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1、Q/LF 45051—2003 十字軸式萬向節(jié)傳動軸總成設計規(guī)范 1 十字軸式萬向節(jié)傳動軸總成設計規(guī)范 1　 范圍 本標準規(guī)定了十字軸式萬向節(jié)傳動軸總成技術規(guī)范。 本標準適用于發(fā)動機、變速器縱置后輪及四輪驅動傳動軸的設計。 2規(guī)范性引用文件 下列文件對于本文件的應用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,僅注日期的版本適用于本文件。凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改單)適用于本文件。 QC/T 523 《汽車傳動軸總成臺架試驗方法》 QC/T 29082《汽車傳動軸總成技術條件》 3術語和定義 3.1 傳動軸：由一根或多

2、根實心軸或空心軸管將二個或多個十字軸式萬向節(jié)連接起來，用來將變速器的輸出扭矩和旋轉運動傳遞給驅動橋的裝置。 3.2 傳動軸臨界轉速：傳動軸失去穩(wěn)定性的最低轉速。傳動軸在該轉速下工作易發(fā)生共振，造成軸的嚴重彎曲變形，甚至折斷。 3.3 當量夾角：多萬向節(jié)傳動軸的各個萬向節(jié)輸入、輸出軸夾角等效轉換成單萬向節(jié)的夾角。 4目標性能 4.2 傳動軸帶萬向節(jié)總成所連接的兩軸相對位置在設計范圍內變動時，能可靠地傳遞動力； 4.2所連接兩軸接近等速運轉，由萬向節(jié)夾角產生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內； 4.3 傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 5 設計方法 5.1

3、 設計計算涉及的參數(shù) 具體參數(shù)見表（一）、表（二） 表（一）計算參數(shù) 整車參數(shù) 發(fā)動機最大轉矩（N﹒mm） Te max 發(fā)動機最大輸出轉速（r/min） nm 變速器一檔傳動比 i1 變速器最高檔傳動比 imax 發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率 η 傳動軸參數(shù) 扭轉切應力（MPa） τT 軸所受的扭矩（N﹒mm） T 軸的抗扭截面系數(shù)（mm3） WT 軸的轉速（r/min） n 軸傳遞的功率（kW） P 計算截面處軸的直徑（mm） d 許用扭轉切應力（MPa） [τT] 傳動軸管的外徑（mm） Dc 傳動軸管的內徑（mm）

4、dc 傳動軸的長度（mm） Lc 傳動軸實際最高轉速（r/min） nmax 變速器最高檔變速比 i5 軸管的許用扭轉切應力（MPa） [τc] 花鍵軸的花鍵內徑 dh 花鍵處轉矩分布不均勻系數(shù) K′ 花鍵外徑 Dh 花鍵的有效工作長 Lh 花鍵齒數(shù) n0 齒側許用擠壓應力（MPa） [σy] 表（二）需校核的參數(shù) 序號 名稱 符號 目標值 1 傳動軸臨界轉速（r/min） nk 2 軸管扭轉強度 τc [τc] 3 花鍵軸扭轉強度 τh [τ0] 4 花鍵齒側擠壓應力 σy [σy] 5.2 傳動軸的布置

5、 5.2.1 傳動軸總成在整車上的布置，見圖1 圖 1 傳動軸在整車上的布置圖 如圖1所示，萬向傳動軸用于在不同軸心的兩軸間甚至在工作過程中相對位置不斷變化的兩軸間傳遞動力。采用普通十字軸萬向節(jié)，其工作角度一般不大于3o～5o。前置發(fā)動機后輪驅動的汽車在行駛過程中，由于懸架的不斷變形，變速器與驅動橋的相對位置（高度和距離）也在不斷變化。在他們之間需用可伸縮的萬向傳動軸聯(lián)接。這時當聯(lián)接距離較近時，常采用兩個十字軸萬向節(jié)和一根可伸縮的傳動軸；當距離較遠且傳動軸的長度（兩萬向節(jié)中心的距離）超過1.3m時，則應將傳動軸分成兩根或三根，用三個或四個萬向節(jié)，且有一根傳動軸可伸縮，中間傳動軸應有支撐

6、。中間支撐用于長軸距汽車的分段傳動，提高傳動軸的臨界轉速、避免共振及減小噪聲。 5.2.2 傳動軸總成的當量夾角的計算。見圖2 圖2 傳動軸夾角示意圖 如圖2所示，θ1，θ2，θ3，……，θn-1，θn分別為傳動軸各個萬向節(jié)輸入軸與輸出軸的夾角。傳動軸的當量夾角按如下公式計算： e= 根號中的正負號可用直觀的方法確定：當?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉軸所在的平面為S時，在其余萬向節(jié)中，如其主動叉平面與S平面重合定為正，如果與S平面垂直則為負。理論上，為使輸入軸與輸出軸同步旋轉，需使e=0，即=0。在理論上可用通過調整萬向節(jié)夾角和合理選擇萬向節(jié)叉相位做到同步，但在實際當中要實現(xiàn)是很困難的。通常

7、在實際使用十字軸型多萬向節(jié)傳動時，要求e＜3°，以減小萬向節(jié)傳動的旋轉不均勻性對振動和噪聲等帶來的影響。 5.3 傳動軸的設計與計算 5.3.1傳動軸的直徑的選用。（以扭轉強度條件計算） 傳動軸的扭轉強度條件為 由上式可得傳動軸的直徑 ； 式中=，可以參見下表；對于空心軸，則 ；其中=，即空心軸的內徑dc與外徑Dc之比，通常取=0.5~0.6傳動軸常用材料的及值，見表3 傳動軸的材料 Q235-A、20 Q275、35（1Cr18Ni9Ti） 45 40Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13 /M

8、pa 15~25 20~35 25~45 35~55 A0 149~126 135~112 126~103 112~97 表3 5.3.2 臨界轉速的計算： 在選擇傳動軸長度和斷面尺寸時，應考慮使傳動軸有足夠高的臨界轉速。由機械振動理論可知，對應其彎曲振動的一階固有頻率臨界轉速nk為： ,r/min 在設計傳動軸時，取安全工作轉速為0.7nk。校核條件：nmax≤0.7nk，其中nmax＝nm/imax。 5.3.3 傳動軸管扭轉強度校核 軸管的扭轉切應力為，； =×i1×η（N﹒mm）為傳動軸的計算扭矩。則校核條件： ≤[]，其中[]為許用扭轉切應力，通常取300MPa 5.3.4 傳動軸花鍵軸扭轉應力校核 傳動軸花鍵軸通常以內徑計算其扭轉切應力，，取安全系數(shù)k0＝2～3，[τ0]=[τc]/k0，校核條件滿足：≤[τ0]。 5.3.5花鍵齒側擠壓應力的校核 當傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵時，齒側擠壓應力為 式中，=1.3～1.4為花鍵處轉矩分布不均勻系數(shù)。 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。 校核條件為：≤[]，[]＝25～50Mpa（伸縮花鍵），[]=50～100Mpa（非滑動花鍵）為齒側許用擠壓應力。