传动轴的设计及校核

1、第一章轻型货车原始数据及设计要求发动机的输出扭矩：最大扭矩 285.0N m/2000r/min ;轴距：3300mm变速 器传动比： 五挡1 , 一挡7.31，轮距：前轮1440毫米，后轮1395毫米，载 重量2500千克设计要求：第二章 万向传动轴的结构特点及基本要求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 中相对位置不节组成。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的变化， 并实现两轴的等角速 传动。一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因断改变的两根轴间传递转矩和

2、旋 转运动。重型载货汽车根据驱动形式的不同选择不同型式的传动轴。一般来讲4X 2驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。6X4驱动形式的汽车有中间传动轴、主 传动轴和中、后桥传动轴。6X6驱动形式的汽车不仅有中间传动轴、主传动轴 和中、后桥传动轴，而且还有前桥驱动传动轴。在长轴距车辆的中间传动轴一般 设有传动轴中间支承它是由支承架、轴承和橡胶支承组成。传动轴是由轴管、伸缩套和万向此它的动平衡是至关重要的。 一般传动轴在 出厂前都要进行动平衡试验，并在平衡机上进行了调整。因此，一组传动轴是配 套出厂的，在使用中就应特别注意。图2-1万向传动装置的工作原理及功用图2-2变速器与驱动桥之间的万向传动装置基本

3、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，维修容易等第三章轻型货车万向传动轴结构分析及选型由于货车轴距不算太长，且载重量 2.5吨属轻型货车，所以不选中间支承， 只选用一根主传动轴，货车发动机一般为前置后驱，由于悬架不断变形，变速器或分动器输出轴轴线之间的相对位置经常变化，根据货车的总体布置要求，将离 合器与变速器、变速器与分动器之间拉开一段距离，考虑到它们之间很难保证轴 与轴同心及车架的变形，所以采用十字轴万向

4、传动轴，为了避免运动干涉，在传动轴中设有由滑动叉和花键轴组成的伸缩节，以实现传动轴长度的变化。空心传 动轴具有较小的质量，能传递较大的转矩，比实心传动轴具有更高的临界转速， 所以此传动轴管采用空心传动轴。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围，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， 花键套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。传动轴夹角大小会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的不均匀性。变化范围为3。传动轴经常处于高速旋转状态下，所以轴的材料查机械零件手册选取 40CrNi，适用于很重要的轴，具有较高的扭转强度。3.1传动轴管选择

5、传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄（1.53.0mm、管径较大、易质量 平衡、扭转强度高、弯曲刚度高、适用高速旋转的电焊钢管制成。3.2伸缩花键选择选择矩形花键，用于补偿由于汽车行驶时传动轴两端万向节之间的长度变化。为减小阻力及磨损，对花键齿磷化处理或喷涂尼龙，外层设有防尘罩，间隙 小一些，以免引起传动轴的震动。花键齿与键槽按对应标记装配，以保持传动轴 总成的动平衡。动平衡的不平衡度由电焊在轴管外的平衡片补偿。装车时传动轴 的伸缩花键一端应靠近变速器，减小其轴向阻力和磨损。其结构图如下：图3-1万向传动轴一花键轴结构简图1-盖子；2-盖板；3-盖垫；4-万向节叉；5-加油嘴；6-伸缩套；7-滑

6、动花键槽；8-油封；9-油封盖；10-传动轴管第四章万向传动轴计算及强度校核4.1传动轴的临界转速长度一定时，传动轴断面尺寸的选择应保证传动轴有足够的强度和足够高的 临界转速。所谓临界转速，就是当传动轴的工作转速接近于其弯曲固有振动频率 时，即出现共振现象，以致振幅急剧增加而引起传动轴折断时的转速。传动轴的临界转速nk（ r/min ）为，安全系数K取2.0，适用于一般精度的伸缩花键 则有n m ax（nw为发动机转速）n w2000i 51-2000 r/minnk n max2.0，nk2.0 n max40 r min4.2传动轴计算转矩Ti Twii285 7.31 10 3 99 %

7、2062516 N mm4.3传动轴长度选择根据轴距3300mm初选传动轴支承长度LC为（1470 3.6） mm,花键轴长度应小于支承长度，满足万向节与传动轴的间隙要求，取花键轴长度为(14482.5)mm4.4传动轴管内外径确定nk1 .210 8DedeLC400040001470 281 .2 105188 .3又 1.5 mmD c d c3 mm2初取 D c 53 mm ， 则2dc*5188 .3 D c 48.8mmLc为传动轴长度（mr），即两万向节中心之间的距离；dc和Dc分别为传动 轴轴管的内、外径（mm4.5传动轴扭转强度校核由于传动轴只承受扭转应力而不承受弯曲应力，

8、所以只需校核扭转强度，根 据公式有16 DcT116 5320625164444251 MPa(Dcdc) 3.14 (5348.8)c 300 MPa（c为轴管许用扭转应力）上式说明设计参数满足扭转强度要求4.6花键内外径确定2 .27110 .6 MPa取安全系数2.27，则16 T 1dh3110 .6 MPa316 3.142062516110 .645 . 63 mmh为许用扭转应力为花键转矩分布不均匀系数,取 1.3Dh 花键外径dh 花键内径L h为花键有效工作长度为键齿宽n 0 为花键齿数由于花键齿侧许用挤压应力较小，所以选用Lh较大尺寸的花键，查GB/T1144-2001，取

9、 d h46 mm , D h 50 mm9 mmn 08 Lh 1 40mm? 04.7花键挤压强度校核y z D h dh d h dh x,()()L hno4220625161.3 50465046()()1408424 9.9 MPa当花键齿面硬度为35HRCC寸，许用挤压应力为y 25 50 MPa则y16,fj=0，所以猛接离合器所产生的动载系数 kd=1，主减速比 i0=4.04Tse仁kdTemaxki1if n /n= 1 285 1.615 4.04 0.85=1580.6N所以:1Tss1= G2 m 2 rr/ i0im31850 1.2 0.85 0.369 OQ-

10、7Q QM n m=3878.8N4.04 1 0.765/ T1= min Tse1, Tss1T1= Tse 1=1580.6N5.3十字轴万向节设计 设作用于十字轴轴颈中点的力为 F,则1580.6F= T1/2rcos a =3 =12094.1N2 65.5 10 cos3 56 十字轴轴颈根部的弯曲应力C w和切应力T应满足CT w=n32d1Fs(dtd42)w C w4FT =n (d21-d；) T 式中，取十字轴轴颈直径d1=38.2mm十字轴油道孔直径d2=10mm合力F作用线 到轴颈根部的距离s=14mm c w为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa t 为 切应力

11、的许用值，为80-120 Mpa12094.132UFs32X 38.2 X10-3X 7428.561 X 14X1 0-3/44、=n( d1 -d 2)n 38.2 X1 0-3)4-( 10X1 0-3)4=19.094 Mpa c w4F22n (d 1-d 2)4X 7428.5613232n (38.2 X 10- ) -(10 X 10-)=6.959 Mpa t 故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件 十字轴滚针的接触应力应满足1 1Fncj=272(d1+d0)Lb W cj式中，取滚针直径d=3mm滚针工作长度Lb=27mm一4 6F在合力F作用下一个滚针所受的最

12、大载荷Fn =4.6 X 7428.561：1X 44=776.622N,当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力g为3000-3200 Mpa1 1Fn(dl+d。) Lb=/11776.622=272 (38.2 X10-3)+(3 X10-3) X 27 X 10-3=0.875 Mpa g故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足 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c w和扭应力T b应满足c w=Fe/W c wT b=Fa/WW T b式中，取 a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70ii查表 4-3，取 k=0.246,W=bh /6, W#khb2,弯曲应力的许用值c W为50-80Mpa,扭应力的许用值t b为80-160 Mpa3_l_7428.561 X 80X 10-7 w= e/W=35X 10-3 X (70 X 10-3)26=20.791 Mpa c W_7428.56 X 40X 10-3T b=Fa/