传动轴的设计及校核.doc

第一章轻型货车原始数据及设计要求
发动机的输出扭矩：·m/2000r/min；轴距：3300mm；变速器传动比:?五挡1，，轮距：前轮1440毫米，后轮1395毫米，载重量2500千克
设求，取花键轴长度为()
4000
1470
2
2
2
2

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）

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
(DC
4
dc)

（53
4
）
c
用扭转应力）
上式说明设计参数知足扭转强度要求

，则

300MPa
（c为轴管许
——为许用扭转应力
K——为花键转矩散布不平均系数，
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dh46mm,Dh50mm,B9mm
n08，Lh140mm。

当花键齿面硬度为35HRC时，许用挤压应力为
y
25~50MPa
y＜y,知足花键挤压强度。

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空隙、
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
DC
53

6
0


mm，花键外径跟内径分别为
外径和内径分别为

9
0

mm
Dh5000
.，dh46
00
.，n0
8，B9
00
.，。
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、传动轴总成两头连结处
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。为了除去点焊平衡片的热影响，应在
冷却后再进行动平衡查验。传动轴的不平衡度，关于所设计的货车，在