传动轴设计及校核作业指导书
传动轴跳动校核规范03.108.ok
上海同*同*科技有限公司企业标准TJI/YJY·03·108-2005传动轴跳动校核规范2005-08-10 发布2005-08-16 实施上海同*同*科技有限公司发布TJI/YJY·03·108-2005前言为使总布置在进行传动轴跳动校核时，做到校核内容全面、正确，格式规范、统一，便于管理和检查评审，特制定本标准。
本标准中的各项要求，既是工程技术人员在进行传动轴跳动校核时，应该达到技术要求；又是检查评审传动轴跳动校核报告的依据。
本标准于2005年8月16日实施。
本标准的附录A为规范性附录。
本标准由上海同*同*科技有限公司提出。
本标准由上海同*同*科技有限公司质量与项目管理中心负责归口管理。
本标准主要起草人：李**TJI/YJY·03·108-2005传动轴跳动校核规范1范围本标准规定了传动轴跳动校核报告的格式及内容。
本标准适用于传动轴新产品开发设计及改型设计。
2规范性引用文件QC/T 3-92 汽车产品图样及设计完整性3术语和定义无4要求4.1 传动轴跳动校核报告格式见规范性附录A4. 2传动轴跳动校核报告应包括封面、目录、正文、参考文献四个部分4. 3传动轴跳动校核报告应包含的校核内容4.3.1上下跳动极限4.3.2上下跳动极限位置夹角附录 A （规范性附录）目录一、校核目的 (3)二、概述 (3)三、校核 (3)1、等速传动校核 (3)2、传动轴上下跳动的极限位置及工作夹角校核 (4)四、总结 (7)参考文献 (8)一校核目的1.传动轴上下跳动的极限位置及最大摆角；2.设计工况下，万向节传动的夹角是否满足等速传动；3.传动轴花键连接处的伸缩量，检查传动轴花键是否可能脱开或顶死；二概述XS6450车用传动轴属于十字轴万向节式传动轴，具体结构为后驱、两段式、3万向节的十字轴式传动轴（如图1所示）。
结构设计时需保证万向节叉在同一平面内，万向节两两互成90º，同时满足转角关系式：cosα1* cosα2＝cosα3 （1）其中tanαi＝√（tanαz）2+ （tanαf）2 （2）其中：αi：某万向节计算夹角；αz：αi对应主视图万向节夹角；αf：αi对应俯视图万向节夹角；图1三校核1等速传动校核根据数模和公式（2）由表1得出设计工况下各实际万向节夹角αi。
传动轴设计及校核作业指导书
传动轴设计及校核作业指导书编制：日期：审核：日期：批准：日期：发布日期：年 月 日 实施日期：年 月 日前言为使本中心传动轴设计及校核规范化，参考国内外汽车设计的技术规范，结合公司标准和已开发车型的经验，编制本作业指导书。
意在对本公司设计人员在设计过程中起到指导操作的作用，提高设计的效率和成效。
本作业指导书将在本中心所有车型开发设计中贯彻，并在实践中进一步提高完善。
本标准于2011年XX月XX日起实施。
本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院提出。
本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院负责归口管理。
本标准主要起草人：张士华一、传动系概述 (3)1.1传动系功能 (3)1.2传动系布置形式 (3)1.3传动系的构成 (7)1.4传动轴的主要结构形式 (8)1.5驱动半轴的紧固方式 (12)二、传动轴的设计流程 (15)2.1传动轴的主要设计流程 (15)2.2传动轴的设计过程及要求 (17)三．传动轴的校核过程 (22)3.1设计校核输入 (22)3.2传动轴校核 (24)3.3结论及分析 (25)3.4传动轴跳动校核 (26)3.5技术文件的编制 (26)3.6传动轴图纸确认 (26)四．试制装车及生产中经常出现的问题 (28)五．参考文献 (28)一、传动系概述1.1 传动系功能A、保证汽车在各种行驶条件下所必需的牵引力与车速，使它们之间能协调变化并有足够的变化范围。
B、使汽车具有良好的动力性和燃油经济性。
C、保证汽车能倒车及左右车轮能适应差速要求。
D、使动力传递能根据需要而顺利接合与分离1.2 传动系的布置形式• 前置后驱动• 前置前驱动• 后置后驱动• 四轮驱动• 中置发动机后轮驱动部分高级轿车也采用前置后驱布置 前置后驱整体桥前置前驱，应用最多前置前驱，应用最多前轮驱动的优点：1、前轮驱动在制造和安装方面都比后轮驱动成本要低很多。
它没有通过驾驶舱下面的驱动轴，也不用制造后桥壳，变速器和差速器被装配在一个壳体中，这样所需的零部件就更少。
十字轴式万向节传动轴总成校核规范
十字轴式万向节传动轴总成校核规范十字轴式万向节传动轴总成校核规范1 范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成校核规范。
本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的校核计算。
2 规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件。
凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。
QC/T 523 汽车传动轴总成台架试验方法QC/T 29082 汽车传动轴总成技术条件3术语和定义3.1 传动轴总成：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来，用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。
3.2 传动轴临界转速：传动轴失去稳定性的最低转速。
传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断。
3.3 当量夹角：多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。
4 校核目的4.1 传动轴总成满足强度要求，能可靠地传递动力；4.2 传动轴总成满足整车耐久要求，使用寿命长。
5 校核要求5.1 校核计算涉及的整车输入参数及需校核参数（见表1）5.2 传动轴最高工作转速m ax n ≤0.7k n 5.3 轴管的扭转切应力cτ≤[cτ]，[cτ]为轴管许用扭转应力，通常取125Mpa5.4 传动轴花键轴扭转应力满足：h τ≤[τ0]， 其中[τ0] 为花键轴扭转应力，通常为300~350 Mpa 5.5 花键齿侧挤压应力满足：y σ≤[y σ]，许用挤压应力[y σ]＝25～50Mpa 5.6 十字轴轴颈根部的弯曲应力w σ≤][w σ，弯曲应力的许用值][w σ为250~350Mpa 5.7 十字轴轴颈根部的剪切应力τ≤][τ，剪切应力许用值][τ为80~120Mpa 5.8 十字轴滚针轴承的接触应力j σ≤][j σ，接触应力许用值][j σ为3000~3200Mpa 5.9 万向节叉弯曲应力wc σ≤，][wc σ弯曲应力许用值][wc σ为50-80Mpa 5.10 万向节叉扭转应力b τ≤][b τ，扭转应力许用值][b τ为80-160Mpa5.11 传动轴总成的当量夹角θe ＜3° 6 校核计算方法6.1 传动轴计算载荷、最高车速确定6.1.1、万向传动轴的计算载荷s T (N.m)的确定对万向节传动轴进行静强度计算时，计算载荷s T 取1se T 和1ss T 的最小值；即s T =min ［1se T ，1ss T ］ a ）按发动机最大转矩和一挡传动比确定qf e se n i ki T T η1max 1=qn 为使用分动器低档时的驱动轴数目k 为液力变矩器变矩系数，k=［（k0-1）/2］+1，k0为最大变矩系数 b ）按驱动轮最大附着力来确定mm ss i i RGm T ηϕ0'21='2m 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.2～1.4；ϕ为轮胎与路面间的附着系数，对于越野车，ϕ可取0.8；mi 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； mη为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；6.1.2 传动轴实际最高转速的确定传动轴实际最高转速m ax n （r/min ），按下面方法确定： a ）按发动机输入最高转速计算 1max1f g i i Ne Nse =b ）按整车最高车速计算 Ri V Nse π120max 100020⨯=1f i 为分动器高速档速比，一般为直接档，数值取1对于传动轴实际最高转速m axn 取1Nse 和2Nse 的最小值，即m axn =min ［1se N ，2se N ］6.2 临界转速的计算：在选择传动轴长度和断面尺寸时，应考虑使传动轴有足够高的临界转速。
传动轴的设计及校核
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·m/2000r/min；轴距：3300mm；变速器传动比: 五挡1 ，一挡，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。
传动轴设计手册
传动轴临界转速公式：
nk=1.2×108
nmax＜0.7 nk
nmax= n·i5
nk传动轴临界转速
nmax传动轴最大输入转速
n发动机最高转速
i5变速箱五档速比
nmax传动轴最大输入转速，可由发动机的最高转速及变速箱的速比计算得出，及由整车的设计转速反推出，取两者中的较大者。若该单传动轴的临界转速不能满足设计要求，可通过使用双节传动轴，或将轴管壁厚减薄（必须在该轴管满足设计扭矩的前提下），以使用传动轴的临界转速满足使用要求。
rk车轮的滚动半径
ψ车轮与地面的附着系数
io主减速器速比
b按发动机最大扭矩计算传动轴的额定负荷公式：
Mψmax=M·ik1·ip/n
M发动机最大扭矩
ik1变速器一档速比
ip分动器低档速比
n使用分动器时的驱动轴数
按《汽车传动轴总成台架试验方法》中贯定选取以上二者较小值为额定负荷。考虑到出现最大附着力时的工况是紧急制动工况此时的载荷转移系数为μ因此实际可利用最大附着力矩：
Mψmaxo=Mmax·μ
传动轴的试验扭矩：
由汽车设计丛书《传动轴和万向节》中得知：一般总成的检查扭矩为设计扭矩的1.5-2.0倍。传动轴设计中轴管与万向节的设计扭矩也应选取1.5-2.0倍的计算扭矩，以满足整车使用中的冲击载荷。
轴管扭转应力公式:
τ=<[τ] =120N/ mm2
D轴管直径；
d轴管内径；
传动轴设计
1概述
在汽车传动轴系或其它系统中，为了实现一些轴线相交或相对置经常变化的转轴之间的动力传递，必须采用万向传动装置。万向传动装置一般由万向节和传动轴组成，当距离较远时，还需要中间支承。在汽车行业中把连接发动机与前、后轴的万向传动装置简称传动轴。传动轴设计应能满足所要传递的扭矩与转速。现轻型载货汽车多采用不等速万向节传动轴。
传动轴设计说明书
传动轴设计说明书商⽤汽车万向传动轴设计摘要万向传动轴在汽车上应⽤⽐较⼴泛。
发动机前置后轮或全轮驱动汽车⾏驶时，由于悬架不断变形，变速器或分动器的输出轴与驱动桥输⼊轴轴线之间的相对位置经常变化，因⽽普遍采⽤可伸缩的⼗字轴万向传动轴。
本设计注重实际应⽤，考虑整车的总体布置，改进了设计⽅法，⼒求整车结构及性能更为合理。
传动轴是由轴管、万向节、伸缩花键等组成。
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发⽣变化时实现两轴的动⼒传输；万向节由⼗字轴、⼗字轴承和凸缘叉等组成。
传动轴的布置直接影响⼗字轴万向节、主减速器的使⽤寿命，对汽车的振动噪声也有很⼤影响。
在传动轴的设计中，主要考虑传动轴的临界转速，计算传动轴的花键轴和轴管的尺⼨，并校核其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数，合理优化轴与轴之间的⾓度。
关键字：万向传动轴、伸缩花键、⼗字轴万向节、临界转速、扭转强度概述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。
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（图1—1a、b）。
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，万向节⽤三个。
此时，必须在中间传动轴上加设中间⽀承。
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（图1—1c）。
当后驱动桥为独⽴悬架结构时也必须采⽤万向节传动（图1—1d）。
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）。
课程设计说明书--万向传动轴设计
万向传动轴设计1．车型及其相关参数1.1车型图片设计所选车型为：一汽解放赛龙中卡(CA1145PK2L2AEA80)1.2车型参数：驱动形式4*2 轴距4920m车身长度8.45m 车身宽度 2.5m车身高度 2.56m 最高车速93km/h 轮胎规格8.25-16 发动机最大输出功率103kw整车质量 5.8吨发动机最大转矩450N·m 最大总质量13.8吨最大扭矩转速1400发动机额定转速2500rpm 档数6档变速器最大输出扭矩610N·m 一档传动比 6.515后桥允许载荷8950Kg 六档传动比0.813刚性万向节安徽工程大学万向节------课程设计说明书挠性万不等速万向节准等速万向节等速万向节向节十字轴式双联式凸块式三销轴式球面滚轮式圆弧槽滚刀式球叉式直槽滚道式伸缩型球笼式Birfield型Rzeppa型图 2.1万向节的分类在方案选择时，我们考虑到它是用于变速器与驱动桥之间，并且在满足万向传动轴设计基本要求后，我们选择了十字轴万向节。
其结构如下图所示，注油嘴套筒滚针轴承座注油孔油道图 2.2十字轴结构图因为这种万向节结构简单紧凑，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低，能使不在同轴线或轴线角较大，轴向移动较大的两轴等角速连续回转，与可伸缩的传动轴搭配在一起，构成的十字轴万向传动轴被广泛采用。
十字轴万向传动可分为单十字轴和双十字轴两种。
单十字轴万向节传动，传动轴被封闭在一套管中，套管将牵引力或制动力从驱动桥传至车架或车身。
但其结构笨重，增加了非悬挂部分的重量。
而且，由于这种结构中只用了一个十字轴万向节传动，因此不能保证主减速器主动轴与变速器第二轴的转速恒等，引起了工作不均匀性，这种万向节应用很少。
目前应用最广泛的是双十字轴万向节。
双十字轴万向节直接用两个简单十字轴万向节和一根传动轴连接。
另外双十字轴万向节的重量轻，对载重汽车而言通常只占 1.0~1.4%。
所以我们选了双十字轴万向节。
传动轴设计说明书
IV
广西大学专业课程设计说明书
4.3.1 滚针轴承初选尺寸 .................................. 16 4.3.2 一个滚针所受的最大载荷 ............................ 17 4.3.3 滚针轴承的接触应力 ................................ 17 4.4 传动轴初步设计 .......................................... 17 4.4.1 传动轴初选尺寸 .................................... 17 4.4.2 传动轴临界转速 .................................... 18 4.4.3 传动轴强度校核 .................................... 18 4.5 花键轴设计 ............................................. 19 4.5.1 花键轴初选尺寸 .................................... 19 4.5.2 花键齿侧挤压应力 .................................. 20 4.5.3 花键轴杆部扭转应力 ................................ 20 4.6 万向节凸缘叉连接螺栓设计 ............................... 21 4.7 万向节凸缘叉叉处断面校核 ............................... 21 4.7.1 弯曲应力 .......................................... 22 4.7.2 扭转应力 .......................................... 22 5 中间支承的设计 ............................................... 24 5.1 中间支承的结构分析与选择 ................................ 24 6 万向传动装置总成的技术要求、材料及使用保养 ................... 26 6.1 普通万向传动轴总成的主要技术要求 ........................ 26 6.2 万向传动轴的使用材料 ................................... 26 6.3 传动轴的使用与保养 ..................................... 27 小结 ........................................................... 28 参考文献 ....................................................... 29 致谢 ........................................................... 30
万向传动轴设计说明书
万向传动轴设计说明书万向传动轴设计1.1概述...............................................................021.1结构方案选择...................................................031.2计算传动轴载荷................................................041.3十字轴万向节设计.............................................051.4传动轴强度校核................................................071.5传动轴转速校核及安全系数.................................071.6参考文献 (09)万向传动轴通常就是由万向节、传动轴和中间车轴共同组成。
主要用作在工作过程中相对边线不断发生改变的两根轴间传达转矩和转动运动。
万向传动轴设计应当满足用户如下基本建议：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.确保所相连接两轴尽可能SWEEPS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，使用寿命短，结构直观，生产便利，修理难等。
变速器或分动器输入轴与驱动桥输出轴之间广泛使用十字轴万向传动轴。
在转为驱动桥中，多使用SWEEPS万向传动轴。
当后驱动桥为单一制的弹性，使用万向传动轴。
1.传动轴与十字轴万向节设计要求1.1结构方案挑选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共同组成。
1.组成：由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承、轴向定位件和橡胶密封件组成2.特点：结构直观、强度低、耐久性不好、传动效率高、成本低，但夹角不必过小。
汽车转向传动轴运动布置校核规范
汽车转向传动轴运动布置校核规范1范围本标准规定了汽车转向传动轴运动布正校核的术语和定义、设计输入、分析方法和转向传动轴间隙校核。
本标准适应于本公司开发的M1、N类车型・2规范性引用文件卜列文件对于本文杵的应用是必不可少的。
凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件° 凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件，Q/CC JT108—20C8袈车二维数枚装配间睨设计Q/CC SJ199—2012汽车用双卜字轴万向节转向传动轴力矩波动校核规范Q/CC SY082—2013 整车保安防灾评价3术语和定义卜列东语和定义M用于本标潴“3.1运动副kinematic pair两构件直接接触并傕产生相对运动的（点、线、面）活动联接处.注，两个构件卜.叁与接触而构成运劫的点,线、而等元卷也称为运动削元域.DMU 仿真模型DW simulation nuxld通过调用多神运动副或者通过白动转换机械装配约束条件而产生的运动刑，对任何规模的电子样机进行运动机构定义.注，通过诏动十涉险&和核挟量小间隙来进行机构运动分析・同时，川生松动笨竹的轼旗,扫掠体和包结体以指导未来的设计.转向系统steering system通过对左后转向车轮不同勃角之同的合理匹配来弟证汽车能沿设想的轨迹运动的机构装置。
注，它由转向为织机第J、转向摘和转向传动机彻组成.4设计除入转向传动粕及相关设计数字模型，包括方向盘、转向管柱总成、转向传动轴总成(以上数卞模型要求整车坐标系下CATIAV5R17版本的可编辑格式)Q5分析方法5.1转向传动轴运防校核零部件分解运动校核前需将会与运动的齐零部件分解为，方向盘：转向吩柱壳体及转向管柱内轴：范向传动轴上卜宇节、轧向传动轴匕轧向传动轴下及轧向转动轴下卜字节、转向器输入轴；另外.在数字模型中还要建止一个校拟车身的辅助固定砰态部件，如图1所示.图1转向系统示宸图52转向传动轴运动模型建立5.2.1在CATTA界面中点击开始~泣字模型~运动学(DNfUKineinHLicM )进入运动分析模块，建立DMG仿口模型，如图2所示.图2进入运动分析模块5. 2.2史立product 文件，将分解的相关purl 调入，点市创注运动刷命令后点击新机构，确定创建机 制I F 如图3所示.图3建立机制5 2 3点击转动用图标尾狂正车型转向管柱内轴与转词售柱外壳之间的几何纯«动约束，此转动 需要约束札响传动轴线及与朝线垂直的平面「加田4所示。
传动轴的计算及强度校核
传动轴的计算及强度校核第一节概述万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加中间支承。
.它主要用来在工作过程中不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。
.万向传动轴设计的基本要求：1. 保证所连接的两轴的相对位置在预计的范围内变动时，能可靠的传递动力。
.2. 保证所连接的两轴尽可能等速运转。
.由于万向节夹角而产生的附近载荷、振动和噪声应在允许的范围内。
.3. 传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等.设计要点：1. 关键性能尺寸的确定传动轴中心距由传动轴总布置确定。
.固定节、移动节的装配尺寸根据接口(轮毂、半轴齿轮等)尺寸、结构确定，主要结构参数参见传动轴的主要结构与计算。
.2. 粗糙度和形位公差的确定移动节轴颈与变速箱油封配合处，为保证油封的密封效果，轴颈处粗糙度一般选0. 8或0. 63。
.移动节、固定节轴承配合端面垂直度取0. 05。
.形状和位置公差GB/T1182-ISO1302。
. 表面粗糙度符号按GB/T131-ISO1302。
.形状和位置的未注公差按GB/T1184-k,线性尺寸的未注公差按GB/T1804-m,角度的未注公差按GB/T11335-m。
.3. 零件号要求传动轴组号为22。
.前传动轴分组号2203。
.中间传动轴分组号2202。
.后传动轴组号2201。
.第二节 万向节的设计一、万向传动的计算载荷表中， max e T ――－发动机最大转矩；N ―――计算驱动桥数；取法见下表。
.1i ―――变速器一档传动比；η―――发动机到万向节传动轴之间的传动效率；k ―――液力变矩器变矩系数， k= 〔（0k －1）/2〕+1， 0k 为最大变矩系数；2G ―――满载状态下一个驱动桥上的静载荷（N ）；'2m ―――汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数， 轿车'2m = 1. 2～1. 4，货车： '2m = 1. 1～1. 2；ϕ―――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， 在良好的混泥土或沥青路面上， ϕ可取0. 85， 对于安装防侧滑的轮胎的轿车， ϕ可取1. 25， 对于越野车， ϕ值变化较大， 一般取1；r r ―――车轮滚动半径（m ）；0i ―――主减速器传动比；m i ―――主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比；m η―――主减速器主动齿轮代车轮之间的传动效率；1G ―――满载状态下转向驱动桥上的静载荷（N ）；'1m ―――汽车最大加速度时的前轴负荷转移系数， 轿车： '1m = 0. 80～0. 85， 货车： '1m = 0. 75～0. 90；t F ―――日常汽车行驶平均牵引力（N ）；f i ―――分动器传动比， 取法见表2；d k ―――猛接离合器所产生的动载系数， 对于液力自动变速器， d k = 1，对于具有手动操纵的机械变速器的高性能赛车， d k = 3， 对于性能系数j f = 0的汽车（一般货车、况用汽车和越野车）， d k = 1， 对于j f ﹥0的汽车， d k = 2或由经验选定。
HGC1050万向传动轴结构设计-任务书
依据现有生产企业在生产车型的万向传动装置作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及发动机和主减速器安装位置等条件下，独立设计出符合要求的万向传动装置，着重设计计算万向节的结构参数及对其进行了校核计算。对汽车万向传动轴的运动特性，技术难题，制造工艺，使用寿命影响因素，失效形式，进行深入系统的分析。在设计过程中避免振动，传动动轴断裂，十字轴折断，及滚针轴承过早损坏等问题。运用传统设计方法完成对传动轴的计算校核，传动轴滑动花键的设计计算。万向节叉及十字轴的计算校核。利用相关书籍资料完成对十字轴滚针轴承的设计及校核，传动轴滑动花键和万向节的润滑方案的选择与设计。
三、设计（论文）完成后应提交的成果
（一）计算说明部分
1、十字轴万向节的计算及校核；
2、传动轴的计算及校核；
3、重要零部件的校核；
4、设计计算说明书
（二）图纸部分
1、整体装配图A0一张；
2、传动轴主要零件图合计A0一张；
四、设计（论文）进度安排
1、第1周调研、开题报告、文献综述2、第2~3周传动轴的设计计算3、第4~7周万向节的设计计算4、第8~9周完成装配图5、第10~11周完成零件图6、第12周完成设计说明书，并且进行有限元分析7、第13周审查修改图纸、计算及设计说明书8、第14周毕业设计预答辩准备及答辩
毕业设计（论文）任务书
学生姓名
系部
汽车与交通工程学院
专业、班级
指导教师姓名
职称
副教授
从事
专业
车辆工程
是否外聘
□是■否
题目名称
HGC1050万向传动轴结构设计
一、设计（论文）目的、意义
随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为发展趋势。而传动轴及万向节的设计装配不良将产生振动和噪声，因此该总成设计是汽车设计中重要的环节之一。本题是依据现有生产企业在生产车型的万向传动装置作为设计原型，在给定变速器输出转矩、转速及发动机和主减速器安装位置等条件下，学生独立设计出符合要求的万向传动装置，着重设计计算万向节的结构参数及对其进行了校核计算。在对各种结构件进行了分析计算后，绘制出该总成装配图及主要零件的零件图。
传动轴的设计及校核
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。
6 x6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。
传动轴布置及校核方法
用初选的传动轴长度进行校核，将移动节中心坐标及工作角度和固定 节中心点坐标分别测量出来，将这些点输入厂家提供的梯形图进行比较。 如果不满足要求，需与以上各状态一起进行传动轴长度的调整或发动机姿 态的调整。
（三）其他工况校核
1、Braking at 0.9g.（0.9g的减速度制动） 2、Right turn at 0.9g.（0.9g的加速度向右转弯） 3、Left turn at 0.9g（0.9g的加速度向左转弯） 4、Driving away in first gear.（一档起步） 5、Driving away in rear gear.（倒档起步） 6、Rear crash at 25g. (only for USA market)（25g加速度后碰） 7、Jolt upwards at 3.5g（3.5g加速度向上晃动） 8、Jolt downwards at 4.5g.（4.5g加速度向下晃动）
传动轴布置方法
传动轴布置步骤：
传动轴的布置与动力总成的布置紧密相关，实际上属于同时布置；
一 初步确定传动轴位置
先初步确定动力总成位置
动力总成布置
传动轴布置
考虑因素：
左右：与左右纵梁静、动态间隙
上下：静、动态间隙、行人保护、台阶保护、离地间隙
前后：静、动态间隙、碰撞安全、温度场
通过移动旋转动力总成来满足上述要求；
传动轴布置及校核方法
——公用技术院
共二十页
传动轴基本介绍
传动轴连接差速器与轮胎以传递动力，现多用万向传动轴，即包括两个十字轴万 向节与一根可伸缩的传动轴。万向传动轴应能适应所联两轴夹角及相对位置在一定范 围内的不断变化并且能可靠、稳定、高效地传递动力，保证所联两轴能等速旋转。
传动轴设计说明书
所谓机械加工工艺规程，是指规定产品或零部件机械加工工艺过程和操作方法等的工艺文件。
生产规模的大小、工艺水平的高低以及解决各种工艺问题的方法和手段都要通过机械加工工艺规程来体现。
因此，机械加工工艺规程的设计是一项十分重要而又非常严肃的工作。
制订机械加工工艺规程的原则是：在一定的生产条件下，在保证持量和生产进度的前提下，能获得最好的经济效益。
制订工艺规程时，应注意以下三方面的问题：1、技术上的先进性；2、经济上的合理性；3、有良的劳动条件，避免环境污染。
第一节传动轴（批量为200件）机械加工工艺规程设计一、传动轴的用途二、传动轴的技术要求三、审查传动轴的工艺性四、确定传动轴的生产类型第二节确定毛坯、绘制毛坯简图一、选择毛坯二、确定毛坯的尺寸公差和机械加工余量三、绘制传动轴锻造毛坯简图第三节拟定传动轴工艺路线一、定位基准的选择二、表面加工方法的确定三、加工阶段的划分四、工序的集中与分散五、工序顺序的安排六、确定工艺路线第四节机床设备及工艺装备的选用一、机床设备的选用二、工艺装备的选用第五节加工余量、工序尺寸和公差的确定一、G轴外圆面φ40的确定二、E轴外圆面φ30的确定三、M轴外圆面φ35的确定四、F轴右边部分外圆面φ30的确定五、F轴左边部分外圆面φ30的确定六、N轴外圆面φ25的确定七、M20x1.5螺纹的加工第六节切削用量、时间定额的计算一、切削用量的计算二、时间定额的计算第七节心得体会第八节参考文献第九节附录第一节传动轴（批量为200件）机械加工工艺规程设计一、传动轴的用途传动轴在各种机械或传动系统中广泛使用，用来传递动力。
在传力过程中主要承受交变扭转负荷或有冲击，因此该零件应具有足够的强度、刚度和韧性，以适应其工作条件。
该零件的主要工作表面为E、M、F、N四个阶梯轴的外圆表面，它们的精度和表面粗糙度要求很高，在设计工艺规程时应重点予以保证。
二、传动轴的技术要求无该传动轴零件形状为较简单的阶梯轴，结构简单。
传动轴(半轴)跳动校核报告解读
Professional目录1 概述 (1)2 校核目的 (1)3 B35-1车型前传动轴(驱动半轴)运动校核 (1)3.1左传动轴跳动角度校核 (1)3.2 右传动轴跳动角度校核(2WD) (5)3.3右传动轴跳动角度校核(4WD) (9)3.4 前传动轴（驱动半轴）跳动过程中与周边件最小间隙校核 (13)4 B35-1车型后传动轴（驱动半轴）运动校核 (15)4.1 后驱动半轴跳动上极限校核 (16)4.2 后驱动半轴跳动下极限校核 (17)5 B35-1车型中间传动轴运动校核 (17)6 结论 (18)参考文献 (21)传动轴跳动校核报告1概述在车辆行驶过程中，传动轴在跳动极限和转向极限范围，要求传动轴角度关系和伸缩量在允许范围内，以及传动轴在极限状态时与周边零部件具有允许的最小间隙，以保证汽车行驶的安全性。
下面按照有关标准的规定和要求，对B35-1车型进行传动轴跳动校核。
2校核目的2.1传动轴跳动的上下极限位置及最大夹角是否符合设计要求。
2.2传动轴在车辆行驶过程中，与周围部件是否干涉及最小间隙是否满足技术要求。
3B35-1车型前传动轴(驱动半轴)运动校核3.1左传动轴跳动角度校核B35-1车型左传动轴校核主要是分析前驱动半轴在左转跳动上极限、右转跳动上极限、左转跳动下极限、右转跳动下极限四个状态下，驱动半轴角度关系应在允许范围内，以及在极限状态校核驱动半轴与周边零部件具有允许的最小间隙情况。
根据厂家提供图纸的技术要求，固定节最大允许角度46°，移动节最大允许角度为23°，移动节滑移量范围为：-23.0mm~25.9mm。
通过对左传动轴各状态数模的分析测量，得到以下数据。
表1 左传动轴校核参数图1左传动轴移动节的滑移线图由此可见，移动节最大滑移量为-5.5mm小于-23mm，移动节最大夹角为16.8°小于23°，所以左传动轴的移动节满足工作要求。
图2 左传动轴跳动上极限图3 左传动轴左转跳动上极限图4 左传动轴右转跳动上极限图5 左传动轴跳动下极限图6 左传动轴左转跳动下极限1图7 左传动轴右转跳动下极限3.2 右传动轴跳动角度校核(2WD)B35-1车型右传动轴校核主要是分析右传动轴在左转极限跳动上极限、右转极限跳动上极限、左转极限跳动下极限、右转极限跳动下极限四个状态下，传动轴角度关系及伸缩量应在允许范围内，以及在极限状态时右传动轴与周边零部件最小间隙校核。
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传动轴设计及校核作业指导书编制：日期：审核：日期：批准：日期：发布日期：年 月 日 实施日期：年 月 日前言为使本中心传动轴设计及校核规范化，参考国内外汽车设计的技术规范，结合公司标准和已开发车型的经验，编制本作业指导书。
意在对本公司设计人员在设计过程中起到指导操作的作用，提高设计的效率和成效。
本作业指导书将在本中心所有车型开发设计中贯彻，并在实践中进一步提高完善。
本标准于2011年XX月XX日起实施。
本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院提出。
本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院负责归口管理。
本标准主要起草人：张士华一、传动系概述 (3)1.1传动系功能 (3)1.2传动系布置形式 (3)1.3传动系的构成 (7)1.4传动轴的主要结构形式 (8)1.5驱动半轴的紧固方式 (12)二、传动轴的设计流程 (15)2.1传动轴的主要设计流程 (15)2.2传动轴的设计过程及要求 (17)三．传动轴的校核过程 (22)3.1设计校核输入 (22)3.2传动轴校核 (24)3.3结论及分析 (25)3.4传动轴跳动校核 (26)3.5技术文件的编制 (26)3.6传动轴图纸确认 (26)四．试制装车及生产中经常出现的问题 (28)五．参考文献 (28)一、传动系概述1.1 传动系功能A、保证汽车在各种行驶条件下所必需的牵引力与车速，使它们之间能协调变化并有足够的变化范围。
B、使汽车具有良好的动力性和燃油经济性。
C、保证汽车能倒车及左右车轮能适应差速要求。
D、使动力传递能根据需要而顺利接合与分离1.2 传动系的布置形式• 前置后驱动• 前置前驱动• 后置后驱动• 四轮驱动• 中置发动机后轮驱动部分高级轿车也采用前置后驱布置 前置后驱整体桥前置前驱，应用最多前置前驱，应用最多前轮驱动的优点：1、前轮驱动在制造和安装方面都比后轮驱动成本要低很多。
它没有通过驾驶舱下面的驱动轴，也不用制造后桥壳，变速器和差速器被装配在一个壳体中，这样所需的零部件就更少。
可以方便的在汽车底部安装其他部件，比如制动系统，燃油供给系统和排气系统。
2、减轻整车的重量，减轻车重后可以提高加速性，制动性和燃油经济性。
由于前轮驱动的汽车的驱动轮承受着发动机和驱动桥的重量，可以增加驱动轮的附着力，这对于在湿滑路面上行驶的汽车将会有很大的帮助。
3、可以拥有大的室内空间，驾驶室内不会因为有驱动轴通过而有一个大的凸起。
同时，没有了后差速器，行李箱的空间也会得到增大。
四轮驱动，多用于SUV及越野车1.3 传动系的构成因目前所涉及车型仅限于前置前驱及四驱车型，因此本文只针对上述两种车型进行介绍。
1.3.1前置前驱1.3.2前置四驱车型1.4 传动轴的主要结构形式1.4.1驱动半轴传动轴应适应所连两轴夹角及相对位置在一定范围内的不断变化且能可靠而稳定地传递动力，保证所连两轴能等速旋转，并且由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动及噪声等应在允许范围内。
在使用车速范围内不应有共振现象。
还要求传动效率高、使用寿命长、结构简单、制造方便及维修容易等。
驱动半轴半剖图外端万向节内部结构（车轮端，球笼式）CHB021驱动半轴图纸 外端万向节截图内端万向节内部结构（变速器端，三球销式）CHB021驱动半轴图纸 内端万向节截图此外还有驱动半轴与变速器（差速器）连接不采用花键卡环式连接，而采用法兰盘连接。
如下图所示为04款RAV4四驱车型后传动轴：1.4.2 中间传动轴前置发动机后轮驱动（包含四轮驱动）的汽车在行驶过程中，由于悬架的不断变形，变速器与驱动桥的相对位置也在不断变化。
在它们之间需要用可伸缩的万向传动轴连接。
这时当连接的距离较近时，常采用两个十字轴万向节和一根可伸缩的传动轴；当距离较远且传动轴的长度超过1.5m时，则应将传动轴分为两根或三根，用3个或4个万向节，且后一根传动轴可伸缩，中间传动轴应有支撑。
对于后桥传动轴万向节所连的两轴之间的夹角，一般货车不应超过15°-20°，短轴距的4*4越野汽车最大可达30°。
1.4.2.1 典型中间传动轴实例一KZ17中间传动轴采用三个十字轴，两端法兰盘连接，带中央支撑，前端可伸缩。
1.4.2.2 典型中间传动轴实例二RAV4中间传动轴方式两端十字轴，前端滑动叉与变速器连接，后端法兰盘与后差速器连接，带中央支撑，中间布置挠性万向节。
1.5驱动半轴紧固方式驱动半轴紧固方式主要有四种形式1.5.1 锁销式锁销式锁止方式：传动轴车轮端预留过孔，锁紧螺母外侧增加一个螺母护罩（其结构类似于开槽螺母），调整螺母护罩，使开口销顺利穿过传动轴，防止螺母转动，达到锁止目的。
此种结构操作简单，安装及拆解较为方便，但增加螺母护套及开口销，成本较高。
1.5.2螺母压扁式螺母压扁式：传动轴车轮端加工时预留一限位槽，锁紧螺母紧固到位后，使用錾子等尖锐工具将凹槽处螺母壁破坏，防止转动，达到锁止目的。
此种方式结构简单，但螺母为破坏性使用（一次性），安装时需使用工具将螺母破坏，且拆解时螺母不易取下。
1.5.3椭圆螺母式1.5.4螺栓式上述四种紧固方式中，锁销式及螺母压扁式应用较多较为常见，椭圆螺母式及螺栓式相对较少。
二、传动轴的设计流程2.1 传动轴的主要设计流程2.1.1项目启动根据双方签订合同，启动项目。
2.1.2概念设计根据设计任务书，分析具体设计任务，分析市场成熟车型类似结构尺寸传动系统，实验获得标杆车传动系统相关参数，分析可借用件、改制件、重新设计件，最后拆车、测量、扫描点云。
2.1.3工程设计包括计算报告匹配、性能描述书的编制，方案报告编制，数模设计，硬点确定，明细表编制，二次开发件供应商交流及最终方案确定，工艺数模的确定，NC 数模的确定，试制问题整改，道路试验及生产问题整改。
2.2 传动轴的设计过程及要求因传动轴内部结构及相关零件设计由供应商完成，此处只针对传动轴初步设计进行讨论2.2.1、前后传动轴的设计在动力总成及车轮位置确定后，进行传动轴的设计，目前传动轴多采用如下结构：变速箱端采用球面滚轮万向节，车轮端采用球笼式万向节。
此两端数模均可选用已有产品数模。
在此基础上可得到传动轴初步数模。
万向节角度（推荐值）：球笼式万向节总成不小于45°，三球销式万向节不小于23°。
以CH071传动轴初步设计为例A、根据总布置输入，确定动力总成及转向节（车轮）半载状态。
B、初步确定车轮端轮毂轴承及变速器端两端花键参数厂家提供或参考其他平台，对比其他车型传动轴花键查看是否可以借用。
CH071项目SZ08车型搭载4G15T+5MT车型，变速器花键与JZ08车型变速器花键参数相同。
可以借用JZ08传动轴与变速器连接部分。
车轮端轮毂轴承对比KZ16车型轮毂轴承，经与商工及桥业确认初步考虑借用KZ16轮毂轴承，因此考虑借用KZ16传动轴与转向节连接部分。
C、建立传动轴中心连线。
分别选取JZ08传动轴变速器连接部分及KZ16传动轴转向节端连接部分，使之保持传动轴轴肩与SZ08变速器及转向节配合关系，可初步确定传动轴两端万向节中心点，可得传动轴轴管长度。
D、参考对比车型传动轴直径（需校核）建立传动轴基础数模E、 传动轴初版数模与厂家交流确认。
F、 根据厂家提供传动轴细化数模及图纸进行校核确认。
2.2.2、中间传动轴的设计中间传动轴的布置以动力总成位置及后差速器的位置为依据，中间传动轴多是以十字轴万向节连接的，布置时需注意十字轴万向节两轴的夹角不易过大，下表为十字轴万向节夹角允许角度。
万向节安装位置或相连两总成 α不大于 离合器-变速器；变速器-分动器 （相联两总成均装在车架上）1°——3°驱动桥传动轴汽车满载 静止时一般汽车 6° 越野汽车 12°行驶中的 极限夹角一般汽车 15°——20° 短轴距越野汽车 30°而部分采用挠性万向节的传动轴其两轴夹角不得大于5°。
中间传动轴当量夹角的计算：测量各万向节之间的夹角，中间传动轴的当量夹角按如下公式计算：式中α1、α2、α3 为各转向节的夹角式中正负号确定方法：当第一万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。
中间传动轴中央支撑设计还需考虑碰撞因素，例如06款RAV4传动轴中央支撑处设计：与车身连接处，在满足Z 向固定要求强度基础上，X 向前端进行特殊削弱设计。
在整车碰撞后，传动轴因与发动机相连，相对车身X 向移动，此时支架削弱区域断裂。
此种设计满足碰撞要求，从而得到较好的车体变形和车体加速度曲线。
2.2.3、传动轴相关间隙要求序号 传动轴状态 技术要求1 左传动轴在车辆传动轴位于下极限且车轮右转到极限位置时，移动节夹角 ≤23°—26°2 右传动轴在车辆传动轴位于下极限且车轮左转到极限位置时，移动节夹角 ≤23°—26°3 左传动轴在车辆传动轴位于下极限且车轮左转向到极限位置时，固定节角度最大值 ≤42°—45°4 右传动轴在车辆传动轴位于下极限且车轮右转向到极限位置时，固定节角度最大值 ≤42°—45°5 右传动轴在下极限且车轮左转向到极限位置时与副车架最小间隙 ≥5mm6 右传动轴在上极限且车轮右转向到极限位置时与发动机本体最小间隙 ≥20mm7 右传动轴护套据排气歧管间隙 ≥50mm8 右传动轴在下极限位置且车轮左转向到极限位置时与稳定杆的最小间隙 ≥5mm9 左传动轴在下极限位置且车轮不转向时与减震器的最小间隙 ≥5mm10 中间传动轴与前消声器最小间隙 ≥25mm11 中间传动轴与车身地板最小间隙≥20mm12 中间传动轴与油箱最小间隙 ≥40mm三．传动轴的校核过程因目前传动轴设计方面我们主要工作是负责传动轴长度确定及位置布置，而对于传动轴本身参数是由供应商完成制作，其主要参数的确定需要详细计算校核，主要包括：1)确定传动轴的直径、2)校核传动轴的临界转速、3)轴管的扭转应力、4)传动轴花键齿侧挤压应力5)传动轴滑移曲线6)传动轴的跳动校核通过详细计算确定供应商所提供的传动轴参数是否满足设计车的性能要求。
3.1设计校核输入根据参考样车和总布置的要求，发动机、变速器等参数如下：（KZ17）表1 发动机与变速器基本参数发动机型号 GW4D20变速器各档速比 一档i g1 3.438 二档i g2 1.960 三档i g3 1.229 四档i g40.907 五档i g50.949 六档i g60.791 倒档i gr 4.029主减速比i0 3.95(1-4档)主减速比i01 3.038(5.6倒档) 变速器后轴减速比i118/41最大功率时发动机转速n e (r/min) 4000发动机最大转矩T emax (N·m) 310（前）左/右传动轴长度L前左/L前右 (mm) 360.4/479.8 （后）左/右传动轴长度L后左/L后右 (mm) 531.2/593.4 前传动轴内径 d前 (mm) 0前传动轴外径 D前 (mm) 28.1 后传动轴内径d后 (mm) 0后传动轴外径D后 (mm) 21.8 中间传动轴长度L前/后 (mm) 816.4/1236.6 中间传动轴内径d中 （mm） 66.4中间传动轴外径 D中 （mm） 70表2 传动轴花键参数名称 数值传动轴花键轴(变速箱端)花键的外径 D1变 (mm) 28.35/28.10 花键的内径 D2变 (mm) 26.95/26.85 花键齿数 Z前变37键齿有效长度L变(mm) 31.349/31.377 模数 0.75 压力角 （°） 45分度圆直径 (mm) 27.75传动轴花键轴(车轮端)花键的外径D1 轮 (mm)30.433/30.683 花键的内径D2轮 (mm) 28.321 花键齿数Z前轮28键齿有效长度L前轮(mm) 32.992/33.024 模数 1.05833 压力角 （°） 45分度圆直径 (mm) 29.6333.2传动轴校核（详见传动系统计算报告）3.2.1前传动轴校核a)传动轴管直径选择及临界转速校核b)传动轴的扭转应力计算c)传动轴花键挤压应力的计算d)传动轴滑移线图分析汽车在行驶过程中，传动轴的长度和角度是经常变化的。