编号:115S-PD-DP-003传动轴设计计算报告项目名称：115S编制:日期:校对:日期:审核:日期:批准:日期:重庆迪科汽车研究有限公司2009年3月目录一、校核目的1二、概述11、输入参数12、等速传动校核13、传动轴上下跳动的极限位置及工作夹角校核54、传动轴临界转速校核75、传动轴强度校核7四、总结9五、参考文献9传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司一、校核目的1、传动轴万向节夹角是否满足等速传动要求；2、传动轴上下跳动到极限位置时的最大夹角；3、传动轴花键的滑移量，检查传动轴花键是否可能脱开或顶死；4、传动轴稳定性校核；5、传动轴强度校核二、概述115S传动轴属于十字轴万向节式传动轴，具体结构为后驱、单段式、双十字轴万向节式传动轴布置设计时需保证传动轴万向节叉在同一平面内，尽量使万向节的夹角12，以减少传动的不等速性1——变速箱输出轴和轴管夹角；2——轴管和主减速器输入轴夹角三、校核1、输入参数115S传动轴(配474发动机)计算输入参数见表1名称数值发动机最大转速nemaxr/min6300发动机最大力矩TemaxN.mm102000变速器一档速比ig14.425变速器五档速比ig51传动轴长度Lcmm580传动轴外径Dmm50传动轴内径dmm46.4满载质量Kg1632安全系数K1.2～2.0115S传动轴(配474发动机)计算输入参数2、等速传动校核空载和上下极限工况下万向节实际的夹角见表2，万向节许用夹角见表3。
第1页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司状态12空载1.39o0.84o下跳极限6.97o6.39o上跳极限10.3o10.88o表2万向节夹角状态万向节夹角α不大于汽车静止6o行驶中极限夹角15o～20o表3十字轴万向节夹角α的允许范围从表2和表3可知，汽车在空载和极限工况下万向节夹角都满足要求单个十字轴万向节主、从动叉轴转角β、β间的关系为：abtanβa=tanβb×cosα（1）式中，βa——主动叉轴转角βb——与βa相对应的从动叉轴转角α——两轴夹角公式1又可以写为:βb=arctan(tanβa/cosα)（2）若夹角不变，将公式2两边对时间求导数，整理后得：ωb=ωa[cosα/(1－sin2αcos2βa)]（3）式中，ωa——主动叉轴角速度b——从动叉轴角速度整理上式，消去传动轴的角速度得：3cos11sin22cos23（4）1sin21cos1cos123arctgtg1cos2（5）cos1式中，ω1——变速箱输出轴角速度ω3——主减速器输入轴角速度1——变速箱输出轴与传动轴夹角——传动轴与主减速器输入轴夹角第2页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司1——变速箱输出轴输入角度——主减速器输入轴输出角度忽略传动机构各处摩擦产生的影响，根据瞬时功率相等的原理，后桥输入轴上的力矩为：T31T1（6）3式中，T1——变速箱输出轴力矩T3——主减速器输入轴力矩空载状态下，输出轴与输入轴角速度波动曲线（1，ω3/ω1）如图1图1空载状态下角速度波动曲线下极限状态输出轴与输入轴角速度波动曲线（1，ω3/ω1）如图2。
第3页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司图2下极限状态下角速度波动曲线上极限状态输出轴与输入轴角速度波动曲线（1，ω3/ω1）如图3图3上极限状态下角速度波动曲线空载状态下，输出轴与输入轴力矩波动曲线（1，T3/T1）如图4图4空载状态下力矩波动曲线下极限状态下，输出轴与输入轴力矩波动曲线（1，T3/T1）如图5第4页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司图5下极限状态下力矩波动曲线上极限状态下，输出轴与输入轴力矩波动曲线（1，T3/T1）如图6图6上极限状态下力矩波动曲线经分析，传动轴的力矩和角速度波动范围非常小，小于10%，可视为等速传动3、传动轴上下跳动的极限位置及工作夹角校核由整车设计状态，得出后悬架的跳动行程，后悬架跳动行程如表4所示序号车辆状态挠度f（mm）1空载至下跳极限542空载至上跳极限116.5第5页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司表4后车轮极限跳动状态根据后悬架、后桥和传动轴结构关系分别求出三种状态下传动轴相关点坐标如表5所示，各具体位置如图7图7空载时的传动轴位置图极限状态XYZ空花键理论中心Am173523.427.1万向节1中心Bm1808.823.421.2载万向节2中心Cm2385.720-39下花键理论中心Am1726.823.427.7跳万向节1中心Cm1800.623.421.8极万向节2中心Cm2368.820-94.5限Am移动量δ1-8.2上花键理论中心Am1742.423.426.5跳万向节1中心Cm1816.223.420.6极万向节2中心Cm2393.32078.1限Am移动量δ27.4表5各工况下相关坐标值（相对整车坐标系）车轮下跳到极限位置时传动轴花键移动量δ1＝8.2mm<<40（花键长度的L/2），花键向内移动量很小，因此传动轴不会顶死，传动轴在车轮下极限位置时满足使用要求。
车轮上跳到极限位置时传动轴花键移动量δ2＝7.4mm<<40（花键长度的L/2），花键向外移动量很小，因此传动轴不会脱落，传动轴在车轮上极限位置满足使用要求传动轴花键移动量δ＝δ1+δ2＝15.6mm第6页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司4、传动轴临界转速校核传动轴临界速度：22nc1.2108Dd（7）Lc2其中，D——传动轴外径d——传动轴内径Lc——传动轴长度将表1数据带入公式7可得：nc=24332r/min驱动轴的实际最高转速：ncmax＝nemax=6300ig5式中，nemax——发动机的最高转速（r/min）ig5——变速器最高档传动比因此安全系数K=nc/nmax=3.9《汽车设计》推荐一般汽车K的取值为1.2～2.0所以传动轴的临界转速满足要求5、传动轴强度校核1)传动轴轴管强度校核轴管扭转应力：16DTemaxKdig1（8）D4d4其中，Temax——发动机最大扭矩Kd——驱动轴的动载系数ig1——变速箱1档传动比驱动轴的动载系数Kd的确定：(9)式中，ma——整车满载质量第7页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司0.195×=30.6>16由公式(9)可得：fi=0。
性能系数fi=0的汽车，动载系数Kd=1将表1参数带入公式8可得：=71.2MPa一般汽车的传动轴轴管许用应力[]=125MPa可见传动轴轴管强度满足使用要求2）十字轴万向节强度校核十字轴轴颈所受最大垂向力TmaxQ（10）2Rcos其中，R——力作用点至十字轴中心距离25.4mmα——万向节主、从动叉轴的夹角空载状态下1=1.39°2=0.84°Q1=2008.5NQ2=2008.1N十字轴轴颈所受弯曲应力：32d1QS(d14d24)（11）十字轴轴颈所受剪切应力：4Q(d12d22)（12）其中，S——力作用点至十字轴轴颈根部距离6.7mmd1——十字轴轴颈直径Φ25mmd2——十字轴轴颈油道孔直径Φ5.5mm由公式11、12可得空载状态下前、后十字轴万向节十字轴轴颈所受弯曲应力、剪切应力为：1=8.8MPa2=8.8MPa1=4.3MPa第8页共9页传动轴设计计算报告重庆迪科汽车研究有限公司2=4.3MPa推荐十字轴万向节弯曲许用应力[σ]=250MPa,剪切许用应力[]=80MPa因此十字轴的强度满足设计要求四、总结综上校核计算，115S（配474发动机）传动轴主要布置技术参数如表6所示，传动轴满足使用要求。
传动轴理论长度（两万向节中心）580花键移动量δ15.6传动轴夹角β1(轴线与XY平面)5.95o传动轴夹角β2(轴线与ZX平面)0.34o表6传动轴主要布置参数五、参考文献1.汽车设计（第3版）王望予机械工业出版社20002.汽车工程手册（设计篇）机械工业出版社2001第9页共9页。