万向传动轴设计

万向传动轴设计范文万向传动轴（Universal Joint Shaft）是一种能够实现两个轴线的不同角度传动的机械传动装置，广泛应用于汽车、机械设备和工业生产线等领域。

本文将详细介绍万向传动轴的设计原理、结构特点以及设计优化方法。

一、设计原理当传动输入轴转动时，中心轴通过两个交叉连接轴的连杆传递旋转力矩，并使输出轴也产生旋转。

由于交叉连接轴的特殊结构，万向传动轴能够使传动输入轴和输出轴存在不同的旋转角度，从而解决了轴线不同角度对传动的限制。

二、结构特点在设计过程中，需要考虑以下几个关键参数：1.轴间角度：指传动输入轴与输出轴之间的夹角。

该角度越大，传动轴工作时的额定转速越低，并且还会增加传动过程中的振动和噪音。

2.传动扭矩：表示输入轴传递给输出轴的力矩大小。

在设计中需要根据传动系统的需求确定传动轴的最大扭矩。

3.长度和直径：传动轴的长度和直径需要根据具体应用条件和承载要求进行确定。

三、设计优化方法在进行万向传动轴的设计时，可以采用以下几种优化方法：1.结构材料选择：传动轴的结构材料对其承载能力和耐久性具有重要影响。

可以通过优化材料选择，如选用高强度合金钢，来提高传动轴的耐久性能。

2.回转角度优化：通过合理设计传动轴的长度和交叉板角度，使得传动轴的回转角度在设计范围之内，从而提高传动效率并减少振动和噪音。

3.杆件直径优化：传动轴的杆件直径直接影响其承载能力。

可以采用有限元分析方法来优化杆件的直径，以满足传动系统的扭矩和振动要求。

4.轴承选择与布局：传动轴的轴承选择与布局对其旋转平衡性和耐久性有重要影响。

可以通过优化轴承的类型和布局，如选用角接触球轴承和双排球轴承，来提高传动轴的工作稳定性和寿命。

总之，万向传动轴作为一种重要的机械传动装置，在众多领域都有广泛应用。

其设计涉及到结构原理、材料选择、回转角度优化、杆件直径优化以及轴承选择与布局等多个方面，需要综合考虑承载能力、回转角度和振动噪音等设计要求，以实现传动系统的高效、稳定和可靠工作。

word 格式 整理版学习参考汽车设计课程设计说明书设计题目： 上海大众-桑塔纳志俊万向传动轴设计2014年11月28日目录1前言2设计说明书2.1原始数据2.2设计要求3万向传动轴设计3.1万向节结构方案的分析与选择3.1.1十字轴式万向节3.1.2准等速万向节3.2万向节传动的运动和受力分析3.2.1单十字轴万向节传动3.2.2双十字轴万向节传动3.2.3多十字轴万向节传动4 万向节的设计与计算4.1 万向传动轴的计算载荷4.2传动轴载荷计算4.3计算过程5 万向传动轴的结构分析与设计计算5.1 传动轴设计6 法兰盘设计前言万向传动轴在汽车上应用比较广泛。

发动机前置后轮或全轮驱动汽车行驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动桥输入轴轴线之间的相对位置经常变化，因而普遍采用可伸缩的十字轴万向传动轴。

本设计注重实际应用，考虑整车的总体布置，改进了设计方法，力求整车结构及性能更为合理。

传动轴是由轴管、万向节、伸缩花键等组成。

伸缩套能自动调节变速器与驱动桥之间距离的变化；万向节是保证变速器输出轴与驱动桥输入轴两轴线夹角发生变化时实现两轴的动力传输；万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。

传动轴的布置直接影响十字轴万向节、主减速器的使用寿命，对汽车的振动噪声也有很大影响。

在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，计算传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，合理优化轴与轴之间的角度。

2 设计说明书2.1 原始数据最大总质量：1210kg发动机的最大输出扭矩：Tmax=140N·m（n=3800r/min）；轴距：2656mm；前轮胎选取：195/60 R14 、后轮胎规格：195/60 R14长*宽*高（mm）：4687*1700*1450前轮距（mm)；1414后轮距(mm):1422最大马力(pa):952.2 设计要求1．查阅资料、调查研究、制定设计原则2．根据给定的设计参数(发动机最大力矩和使用工况)及总布置图，选择万向传动轴的结构型式及主要特性参数，设计出一套完整的万向传动轴，设计过程中要进行必要的计算与校核。

目录1.1 汽车万向传动轴的发展与现状 (2)1.2 万向传动轴设计技术综述 (2)2 万向传动轴结构方案确定 (4)2.1 设计已知参数 (4)2.2 万向传动轴设计思路 (6)2.3 结构方案的确定 (7)3 万向传动轴运动分析 (10)4 万向传动轴设计 (11)4.1 传动载荷计算 (11)4.2 十字轴万向节设计 (12)4.3滚针轴承设计 (14)4.4传动轴初步设计 (15)4.5 花键轴设计 (16)4.6 万向节凸缘叉连接螺栓设计 (17)4.7 万向节凸缘叉叉处断面校核 (17)5基于UG的万向传动轴三维模型构建 (19)5.1万向节凸缘叉作图方法及三维图 (19)5.2万向节十字轴总成作图方法及三维图 (21)5.3 内花键轴管与万向节叉总成作图方法及三维图 (25)5.4 花键、轴管与万向节叉总成作图方法及三维图 (2625)5.5万向传动轴总装装配方法及三维图 (27)6 万向传动装置总成的技术要求、材料及使用保养 (29)6.1普通万向传动轴总成的主要技术要求 (29)6.2万向传动轴的使用材料 (29)6.3 传动轴的使用与保养 (30)7 结论 (31)总结体会 (32)谢辞 (33)附录1外文文献翻译 (34)附录2模拟申请万向传动轴专利书 (48)【参考文献】 (52)1.1 汽车万向传动轴的发展与现状万向传动装置的出现要追溯到1352年，用于教堂时钟中的万向节传动轴。

1663年英国物理学家虎克制造了一个铰接传动装置，后来被人们叫做虎克万向节，也就是十字轴式万向节，但这种万向节在单个传递动力时有不等速性。

1683年双联式虎克万向节诞生，消除了单个虎克万向节传递的不等速性，并于1901年用于汽车转向轮。

上世纪初，虎克万向节和传动轴已在机械工程和汽车工业中起到了极其重要的作用。

1908年第一个球式万向节诞生，1926年凸块式等速万向节出现，开始用于独立悬架的前轮驱动轿车和四轮驱动的军用车的前轮转向节。

万向节传动轴设计
首先，要考虑到万向节传动轴的传动效率。

传动效率是指传动装置中能通过的有效功率与输入功率之比。

为了提高传动效率，设计时应选择合适的传动角度和传动比例。

通常情况下，传动轴的传动角度越小，传动效率越高。

因此，在设计过程中需要合理确定传动角度，并根据实际情况选择合适的传动比例。

其次，还需考虑传动轴的可靠性。

可靠性是指传动装置在工作条件下不断地完成所需功能的能力。

为了确保传动轴的可靠性，设计时需要考虑以下几个方面：
1.选择适当的材料：传动轴承受较大的扭矩和载荷，因此需要选择强度高且耐磨损的材料，如合金钢等。

2.设计适当的结构：传动轴的结构应该合理，能够承受较大的弯曲和扭矩载荷，并且需要避免过度振动和应力集中等问题。

3.合理布局：传动轴的布局应该合理，以减少摩擦、磨损和噪音等问题。

此外，还需要考虑制造成本。

传动轴的制造成本包括材料成本、加工成本和装配成本等。

为了降低制造成本，可以选择成本相对较低的材料，并且优化传动轴的结构以减少加工工艺和成本。

在设计过程中，还需要考虑到其他因素，如安装空间、工作环境和使用寿命等。

安装空间限制了传动轴的尺寸和结构，因此需要根据实际空间情况设计传动轴。

工作环境包括温度、湿度和腐蚀等因素，需要根据工作环境选择耐久性好的材料和防护措施。

使用寿命与传动轴的设计寿命和维护保养有关，需要根据实际使用情况综合考虑。

总之，设计万向节传动轴需要考虑传动效率、可靠性和制造成本等多个因素。

通过合理选择材料、优化结构和布局，可以实现高传动效率、可靠性和较低的制造成本，满足汽车传动系统对万向节传动轴的需求。

万向传动轴设计说明书⽬录（⼀）万向传动轴设计1.1 概述 (02)1.1 结构⽅案选择 (03)1.2 计算传动轴载荷 (04)1.3 ⼗字轴万向节设计 (05)1.4 传动轴强度校核 (07)1.5 传动轴转速校核及安全系数 (07)1.6 参考⽂献 (09)概述万向传动轴⼀般是由万向节、传动轴和中间⽀承组成。

主要⽤于在⼯作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。

万向传动轴设计应满⾜如下基本要求：1.保证所连接的两根轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动⼒。

2.保证所连接两轴尽可能等速运转。

3.由于万向节夹⾓⽽产⽣的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。

4.传动效率⾼，使⽤寿命长，结构简单，制造⽅便，维修容易等。

变速器或分动器输出轴与驱动桥输⼊轴之间普遍采⽤⼗字轴万向传动轴。

在转向驱动桥中，多采⽤等速万向传动轴。

当后驱动桥为独⽴的弹性，采⽤万向传动轴。

1.传动轴与⼗字轴万向节设计要求1.1 结构⽅案选择⼗字轴万向节结构简单，强度⾼，耐久性好，传动效率⾼，⽣产成本低，但所连接的两轴夹⾓不宜太⼤。

当夹⾓增加时，万向节中的滚针轴承寿命将下降。

普通的⼗字轴式万向节主要由主动叉，从动叉，⼗字轴，滚针轴承及轴向定位件和橡胶封件等组成。

1. 组成：由主动叉、从动叉、⼗字轴、滚针轴承、轴向定位件和橡胶密封件组成2. 特点：结构简单、强度⾼、耐久性好、传动效率⾼、成本低，但夹⾓不宜过⼤。

3.轴向定位⽅式：盖板式卡环式⽡盖固定式塑料环定位式4. 润滑与密封：双刃⼝复合油封多刃⼝油封1.2 计算传动轴载荷由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采⽤：⽤于转向驱动桥中①按发动机最⼤转矩和⼀档传动⽐来确定T se1=k d T emax ki1i f i0η/nT ss1= G1 m’1υr r/ 2i mηm发动机最⼤转矩T emax=186Nm驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率η=0.89，液⼒变矩器变矩系数k={(k0 -1）/2}+1=1,满载状态下⼀个转向驱动桥上的静载荷G1=50%m a g=0.5*1747*9.8=8530.9N，满载状态下⼀个驱动桥上的静载荷G2=65%m a g=0.65*1747*9.8=11128.39N，发动机最⼤加速度的前轴转移系数m’1=0.8发动机最⼤加速度的后轴转移系数m’2=1.3，轮胎与路⾯间的附着系数υ=0.85，车轮滚动半径r r=0.35,i=3.6变速器⼀挡传动⽐1i=1分动器传动⽐f主减速器从动齿轮到车轮之间传动⽐i m=0.55,主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率ηm=η发动机η离合器=0.98x0.96=0.94因为0.195 m a g/T emax>16,f j=0，所以猛接离合器所产⽣的动载系数k d=1，主减速⽐i 0=3.763所以：T se2=k d T emax ki 1i f i 0η/n =1*285.0*763.3*1*6.3*1*186*1=1070.875N T ss2= G 1 m ’1υr r / 2i m ηm =94.0*4545.0*235.0*85.0*8.0*9.8530=2376.180N ∵T 1=min{ T se2, T ss2} ∴T 1= T se2=1070.875N1.3 ⼗字轴万向节设计①设作⽤于⼗字轴轴颈中点的⼒为F ，则F= T 1/2rcos α=-4cos *10*50*2875.10703=10734.895N②⼗字轴轴颈根部的弯曲应⼒σw 和切应⼒τ应满⾜σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）≤[σw ] τ=4F π(d 21-d 22)≤[τ]式中，取⼗字轴轴颈直径d 1=38.2mm ，⼗字轴油道孔直径d 2=10mm ，合⼒F 作⽤线到轴颈根部的距离s=14mm ，[σw ]为弯曲应⼒的许⽤值，为250-350Mpa ，[τ]为切应⼒的许⽤值，为80-120 Mpa∴σw =32d 1Fs π（d 14-d 42）=]4)^10*10(4)^10*2.38[(10*14*895.10734*10*2.38*23333-----π =1.72 Mpa<[σw ]τ=4F π(d 21-d 22) = ])10*10()10*2.38[(895.10734*42323---π =9.58 Mpa<[τ]故⼗字轴轴颈根部的弯曲应⼒和切应⼒满⾜校核条件③⼗字轴滚针的接触应⼒应满⾜σj =272（1d 1+1d 0）F n L b≤[σj ] 式中，取滚针直径d 0=3mm ，滚针⼯作长度L b =27mm ，在合⼒F 作⽤下⼀个滚针所受的最⼤载荷F n =4.6F iZ=44*1895.10734*6.4=1122.284,当滚针和⼗字轴轴颈表⾯硬度在58HRC 以上时，许⽤接触应⼒[σj ]为3000-3200 Mpa ∴σj =272b n L F d d )11(01+=2723331027284.1122])103(1)102.38(1[---+? =1.051Mpa<[σj ]故⼗字轴滚针轴承的接触应⼒校核满⾜④万向节叉与⼗字轴组成连接⽀承，在⼒F 作⽤下产⽣⽀承反⼒，在与⼗字轴轴孔中⼼线成45°的截⾯处，万向节叉承受弯曲和扭转载荷，其弯曲应⼒σw 和扭应⼒τb 应满⾜σw =Fe/W ≤[σw ]τb =Fa/W t ≤[τb ]式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表4-3，取k=0.246,W=bh 2/6,W t =khb 2, 弯曲应⼒的许⽤值[σw ]为50-80Mpa ，扭应⼒的许⽤值[τb ]为80-160Mpa∴σw =Fe/W=6)1070(10351080895.107342333--- =30.045 Mpa< [σw ]τb =Fa/W t =2333)1035(1070246.01040895.10734--- =20.356Mpa<[τb ]故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满⾜要求⑤⼗字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹⾓α，⼗字轴的⽀承结构和材料，加⼯和装配精度以及润滑条件等有关。

第四章•万向传动轴设计24.1.1 万向传动轴概述¾功能用于在工作过程中相对位置不断改变的两根轴之间传递转矩和旋转运动¾组成：万向节、传动轴，有时加装中间支承¾设计基本要求两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠传递动力 尽可能使所连接两轴同步（等速）运转传动效率高、使用寿命长、结构简单、制造和维修方便3发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，变速器或分动器输出轴和驱动桥输入轴之间转向驱动桥中，内、外半轴之间后驱动桥为独立悬架结构时采用4.1.2 万向传动轴在汽车中的应用4¾刚性万向节不等速万向节：十字轴式准等速万向节：双联式、凸块式、三销轴式等 等速万向节：球叉式、球笼式等¾挠性万向节4.2 万向节分类54.3 十字轴万向节Ö单十字轴万向节传动Ö双十字轴万向节传动Ö多十字轴万向节传动64.3.1 单十字轴万向节传动αϕϕcos tan tan 21=转角关系7转速关系12212cos sin 1cos ϕααωω−=αωωcos /1max 2=αωωcos 1min 2=ααωωωtan sin 1min2max 2=−=k 12/ωω是周期为π的周期函数当为0、π、2π、…时1ϕ当为π/2、3π/2、…时1ϕ传动的不等速性！8转矩关系2211ωωT T =11222cos cos sin 1T T αϕα−=αcos /1max 2T T =αcos 1min 2T T =当为0、π、2π、…时1ϕ当为π/2、3π/2、…时1ϕ9附加弯矩0'1=T αsin 1'2T T =αtan 1'1T T =0'2=T 0≠α1T 2T 与作用于不同的平面如何平衡呢？2'21'1=+++T T T T vv v v 10附加弯矩引起的径向载荷αsin 1'2T T =21222sin L T L T F j α=′=αtan 1'1T T =αααcos tan cos 21212L T L T F c =′=呈周期性变化11惯性力矩222εJ T G =212212212)cos sin 1(2sin sin cos ϕαϕααωε−−=124.3.2 双十字轴万向节传动21αα=获得等速传动的条件1）2）同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面内13附加弯矩的影响双万向节传动中附加弯矩产生的径向力可由轴承反力平衡两万向节叉所受附加弯矩彼此平衡，传动轴弯曲振动两万向节叉所受附加弯矩方向相同，从而对两端的十字轴产生大小相同、方向相反的径向力，在两轴的支承上引起反力144.3.3 多十字轴万向节传动()θϕαϕ+=Δ122sin 4e L±±±=232221ααααe 多万向节传动设计要求1）当量夹角尽量小，空载和满载时小于最大许用角2）角加速度幅值应小于许用值e α212ωαe 15多十字轴万向节传动实例o o o 5.4,5.3,5.1321===αααmin/30001r n =比较某货车的两种传动方案，其中16o o 5.5)5.45.35.1(222=−−=e α2212/909s rad e =ωαo o 4.2)5.45.35.1(222=−+=e α2212/173s rad e =ωα917¾万向传动轴在汽车中的典型应用 变速器与驱动桥之间 转向驱动桥中¾确定传动系计算载荷的主要方法按发动机最大转矩和一档传动比来确定 按驱动轮打滑来确定 按日常平均使用转矩来确定4.4 万向节设计184.4.1 万向传动轴计算载荷ni ki T k T f e d se η1max 1=n i i ki T k T f e d se 201max 2η=mm r ss i i r m G T ηϕ0'221=mm r ss i r m G T ηϕ2'112=ni i r F T m m r t sf η01=ni r F T m m r t sf η22=按日常平均使用转矩按驱动轮打滑按发动机最大转矩和一挡传动比转向驱动桥中变速器与驱动桥之间19计算驱动桥数和分动器传动比选取326×6214×4高低挡传动比关系车型2fd fg i i >2fd fg i i <32fd fgi i >32fd fg i i <f i nfg i fd i fg i fdi 20载荷选择参考静强度计算疲劳寿命计算],min[11ss se s T T T =],min[22ss se s T T T =此时，安全系数取2.5～3.0s T 取或1sf T 2sf T 214.4.2 十字轴万向节设计¾主要的失效形式十字轴轴颈和滚针轴承的磨损十字轴轴颈和滚针轴承碗表面出现压痕和剥落 十字轴轴颈根部断裂22十字轴强度校核αcos 2r T F s=][)(3242411w w d d Fsd σπσ≤−=][)(42221τπτ≤−=d d F],min[ss se s T T T =23bnj L F d d )11(27201+=σiZF F n 6.4=滚针轴承的接触应力24十字轴万向节的传动效率παηtan 2)(110r d f −=o 25≤α当时通常情况下，约为97％～99％25¾传动轴总成的组成传动轴、两端焊接的花键轴、万向节叉等¾传动轴设计时应首先考虑的问题 长度变化范围 夹角变化范围4.5 传动轴结构分析与设计264.5.1 传动轴的临界转速2228102.1cc c k Ld D n +×=0.22.1/max ～==n n K k 27][)(1644c c c sc cd D T D τπτ≤−=][163h hsh d T τπτ≤=4.5.2 传动轴其它校核¾轴管扭转强度¾花键轴扭转强度¾花键的齿侧挤压强度][)2)(4(0y h h h h h s y n L d D d D K T σσ≤−+′=284.5.3 传动轴的平衡¾传动轴总成不平衡传动系弯曲振动的一个激励源 高速旋转时将产生明显的振动和噪声¾不平衡的主要来源万向节中十字轴的轴向窜动 传动轴滑动花键的间隙传动轴总成两端连接处的定心精度 高速回转时传动轴的弹性变形点焊平衡片的热影响（应在冷却后进行动平衡检验）¾对传动轴不平衡度的要求29¾中间支承的作用提高传动轴临界转速，减小万向节夹角（长轴距汽车） 提高传动系的弯曲刚度，减振降噪（轿车）¾中间支承的设计要求适应安装面的实时变化 不发生共振¾轴承的选择不传递轴向力，主要承受径向力单列滚珠轴承需要承受轴向力两个滚锥轴承4.6 中间支承结构分析与设计30mC f R π210=中间支承的固有频率60f n =。