传动轴设计指南

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奇瑞汽车有限公司

底盘部设计指南

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汽车工程研究院

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅

目 录

1简要说明

1.1万向节和传动轴综述 1.2万向的类型及适用范围 1.3结构图 1.4工作原理 2设计构想

2.1设计原则和开发流程 2.2基本的设计参数

2.2.1传动轴的布置要点 2.2.2关键性能尺寸的确定 2.2.3粗糙度和形位公差的确定 2.2.4零件号要求

2.2.5传动轴的主要结构参数与计算 2.3环境条件、材料、热处理及加工要求 3台架试验

3.1十字轴式万向节传动轴台架试验 3.2等速万向节传动轴台架实验 4图纸模式 4.1尺寸公差 4.2文字说明

版次：01 第2页 共21页 传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 1、简要说明

1.1万向节和传动轴综述

汽车上的万向节传动常由万向节和传动轴组成，主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传替动力。万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动，能可靠的传替动力；保证所连接两轴尽可能同步（等速）运转；允许相邻两轴存在一定角度；允许存在一定轴向移动。 1.2万向的类型及适用范围

万向节按其在扭转方向上是否由明显的弹性可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节又可分为不等速万向节（常用的十字轴式），准等速万向节（双联式、三销轴式等）和等速万向节（球叉式、球笼式等）。等速万向节，英文名称Constant Velocity Universal Joint，简称等速节（CVJ）。

CVJ的种类如下:

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在发动机前置后轮驱动（或全轮驱动）的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器（或分动器）输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动。在转向驱动桥中，由于驱动轮又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而变，这时多采用球叉式和球笼式等速万向节传动。当后驱动桥为悬架结构时，也必须采用万向节传动。万向传动装置除用于汽车的传动系外，还可用于动力输出装置和转向操纵机构。 1.3结构图

1.3.1十字轴式刚性万向节,如图所示：

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1.3.2球笼式等速万向节,如图所示：

1.3.3伸缩型球笼式万向节：

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1.3.4 一般的Drive Shaft主要构成零件以及机能【构成零件及其机能】

BJ Assy：允许夹角很大的等速的固定式ＣＶＪ TJ Assy：等速的Joint中心可以Slide的ＣＶＪ

Intermediate shaft：从TJ Assy到BJ Assy方向传动驱动力。Damper： 减小由于Intermediate Shaft的弯曲共振产生的振动噪音。

Boot(BJ)：满足BJ Assy夹角较大时的回转，且保持BJ润滑用Grease。Boot(TJ)：满足TJ Assy回转及Joint中心的Slide，且保持BJ润滑用GreaseBoot Clamp： 把Boot固定在Joint及Shaft上Circular Clip： 把TJ Assy固定在Differential侧

1.3.5 Front Drive Shaft的支撑方法

Drive Shaft的支撑方法，在BJ侧，Ｗheel Bearing以及Hub压入到Knuckle的Axle Housing内，然后将Drive Shaft的ＢＪ侧的Spline插入到Hub中用Nut固定。在DOJ 或者 TJ侧，将DOJ 或 TJ的 Spline的前端插入到Differential侧的Gear内，然后用

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 Circular Clip固定 。

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1.4工作原理

传统的Universal Joint，Yoke和Yoke之间通过十字形的Joint连接，可以传递不同角度方向上的回转运动。图示的输入轴＝ａ轴在A平面上作旋转运动。输出轴＝ｂ轴在B平面上作旋转运动。a轴和b轴在同一条直线上时，a轴和b轴的转速相同。a轴和b轴之间有一定的角度旋转时，ａ轴从Ｖ旋转到Ｗ位置（４５°）时，b轴从 Ｖ旋转到Ｗ´位置（小于４５°＝移动的距离减小）。

a轴和b轴之间有一定的角度旋转时，ａ轴从Ｗ旋转到X位置（４５°）时，b轴从W´旋转到

X´位置（大于４５°＝移动的距离增大）。

十字轴式刚性万向节：单个十字轴万向节在有夹角时传动具有不等速性；实现两轴间的等角速传动须满足以下两个条件：①第一万向节两轴间夹角α1与第二万向节两轴间夹角α2相等；②第一万向节的从动叉与第二万向节的主动叉处于同一平面内。

Joint夹角大的ＦＦ车的Drive Shaft使用Universal Joint时，回转不圆滑，振动噪音大，操舵感觉不好。所以Joint需要使用CVJ(Constant Velocity Joint)。ＣＶＪ（Birfield Joint、Rzeppa Joint、Double Offset Joint、Tripod Joint）与Joint夹角没有关系，它位于传动钢球的中心随时发生变化的输入轴和输出轴的二等分面上，因此，2轴的中心到中心的距离（旋转运动的传动半径）相同，2轴的回转速度相同。

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 版次：01 第7页 共21页

2、设计构想

2.1设计原则和开发流程

对于转向驱动桥,前轮既是转向轮又是驱动轮,作为转向轮,要求它能在最大转角范围内任意偏转到某一角度;作为驱动轮,则要求半轴在车轮偏转过程中不间断地把动力从差速器传到车轮。因此转向驱动桥的半轴不能制成整体而要分段,中间用万向节连接,以适应汽车行驶时半轴各段的交角不断变化的需要。若采用悬架,则在靠近差速器处也需要有万向节;若采用非悬架,只需要在转向轮附近装一个万向节。

传动轴设计开发流程见下图：

2.2 基本的设计参数 2.2.1传动轴的布置要点

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 版次：01 第8页 共21页 在结构上，由于悬挂系统的上下运动，使万向节的角度变化，同时从Differential 到Ｗheel 的长度，即传动轴的长度发生变化。ｒ2 ＞ｒ1。为了对应 Shaft的长度的变化，、固定式的ＣＶＪ的Birfield Joint（ＢＪ）或者 Rzeppa Joint(ＲＪ）等在轴向方向要有可以滑动的 Double Offset Joint (ＤＯＪ)或者Tripod Joint（ＴＪ）。通常ＦＦ车，车轮侧使用固定式的Joint，Differential侧使用Slide式的Joint。

下面以我公司A15CVT的传动轴布置为例。

/*

A15＋CVT传动轴的布置

一、右传动轴长度

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 上极限 满载 半载 空载 下极限

根据移矩-摆角图，从上表可以定出右传动轴移动节中心到固定节中心长度为360mm。 二、左传动轴长度

左传动轴移动节中心坐标为（-57.03,-295.85,26.35） 上极限 满载 半载 空载 下极限

根据移矩-摆角图，从上表可以定出左传动轴固定节中心到移动节中心长度为360mm。

固定节中心坐标 (-2.29,-7.99,107.50) (-2.29,-7.99,29) (-2.29,-7.99,20.32) (-2.29,-7.99,1) (-2.29,-7.99, -72.5) 固定节至移动节的距离 365.5 356.4 356.41 357.27 369.82 传动轴角度 16.6 8.9 8. 9.8 17.8 固定节中心坐标 (-2.29,7.99,107.50) (-2.29,7.99,29) (-2.29,7.99,20.32) (-2.29,7.99,1) (-2.29,7.99, -72.5) 版次：01 固定节至移动节的距离 365.97 356.58 356.59 357.37 369.66 第9页 共21页 传动轴角度 14.6 7.07 7.13 8.14 17.00 右传动轴移动节中心坐标为（-49.24,294.,25.05）。

*/

2.2.2关键性能尺寸的确定

传动轴中心距由传动轴总布置确定。确定方法见传动轴布置要点。固定节、移动节的装配尺寸根据接口(轮毂、半轴齿轮等)尺寸、结构确定，主要结构参数参见2.2.5 传动轴的主要结构与计算。

2.2.3粗糙度和形位公差的确定

移动节轴颈与变速箱油封配合处，为保证油封的密封效果，轴颈处粗糙度一般选0.8或0.63。移动节、固定节轴承配合端面垂直度取0.05。形状和位置公差GB/T1182-ISO1302。 表面粗糙度符号按GB/T131-ISO1302。形状和位置的未注公差按GB/T1184-k,线性尺寸的未注公差按GB/T1804-m,角度的未注公差按GB/T11335-m。 2.2.4零件号要求

传动轴组号为22。前传动轴分组号2201。中间传动轴分组号2202。后传动轴组号2203。 2.2.5传动轴的主要结构参数与计算

a) 关于ＣＶＪ的主要尺寸 表示CVJ强度区分的Size表示法和Layout设计时重要

的CVJ尺寸（下图：D1～D3 L1～L3）,根据各个Vendor不同而不同。在研究Drive shaft的强度及Layout实施前，首先要与委托生产Drive shaft的Vendor联系，确认Drive shaft的允许强度及主要尺寸。（下图：D1～D3，L1～L3）这对提高设计效率非常重要。

理由如下：

・扭转强度及耐久寿命由各Vendor的CVJ的具体设计规格决定。

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 版次：01 第10页 共21页 ・各Vendor把Drive shaft的主要尺寸都标准化（下图：D1～D3，L1～L3），这样可以达到缩短 Drive shaft的开发期间及降低成本。

b)ＣＶＪ的静扭转强度

根据从Vendor得到的各Size的允许强度和下表计算得出的CVJ的输入扭矩，选定CVJ的SIZE.另外也要考虑 2-1-3项中的CVJ的耐久寿命。

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 版次：01 第11页 共21页

c)Ｗheel侧CVJ的耐久寿命的预测

关于Ｗheel侧CVJ的耐久寿命的预测，为了提高精度，应该包括实车的操舵频度在内，研究CVJ的寿命，设定CVJ的Size。【CVJ寿命研讨概要】

（１）FF车（Front Engine & Front Drive ）的Drive Shaft，在 Ｗheel侧使用BJ,在Differentia侧使用TJ或者DOJ、一般情况下，组合使用同Size的CVJ。一般情况下，代表等速Joint 自身的强度・耐久性的指标用Size来表示。同Size的CVJ、设定时Ｗheel侧BJ的载荷容量要比Differential侧TJ的载荷容量大。＜参考例：NTN会社＞

BJ82: T100＝245Nm DOJ82: T100＝230Nm

T100 的基本Torque ：CVJ夹角θ＝3°

N＝100rpm时，寿命时间为1500hr,对应的Torque可以查图表得到(２)CVJ的耐久性主要是由Torque(T)、转速(N)、夹角(θ)决定，同时还受温度（润滑）的影响。 （3）实车的CVJ的损坏一般是由于应该设有载荷余量的BJ侧的Flaking・Pitching 等的CVJ的耐久性不足引起的。推测原因主要是Ｗheel側的BJ在操舵时，一时使用大夹角而导致CVJ的损坏。（4）把实车的操舵频度列入到寿命计算的输入项目中，计算BJ的损坏值，选定BJ的最佳Size。①BJ损伤值计算：参考Birfild会社的CVJ寿命计算方式。②操舵频度：25°～40°的操舵频度使用一般车在Cross-country路面行驶时的数据5倍以上的数据。③BJ温度预测：根据下记F值及实车温度实际测量Date进行预测。F＝(T*D*θ*N＾0.577)／(T100 *AX)

【计算理论】

（１）Birfild会社的CVJ寿命计算方式（Ball轨道面产生Pitching摩擦为止的寿命） ・ＮＸ＜1000rpm时Ｌ＝21,400＊（Ｔ１００３＊ＡＸ３／ＴＸ３＊ＮＸ＾ ０．５７７）（hour）

・ＮＸ＞1000rpm时Ｌ＝396,580＊（Ｔ１００＾３＊ＡＸ＾３／ＴＸ＾３＊ＮＸ）

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 版次：01 （hour）在此Ｔ１００ ＾３：基本Torque

ＡＸ：角度系数 ＢＪ：ＡＸ＝（１－Sin Θ）＊Cos Θ＾２

ＤＯＪ可以查表ＴＸ：CVJ的载荷Torque

ＮＸ：CVJ的转速

（２）ＢＪ温度预测法根据下记Ｆ值及温度实际测量数据预测。Ｆ＝（Ｔ＊Ｄ＊Θ＊Ｎ＾0.577）／（Ｔ１００ ＊ＡX）

Ｄ：ＣＶＪ的Pitch Circle Diameter

（３）线形累积损伤值（Miner

第12页 共21页 值）

频度Ｎo．１２３４：：：ｎTorqueＴ１Ｔ２Ｔ３Ｔ４：：：Ｔｎ转速Ｎ１Ｎ２Ｎ３Ｎ４：：：Ｎｎ夹角Θ１Θ２Θ３Θ４：：：Θｎ运转时间Ｈ１Ｈ２Ｈ３Ｈ４：：：Ｈｎ计算寿命时间Ｌ１Ｌ２Ｌ３Ｌ４：：：Ｌｎ损伤值Ｄ１Ｄ２Ｄ３Ｄ４：：：ＤｎCVJ在某一期间内按下表的频度使用时，给定Torque（Tn)、转速(Nn)、夹角(θn）时，这一载荷条件下的寿命Ｌn可以通过Birfild会社的计算公式求出来。因此，由损伤值Dn的给定公式「 Ｄn＝Ｈn／Ｌn 」可知，全寿命时间Ln中，只有在运转时间Ｈn内，才会产生寿命的消耗。从No.1到No.n 的损伤为线形累积，损伤值的合计为：Ｄ＝Ｄ１＋Ｄ２＋------＋Ｄｎ＝∑Ｈi／Ｌi通常当这一累积损伤值达到「Ｄ＝１」时，CVJ就会发生「

Pitching

」

，

达

到

寿

命

期

限

。

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以奇瑞公司S21项目传动轴万向节的选型和寿命计算为例： /*

S21车型驱动轴万向节的选型和寿命计算

一、基本参数

1． 发动机相关参数（静功率测试状态）

最大功率：65kw/6000rpm 最大扭矩：118N·m/4500rpm 断油点：7000rpm 2． 变速器的相关参数 ig io i 传动效率 Ⅰ档 3.636 3.762 13.679 0.95 Ⅱ档 1.667 4.7 7.747 Ⅲ档 1.226 4.7 5.697 Ⅳ档 1.185 3.762 4.458 Ⅴ档 0.871 3.762 3.277 R档 2.909 4.7 13.518 3． 车轮相关参数

采用175/60 R14轮胎Rr＝0.275m 4． 整车相关参数 空载 前轴荷（Kg） 后轴荷（Kg） 轴距L（m） 质心高度h（m） 质心距前轮心距离b（m） 580 420 2.34 0.572 1.2

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 满载 上跳点 满载点 空载点 下跳点 TJ端运动距离（mm） 2

版次：01 第14页 共21页 705 670 BJ(L) 9.371° 5.768° 6.848° 10.372° TJ(L) 11.663° 5.95° 7.232° 12.795° 17.307 BJ(R) 4.677° 3.371° 3.956° 5.277° TJ(R) 6.94° 3.553° 4.315° 7.606° 17.993 5． 驱动轴角度及TJ端运动距离参数

以满载与空载的均值作为工况点 驱动轴角度系数Ax=cosβ×（1-sinβ） 满载与空载的均值 平均夹角 二、分析计算

1、假定参数：1）φ＝1.0，振动系数Ks＝1.2，承载系数kt＝1.33

2）汽车以μ＝1，Ks＝1.2时最大扭矩起步，以发动机最大扭矩的2/3驱动

且各档匀速，各档利用率分别为：Ⅰ：1％ Ⅱ：5％ Ⅲ：27％ Ⅳ： 40％ Ⅴ：27％。

2、 起步扭矩和附着扭矩计算应力，并以两者中较小值选取CVJ尺寸 MN—传动轴的额定扭矩； MB—静态失效扭矩； Md—动态额定扭矩；

起步转矩：MA=1/2 × KS × Mmax

MA＝1/2 ×1.2× 118 × 13.679=968.47（N·m）(2轮驱动) 附着转矩：MH=1/2 × KS × G × B/(L+μ×h) ×Rr

MH =1/2 × 1.2× 1375 × 9.8× 1.2/(2.34+1×0.572) × 0.275=920.02（N·m） MN依取920.02 N·m适取球笼式万向节的系列规格

TJ取 GI型580 MN=1040 N·m MB=1900 N·m Md=220 N·m BJ 取 AC 75 MN=944 N·m Md=178 N·m 3、校核使用寿命

TJ端 Ax ix Nx Vx Mx Lhx 1 0.01 13.679 328.97 34.11 538.04 40.75 2 0.05 7.747 580.87 60.22 304.72 161.57 3 0.27 5.697 7. 81. 224.08 340.26 4 0.4 4.458 1009.42 104.65 175.35 613.99 5 0.27 3.277 1373.21 142.37 128.90 1136.29 TJ 6.591° Ax 0.8736 BJ 6.308° Ax 0.8794 6． 计算寿命目标值：100000km

以GKN形式为Base β=0 /10° β=0°时的静态失效扭矩 β=0 /10°

Mx=1/2 × 2/3 × Mm × ix

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 当nx＜1000rpm 时 Lhx=25339/nx

0.577版次：01 第15页 共21页 × (AXMd/MX)3

当nx＞1000rpm 时 Lhx=470756/nx × (AXMd/MX)3

1/Ln=0.01/40.75+0.05/161.57+0.27/340.26+0.40/613.99+0.27/1136.29Ln=446.93（h）

vm=0.01×34.11+0.05×60.22+0.27×81.+0.4×104.65+0.27×142.37=105.76（km/h） Ls=Ln × Vm=47268.84

再取ETJ79（广州NTN裕隆公司生产的）Mn=1520 N·m Md≈317（N·m） 由 Ls1/Ls2=(Md2/Md1)

3

3

Ls2=(317/220)×47268.84=141411（km），满足使用的强度及耐久性要求。 BJ端 Ax ix nx Vx Mx Lhx Lh=241.486（h）

Ls=Lh×Vm=250.28（km）

再取BJ82（广州NTN裕隆公司生产的） Mn=1790 N·m， Md≈340N·m 由 Ls1/Ls2=(Md2/Md1)

3

3

1 0.01 13.679 2 0.05 7.747 3 0.27 5.697 4 0.4 4.458 5 0.27 3.277 1373.21 142.37 128.90 613.96 328.97 34.11 538.04 22.02 580.87 60.22 304.72 87.30 7. 81. 224.08 183.85 1009.42 104.65 175.35 331.75 1/Lh=0.01/22.02+0.05/87.30+0.27/183.85+0. 40/331.75+0.27/613.96

Ls2=(340/178)×250.28=177993（km），满足使用的强度及耐久性要求。 三、选取传动轴的结构形式

1.按照分析计算的结果，S21车型的驱动轴为广州NTN裕隆公司生产的BJ82+ETJ79型驱动轴。

*/

d) 球笼式等速万向节花键轴直径的计算和钢球直径的选择

以S11+DA465传动轴(S11-2203010/20GB)球笼式等速万向节花键轴直径的计算和钢球直径的选择为例：

/*

S11+DA465传动轴球笼式等速万向节花键轴直径的计算和钢球直径的选择 一、发动机及变速箱参数

发动机

型号：LJ465Q-1ANE1 额定功率：38.5KW/5200RPM 最大扭矩：83N.m/3000-3500RPM

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 档位 传动比 二、设计计算 发动机输出最大扭矩:

1 3.416 2 1.4 3 1.280 版次：01 4 0.941 5 0.757 第16页 共21页 倒 3.818 主传动比 4.388 MmaxTi0imax

对于这种变速箱有：

Mmax834.3883.8181390.53Nm

如上图所示对于花键轴部分S有

'MSS3maxF(mm)

0.00872其中Mmax为车轮打滑扭矩(kgf.m)

'SF为使用因素，考虑几种不便于精确计算的变量对万向节寿命的影响因素。

使用因素与安全系数相似。对使用扭矩而言，它的值越大，允许负荷就越小。 使用因素推荐如下，

理想传动——无振动 SF＝１

轻微振动 SF＝１.２~１.５ 中等振动 SF＝１.７~２.０

'在这里考虑到Mmax为车轮打滑扭矩，而Mmax为发动机输出的最大扭矩，

'MmaxMmax，所以他们之间就已经存在一点安全系数了。

对Mmax＝Mmax/2＝695.27N.m＝70.95Kgf.m

' 传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 取SF为1 有S3版次：01 第17页 共21页 70.951(mm)＝20.1mm

0.00872然后根据S的值查表可得钢球的直径 D=15.1mm

*/

e).十字轴万向节强度校核

在设计十字轴万向节时，应保证十字轴颈有足够的抗弯强度。设诸滚针对十字轴颈作用力的合力为F，则： FT

2rcos 式中T—传动轴计算扭矩，取按两种情况计算的转矩（按发动机最大扭矩、变速器一档和按满载驱动轮附着系数为0.8计算）的较小者；

r—合力作用线与十字轴中心间的距离； α—万向节的最大夹角； 十字轴颈根部的弯曲应力为：

32d1Fs 44(d1d2)式中d1—十字轴轴颈直径；

d2 —十字轴油道孔直径； s— 力作用点到轴颈根部的距离。 弯曲应力应不大于250~350N/mm。 十字轴轴颈的剪应力：

2

4F

(d14d24)2

剪应力应不大于80~120N/mm。 滚针轴承的接触应力：

j272(11Fn) d1dL式中d—滚针直径，[d]为mm；

L—滚针工作长度，[L]为mm; d1—如前所述，[d1]为mm；

Fn—在力F作用下一个滚针所受的最大载荷，[Fn]为N

Fn4.6F iZ

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 式中 i—滚针列数；

Z—每列中的滚针数。

当滚针和十字轴轴颈表面硬度在HRC58以上时，许用接触应力为3000~3200N/mm。 f)传动轴临界转速的计算

在选择传动轴长度和断面尺寸时，应考虑使传动轴有足够高的临界转速。假设传动轴断面为均匀一致、两端自由支承的弹性梁，由机械振动理论可知，对应其弯曲振动的一阶固有频率的临界转速为： nK1.21082

版次：01 第18页 共21页 D2d2

L2式中nk—临界转速，[nK]为r/min；

L—传动轴长度，即两万向节中心之间的距离，[L]为mm； D、d—传动轴轴管的外径和内径，它们的单位为mm。 临界转速与最大转速之比为安全系数：

nK nmaxg)传动轴轴管扭转强度的计算 轴管的扭转应力： 16DT

D4d4式中，T—传动轴计算扭矩；

D、d如前所述。按上式算出的扭转应力不应大于300N/mm。 h)传动轴扭转振动的校核

万向节的角加速度过大时，会引起过大的惯性力矩，从而可能引起传动系的扭转振动， 为不致引起可感觉的振动，一般要求万向节的最大角加速度小于1000rad/s，也可写成

万向节夹角α与角速度ω乘积小于31.6。 i)传动轴伸缩花键齿侧挤压应力

j2

2

TjD1D2D1D2ZL42[j]（N/mm2）

式中：Z—花键齿数; L—键齿有效长度，mm;

[j]—许用挤压应力，当花键齿面硬度大于HRC35时，伸缩花键取[j]=25~50N/mm,非滑动花键取[j]=50~100N/mm。

2

2

j)Damp的设定

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 版次：01 第19页 共21页 （1）Shaft弯曲固有振动频率设计后记的Dynamic dumper时，以及研讨Drive Shaft的弯曲共振引起的振动噪音问题时，必须要推定 Shaft的弯曲固有振动频率。 在此，就 Drive Shaft的固有振动频率的计算方法作以解说。 ①简易计算方法 ：

假定Shaft为均一断面时，固有振动频率按下式计算

ｆｎ＝(π／２L2)＊(ＥＩｇ/γA)１／２≒0.202＊10７＊De／Ｌ２De＝(D２＋d２)１／２ L： Shaft长 ＥＩ：弯曲刚性ｇ：重力加速度 γ：比重 Ａ：断面面积 Ｄ：外径. d：内径②多段断面Shaft

直径的差有很大段差时的Shaft，使用 Rayleigh method等可以得到比较正确的近似固有振动频率。

（2）Dynamic Dumper的设计设定 Dynamic dumper的目的是为了降低Drive Shaft的弯曲共振产生的Booming Noise、Differential Gear Noise 、Beat Noise等。

设定Dynamic dumper的特性时，基本上要最大限度的降低Shaft的共振，但是因为对振动特性也会产生很大的影响，所以最终要根据实车试验设定最佳值。

在此，关于基本规格设计法进行说明。

①设计计算数学模型二自由度强制振动数学模型的计算

②Mass weight (M2)的设定

M2≧0.15＊M1

└0.3＊0.493(等价值量)

③固有振动频率(Fn2)的设定 基本尺寸、按照下式设定ｆｎ。

ｆ＝１／（1+μ） Fn2＝ｆ＊Fn1 ④loss factor (Lf)的设定

ζ２＝3μ／8(1+μ)３ Lf＝ζ＊2

上式为理式，实际计算时要根据橡胶的特性计算。

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 ⑤效果确认 安装

Dumper 时进行计算，绘制如下的图形，来确认衰减效果

版次：01 第20页 共21页 【 Natural Rubber (NR)：Lf=0.1 ，Butyl Rubber (IIR)：Lf= 0.4 】

2.3 环境条件、材料、热处理及加工要求

用于轿车的球笼式万向节工作环境十分恶劣，要经受高温气候、低温气候的侵袭及老化，泥土、砂、灰尘、油脂的浸泡、腐蚀、冲击，长时间承受高强度、满负荷、高转速工作。因而要求选用①优质材料、采用特种工艺，确保各零部件性能，并能保证密封性。②有足够的安全系数强度、韧性、刚度也要好，即具有可靠性和耐久性。③润滑良好，使用能耐高温、低温、高气压低发挥，不易变质润滑油脂。④使用过程不能有噪音。因而钟形壳选用cf53，以提高耐磨性、抗扭强度。星形套、保持架材质为优质低碳合金渗碳钢20CrMnTi。钢球采用GCr15。轴选用优质碳素合金结构钢40Gr。三销轴叉、轴承架选用优质低碳合金渗碳钢20CrMnTi。轴承外圈、滚针选用GCr15。差动弹簧圈选用65Mn。两端防尘罩根据运动情况,固定端采用聚脂防尘罩,移动端采用聚氯丁二烯橡胶，保证具有良好的机械性能，能耐高温、低温、酸、碱、油和耐老性，工艺加工性好，气密性、减震性高。主要零部件中，钟形壳外花键的热处理变形对产品的使用性能有重要影响，因而一方面选用优质材料和稳定的正火预先热处理，另一方面花键采用无切削加工，引进国外花键冷轧机，并进行中频感应热处理。 3、 台架试验

3.1 十字轴式万向节传动轴台架试验

十字轴式万向节传动轴总成台架试验可见行业标准QC/T523—1999(JB 3741-84)。 试验项目如下： 3.1.1 静态跳动量试验

将传动轴安装在试验装置上，用手或其它方法慢速旋转，测量其相对旋转轴心跳动量。

3.1.2 剩余不平衡量

传动轴总成系统设计开发指南 奇瑞汽车有限公司 编制日期：2005-03-23 编者：何迅 3.1.3 临界转速试验

将传动轴安装在试验装置上，使它旋转或激振，测量临界转速或共振频率。 3.1.4 扭转间隙试验

将传动轴安装在试验装置上，一端固定，另一端施加规定扭矩，测量其周向间隙。 3.1.5 静扭转刚性试验

将传动轴安装在试验装置上，测定其静扭转刚度。 3.1.6 静扭转强度试验

将传动轴安装在试验装置上，测定它的静态扭转强度。 3.1.7冲击强度试验

将传动轴安装在试验装置上，测定其冲击强度。 3.1.8扭转疲劳试验

将传动轴安装在试验装置上，测定其扭转疲劳寿命。 3.1.9万向节磨损试验

将传动轴安装在试验装置上，使其传动，确定其耐磨性及擦伤性。 3.1.10 滑动花键磨损试验

将传动轴安装在试验装置上，使滑动花键滑动，确定其耐磨性及耐擦伤性。

3.2 等速万向节驱动轴台架试验

等速万向节驱动轴台架试验可参考企业Q/SQR.04.279-2003。试验项目如下：性能试验包括静扭强度试验、扭转疲劳试验、寿命试验、护套常温性能试验、护套高温性能试验、护套低温性能试验、护套旋转膨胀量试验、表面防护试验，功能试验包括圆周间隙试验、轴向间隙试验、旋转力矩试验、摆动力矩试验、摆角试验、位移量试验、滑移线试验、移动力试验。 4 图纸模式 4.1 尺寸公差

形状和位置的未注公差按GB/T1184-k，线性尺寸的未注公差按GB/T1804-m，角度的未注公差按GB/T11335-m,表面粗糙度符号按GB/T131-ISO1302,形状和位置公差按GB/T1182-ISO1101。 4.2 文字说明

十字轴式万向节传动轴技术要求可参照QC/T 29082-92。等速万向节传动轴图纸上的说明包括技术要求、万向节花键参数、零部件明细表、移距摆角曲线图4部分。技术要求的内容应包含:

1. 产品外观 2. 表面处理 3. 万向节最大摆角 4. 总成旋转间隙

5. 总成屈服强度、总成静扭强度、总成疲劳强度 6. 润滑脂的种类、加注位置及加注量 7. 标记标识

版次：01 第21页 共21页 将传动轴安装在试验装置上，按规定的转速旋转，测量其剩余不平衡量。