传动轴的设计及校核.docx

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：
第二章万5)mm
传动轴管内外径确定
4000
1470
2
2
2
2
5188
.3
得Dc
dc

10
8
Dc
dc
3mm

2
初取
Dc53mm
，
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）
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，所以只要校核扭转强度，根据公式
有
16DcT1
16
53
2062516
251MPa
c
4
dc)

（53
4

(DC
）

300MPa
（c为轴管
许用扭转应力）
上式说明设计参数知足扭转强度要求
花键内外径确定
取安全系数，则
——为许用扭转应力
——为花键转矩散布不平均系数，取
Dh——花键外径
dh——花键内径
Lh——为花键有效工作长度
B——为键齿宽
n0——为花键齿数
由于花键齿侧许用挤压应力较小，所以采用Lh较大尺寸的花键，查GB/T1144-2001，
取dh
46mm
,Dh50mm,B9mm
n0
8，Lh
140mm。
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
y
25~50MPa
则y＜y,知足花键挤压强度。
传动轴形位公差确定
经过查手册中轴的公差及基本偏差表，确定轴采用配合e7，此配合合用于有显然间
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
DC

，花键外径跟内径分别为
0
.320
46
0
.025
mm，n0
8，B
0
.040
Dh500
.480mm，dh
0
.050
90
.098mm，。
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，将产生显然
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空隙、传动轴总成两
端连结处的安心精度、高速展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