第2章传动轴总成的设计
2.1 万向传动轴总体概述
万向传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用、设计不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加负荷，可能导致传动系不能正常运转..。
传动轴是将发动机输出的转知经分动器传递给前驱和后驱的传动机构，转速达3000~7000r/min,振动是传动轴总成设计需考虑的首要问题。尽管采取涂层技术来减小滑移阻力，但产生的滑移阻力仍为等速万向节的10~40倍，而滑移阻力将产生振动。为选型设计提供依据，传动轴分为CJ+CJ型、BJ+BJ型（靠花键产生滑移)BJ+DOJ型、BJ+TJ型、BJ+LJ型5种类型。
2.2 传动布置型式的选择
万向节传动轴是汽车传动系的重要组成部件之一。传动轴选用与设计布置的合理与否直接影响传动系的传动性能。选用与布置不当会给传动系增添不必要的和设计未能估算在内的附加动负荷，可能导致传动系不能正常运转和早期损坏。
车辆的万向节传动，主要应用于非同心轴间和工作中相对位置不断改变的两轴之间的动力传递。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。变速器的动力输出轴和驱动桥的动力输入轴不在一个平面内。有的装载机在车桥与车架间装有稳定油缸、铰接式装载机在转向时均会使变速箱与驱动桥之间的相对位置和它们的输出、输出入轴之间的夹角不断发生变化。这时常采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动
[7]
。图2.1为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。
（a）单轴双万向节式
[7]
（b）两轴三万向节式
图2.1 汽车的万向传动方案
5
如图a为常用的单轴双万向节传动，如图b为连接距离较长且不宜于采用单轴双万向节传动的连接。由于参考车型轴距为2.85米，故选取如图b的传动方案。
2.3 传动轴断面尺寸的确定与强度校核
2.3.1 传动轴的运动分析
传动轴的长度和夹角及它们变化范围，由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，套管叉与花键轴有中够的配合长度；而在长度处于最小时，两者不顶死。传动轴夹角的大小影响万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动效率和十字轴旋转的不均匀性。
当传动轴长度确定后，其断面尺寸必须保证有足够的强度，并能承受相当的转速。其许用的传动轴转速，不应超过临界转速。所谓临界转速，即当某个长度为L的传动轴，在两支点中旋转时，如图2.2所示，由于轴自身的重力作用，使传动轴中心（即质量中心）相对轴线有一偏移量（初挠度）a，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则a将再增大。当此轴旋转时，在质量中心必有离心力的作用，这个别离心力又将引起传动轴的进一步弯曲，产生附加挠度y。由于重力的大小和方向是不变的，而离心力的大小与方向是改变的，故使传动轴的弯曲力（垂直力与离心力的向量和）也周期性的变化着，从而传动轴的挠度也随时在变化。即传动轴的旋转，将伴随有弯曲振动，它的频率即等于传动轴的转速。当传动轴的转速接近于它的弯曲自然振动频率时，即出现共振现象，振幅（挠度）急剧增加，致使传动轴折断，这一转速即称为传动轴的临界转速。
图2.2 万向节传动轴的弯曲振动
传动轴的临界转速与轴的直径、长度和支承点数目有关。设传动轴转速为
?(rad/s)。作用在传动轴上的离心力则为：
F?m(y?a)?2 （2.1）
式中:m—传动轴的质量
6
这时离心力被与长度成正比的材料弹性力p所平衡，由材料力学得知：
EIP?cy8 （2.2）
L式中：E—传动轴材料的抗拉弹性模数，E?21?1010N/mm2；
L—支承长度，取两万向节的中心距离（m）； I—轴剖面对其对称轴线（直径）的转动惯量（m4）；
系数c与受载情况、支承型式有关，当载荷在两端自由支承的梁上沿长度平均分布时c?384，而在同样受载情况下，对两端固定支架支承的梁c?384；
5P—材料弹性力 由平衡条件得：
m(y?a)?2?cyEI （2.3） 3Lm?2a解得： y? （2.4）
EIc3?m?2L式中：a—初挠度；
Y—附加挠度；
ω—传动轴角速度 EI当c3?m?2时，轴的挠度y趋于无穷大，即若轴以与此相应的角速度?h0旋转
L时必将折断。这时：
?h0?2?nk0cEI （2.5） ?360mL对于直径为D的实心轴，由力学得知 I??D464，m??D24?L （2.6）
式中：?—传动轴材料单位体积重量
由此，对于两端自由支承（开式传动轴），且载荷沿轴长平均分布的轴，其临界转速为：
nk0?1.2?108Dr/min （2.7） L2对于两端有固定支承的轴（轴封闭于传动轴套管中的闭式传动轴），则：
7
nk0?2.3?108DL2r/min （2.8）
对于大量采用的空心轴，若其剖面外径D，内径为d，则：
I??64(D4?d4)??64(D2?d2)(D2?d2)
m??4(D2?d2)?L
于是两端自由支承的轴：
nk0?1.2?108D2?d2r/min （2.9） 2L对两端固定支承的轴，则：
nk0?2.3?108D2?d2r/min （2.10） 2L以上各式中D、d、L均用同样的长度单位（厘米）。对于绝大多数开式传动轴，可按两端自由支承的轴来计算，工作长度L可取两万向节中心间距离。如为闭式传动轴，可按两端固定支承的轴承计算，工作长度L可取两轴承中心间距离。
从上面公式可以看出：当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。这就是为什么传动轴广泛采用空心轴的原因之一。同时还可看出当L增加，nk0下降，为了提高nk0可缩短传动轴长度，增大轴管内外径。所以当L?1500mm时，常采用中间支承。当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。为了提高nk0在制造方面采取的主要措施是；用质量分面比较均匀的焊接钢管代替无缝钢管；作轴管的钢板厚度一般取1.85～2.50mm；对每根传动轴总成应进行动平衡检验，保证不平衡度在规定范围以内，如果不合格应进行校正（贴焊平衡块）并使偏心振摆也在公差以内。在确定传动轴截面尺寸时，一定要使传动轴的实际最大转速小于其临界转速。其安全系数k应在以下范围内。
8
k?nko?1.2~2.0 （2.11） nmax式中：nmax—为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速
如果传动轴的动平衡很好，而且花键连接制造精度很高，此时临界转速的安全系数，可取较小值。
当传动轴质量不平衡或花键连接处磨损出间隙后，传动轴就能在低于临界转速下发生破坏。表2.1为某载重汽车的实验数据，nv表示传动轴破坏转速[8]。
传动轴总成应进行动平衡试验，其不平衡度为：对轿车及轻型客、货车，3000~6000r/min时不大于1~2N·mm；对5t以上的货车，在1000~4000r/min时不大于10N·mm。十字轴端面磨损会使其轴向间隙及窜动增大而影响动平衡，因此应严格控制该间隙或采用弹性盖板，有的可加装端面滚针轴承，传动轴总成的径向全跳动动应不大0.5~0.8mm。由公式2.10可以确定传动轴总成的最大可能长度，如果它小于汽车总布置所要求的传动轴尺寸，则需在变速器和后驱动桥之间安置两根万向传动轴，且在它们的联接处（在前传动轴后端）需设置固定在车架车身上的中间支承。在某些轿车上，为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。
表2.1 某载重汽车传动轴的破坏转速与行驶里程的关系[8]
行驶里程（km） 0 17000 100000 在重心平面上的振摆（mm） 1.15 1.58 2.75 破坏转速与临界转速之比（nv/nk0） 0.92 0.86 0.69 2.3.2 传动轴断面尺寸的计算与校核
本设计传动方式为开式、两轴三万向节带中间支承形式。解放牌CA1041K26L—Ⅱ载货汽车主要技参数见附录。
由安全系数k?nko，得计算临界转nko?knmax，取k=1.5，转速nmax为对应nmax于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速。nmax?nemax?ik5
9