传动轴设计计算

传动轴设计计算标准化管理处编码[BBX968T-XBB8968-NNJ668-MM9N]
编号：
传动轴设计计算书
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一．计算目的
我们初步选定了传动轴，轴径选取Φ27（详见《传动轴设计方案书》），动力端选用球面滚轮万向节，车轮端选用球笼万向节。

左、右前轮分别由1根等速万向节传动轴驱动。

通过计算，校核选型是否合适。

二．计算方法
本车传动轴设计不是传统载货车上从变速器到后驱动桥之间长轴传动设计，而是半轴传动设计。

而且传动轴材料采用高级优质合金钢，且热处理工艺性好，使传动轴的静强度和疲劳强度大为提高，因此计算中许用应力按照半轴设计采用含铬合金钢，如40Cr、
42CrMo、40MnB,其扭转屈服极限可达到784 N/mm2左右，轴端花键挤压应力可达到196
N/mm2。

传动轴校核计算流程：
轴管直径的校核
校核：
两端自由支撑、壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速
22
2
8
1.2x10
n
e l d
D+
= (r/min)
式中L传动轴长，取两万向节之中心距：mm D为传动轴轴管外直径：mm
d为传动轴轴管内直径：mm
各参数取值如下：D＝φ27mm，d＝0mm
取安全系数K=n
e /n
max
，其中n
max
为最高车速时的传动轴转速，
取安全系数K＝n
e /n
max
=～。

实际上传动轴的最大转速n
max ＝n
c
/（i
g
×i
），r/min
其中：n
c
－发动机的额定最大转速，r/min；
i
g
－变速器传动比；
i 0－主减速器传动比。

轴管的扭转应力的校核
校核扭转应力：
τ＝
]
[1644τπ≤)
-(d D DT J
（N/mm 2） ][τ……许用应力，取][τ＝539N/mm 2[高合金钢（40Cr 、40MnB 等）、中频淬火抗
拉应力≥980 N/mm 2，工程应用中扭转应力为抗拉应力的～，取该系数为，由此可取扭转应力为539 N/mm 2，参考GB 3077-88]
式中：
Tj ……传动系计算转矩，N ·mm ，2/k i i T T d g0g1x ema j η= N ·m T emax －发动机最大转矩N ·mm ；
i g1－变速器一档传动比或倒档传动比；
i g0－主减速器传动比
k d －动载系数
η-传动效率
传动轴花键齿侧挤压应力的校核 传动轴花键齿侧挤压应力的校核
][)2
)(4(2121j j ZL
D D D D T σσ≤-+=
（N/mm 2
）
式中：Tj －计算转矩，N ·mm ；
D 1,D 2－花键的外径和内径，mm ；
Z ………花键齿数
L ………花键有效长度
][j σ……许用挤压应力，花键取][j σ=192 N/mm 2。

（详见《汽车设计》390页）
参 考 资 料
1. 张洪欣. 汽车设计（第二版）. 北京：机械工业出版社，1989
2. 刘惟信. 汽车设计. 北京：清华大学出版社，2002
3. 汽车工程手册编写组编. 汽车工程手册（设计篇）. 北京：机械工业出版
社，2001 4.
汽车设计标准资料手册（金属篇）.出版社：中国汽车技术研究中心 三． 计算过程
传动轴花键参数:
变速器参数：
轴管直径的校核
根据所传动最大转矩、最高转速和传动轴长度，按有关标准选取轴管外直径及壁厚
根据同型样车取D＝φ27mm，d＝0mm
校核：
两端自由支撑、壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速
22
2
8
1.2x10
n
e l d
D+
= (r/min)
式中L传动轴长，取两万向节之中心距：mm
各参数取值如下：D＝φ27mm，d＝0mm
其中左传动轴长L＝438.2mm，右传动轴长L＝737.8mm，取其中较长的一个L＝737.8mm。

代入得：n
e
=5952r/min
取安全系数K=n
e /n
max
，其中n
max
为最高车速时的传动轴转速，
取安全系数K=n
e /n
max
=～。

实际上传动轴的最大转速n
max ＝n
c
/（i
g
×i
），r/min
其中：n
c
－发动机的额定最大转速，r/min；
i
g
－变速器传动比；
i
－主减速器传动比。

各参数取值如下：n
c
＝5500 r/min
由上表参数得：
n max ＝5500/（i
×i
5
）＝5500/（×）＝1607 r/min 代入数值后K＝5952/1607=>
由此φ27mm轴可满足要求。

轴管的扭转应力的校核
校核扭转应力：
τ＝
][164
4τπ≤)
-(d D DT J （N/mm 2
） ][τ……许用应力，取][τ＝539N/mm 2[高合金钢（40Cr 、40MnB 等）、中频淬火抗
拉应力≥980 N/mm 2，工程应用中扭转应力为抗拉应力的～，取该系数为，由此可取扭转应力为539 N/mm 2，参考GB 3077-88]
Tj ……传动系计算转矩，N ·mm ，2/k i i T T d g0g1x ema j η= N ·m T emax －发动机最大转矩N ·mm ；
i g1－变速器一档传动比或倒档传动比；
i g0－主减速器传动比
k d －动载系数
η-传动效率
各参数取值如下：
T emax ＝193 N ·m
i g1＝
i g0＝
k d ＝1
η=85％
按试验数据最大转矩Tj=193×××1×2＝1296 N ·m
τ
=335 N/mm 2
取安全系数得τ'＝503N/mm 2
τ'≤539 N/mm
2
由此φ27mm 轴可满足要求
传动轴花键齿侧挤压应力的校核 传动轴花键齿侧挤压应力的校核
]
[)2
)(4(2121j j
ZL
D D D D T σσ≤-+= （N/mm 2） 式中：Tj －计算转矩，N ·mm ；
D 1,D 2－花键的外径和内径，mm ；
Z ………花键齿数
L ………花键有效长度
][j σ……许用挤压应力，花键取][j σ=192 N/mm 2。

（详见《汽车设计》390页）
变速器端花键轴D1＝φ28mm ，D2=φ26mm
变速器端花键轴Z ＝27，L ＝27.1 mm
校核：代入得车轮端花键轴σ＝ N/mm2<192 N/mm2
车轮器端花键轴D1＝φ26mm，D2=φ24mm
车轮器端花键轴Z＝25，L＝46 mm
校核：代入得车轮端花键轴σ＝ N/mm2<192 N/mm2
经校核传动轴管可达到预期目的。

四．结论
由上计算比较，选用Ф27传动轴方案，可以满足本车动力匹配要求。