傳動軸設計及應用.ppt

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汽車傳動軸設計及應用,傳動軸功能及用途,傳動軸的功能主要是將發(fā)動機的動力和旋轉運動傳遞給車輪驅動汽車前進。在汽車上主要安裝在如下部位： 1、變速箱后橋（十字軸式萬向節(jié)） 2、變速箱中橋（十字軸式萬向節(jié)） 3、中橋后橋（十字軸式萬向節(jié)） 4、變速箱分動箱（十字軸式萬向節(jié)） 5、分動箱前橋（十字軸式萬向節(jié)） 6、分動箱后橋（十字軸式萬向節(jié)） 7、前（中、后）橋車輪（球籠式萬向節(jié)或雙聯(lián)十字軸式萬向節(jié)等）,傳動軸結構及原理,傳動軸主要由萬向節(jié)、軸管、及滑動花鍵副組成。萬向節(jié)由萬向節(jié)叉、十字軸帶滾針軸承總成及定位零件（卡環(huán)、軸承壓板等）組成。,汽車行駛時，變速箱與驅動橋的相對位置經(jīng)常在發(fā)生變化，與之相連的傳動軸的角度和長度也就在經(jīng)常變化，所以傳動軸帶有萬向節(jié)和可伸縮的滑動花鍵。,傳動軸花鍵，以往大多采用矩形花鍵，目前漸開線花鍵的應用越來越普遍。漸開線花鍵具有齒面接觸好、自動定心、強度高、壽命長、加工成本低等優(yōu)點。滑動花鍵按在傳動軸中的位置分，有內(nèi)側滑動和外側滑動兩種結構。按結構形式分，有滑動叉結構和花鍵軸叉結構。為了減小滑動花鍵的軸向滑動阻力和磨損，有時對花鍵齒進行尼龍涂敷處理。,軸管用來連接萬向節(jié)和滑動花鍵。高速旋轉的傳動軸要求軸管質(zhì)量分布均勻，容易動平衡，因此通常采用低碳鋼板卷制的電焊鋼管。同時，空心管還有重量輕、成本低、臨界轉速高的優(yōu)點。所謂臨界轉速，就是當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲振動固有頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸折斷的轉速。 臨界轉速的計算公式如下： 當傳動軸過長時，自振頻率降低，容易產(chǎn)生共振。這時可把傳動軸分為兩段、三段甚至更多，傳動軸分段時須加中間支承裝置。,萬向節(jié),萬向節(jié)按工作環(huán)境，分為開式萬向節(jié)和閉式萬向節(jié)。 萬向節(jié)按扭轉方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬向節(jié)和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)是靠零件的鉸鏈式連接傳遞動力的，可分為不等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)和等速萬向節(jié)。撓性萬向節(jié)是靠彈性零件傳遞動力的，具有緩沖減振作用。 不等速萬向節(jié)(卡當或虎克萬向節(jié)）：十字軸萬向節(jié)為不等速萬向節(jié)。對于單萬向節(jié)傳動，當主動軸等速旋轉時，從動軸的轉速時快時慢，這就是十字軸萬向節(jié)的不等速性。不等速性與兩軸夾角有關，夾角越大，不等速性越嚴重，從而引起動力總成支承和懸架彈性元件的擺動，引起變速箱和后橋齒輪的沖擊噪聲。一般要求，當萬向節(jié)工作夾角大于3時，夾角（度）與轉速（轉/分）的乘積不大于18000。十字軸萬向節(jié)盡管有不等速性的弊病，但結構簡單、制造方便、成本低廉，還是被汽車工業(yè)廣泛采用。只要設計合理，可以克服和最大限度降低其不等速性的影響。我們在設計時盡力調(diào)整各萬向節(jié)夾角、傳動軸叉子相位等因素，使輸出軸與輸入軸在汽車滿載使盡可能接近等速。,準等速萬向節(jié)：是指輸入軸和輸出軸以近似等速傳遞運動的萬向節(jié)。雙聯(lián)式萬向節(jié)、凸塊式萬向節(jié)和三銷軸式萬向節(jié)等為準等速萬向節(jié)。主要用于轉向驅動橋。 等速萬向節(jié)：等速萬向節(jié)是指輸入軸和輸出軸以等速傳遞運動的萬向節(jié)。球籠式萬向節(jié)和球叉式萬向節(jié)等為等速萬向節(jié)。主要用于轎車和驅動橋。 撓性萬向節(jié)：撓性萬向節(jié)依靠其中彈性零件的彈性變形來保證在相交兩軸間傳動時不發(fā)生干涉。它能減小傳動系的扭轉振動、動載荷和噪聲，結構簡單，使用中不需潤滑，一般用于兩軸間夾角不大和很小軸向位移的萬向傳動場合。,十字軸萬向節(jié)結構,十字軸萬向節(jié)按滾針軸承的定位方式，可分為壓板式（蓋板式）、卡環(huán)式、軸承蓋式（瓦蓋式）和翼形軸承式。 壓板式結構：采用壓板、螺栓和鎖片來定位十字軸及滾針軸承。結構簡單，工作可靠，工藝性好。 卡環(huán)式結構：采用卡環(huán)來定位十字軸及滾針軸承，它又分為外卡式和內(nèi)卡式兩種。這兩種結構的共同點是結構質(zhì)量輕，卡環(huán)尺寸分組后可調(diào)整十字軸端面間隙。另外，外卡式結構比內(nèi)卡式結構工藝簡單，便于實現(xiàn)流水線生產(chǎn)。目前的傳動軸越來越普遍采用外卡式結構。 軸承蓋式結構：其萬向節(jié)叉與十字軸滾針軸承配合的園孔不是一個整體，而是分成兩部分，成瓦蓋式結構，用螺栓螺母緊固。這種結構的特點是裝拆方便，但結構、工藝復雜，剛性差，目前已不多見。 翼形軸承結構：這種結構其實是瓦蓋式結構的延伸。就是將瓦蓋和滾針軸承合為一個整體，用螺栓螺母緊固。這種結構的特點是裝拆方便，但是結構、工藝復雜，但是由于它結構質(zhì)量輕，在越野車上使用的比較廣泛。,內(nèi)卡結構,外卡結構,翼形軸承結構,瓦蓋式結構,蓋板式結構,傳動軸中間支承,在長軸距汽車上，為了提高傳動軸臨界轉速、避免共振以及考慮整車總體布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需加設中間支承。 中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，義補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差以及車輛行駛過程中由于發(fā)動機竄動或車架變形引起的位移。目前廣泛采用的是橡膠彈性中間支承。橡膠彈性元件能吸收傳動軸的振動，降低噪聲。這種彈性中間支承不能傳遞軸向力，它主要承受傳動軸不平衡、偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。當這些周期性變化的作用力的頻率等于彈性中間支承的固有頻率時，便會發(fā)生共振。,傳動軸的動平衡,傳動軸總成不平衡是傳動系彎曲振動的一個激勵源，當高速旋轉時，將產(chǎn)生明顯的振動和噪聲。所以傳動軸裝配后必須100進行動平衡檢驗，并在傳動軸兩端焊平衡片校正不平衡量，其剩余不平衡量不應低于GB 9293中規(guī)定的G40平衡品質(zhì)等級。 影響傳動軸動平衡品質(zhì)的因素： 1、萬向節(jié)十字軸的軸向間隙； 2、傳動軸滑動花鍵副中的間隙； 3、傳動軸總成兩端連接處定心精度； 4、高速回轉時傳動軸的彈性變形。,傳動軸設計計算,傳動軸總成的臨界轉速,在確定傳動軸軸管尺寸和總成長度時，必須保證傳動軸有足夠的強度和足夠的臨界轉速，以便傳動軸在低速大扭矩和高速行駛時都能可靠地工作。 實際生產(chǎn)的傳動軸不可能絕對平衡，高速轉動時，傳動軸質(zhì)量偏心產(chǎn)生的離心力會引起傳動軸的彎曲振動。當傳動軸的工作轉速接近于其彎曲振動固有頻率時，即出現(xiàn)共振現(xiàn)象，以致振幅急劇增加而引起傳動軸彎曲折斷，此時的轉速稱為傳動軸的臨界轉速。 臨界轉速的計算公式如下： 式中 D，d傳動軸的軸管外徑和內(nèi)徑，mm L 傳動軸總成的長度（萬向節(jié)中心距離），mm 由于計算臨界轉速的公式是近似的，另外，傳動軸使用中的磨損，平衡的破壞等，都會使傳動軸的臨界轉速下降。因此，設計傳動軸時，為安全起見，要使傳動軸的最高轉速小于0.7nk。,傳動軸額定載荷的確定,傳動軸的額定載荷是根據(jù)車型的配置參數(shù)計算出來的。先按發(fā)動機最大扭矩計算，再按車輪的最大附著力計算，取二者中的小值作為額定扭矩。 1、按發(fā)動機最大扭矩計算： Mg=Memaxik1ip1/n 式中 Mg按發(fā)動機最大扭矩計算時傳動軸承受的扭矩，N.m Memax發(fā)動機最大扭矩，N.m ik1 變速箱一檔速比 ip1 分動箱低檔速比 n 使用分動器低檔時的驅動軸數(shù)目 2、按車輪最大附著力計算： Mmax=Grk/io 式中 Mmax按附著力計算時傳動軸承受的扭矩，N.m G滿載時驅動軸上的載荷，N rk 車輪的滾動半徑，m 輪胎與地面的附著系數(shù)（在良好的瀝青路面上取0.8） io 減速器速比,傳動軸系統(tǒng)當量夾角的計算,假如多萬向節(jié)傳動的各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節(jié)叉平面之間的夾角為0或90，則當量夾角e為 式中，1、2、3為各萬向節(jié)的夾角。正負號是這樣規(guī)定的：當?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉處在各軸軸線所在的平面內(nèi)，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉與此平面重合定義為正，反之，定義為負。 為使多萬向節(jié)傳動的輸出軸與輸入軸等速旋轉，應使e=0。 在設計多萬向節(jié)傳動時，總是希望其當量夾角盡可能小，一般設計時應使空載和滿載兩種工況下的e不大于3。,十字軸萬向節(jié)的設計計算,十字軸萬向節(jié)的損壞，通常是十字軸軸頸和滾針軸承的磨損、十字軸軸頸和滾針軸承工作表面的壓痕和剝落。當磨損和壓痕超過0.25mm時十字軸和滾針軸承應報廢。在設計萬向節(jié)時，應保證十字軸有足夠的抗彎強度和磨損壽命。 十字軸危險斷面大都發(fā)生在軸頸根部。 軸頸根部的彎曲應力為： 軸頸根部的剪切應力為： 十字軸軸頸的接觸應力為： 式中：d：十字軸軸頸直徑， mm d0： 十字軸油孔直徑， mm t： 軸頸危險斷面至滾針中心距離， mm r： 十字軸中心至滾針中心距離， mm lz： 滾針工作長度， mm Z： 滾針數(shù) dz：滾針直徑， mm P：作用在十字軸軸頸上的力，N （P Mmax / 2r） Q：每個滾針所承受的最大載荷，N（Q4.6P/iz） i：滾針列數(shù),軸管的設計計算,軸管的扭轉應力為： max = 120N/mm2 式中 ： D軸管外徑,mm d軸管內(nèi)徑,mm 計算軸管扭轉應力時，安全系數(shù)一般按1.5來確定。,花鍵的設計計算,花鍵軸的扭轉應力為： = 300N/mm2 花鍵齒側的擠壓應力為： 擠 = 式中： D1：花鍵軸花鍵大徑 ， mm D2：花鍵孔花鍵小徑 ， mm d：花鍵軸小徑 ， mm n：花鍵齒數(shù) L：花鍵嚙合長度 ， mm 計算花鍵軸的扭轉應力時，安全系數(shù)一般按23來確定。對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為2550Mp，對于不滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為50100Mp。 漸開線花鍵應力的計算方法與矩形花鍵相似，只是計算的作用面是按其工作面的投影進行。,傳動軸連接螺栓的計算,連接螺栓的強度校核： 拉應力：= 剪切應力： = 擠壓應力： 擠= 式中： n螺栓數(shù)量 d螺栓小徑， mm L突緣叉法蘭厚度， mm r突緣叉螺栓分布圓半徑， mm P每個螺栓承受的拉力，N（P=Mmaxf/nr ） f花鍵副的摩擦系數(shù) 校核計算時，螺栓的安全系數(shù)不能低于3。,中間支承的固有頻率可按下式計算： 式中 fo：為中間支承的固有頻率（Hz） CR ：為中間支承橡膠元件的徑向剛度（N/mm） M ：為中間支承的懸置質(zhì)量（kg），它等于傳動軸落在中間 支承上的一部分質(zhì)量與中間支承軸承及其座所受質(zhì)量之和 在設計中間支承時，應合理選擇橡膠彈性元件的徑向剛度， 使固有頻率對應的臨界轉速n=60f0盡可能低于傳動軸的常用轉 速范圍，以免共振，保證良好的隔振效果。 傳動軸共振有一階共振、二階共振和三階共振。,中間支承的計算,1階,2階,3階,傳動軸的諧振:單根傳動軸的諧振頻率比較高，從激振試驗的測試結果看，一階振頻就是設計計算中得出的臨界轉速，一般高出傳動軸工作轉速1.5倍以上，二階三階則更高，都不在工作轉速范圍內(nèi)，所以分析單根傳動軸沒有實際意義。兩根傳動軸及中間支承系統(tǒng)，通常有兩個在傳動軸工作轉速范圍的諧振頻率，一階振頻約在20至30赫芝之間；二階振頻約在40至50赫芝之間，需要采取一定技術措施，防止嚴重的振動和噪音出現(xiàn)。至于三根傳動軸及兩中間支承系統(tǒng)，情況更復雜。 模態(tài)分析方法： 1、試驗分析法，即用激振器給傳動軸系統(tǒng)輸入一亇激振力，頻率從低緩慢增加，測出諧振頻率一階、二階、三階，然后將激振器固定在諧振頻率，多奌測量振幅畫出振型曲線。這是基本的方法，結果可靠可信，但比較費事。 2、計祘機模態(tài)分析法：有模態(tài)分析軟件，并建成傳動軸系統(tǒng)數(shù)學模型，合理確定邊界約束條件，就可以進行實際系統(tǒng)的模態(tài)分析。它的優(yōu)奌是方便快捷，但結果的可信度決定于軟件水平、數(shù)學模型仿真程度、邊界約束條件合理性。傳動軸模態(tài)分析系統(tǒng)的建立，應通過多次實驗驗證方可使用。 為了防止傳動軸系統(tǒng)因工作在諧振狀態(tài)而發(fā)生嚴重振動，在傳動軸系統(tǒng)設計中運用模態(tài)分析的結果，可以獲得顯著的效果。把傳動軸支承設置在振型的節(jié)奌(即振幅為零的奌)，可以防止振動通過支承傳到車箱駕駛室。傳動軸系統(tǒng)的一階諧振往往是由支承頻率決定的，降低支承的固有頻率可以顯著降低傳動軸系統(tǒng)一階振動，改善傳動軸的工作性能。,傳動軸許用不平衡量的計算,例：某傳動軸質(zhì)量為20kg,最高使用轉速3000r/min，平衡精度為G40,求許用不平衡量Uper。 Geper*/1000平衡精度(mm/s) eperUper/M.許用不平衡度(g.mm/kg) 式中：Uper許用不平衡量，g.mm M傳動軸質(zhì)量，kg 角速度，rad/s 式中：M=20kg, n=3000r/min, G=40mm/s =2n/602*3000/60(rad/s) 1、用計算法求許用不平衡量： G eper*/1000Uper*/1000M Uper1000*G*M/ 1000*40*20*60/2*30002548g.mm 每端許用不平衡量：2548/21274g.mm 2、用查曲線法求許用不平衡量： 在n=3000r/min與G40的交點上查得對應的eper130um0.13mm eper Uper/M Upereper*M 0.13*20*10002600g.mm 每端的許用不平衡量：2600/21300g.mm,謝謝,