性。十字轴万向节传动的不等速性可用转速不均匀系数来表示.如不计万向节的磨擦损失，主从动轴转矩和与各自相应的角速度有的关系，这样有.显然，当最小时，从动轴上的转矩为最大值，当最大时，从动轴上的转矩为最小值，。当与定时，在其最大值与最小值之间每转变化两次。具有夹角的十字轴万向节，由于其主从动叉轴上的转矩作用在不同的平面上，因此仅在主动轴驱动转矩和从动轴反转的作用下是不能平衡的。在不计万向节惯性力矩时，主从动叉轴上的转矩和矢量互成角度而不能自行封闭，此时在万向节上必然还作用有另外的力矩。从万向节叉与十字轴之间的约束关系分析可知，主动叉在十字轴的作用力矩，除主动轴驱动转矩之外，还有作用在主动叉平面的弯曲力矩。同理，从动叉对十字轴也作用有从动轴反转矩和作用在从动叉平面的弯曲力矩在这四个力矩的作用下，使十字轴万向节得以平衡。当主动叉在两特殊位置时，附加弯曲力矩的大小及变化特点当主动叉处于和位置时，如图.,由于作用在十字轴轴线平面上，故必为零，而的作用平面与十字轴不共面，必有存在，且矢量垂直于矢量，合矢量指向十字轴平面的法线方向，与大小相等，方向相反。这样，从动叉上的附加弯矩。当主动叉处于和位置时图.,同理可知为零，主动叉上的附加弯矩。或时或图.十字轴万向节的力矩平衡分析可知，附加弯矩的大小是在零与上述两面最大值之间变化，变化周期为，即每转变化再次。使从动叉轴支承受周期性变化的径向载荷为.式中万向节中心至从动叉轴支承间的距离此时，万向节也承受与上述力大小相等方向相反的力。与此方向相反的反作用力矩则由主动叉轴的支承承受。同样，使主动叉轴支承承受周期性变化的径向载荷，万向节也承受与其大小相等方向相反的力。在从动轴支承和万向节上造成大小相等方向相反的侧向载荷为.附加弯矩可引起与万向节相连零部件的弯曲振动，在万向节主从动轴支承上引起周期性变化的径向载荷，从而激起支承处的振动，使传动轴产生附加应力和变形，从而降低传动轴的疲劳强度。因此，为了控制附加弯矩，应避免两轴之间的夹角过大。如果十字轴万向节的主动叉轴转速不变，则从动叉轴周期地加速减速旋转，产生的惯性力矩为.式中，从动叉轴旋转质量的转动惯量ε从动叉轴的角加速度，可通过对式.求导得出.可见，当输入轴转速很高，且输入输出轴之间夹角较大时，由于从动叉轴旋转的不均匀加剧所产生的惯性力矩，可能会超过结构许用值。应采取有效方法降低此惯性力矩。双十字轴万向节传动当输入轴与输出轴之间存在夹角时，单个十字轴万向节的输出轴相对于输入轴是不等速旋转的。为使处于同平面的输出轴与输入轴等速旋转，可采用双万向节传动，但必须保证与传动轴相边的两面万向节叉布置在同平面内，且使两万向节夹角与相等如图.。在双万向节传动中，直接与输入轴和输出轴相连的万向节叉所受的附加弯矩分别由相应轴的支承反力平衡。当输入轴与输出轴的轴线平行时如图.，直接连接传动轴的两万向节叉所受的附加弯矩彼此平衡，传动轴发生如图.中双点划线所示的弹性弯曲，从而引起传动轴的弯曲振动。当输入轴与输出轴的轴线相交时如图.，传动轴两端万向节叉上所受附加弯矩方向相同，不能彼此平衡，传动轴发生如图.中双点划线的弹性弯曲，因此对两端的十字轴产生大小相等方向相反的径向力。此径向力作用在滚针轴承碗的底部，并在输入轴与输出轴的支承上引起反力。型布布置示意图型布置时的弯矩图型布置示意图型布置时的弯矩图图.附加弯矩对传动轴的作用多十字轴万向节传动多万向节传动的从动叉相对主动叉的转角差为.式中多万向节传动的当量夹角主动叉的初相位角主动轴转角。式.表明，多万向节传动输出轴与输入轴的运动关系，如同具有夹角为，而主动叉具有初相的单万向节传动样。假如多万向节传动和各轴轴线均在同平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为零或，则当量夹角为.式.中，等为各万向节的夹角。式中的正负号这样确定当第万向节的主动叉处在各轴轴线所在的平面内，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，与此平面垂直定义为负。为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，应使。万向节传动输出轴与输入轴的转角差会引起动力总成支承和悬架弹性元件的振动，还能引起与输出轴相连齿轮的冲击和噪声及驾驶室内的谐振噪声。因此，在设计多万向节传动时，应该让当量夹角不大于。另外，对多万向节传动输出轴的角加速度幅值应加以限制。对于乘用车，对于商用车，。图.多十字轴万向节传动.万向节总成主要参数的确定与强度校核便于设计时确定十字轴总成尺寸，表.列出不同吨位载重汽车的十字轴尺寸范围。十字轴根据该设计车型载质量，按表.初选十字轴长，轴颈直颈,十字轴油孔直径,平均作用力到校核应力处的距离,合力作用线到十字轴中心之间的距离.,滚针直径，滚针长度，滚针数，滚针轴承帽外径.。十字轴万向节的损坏形式主要是十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈的滚针轴承帽工作表面出现压痕和剥落。般情况下，当磨损或压痕超过.时便应报废。十字轴主要失效形式是轴颈根部断裂，所以设计时应保证该处有足够的抗弯强度。设作用于十字轴轴颈中点的力为如图.所示.式中万向传动轴计算转矩合力作用线到十字轴中心之间的距离主从动叉轴的最大夹角。万向传动轴计算转矩取。将数据代入公式.得表.推荐选用十字轴尺寸载重质量十字轴总成花键外型外径十字轴滚针轴承套滚针数.直.直直直重型货车万向传动装置设计摘要内。有的汽车根据总布置要求需将离合器与变速器分开段距离，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。这时常采用根或多根传动轴两个或多个十字轴万向节的传动。下图.为用于汽车变速箱与驱动桥之间的不同万向传动方案。单轴双万向节式两轴三万向节式图.汽车的万向传动方案如图为常用的单轴双万向节传动，如图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.米，故选取如图的传动方案。.传动轴断面尺寸的确定与强度校核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，套管叉与花键轴有足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，即当个长度为的传动轴，在两支点中旋转时，如图.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偏移量初挠度，如果再考虑到轴与孔的间隙，传动轴质量的不均匀，则将再增大。当此轴旋转时，在质量中心必有离心力的作用，这个离心力又将引起传动轴的进步弯曲，产生附加挠度。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，这转速即为传动轴的临界转速。图.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。作用在传动轴上的离心力则为.式中传动轴的质量。这时离心力被与长度成正比的材料弹性力所平衡，由材料力学得知.式中传动轴材料的抗拉弹性模数，支承长度，取两万向节的中心距离轴剖面对其对称轴线直径的转动惯量系数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，而在同样受载情况下，对两端固定支架支承的梁材料弹性力。由平衡条件得.解得.式中初挠度附加挠度传动轴角速度。当时，轴的挠度趋于无穷大，即若轴以与此相应的角速度旋转时必将折断。这时.对于直径为的实心轴，由力学得知，.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.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.对于大量采用的空心轴，若其剖面外径，内径为，则于是两端自由支承的轴.对两端固定支承的轴，则.以上各式中均用同样的长度单位毫米。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。同时还可看出当增加，下降，为了提高可缩短传动轴长度，增大轴管内外径。所以当时，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般取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，定要使传动轴的实际最大转速小于其临界转速，其安全系数应在以下范围内。.式中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.为载重汽车的实验数据，表示传动轴破坏转速。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，时不大于•对以上的货车，在时不大于•。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。由公式.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。在些轿车上，为了缩短传动轴的长度而采用加长的变速器。表.载重汽车传动轴的破坏转速与行驶里程的关系行驶里程在重心平面上的振摆.破坏转速与临界转速之比.传动轴的临界转速本设计传动方式为开式两轴，三个万向节带中间支承形式。解放牌重型载货汽车主要技参数见附录。由安全系数，得计算临界转，取.，转速为对应于车辆最大行驶速度时，传动轴的转速式中发动机最大功率时的转速变速器最高档传动比则。将代入得取传动轴管内外径确定选取主传动轴进行计算电焊管参数应按冶金部标准选取。表.给出外径的标准参数值。表.电焊钢管外径钢管厚度.