汽车设计载货15吨商用车万向传动轴设计说明书

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"结构方案选择02\o"CurrentDocument"1.2原始条件03\o"CurrentDocument"十字轴万向节的设计04\o"CurrentDocument"2.1万向节类型的选择04\o"CurrentDocument"2.2十字轴包尺寸选择052.3十字轴受力及应力分析07\o"CurrentDocument"2.4万向节叉处校核C8\o"CurrentDocument"2.5传递效率的计算08\o"CurrentDocument"传动轴的设计09\o"CurrentDocument"3.1传动轴的设计093.11传动轴计算载荷的确定过程093.12传动轴的计算载荷113.13传动轴的临界转速123.14传动轴的内外径选择133.15传动轴扭转强度校核133.2花键轴的设计143.21传动轴花键的尺寸确定143.22花键轴的齿侧挤压应力校核16\o"CurrentDocument"4.滚针轴承的设计17\o"CurrentDocument"法兰盘的设计20\o"CurrentDocument"连接螺栓的设计21十字轴总成的润滑.23.小结24.参考文献25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汽车上的万向传动轴一般是由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。主要是用于在工作过程中相对位置不断变化的两根轴间传递转矩和旋转运动。21-盖子；2-盖板；3-盖垫：4-万向节叉；5-加油嘴；6-伸缩套；7-滑动花键槽：8-油封：9-油封盖：10-传动轴管传动轴结构示意图图1.1.1在动机前置后轮驱动的汽车上，由于工作时悬架变形，驱动桥主减速器输入轴与变速器输出轴间经常有相对运动，普遍采用万向节传动。当驱动桥与变速器之间相距较远，使得传动轴的长度超过1.5m时，为提高传动轴的临界速度以及总布置上的考虑，常将传动轴断开成两段或三段，万向节用三个或四个。此时，必须在中间传动轴上加设中间支承。图1.1.2在转向驱动桥中，由于驱动桥又是转向轮，左右半轴间的夹角随行驶需要而变，这是多采用球叉式和球笼式等速万向节传动。当后驱动桥为独立悬架结构时也必须采用万向节传动。万向节按扭转方向是否有明星的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节两类。刚性万向节又可分为不等速万向节（常用的为普通十字轴式），等速万向节（球叉式、球笼式等），准等速万向节（双联式、凸块式、三肖轴式等）。万向节传动应保证所连接两轴的相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力，保证所连接两轴尽可能同步运转，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。1.2原始条件：车型轻型货车驱动形式FR4X2发动机位置前置最高车速Umax=80km/h最大爬坡度imax=30%汽车总质量ma=3370kg满载时前轴负荷率35%外形尺寸总长LaX总宽BaX总高Ha=5200*1900*2100mm3轴距L=2700mm前轮距B1=1400mm后轮距B2=1350mm迎风面积A^BiXHa变速器中间轴式、五挡发动机P=44kwT=160N.m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。（a）单轴双万向节式（b）两轴三万向节式图1.2汽车的万向传动方案如图a为常用的单轴双万向节传动，如图b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2700mm，发动机为纵置，参考下图发动机长为700mm，离合器大概100mm,变速器大概为400mm，驱动桥大概为500mm，再考虑到万向传动轴的大约20度的倾角，传动轴设计为1300mm长的一根轴。故选取如图a的传动方案。十字轴万向节的设计2.1万向节类型的选择万向节是转轴和转轴之间实现变角度传递动力的基本部件，按其在扭转方向上是否有明显的弹性，可分为挠性万向节和刚性万向节。刚性万向节的动力是靠零件之间的铰链式连接传递的；而挠性万向节的动力则靠弹性零件传递的，且有一定的缓冲减振作用。刚性万向节根据其运动特点又可分为不等速万向节、准等速万向节和等速万向节和等速万向节三种形式［11。］不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度相等的万向节。准等速万向节是指在设计角度下以相等的瞬时角速度传递运动，而在其他角度下以近似相等的瞬时角速度传递运动的万向节。输出轴和输入轴以始终相等的瞬时角速度传递运动的万向节，称之为等速万向节。万向节分类如下图2.1所示：式图2.1万向节的分类由于十字轴式万向节具有结构简单、传动可靠、效率高、且制造成本低，被广泛应用于各类汽车的传动系统中。根据本设计适用的车型，选用十字轴式万向节。2.2十字轴包尺寸选择/<8-1推样.采用的[字轴总成及花够气寸Tab-8.1.Thesizeofcrossaxleandbloombondrvcommend十字柚总成(mm)花T't外径f--F轴浪针承ft工作(mni)Fl<]h6LnC7T1.fllffi)「1.5如18162051422324■3SA5/S52^2.59022212631826354K3845F6S旷42534网318293。450855、7342429318IB504E6511SB'1014734303532433504宜6511515F：够453037324SO6LS470115图2.2如图，设计十字轴万向节，由于我们载重质量1.5t，所以选用第一组数据。1滚针轴承滚针长度为Lb=16mm，滚针有效工作长度为L=14mm，滚针直径为d=3mm，滚针数为n=22.2十字轴取十字轴轴颈直径d「18mm，端面距为H=90mm，，十字轴油道孔直径d2=6mm，合力F作用线到轴颈根部的距离s=10mm,十字轴中心到受力点的距离r=37mm3轴承套轴承套外径D套=32mm，轴承套的厚度C=4mm,4花键工作长度

118mm;2.3十字轴受力及应力分析设作用于十字轴轴颈中点的力为F,则万向节安装位置或相联两总成夹角二不大于离合器与变速器：变速器与分动器(相联总成均装在车架上)广3一殷汽车6汽车满载静止时驱动桥越野汽车[2传动轴趣野汽■牛行驶中一般汽车[宁况极限夹角短轴距越野汽车30图2.3a=20°F=T1/2rcosa=835.2/(2*0.037*cos20°)=12010N十字轴轴颈根部的弯曲应力。和切应力T应满足w。w-n(d14-d42)W[。w]4FT-n(d21-d22广[T]式中，[。w]为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa,【t】为切应力许用值在80-120Mpa之间。・・・。-—-170Mpav[O]wn(d]4-d42)Fw」4F…T-n(d21-d22)-53-12Mpav[T]d1-18mmd2-6mms-10mm万向节叉最大允许角为20度

故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件2.4万向节叉处校核万向节叉，45中碳钢，调质处理，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。w和扭应力Tb应满足a=20°F=12010Naw=Fe/WW[owa=20°F=12010NTb=Fa/WtW[Tb]式中，取a=30mm,e=45mm,b=30mm,h=60mm,，取k=0.246,W=bh2/6,Wt=khb2,弯曲应力的许用值［aw］^50-80Mpa，扭应力的许用值［Tb］为80-160Mpa表五系数K的选取」1.0^1导1.75^2一5卜3一34.0^10Kq0.208*30.231，0一23卯0.246*30.258^0"，0.282，0312，图2.4・.・aw=Fe/W=60.5Mpa<[aw]Tb=Fa/Wt=54Mpa<[Tb]故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求2.5传递效率的计算十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角a，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。当a<25。时，可按下式计算（取a=20°）

n0=1-f（+）2n^T-°.1（18/37）2tan20°/3.14=98.9%根据相关要求选择GCr15的滚针轴承。3.传动轴的设计3.传动轴的设计3.1传动轴的设计矩形截面bxh2W=6Wt=kxWt=kxb2xhH:矩形截面高，B:矩形截面宽。万向传动轴因布置位置不同，计算载荷也不同。计算方法主要有三种，见表三。表3-1万向传动轴计算载荷（NM）位置、计算方法用于变速器与驱动桥之间K与%有关，按表五取K取0.246按发动机最大转矩和一挡传动比确定kTkiinT—―demax1_fse1n按驱动轮打滑来确定TGm迎rSS1i0『m按日常平均使用转矩来确定T=Ftrrsf1iinn表中各计算式中，Lmax为发动机最大转矩(N.M)；n为计算驱动桥数，取法见表四；L为变速器一挡传动比；门为发动机到万向节传动轴之间的传动效率；k为液力变矩器变矩系数，k=[（k-1）/2]+1，k为最大变矩系数；G2为满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N）；m2为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，乘用车：m2,=1.2-1.4，商用车:m2,=1.1—1.2；甲为轮胎与路面间的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好的混凝土或沥青路上，甲可取0.85，对于安装防侧滑轮胎的乘用车，甲可取1.25，对于越野车，甲可取1；*为车

轮滚动半径（m）；i0为主减速器传动比；、为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；门m为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；G1为满载状态下转向驱动桥上的静载荷（N）；m1为汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数，乘用车：m，1=0.80-0.85,商用车：m，1=0.75-0.90；Ft为日常汽车行驶的平均牵引力（N）；if为分动器传动比，取法见表四；宫3，性能系数f=0的汽车：k=1，f>0的汽车：k=2。性能系数由tdtd—(16-0.195^^)100Te—(16-0.195^^)100Temaxf=<t〔0emax当0.195^J^N16时

Temax表3-2n与if选取表车型高挡传动比七低挡传动比f的关系ifn4x4i>i/2ifg1i<i/2ifd26x6*/2>J3ifg2七/2<J3ifd3对万向节传动轴进行静强度计算时，计算载荷T取T1和T的最小值，或取T和T的最小值，即T=min:T,T]ss1se2ss2sse1ss1或T=min[T2，T2]，安全系数一般取2.5-3.0.当对万向传动轴进行疲劳寿命计算时，计算载荷T取Tf1或Tf2。

3.12计算传动轴计算载荷由于发动机前置后驱。位置采用：用于变速器与驱动桥之间①按发动机最大转矩和一档传动比来确定Tse1=kdTemaxkiM/nTss1=G2^2%//□m发动机最大转矩Temax=160Nm驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率n=0.9，液力变矩器变矩系数k=1,满载状态下个驱动桥上的静载荷G2=65%mag=22579N，发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.1，轮胎与路面间的附着系数U=0.85，车轮滚动半径rr=364.23mm,主减速器从动齿轮到车轮之间传动比im=1,主减速器主动齿轮到车轮之间传动效率nm=0.9，因为0.195mag/Temax>16|_£(16-0.19f!£)0.19暨<16100TTf—<emaxemax'00.19笠£>16[Temax,<=0，所以猛接离合器所产生的动载系数kd=1，主减速比i0=5所以：Tse1=kdTemaxki1ifn/n=1*85*5**1*0.93/1=835.2N*mTss1=G2m’2urr/i0imnm=22579*1.1*0.85*0.364/(5*1*0.9)=17100N*mVT1=min{T®Tss1}?.T1=Tse1=835.2N*m万向传动轴中由滑动叉和矩形花键轴组成的滑动花键来实现传动长度的变化。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。根据货车的总体布置要求，将离合器与变速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。0.195mag/Temax_0.159*3370*9.8/160=32.82>160.195mag/Temax_0.159*3370*9.8/160=32.82>16Tse1=835.2N-mT：］=17100N・m3.13传动轴的临界转速①传动轴的临界转速为、；D2d2ccnc=1.2X108L在设计传动轴时，取安全系数K=1.5c在设计传动轴时，取安全系数K=1.5K=nk/nmax==1.5，w为发动机最大功率时的转速nmax^^w*i5=3200r/min,n=nmax*K=4800r/min,kLC为传动轴长度(mm)，即两万向节中心的距离，D和d分别cC为传动轴轴管的外、内径(mm)。根据轴距L=2700mm,初选传动轴支承长度、为1300mm，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120mm。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。传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄(1.5〜4.5mm)、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。3.14传动轴的内外径选择表3-3钢管外径与厚度袭厂16095mm米的电焊钢管YB242*63Tlib7.1Theelectricsolderingsteellubeof60tn95miHinirtreYB242-63外悻(mm)钢管厚度(mm)wL4,U,1.6、1,8、2.0、2,2.2.5,2.8、3.0,3,2、3.5,63.51.4、1.5、1.6、L8>2.0.2.2,2.5,2.8、3.0、12,3.5、701,4、1.5,1.6，1.K,2.().2.2、2.5、2.8，3.0.3.2,3.5、1.4、1.5、1.6、1.8、2.0、22,2.5、2.8,3.0,3.2、3.5、3.8、754.0,4.2、4.51.4*1.5、L6、1.8、2,0.22,2.5s2.H,3.0、32,15、3.8、834.0、4.2、4.51.4、1.5、1.6、1*、2.0、2.2,3.5、2.8.3.0.3.2、3.5、3.8、8940、42.45、4-8L4,1.5、L6,】.8、2.0、2,2>2.5,2.8.303235、3患、954Q4.2、4.5、4.8又1.5mmJ——<4.5mm2根据电焊钢管外径60错误！未找到引用源。95mm的标准资料(从冶金部标准YB242错误！未找到引用源。63中选取)取D=75mm，则d=75-4.5=70.5mm，圆整后d=70mm。3.15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，所以只需校核扭转强度。轴管的扭转应力T=16叩1W[T]c兀(D4-d4)ccc最后设计下来花键轴实际有效工作长度118mm

式中[Tc]=300MpaT1=Tse1=835.2N-mT=16x75x炫200=41.83Mpa<[T]c3.14x(754-704)c轴管的扭转应力校核符合要求.3.2.花键轴的设计3.21传动轴滑动花键的尺寸确定汽车行驶过程中，变速器与驱动桥的相对位置经常变化。为避免运动干涉，传动轴中设有由滑动叉和矩形或渐开线花键轴组成的滑动花键来以实现传动轴长度的变化。滑动花键有矩形花键和渐开线花键两种形式。本设计选矩形花键，其主要参数可按照《机械设计手册》选取[9]下表2.3给出了部分轻系列花键的基本尺寸：初选花键断面基本尺寸NxdxDxB为16x52x60x10。矩形花键主要有下图2.3所示四种形式：由于汽车上所用的花键要求可以沿轴向滑动，所以选A型花键。表3-4给出了部分矩形内花键长度：小径d轻系列规格NXdXDXB轻系列r轻系列c286x23x26x60.20.1

328x32x36x60.30.2368x36x40x70.30.2428x42x46x80.30.2468x46x50x90.30.2528x52x58x100.40.3表3-4矩形花键基本尺寸系列(摘自GB/T1144-2001)(mm)注：表中N-键齿数；D-花键大径；B-键宽；r-倒角；c-倒角根据表3-4所给出的长度，初选花键轴长度l=146mm，花键轴孔长度L=83mm。在选定花键尺寸后，还应对作用在花键轴上的扭转应力th(MPa)和作用在齿侧的挤压应力q^(MPa)进行校核。表3-5矩形内花键长度很系列(摘自GB/T10081-1988)(mm)花键小径d36〜52花键长度l或七=1222〜120孔的最大长度L200花键长度1或11=12系10,12,15,18,22,25,28,30,32,36,38,42,45,4

列8,50,56,60,63,71,75,80,85,90,95,100,110,120,130,140,160,180,200d=52mmD^=60mmL=50mm材质：45钢对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算扭转应力th(MPa)，th的计算公式如下：3.22花键轴的尺侧挤压应力校核对于传动轴上的花键轴，通常以底径计算其扭转应力Th，许用应力一般按安全系数2~3确定。16TT=—h兀d3hdh为花键内径，取安全系数为2.25，t=1=41.83=18.59MPah2.252.2516T—i<18.6MPa兀d3hdh>61.2mm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,取花键内径d^=52mm，花键外径气=60mm，键齿宽B=10mm，花键齿数n0=16，花键有效工作长度Lh=50mm材质：45钢传动轴花键的齿侧挤压应力。y应满足—TK'e】y(D+dD-d*[y](—hh)(—hh)Ln42h0式中,取花键转矩分布不均匀系数K’=1.35,当花键的齿血硬度大于35HRC时：许用挤压应力[Oy]=25-50Mpa花键轴长度花键轴长度l=146mm，花键轴孔长度L=83mm。花键有效工作长度L^=50mmn花键齿数0T6；=15.55MPa<[Oy]_835200x1.35广f75+70丫75—70)“佰x50x16I4人2)..・传动轴花键的齿侧挤压应力=15.55MPa<[Oy]4.滚针轴承的设计汽车万向节用滚针轴承的结构型式较多，但就滚针来说、主要有三种型式：锥头滚针、平头滚针及圆头滚针。为了防止在运输及安装过程中掉针。国内的协作配套厂家大多都采用锥头滚针。这种结构的轴承除滚针端头为圆锥形外，还多了一个挡针圈。并且在外圈滚道与底道之间加工出基底凹槽，滚针圆锥头靠挡针圈及外圈基底凹槽挡住，从而避免了径向掉针［17』其结构如图3.4所示：十字轴滚针轴承中的滚针直径通常不小于1.6mm以免被压碎，而且尺寸差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，公差带控制在0.003mm以内。滚针轴承径向间隔隙过大，承受载荷的滚针数减少，滚针有被卡住的可能。间隙过小又有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住。合适的间隙为0.009〜0.095mm,滚针轴承的周向总间隙以0.08〜0.3mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，这可使其既具有较高的承载能力，又不致因滚针过长发生歪斜而造成应力集中。滚针在轴向的游隙通常不应超过0.2〜0.4mm。1-旋转轴油封；2-挡针圈；3-1-旋转轴油封；2-挡针圈；3-滚针轴承帽；4滚针；5-油封挡圈十字轴滚针轴承的接触应力应满足：b=272if—+上］土<［。］（3.13）j）1区d0）匕j式中：d0—滚针直径（mm）；d］一十字轴轴颈直径；«—滚针工作长度（mm），匕=L-（0.5〜1.00）d°，L为滚针长度（mm）；Fn一合力F作用下一个滚针所受的最大载荷（N），由下式确定:日4.6F（3.14）Fniz式中：i一滚针列数；Z（3.14）当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力［。.］为3000〜3200MPa。所设计滚针轴承的滚针列数为i=1,每列中的滚针数z=26。将i=1,z=26,F=14759.1N代入公式3.14得：-4.6FF=2511.2Nniz将d0=3mm,d］=18mm,L^=14mm,F=2511.2N代入公式3.13得：

1、-+-、d1、-+-、dd)、12F'-n=272'L扩b■=2271.7MPa14d=3mm;d=18mm;d=18mm;另外，应检查与从动轴万向节叉连接的滚针轴承的最大负荷Fmax计算：使其不超过许用值。这一最大作用力，可按如下公式L=14mm;*=4.6*

niZF<[F]=79Zd荷Fmax计算：使其不超过许用值。这一最大作用力，可按如下公式L=14mm;*=4.6*

niZF<[F]=79Zd0Lbmaxntana3i]g1(3.15)12010/22=2511.18N;式中：z—滚针数;d0，Lb一滚针的直径和工作长度(mm)；nT一发动机在最大转矩下的转速;L一自发动机至万向节间的变速机构的低档传动比;a一万向节工作夹角将z=30,d=3mm,L^=14mm,n^=2000r/min,F=12010N代入公式3.15得:zdL[F]=79.ob■n…tana3ig130x3x15=79.=32227N-2000c。3'tan6°35.8T=22697N<[F]max2rcosa经校核滚针轴承承能承受的最大负荷符合设计要求。当轴承滚针沿圆周无间隙布置时，滚针中心的最大分布直径如图3.5.a所示：图4.2滚针布置图(a)滚针沿圆周无间隙布置(b)滚针沿圆周间隙布置d=3mm;L=14mm;n^=2000r/min;D=-^-0.180。sinZ(图4.2滚针布置图(a)滚针沿圆周无间隙布置(b)滚针沿圆周间隙布置d=3mm;L=14mm;n^=2000r/min;D=-^-0.180。sinZ(3.16)i=5.8;K'=—1—.180。sinZ1=96

.180。.sin30a=6°;式中：Z一滚针数当滚针间的距离为f时，滚针中心分布直径由气增加到D0如图3.5.b所示:D'0d0+fD'0d0+fo=K'(d+f).180。*0J7sinZ(3.17)f合适的间隙为0.009〜0.095mm，滚针轴承的周向总间隙以0.08~0.30mm为好。当f-0.025mm时:d+fD：=0]80。=K机+f)=9.6x(3+0.025)=29.04mmsinZ5.法兰盘的设计图3万向F叉法兰盘的主要结构尺寸示意图图5.1法兰盘实例依照实际法兰盘样例，法兰盘参数：法兰外径D为107mm、法兰厚度C为11mm、螺栓孔中心圆直径K为95mm、螺栓孔径L为8mm、螺栓数量n为12、螺栓规格为M8、尺寸d为51mm。万向节叉法兰盘止口位置采用下凹形式，离合器与变速器法兰盘采用上凸形式。6.联接螺栓的设计在发动机前置后驱动的汽车中，连接变速器与驱动桥之间的传动轴是靠万向节叉与驱动桥或变速器的法兰盘组成的联轴器来传递转矩的，一般情况下，都是选用结构简单、成本低、可传递较大转矩的凸缘联轴器。凸缘叉按标准初选螺栓孔中心圆直径K=95mm，螺栓孔直径乙=8mm，凸缘叉边缘厚度H=11mm，螺栓数n=12,螺栓型号M8，螺栓类型为铰制孔螺栓。由于螺栓联接工作时即承受剪切力又承受轴向力，所以需校核抗拉强度，抗剪强度和抗挤压强度。抗拉强度可按如下公式进行校核：

。=史<[c]（3.18）nd2式中：c—拉应力（MPa）；、，…一..一一…，.FF一单个螺栓所受轴向力，F=—a;12d一螺栓最小直径，d=7mm；[c]一许用拉应，[c]=228.4MPa；Fa一滑动花键滑动时的磨擦力Fj3090.6N将F=257.5N，d=7mm代入公式3.18得：4F4x257.5「】c===6.69MPa<[c]nd23.14x72x10-6经校核螺栓的拉应力符合要求。抗剪强度按如下公式进行校核：匚=兰上<[T]（3.19）nd2m式中：T一剪应力；Fs一单个螺栓所受工作剪力（N）；d—螺栓抗剪面直径（mm）；m一螺栓抗剪面数；[t]一螺栓的许用切应力（MPa）单个螺栓所受工作剪力可按如下公式计算：厂T835.2F=2K=^~°09=4640N式中：T一传动轴传动递的扭矩；K一螺栓孔中心圆直径将[T]=128.00MPa，m=1，d=8mm代入公式3.19得：4F4x4640cce—t=——==92.4MPa<[t]nd2m3.14x82x10-6x1经校核螺栓切应力符合设计要求。抗挤压强度按如下公式进行校核：c=-F^<[c]（3.20）phd2p

式中：尸一单个螺栓所受工作剪力（N）,F=4640N；H螺栓杆与孔壁挤压面的最小长度（mm）；H-11mm；g]一螺栓或孔壁较弱材料的许用挤压应力（MPa），p[q]=256.00MPap将F=4640N，H-11mm，[q]=256.00MPa代入公式3.20得：F4640q=一==6.59MPa<[q]phd211x82X10-6经校核螺栓的抗挤压强度符合设计要求。7.十字轴总成