温娟，种博轩，钟晓冲，姜育锋

（陕西重型汽车有限公司汽车工程研究院，陕西 西安 710200）

前言

万向传动装置为汽车传动系中的一部分，其作用在于为在不同轴心的两轴间甚至再工作工程中相对位置不断变化的两轴间传递动力。如在商用汽车上，根据车型的布置要求，变速器与驱动桥之间距离较远，无法直接相连。并且有些全驱车型的变速器与分动器及驱动桥无法保证两轴同心。所以在这些总成之间常常需要万向传动装置将其相连。

汽车传动轴系统通常有伸缩传动轴和中间传动轴两类。伸缩传动轴由万向节和伸缩花键组成；中间传动轴由中间支撑和万向节组成。传动轴的功能是将发动机的输出动力和旋转运动传递到驱动桥。传动轴在连接动力的同时能适应因路面不平及车轮跳动引起的传递距离和角度的变化。当车辆发动机、变速器与驱动桥相距较远时，仅用一根伸缩传动轴常无法满足布置要求。此时，需用一根伸缩传动轴及若干中间传动轴连接。中间传动轴前端连接变速器，中间支撑处与车架相连固定。中间支撑的内部有一个轴承，该轴承可以沿轴向轻微滑动，补偿轴向位置的安装偏差，并且为减少轴承的轴向受力，在中间支撑和轴承中间还设置了蜂窝状的橡胶缓冲垫，能吸收车辆运行过程中的振动、降低噪声，并能减少由传动轴的安装误差造成的轴承附加载荷。传动轴是车辆传动系统的重要组成部分。

图1

传动轴的工作性质为其是一个高速旋转频率的旋转体。对车辆的舒适性有着较大的影响。由于其结构本身的工作性质及其制造和装配偏差等因素，在传动轴的工作过程中不可避免地会出现振动和噪声。当传动轴出现这些故障时会降低传动轴系统的传递效率。严重时会影响车辆的舒适性，尤其是车辆在高速运行的情况下，一旦出现传动轴的振动和噪声故障，将会制约车辆的品质，引起驾乘人员的极度不适。因此合理地设计及布置传动轴才能提高车辆的传动效率及舒适性。

为避免传动轴在工作过程中出现振动及噪声，除合理地设计及布置外，动平衡也是至关重要。所有的传动轴在出厂前必须要进行动平衡试验。并在试验设备指定的位置焊接平衡片，以保证传动轴的平衡要求。在完成传动轴的动平衡试验并检验合格后，需在传动轴的轴管和花键套外表面做好标记。通常用两个相对应的箭头表示。此项工作的目的是在传动轴经过拆装恢复时，通过将两箭头对齐在一条直线上使传动轴的动平衡不被破坏。通常传动轴经过拆卸后需要重新进行动平衡试验。

1 传动轴技术参数

传动轴在设计时，必须考虑的技术参数如下：

（1）传动轴所能传递的最大扭矩（Nm）；

（2）传动轴十字轴的最大摆角（°）；

（3）传动轴花键副的最大伸缩量（mm）；

（4）传动轴最高工作转速（r/min）；

（5）传动轴的长度（mm）；

（6）剩余不平衡量（g.cm）；

（7）传动轴两端、中间支承的连接形式；

（8）传动轴系统当量夹角（°）。

2 传动轴的设计校核

在设计传动轴时首先需计算静扭转强度，确定静扭转强度安全系数，原则为公路运输车辆的安全选1.5~1.8；自卸车及专用车的安全系数选1.8~2.0。

根据整车动力匹配及附着力计算传动轴额定扭矩，计算方法：

传动轴的额定扭矩首先采用传动轴的设计计算扭矩做为试验扭矩，即按发动机最大扭矩计算值和按最大附着力计算的扭矩值并取二者中较小的扭矩Mmin做为额定扭矩。

按发动机最大扭矩计算时：

式中：Mg——按发动机最大扭矩计算时传动轴所承受的扭矩，N·m；

Memax——发动机最大扭矩，N·m；

ik1——变速器I 档速比；

ip1——分动器低档速比；

n——使用分动器时的输出传动轴数目。 按最大附着力计算时：

式中：Mψmax—驱动轮最大的附着力换算到传动轴上的最大附着扭矩，N·m；

rk——车轮的滚动半径，m；

G——满载时驱动轴上的负荷，N；

ψ——轮胎与地面的附着系数；

io——减速器速比。

静扭强度安全系数：kd=M/Mmin其中传动轴轴管的许用扭矩M 可通过以下公式计算：

式中：D、d——轴管外径和内径，mm； T——传动轴计算扭矩，N·mm。

按照上式计算得出的传动轴扭转应力τ不应大于300 MPa。

确定传动轴的静扭转强度后需进行传动轴长度及角度的布置计算，在确定传动轴轴管尺寸和总成长度时，必须保证传动轴有足够的强度和足够高的临界转速，以便传动轴在低速大扭矩和高速行驶时都能正常可靠地工作。实际生产的传动轴不可能绝对平衡，高速转动时，传动轴质量偏心产生的离心力会引起传动轴的弯曲振动。当传动轴的转速等于它自身的弯曲振动固有频率时，便发生共振，振幅急剧增加，甚至使传动轴弯曲折断，此时的转速称为传动轴的临界转速。

为避免临界转速过低产生共振，通常建议每节长度不得大于1.5 米。传动轴的临界转速nk为：

式中： D、d——分别为传动轴轴管的外径和内径，mm

L——传动轴的支承长度，取两万向节之中心距，mm

由于传动轴生产过程中无法做到绝对的平衡，同时传动轴使用过程中会存在磨损，其平衡很容易被破坏，此类因素都会使传动轴的临界转速下降。因此，设计传动轴时，为安全起见，要使传动轴的最高工作转速小于0.7nk。

3 传动轴当量夹角

十字轴万向节所联两轴之间的夹角，一般希望越小越好，否则会导致传动轴效率和使用寿命的降低。通常要求动力总成轴线和第一节传动轴轴线的夹角、以及两根传动轴轴线之间最好有0.5°~1°的较小角度，其夹角不能为0°是因为十字轴滚针是线接触，传动轴有一个夹角可以使滚针滚动，防止滚针嵌入十字轴。而角度大于1°可能引起噪音。对于单根传动轴的角度则要求空载最大工作夹角≤8°，满载最大工作夹角≤6°。

对于单万向节传动轴，当主动轴等速旋转时，从动轴的转速时快时慢，每一转中转角、角速度、角加速度等周期地变化两次，这就是十字轴万向节的不等速性。不等速性与两轴夹角有关，夹角越大，不等速就越严重，从而引起动力总成支承和悬架弹性元件的摆动，引起变速箱和后桥齿轮的冲击噪声。在整车传动轴系统布置设计时，通常希望当量夹角尽可能小。

传动轴当量夹角计算公式如下：

式中：α1、α2、α3...为各万向节的夹角。式中的正负号这样确定：当第一万向节的主动叉位于各轴轴线所在平面内，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定义为正，与此平面垂直则为负。

在设计多万向节传动时，总是希望其当量夹角尽可能接近于零。考虑汽车空载与满载时当量夹角可能发生变化，因此在设计时应使空载与满载两种工况下的当量夹角不大于3°，当量夹角较大时，输出轴对输入轴的转角差较大，输出轴的角加速度较大，即旋转的不均匀性较大，从而引起与输出轴相连的齿轮齿间的冲击和噪声。此外，它也可能引起驾驶室内的谐振噪声。为此，应对多万向节传动输出轴的角加速度加以限制。对于轿车，应小于350rad/s2；对于货车，应小于600rad/s2。

现针对某一具体车型进行详细分析，该车变速器输出法兰距驱动桥输入法兰长度为2400mm，在传动轴临界转速校核后认为若只采用一根传动轴设计，存在共振甚至传动轴弯曲 折断的风险，故采用两根传动轴三个万向节的设计（各轴轴线在同一平面），如图2 所示。

图2

图3

4 结束语

经过在实际中应用验证，通过上述详尽的设计校核合格的传动轴可以保证可靠地、平稳地完成传递扭矩的作用。