汽车传动轴设计资料

五十铃货车传动轴设计
第一章五十铃货车原始数据及设计要求
发动机的输出扭矩：最大扭矩318.5N·m/2000r/min；轴距：3360mm；变速器传动比: 五挡0.787，一挡6.378，轮距：前轮1760毫米，后轮1610毫米，载重
量5000千克
设计要求：
只设计直轴局部，进行受力分析，弯、扭，强度校核，画图
第二章万向传动轴的结构特点及全然要求
万向传动轴一般是由万向节、传动轴和中间支承组成。

要紧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进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旋转运动。

重型载货汽车依据驱动形式的不同选择不同型式的传动轴。

一般来讲4×2
驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。

6×4驱动形式的汽车有中间传动轴、主传
动轴和中、后桥传动轴。

6×6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重。

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
的万向传动装置全然要求：
1.保证所连接的两根轴相对位置在估量范围内变动时，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、振动和噪声应在准许范围内。

4.传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修轻易等
第三章五十铃万向传动轴结构分析及选型
由于五十铃货车轴距不算太长，且载重量5吨属中型货车，因此不选中间支承，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,依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，考虑到它们之间特别难保证轴与轴同心及车架的变形，因此采纳十字轴万向传动轴，为了防止运动干预,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，
因此此传动轴管采纳空心传动轴。

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。

传动轴夹角大小会碍事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，因此轴的材料查机械零件手册选取40CrNi，适用于特别重要的轴，具有较高的扭转强度。

3.1传动轴管选择
传动轴管由低碳钢板制壁厚均匀、壁薄〔1.5～3.0mm〕、管径较大、易质量平衡、扭转强度高、弯曲曲折折曲曲折折折折刚度高、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，以维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—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，确实是根基当传动轴的工作转速接近于其弯曲曲折折曲曲折折折折固有振动频率时，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，平安系数K取2.0，适用于一
般精度的伸缩花键那么有〔为发动机转速〕，
4.2传动轴计算转矩 4.3传动轴长度选择依据轴距3360mm，初选传动轴支承长度为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
4.4传动轴管内外径确定
得
又
初取?，?那么
——Lc为传动轴长度〔mm〕，即两万向节中心之间的距离；dc和Dc分不为传动
轴轴管的内、外径〔mm〕
4.5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曲折折曲曲折折折折应力，因此只需校
核扭转强度，依据公式有
〔为
轴管许用扭转应力〕
上式讲明设计参数满足扭转强度要求
4.6花键内外径确定
取平安系数2.27，那么
——为许用扭转应力——花键外径——花键内径——为花键有效工作长度
B——为键齿宽——为花键齿数
由于花键齿侧许用挤压应力较小，因此选用Lh较大尺寸的花键，查
GB/T1144-2001，取,,，。

当花键齿面硬度为35HRC时，许用挤压应力为那么,
满足花键挤压强度。

4.8传动轴形位公差确定
通过查手册中轴的公差及全然偏差表，确定轴选用配合e7，此配适宜用于有明显间隙、易于转动的支承配合，花键依据手册查得dh为f7，Dh为a11，B为d10，由此可确定轴的外径和内径分不为mm mm，花键外径
跟内径分不为，，，，。

传动轴总成的不平衡是传动系弯曲曲折折曲曲折折折折振动的一个鼓舞源，当高速旋转时，将产生明显的振动和噪声。

万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙、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、传动轴上点焊平衡片时的热碍事等因素，都能改变传动轴总成的不平衡度。

提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精度、缩短传动轴长度并增加其弯曲曲折折曲曲折折折折刚度，都能落低传动轴的不平衡度。

为了消除点焊平衡片的热碍事，应在冷却后再进行动平衡检验。

传动轴的不平衡度，关于五十铃货车，在1000～4000r/min时不大于50～100g。

传动轴总成的径向全跳动不大于0.8mm。

轴管两端的摆差在其两端不大于0.5mm。

用3038N·m的扭矩试验焊接强度，焊
接钢丝采纳H08Mn2Si。