但裝配工藝較為復(fù)雜。外置式減震圈通常用于中間軸是實(shí)心軸或者直徑較小的空心軸上，裝配工藝簡單，但減震圈的結(jié)構(gòu)尺寸及安裝位置往往受到底盤空間的制約。§2.2.6.2 空心管傳動軸為了提高傳動軸的故有頻

35、率，可以將實(shí)心軸桿換成空心軸如下圖所示，其計算公式在§2.2.2中模態(tài)計算已經(jīng)有所講解。§2.3 臺架試驗(yàn)根據(jù)§2.2計算得出的萬向節(jié)性能參數(shù)需要依靠臺架試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，以確保理論計算與實(shí)際試驗(yàn)的測量結(jié)果相一致。試驗(yàn)的標(biāo)準(zhǔn)可以參照企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)、行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)或者國標(biāo)來制定，也可以與萬向節(jié)生產(chǎn)廠家共同制定。§2.3.1等速萬向節(jié)驅(qū)動軸臺架試驗(yàn)等速萬向節(jié)驅(qū)動軸臺架試驗(yàn)可參考奇瑞公司企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)Q/SQR.04.279及奇瑞等速驅(qū)動軸總成技術(shù)條件。試驗(yàn)項(xiàng)目如下：性能試驗(yàn)包括靜扭強(qiáng)度試驗(yàn)、扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)、耐久性磨損壽命試驗(yàn)、護(hù)套常溫性能試驗(yàn)、護(hù)套高溫性能試驗(yàn)、護(hù)套低溫性能試驗(yàn)、護(hù)套旋轉(zhuǎn)膨脹量試驗(yàn)、表面防護(hù)試驗(yàn)及中性鹽霧試驗(yàn)等；功能試驗(yàn)包括圓周扭轉(zhuǎn)間隙試驗(yàn)、軸向間隙試驗(yàn)、旋轉(zhuǎn)力矩試驗(yàn)、擺動力矩試驗(yàn)、擺角試驗(yàn)、位移量試驗(yàn)、滑移線試驗(yàn)、移動力試驗(yàn)等。§2.3.2十字軸式萬向節(jié)傳動軸臺架試驗(yàn)十字軸式萬向節(jié)傳動軸總成臺架試驗(yàn)可參考行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T523 (JB 3741)。試驗(yàn)項(xiàng)目如下：(1) 靜態(tài)跳動量試驗(yàn)將傳動軸安裝在試驗(yàn)裝置上，用手或其它方法慢速旋轉(zhuǎn)，測量其相對旋轉(zhuǎn)軸心跳動量。(2) 剩余不平衡量將傳動軸安裝在試驗(yàn)裝置上，按規(guī)定的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，測量其剩余不平衡量。(3) 臨界轉(zhuǎn)速試驗(yàn)將傳動軸安裝在試驗(yàn)裝置上，使它旋