机动车传动系统设计指南Word文件下载.docx

1、）时，b轴从W旋转到X位置（大于移动的距离增大）。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：第一万向节两轴间夹角1与第二万向节两轴间夹角2相等；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）。（Birfield Joint、Rzeppa Joint、Double Offset Joint、Tripod Joint）与Joint夹

2、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。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。若采用独立悬架,则在靠近差速器处也需要有万向节;若采用非独立悬架,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

3、计参数（1） 传动轴的布置要点在结构上，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heel 的长度，即传动轴的长度发生变化。2 1。为了对应 Shaft的长度的变化，、固定式的的Birfield Joint（）或者 Rzeppa Joint（）等在轴向方向要有可以滑动的 Double Offset Joint （）或者Tripod Joint（）。通常车，车轮侧使用固定式的Joint，Differential侧使用Slide式的Joint。下面以某车型的传动轴布置为例。一、右传动轴长度右传动轴移动节中心坐标为（-49.24,294.54,25.05）。固定节

4、中心坐标固定节至移动节的距离传动轴角度上极限（-2.29,647.99,107.50）365.9714.6满载（-2.29,647.99,29）356.587.07半载（-2.29,647.99,20.32）356.597.13空载（-2.29,647.99,1）357.378.14下极限（-2.29,647.99, -72.5）369.6617.00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）（-2.29,-647.99,107.50）365.516.6（-2.29,-64

5、7.99,29）356.48.9（-2.29,-647.99,20.32）356.418.89（-2.29,-647.99,1）357.279.8（-2.29,-647.99, -72.5）369.8217.8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。（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。（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.

6、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。（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。（5） 传动轴的主要结构参数与计算 a） 关于的主要尺寸 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：D1D3 L1L3）,根据各个Vendor不同而不同。在研究Drive s

7、haft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：D1D3，L1L3）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。各Vendor把Drive shaft的主要尺寸都标准化（下图：D1D3，L1L3），这样可以达到缩短 Drive shaft的开发期间及降低成本。b）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。c）heel侧CV

8、J的耐久寿命的预测关于heel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】（）FF车（Front Engine & Front Drive ）的Drive Shaft，在 heel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heel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: T100245NmDOJ82: T1

9、00230NmT100 的基本Torque ：CVJ夹角3N100rpm时，寿命时间为1500hr,对应的Torque可以查图表得到。（）CVJ的耐久性主要是由Torque（T）、转速（N）、夹角（）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FlakingPitching 等的CVJ的耐久性不足引起的。推测原因主要是heel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。BJ损伤值计算：参考Birfild会社的 CVJ 寿命计算方式。操舵频度：25

10、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。BJ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*N0.577）（T100 *AX） 【计算理论】（）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）1000rpm时21,400（ ）（hour）1000rpm时396,580（）（hour）在此 ：基本Torque ：角度系数 ：（Sin ）Cos 可以查表：CVJ的载荷Torque ：CVJ的转速（）温度预测法根据下记值及温度实际测量数据预测。（0.577）（ X）：的Pitch Circl

11、e Diameter（）线形累积损伤值（Miner值）CVJ在某一期间内按下表的频度使用时，给定Torque（Tn）、转速（Nn）、夹角（n）时，这一载荷条件下的寿命n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 nnn 可知，全寿命时间Ln中，只有在运转时间n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：-ii通常当这一累积损伤值达到时，CVJ就会发生 Pitching ，达到寿命期限。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：118Nm/4500rpm

12、断油点：7000rpm2 变速器的相关参数 档档档档档R档ig3.6361.6671.2261.1850.8712.909io3.7624.647i13.6797.7475.6974.4583.27713.518传动效率0.953 车轮相关参数采用175/60 R14轮胎Rr0.275m4 整车相关参数前轴荷（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）5804202.340.572 1.27056705 驱动轴角度及TJ端运动距离参数BJ（L）TJ（L）BJ（R）TJ（R）上跳点9.37111.6634.6776.94满载点5.7685.953.3713.553空

13、载点6.8487.2323.9564.315下跳点10.37212.7955.2777.606TJ端运动距离（mm）17.30717.993以满载与空载的均值作为工况点驱动轴角度系数Ax=cos2（1-sin）满载与空载的均值TJAxBJ平均夹角6.5910.87366.3080.87946 计算寿命目标值：100000km二、分析计算1、假定参数：1）1.0，振动系数Ks1.2，承载系数kt1.33 2）汽车以1，Ks1.2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：1 ：5 ：27 ：40 ：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

14、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 MmaxMA1/2 1.2 118 13.679=968.47（Nm）（2轮驱动）附着转矩：MH=1/2 G B/（L+h） RrMH =1/2 1.2 1375 9.8 1.2/（2.34+10.572） 0.275=920.02（Nm）MN依取920.02 Nm适取球笼式万向节的系列规格以GKN形式为Base =0 /10 =0时的静态失效扭矩 =0 /10 TJ取 GI型580 MN=1040 Nm MB=1900 Nm Md=220 Nm BJ 取 AC 75 MN=944 Nm Md=17

15、8 N3、校核使用寿命TJ端123450.010.050.270.4ixNx328.97 580.87 789.89 1009.42 1373.21 Vx34.11 60.22 81.89 104.65 142.37 Mx538.04 304.72 224.08 175.35 128.90 Lhx40.75 161.57 340.26 613.99 1136.29 Mx=1/2 2/3 Mm ix当nx1000rpm 时 Lhx=25339/nx0.577 （AXMd/MX）3当nx1000rpm 时 Lhx=470756/nx 1/Ln=0.01/40.75+0.05/161.57+0.27

16、/340.26+0.40/613.99+0.27/1136.29Ln=446.93（h）vm=0.0134.11+0.0560.22+0.2781.89+0.4104.65+0.27142.37=105.76（km/h）Ls=Ln Vm=47268.84再取ETJ79（广州NTN裕隆公司生产的）Mn=1520 Nm Md317（N由 Ls1/Ls2=（Md2/Md1）3 Ls2=（317/220）347268.84=141411（km），满足使用的强度及耐久性要求。BJ端nx22.02 87.30 183.85 331.75 613.96 1/Lh=0.01/22.02+0.05/87.30+

17、0.27/183.85+0. 40/331.75+0.27/613.96Lh=241.486（h）Ls=LhVm=25540.28（km）再取BJ82（广州NTN裕隆公司生产的） Mn=1790 Nm， Md340Nm由 Ls1/Ls2=（Md2/Md1）3Ls2=（340/178）325540.28=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，该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一、发动机及变速箱参数发动机型号：LJ465Q-1ANE1额定功率：38.

18、5KW/5200RPM83N.m/3000-3500RPM档位倒主传动比传动比3.4161.8941.2800.9410.7573.8184.388二、设计计算发动机输出最大扭矩:对于这种变速箱有：如上图所示对于花键轴部分S有其中为车轮打滑扭矩（kgf.m）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，理想传动无振动轻微振动.中等振动.在这里考虑到为车轮打滑扭矩，而为发动机输出的最大扭矩，所以他们之间就已经存在一点安全系数了。 对695.27N.m70.95Kgf.m取为1有20.1mm然后

19、根据S的值查表可得钢球的直径D=15.1mme）.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： 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；万向节的最大夹角；十字轴颈根部的弯曲应力为：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250350N/mm2。十字轴轴颈的剪应力：剪应力应不大于80120N/mm2。滚针轴承的接触应力：式中d滚针直径，d为mm；L滚针工作长度，

20、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30003200N/mm2。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：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：g）传动轴轴管扭转强度的

21、计算 轴管的扭转应力：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/mm2。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/s2，也可写成万向节夹角与角速度乘积小于31.6。i）传动轴伸缩花键齿侧挤压应力（N/mm2）式中：Z花键齿数; L键齿有效长度，mm; 许用挤压应力，当花键齿面硬度大于HRC35时，伸缩花键取=2550N/mm2,非滑动花键取=50100N/mm2。j）Damp的设定 （1）Shaft弯曲固有振动频率设计后记的

22、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。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 （L2）（/A）0.20210DeDe（Dd） L： Shaft长 ：弯曲刚性：重力加速度 ：比重 ：断面面积 ：外径. d：内径多段断面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