传动轴的设计及校核
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。
轴的设计计算
轴的设计计算轴的计算通常都是在初步完成结构设计后进行校核计算，计算准则是满足轴的强度和刚度要求。
一、轴的强度计算进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。
对于仅仅承受扭矩的轴(传动轴),应按扭转强度条件计算；对于只承受弯矩的轴（心轴），应按弯曲强度条件计算；对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。
此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形。
下面介绍几种常用的计算方法：按扭转强度条件计算。
1、按扭转强度估算轴的直径对只受转矩或以承受转矩为主的传动轴，应按扭转强度条件计算轴的直径。
若有弯矩作用，可用降低许用应力的方法来考虑其影响。
扭转强度约束条件为：[]式中：为轴危险截面的最大扭剪应力(MPa)；为轴所传递的转矩(N.mm)；为轴危险截面的抗扭截面模量()；P为轴所传递的功率(kW)；n为轴的转速(r/min)；[]为轴的许用扭剪应力(MPa)；对实心圆轴，,以此代入上式，可得扭转强度条件的设计式：式中：C为由轴的材料和受载情况决定的系数。
当弯矩相对转矩很小时，C值取较小值，[]取较大值；反之，C取较大值，[]取较小值。
应用上式求出的值，一般作为轴受转矩作用段最细处的直径，一般是轴端直径。
若计算的轴段有键槽，则会削弱轴的强度，作为补偿，此时应将计算所得的直径适当增大，若该轴段同一剖面上有一个键槽，则将d增大5%，若有两个键槽，则增大10%。
此外，也可采用经验公式来估算轴的直径。
如在一般减速器中，高速输入轴的直径可按与之相联的电机轴的直径估算：；各级低速轴的轴径可按同级齿轮中心距估算，。
几种轴的材料的[]和C值轴的材料Q2351Cr18Ni9Ti354540Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi []12～2012～2520～3030～4040～52160～135148～125135～118118～107107～982、按弯扭合成强度条件校核计算对于同时承受弯矩和转矩的轴，可根据转矩和弯矩的合成强度进行计算。
新版轴的强度校核方法-新版-精选.pdf
另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，
则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大， 否则难以选择合适的联轴
器，取
d' min
0.8d电动机轴 ，查表，取 d电动机轴
38mm, 则：
d' min
0.8d电动机轴
0.8 * 38 30.4mm
综合考虑，可取
d' min
32mm
通过上面的例子， 可以看出， 在实际运用中， 需要考虑多方面实
8
依次确定式中的各个参数：
根据减速器输出轴的受力条件，已知：
Ft 8430N Fr 3100N Fa 1800N Fr 2v 3160N Fr1v 787 N Fr 2H 5480N Fr1H 2860N T 1429.49 N m
根据图分析可得：
M H Fr 2H L1 5480 93.5 512400N mm
际因素选择轴的直径大小。
2.2.2 按弯曲强度条件计算：
由于考虑启动、 停车等影响， 弯矩在轴截面上锁引起的应力可视
为脉动循环变应力。
则
ca
其中：
M ≤[ 0 ] 1.7[ -1 ]
W
M 为轴所受的弯矩， N·mm
2
W 为危险截面抗扭截面系数 ( mm3 ) 具体数值查机械设计手册 B19.3-15 ~17.
（ 2）做出弯矩图 在进行轴的校核过程中最大的难度就是求剪力和弯矩， 画出剪力 图和弯矩图，因此在此简单介绍下求剪力和弯矩的简便方法。 横截面上的剪力在数值上等于此横截面的左侧或右侧梁段上所
3
有竖向外力（包括斜向外力的竖向分力）的代数和 。外力正负号的
规定与剪力正负号的规定相同。 剪力符号： 当截面上的剪力使考虑的
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。
轿车传动轴的设计与校核
轿车传动轴的设计与校核汽车传动轴（Drive shaft）是汽车发动机与后轴之间的连接杆件，它的设计与校核对于汽车的性能和安全至关重要。
下面将详细介绍轿车传动轴的设计和校核，并阐述其重要性。
一、轿车传动轴的设计1.传动轴材料选择：传动轴需要承受发动机输出的扭矩和转速，因此需要选择具有高强度和耐疲劳性能的材料。
常用的材料包括碳素钢和合金钢。
2.传动轴的长度和直径：传动轴的长度和直径直接影响其刚度和承载能力。
根据发动机和后桥的布置，需要根据一定的分析和计算确定传动轴的合适长度和直径。
3.传动轴连接形式：传动轴通常是由两个或多个连接件组成的。
连接件通常采用螺纹连接、键式连接或插销连接等形式。
设计时需要考虑连接的强度和可靠性。
4.传动轴的平衡：传动轴在高速运转时会产生振动和失衡力。
为了提高行驶的平稳性和减少振动，传动轴需要进行动平衡。
二、轿车传动轴的校核1.扭矩校核：传动轴需要承受发动机输出的扭矩，并将其传递到后轴。
校核时需要考虑发动机的最大输出扭矩，计算传动轴受力情况并选择合适的材料和尺寸。
2.转速校核：传动轴的转速会影响其受力情况和疲劳寿命。
校核时需要根据发动机的最大转速和后桥的传动比，计算传动轴的转速，并选择合适的材料和尺寸。
3.弯曲校核：传动轴在运行过程中会受到弯曲力的作用。
校核时需要根据传动轴的长度、支撑方式和承载情况，计算传动轴的弯曲应力，并选择合适的材料和尺寸。
4.疲劳寿命校核：传动轴在长时间的运行过程中需要承受来自发动机的扭矩和转速的交替作用，容易产生疲劳破坏。
校核时需要根据传动轴的应力、材料的疲劳强度和工作寿命要求，进行疲劳强度校核。
三、轿车传动轴设计与校核的重要性1.提高传动效率：良好的传动轴设计可以减少能量的损耗，提高传动效率，使汽车在行驶过程中更加经济高效。
2.保证安全性：传动轴承载着发动机输出的扭矩和转速，如果传动轴设计不合理或存在缺陷，可能导致传动轴断裂或失效，严重影响行车安全。
轴的计算校核 计算表
轴传递功率
Kw
பைடு நூலகம்
4.25
轴转速n
r/min
33
转矩T
N.m
1229.83
最小计算轴径
mm
53.90
第二步，轴扭转强度校核（2选1）
已知电机功率和轴转速时
电机与轴参数
单位
输入与计算 备注
电机功率P
Kw
1
轴转速n
r/min
1400
最小设计轴径d mm
10
直驱输出力矩T N.m
6.82
必须>负载所需T
扭转剪应力τ
mm
10
Gpa mm4
79 981.75
°/m
0.74
备注
参考右侧数据库 和右侧库对比
电机启动时间t数据库 电机种类 伺服(0.05~0.2) 步进(0.1~0.3) 普通异步 重载
许用扭转强度[τ]数据库 材料牌号 20,Q235 30 35,Q275 321(Cr18Ni9Ti) 45 40Cr,42SiMn 35SiMn,38CrMnMo 420(2Cr13/3Cr13)
料切变模量G数据库 G（GPa） 79.4 79.4 44 73~76 39 41 26 24~26 0.5
扭转刚度[φ]经验库 [φ](°/m) 0.25~0.5 0.5~1 ≥1
说明： 对于受扭转轴的校核分为扭转强度校核和刚度校核
1，扭转强度校核公式：τ=T/Wt≤[τ] 其中τ的量纲Mpa（N/mm²）,T为转矩,量纲N.mm，Wt为扭转截 面系数,量纲mm³，可查询机械设计手册第5版3-105或通过以下 公式计算得到： 实心轴：Wt=πd³/16；空心轴：Wt=π(D4-d4)/(16*D)
传动轴布置及校核方法
传动轴布置及校核方法传动轴是一种用来传递动力和扭矩的装置，广泛应用于各种机械设备中。
在设计传动轴时，需要考虑其布置和校核方法，以确保传动轴的稳定性和安全性。
传动轴的布置方法主要包括以下几个方面：1.位置布置：传动轴的位置布置要考虑到传动装置的种类和布置要求。
通常情况下，传动轴的布置应尽量接近传动元件，如齿轮、链条等，以减小传动误差和部件的松动。
2.路由布置：传动轴的路由布置要尽量保持平直和直线，以减小传动误差和振动。
在实践中，可以通过选择合适的支撑方式、减小布置长度和合理选择径向和轴向间隙等方法来实现。
3.防护布置：传动轴在运行时会产生一定的旋转惯量和振动力，因此需要做好防护措施，以确保人员和设备的安全。
常见的防护方式有安装防护罩、设置安全限位装置等。
校核方法是确定传动轴尺寸和材料的过程，主要包括以下几个步骤：1.力学校核：首先需要根据传动轴所承受的载荷和扭矩进行力学校核。
力学校核可以通过应力分析、变形分析等方法进行。
校核应包括静态强度校核和疲劳强度校核。
2.刚度校核：传动轴在运行时会产生挠度和变形，因此需要根据运行要求和变形限制进行刚度校核。
刚度校核主要通过计算轴的刚度、挠度和变形等参数来确定。
3.动态校核：在一些高速传动轴的设计中，需要考虑其动力学性能。
动态校核主要是通过计算传动轴的固有频率和振动特性来判断传动轴的可靠性。
在动态校核中，通常要考虑传动轴的转动惯量、振动模态等。
4.材料选择：根据传动轴的校核结果，可以确定传动轴的尺寸和材料。
常用的传动轴材料有碳钢、合金钢、不锈钢等，根据不同的工作环境和要求，可以选择合适的材料。
总之，传动轴的布置和校核方法是确保传动轴稳定性和安全性的重要环节。
通过合理的布置和校核，可以保证传动轴在运行过程中的可靠性和长寿命。
在实际应用中，还需要结合具体情况进行分析和计算，并参考相关标准和规范来进行设计。
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 axn ≤0.7kn5.3 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：hτ≤[τ0]， 其中[τ] 为花键轴扭转应力，通常为300~350 Mpa5.5 花键齿侧挤压应力满足：yσ≤[yσ]，许用挤压应力[yσ]＝25～50Mpa5.6 十字轴轴颈根部的弯曲应力wσ≤][wσ，弯曲应力的许用值][wσ为250~350Mpa5.7 十字轴轴颈根部的剪切应力τ≤][τ，剪切应力许用值][τ为80~120Mpa5.8 十字轴滚针轴承的接触应力jσ≤][jσ，接触应力许用值][jσ为3000~3200Mpa5.9 万向节叉弯曲应力wcσ≤，][wcσ弯曲应力许用值][wcσ为50-80Mpa5.10 万向节叉扭转应力bτ≤][bτ，扭转应力许用值][bτ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sT (N.m)的确定对万向节传动轴进行静强度计算时，计算载荷sT 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；m i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 axn （r/min ），按下面方法确定：a ）按发动机输入最高转速计算 1max1f g ii 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。
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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。
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—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，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（w n 为发动机转速）0.2max =n n k ，4.2传动轴计算转矩 4.3传动轴长度选择根据轴距3300mm ，初选传动轴支承长度C L 为）（6.31470± 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mm )5.21448(± 4.4传动轴管内外径确定得3.5188102.11470400028222=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=+c c d D 又mm d D mm cc 325.1≤-≤初取 mm D c 53=， 则——Lc 为传动轴长度（mm ），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（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应力，所以只需校核扭转强度，根据公式有[]MPaMPa d D T D c c C c c 3002518.485314.320625165316)(164414=≤=-⨯⨯⨯=-=τπτ）（ （c τ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 取安全系数2.27，则h τ——为许用扭转应力K '——为花键转矩分布不均匀系数，取1.3 h D ——花键外径 h d ——花键内径h L ——为花键有效工作长度B ——为键齿宽 0n ——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mm d h 46=,mm D h 50=,mm B 9=80=n ，mm L h 041=。
4.7花键挤压强度校核当花键齿面硬度为35HRC 时，许用挤压应力为[]MPa y 50~25=σ 则[]y y σσ＜,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基本偏差表，确定轴选用配合e7，此配合适用于有明显间隙、易于转动的支承配合，花键根据手册查得dh 为f7，Dh 为a11，B 为d10，由此可确定轴的外径和内径分别为060.0090.053--=C D mm 060.0900.08.48--=c d mm ，花键外径跟内径分别为mmD h 320.0480.050--=，mm d h 025.0050.046--=，80=n ，，mm L h 6.1401±=。
传动轴总成的不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，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影响等因素，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刚度，都能降低传动轴的不平衡度。
为了消除点焊平衡片的热影响，应在冷却后再进行动平衡检验。
传动轴的不平衡度，对于所设计的货车，在1000～4000r/min 时不大于50～100g.cm 。
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 。
第五章 十字万向节的设计及校核5.1 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。
5.2 计算传动轴载荷由于发动机前置后驱，根据表4-1，位置采用：用于变速器与驱动桥之间按发动机最大转矩和一档传动比来确定Tse1=kdTemaxki1ifη/nTss1= G2 m’2φrr/ i0imηm根据富利卡2.0数据，发动机最大转矩Temax=285Nm驱动桥数n=1，发动机到万向传动轴之间的传动效率η=0.85，液力变矩器变矩系数k={(k0 -1）/2}+1=1.615,满载状态下一个驱动桥上的静载荷G2=65%mag=0.65*5000*9.8=31850N，发动机最大加速度的后轴转移系数m’2=1.3，轮胎与路面间的附着系数φ=0.85，车轮滚动半径rr=0.369,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ηm=η发动机η离合器=0.9*0.85=0.765，因为0.195 mag/Temax>16,fj=0，所以猛接离合器所产生的动载系数kd=1，主减速比i0=4.04所以：Tse1=kdTemaxki1ifη/n=185.0 04.4615.12851⨯⨯⨯⨯=1580.6NTss1= G2 m’2φrr/ i0imηm=765.0104.4369 .085.02.1 31850⨯⨯⨯⨯⨯=3878.8N ∵T1=min{ Tse1, Tss1} ∴T1= Tse1=1580.6N5.3 十字轴万向节设计①设作用于十字轴轴颈中点的力为F，则F= T1/2rcosα='3563cos105.6526.1580︒-⨯⨯⨯=12094.1N②十字轴轴颈根部的弯曲应力σw和切应力τ应满足σw =32d1Fsπ（d14-d42）≤[σw]τ=4Fπ(d21-d22)≤[τ]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，[σw]为弯曲应力的许用值，为250-350Mpa，[τ]为切应力的许用值，为80-120 Mpa∴σw =32d1Fsπ（d14-d42）=32×38.2×10-3×7428.561×14×10-3π[(38.2×10-3)4-(10×10-3)4]12094.1=19.094 Mpa<[σw]τ=4Fπ(d21-d22)=4×7428.561π[(38.2×10-3)2-(10×10-3)2=6.959 Mpa<[τ]故十字轴轴颈根部的弯曲应力和切应力满足校核条件③十字轴滚针的接触应力应满足σj =272（1d1+1d）FnLb≤[σj]式中，取滚针直径d0=3mm，滚针工作长度Lb=27mm，在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷Fn =4.6FiZ=4.6×7428.5611×44=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[σj]为3000-3200 Mpa∴σj =272（1d1+1d）FnLb=272[1(38.2×10-3)+1(3×10-3)]×776.62227×10-3=0.875 Mpa<[σj]故十字轴滚针轴承的接触应力校核满足④万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σw 和扭应力τb应满足σw =Fe/W≤[σw]τb =Fa/Wt≤[τb]式中，取a=40mm,e=80mm,b=35mm,h=70mm,查表4-3，取k=0.246,W=bh2/6, Wt=khb2, 弯曲应力的许用值[σw ]为50-80Mpa，扭应力的许用值[τb]为80-160 Mpa∴σw =Fe/W=7428.561×80×10-335×10-3×(70×10-3)26=20.791 Mpa< [σw ]τb =Fa/W t =7428.56×40×10-30.246×70×10-3×(35×10-3)2=14.086 Mpa<[τb ]故万向节叉承受弯曲和扭转载荷校核满足要求⑤ 十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角α，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。