货车传动轴设计

1、第一章五十铃货车原始数据及技术参数 2第二章万向传动轴的结构特点及基本要求 错误！未定义书签。第三章 五十铃万向传动轴结构分析及选型 33. 1传动轴管选择 33. 2伸缩花键选择 4第四章万向传动轴计算及强度校核 44. 1传动轴的临界转速 44. 2传动轴计算转矩 44. 3传动轴长度选择 54. 4传动轴管内外径确定 54. 5传动轴扭转强度校核 54. 6花键内外径确定 54. 7花键挤压强度校核 64. 8传动轴形位公差确定 6参考文献 89五十铃货车传动轴设计第一章五十铃货车原始数据及设计要求发动机的输出扭矩：最大扭矩 318.5N - m/2000r/min ;轴距：3360mm

2、变 速器传动比： 五挡0.787，一挡6.378,轮距：前轮1760毫米，后轮1610 毫米，载重量5000千克设计要求：只设计直轴部分，进行受力分析，弯、扭，强度校核，画图第二章 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。主要用丁在工作过程 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火角的变化， 并实现两轴的等角速 传动。一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘义等组成。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

3、动轴。一般来讲4X 2驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。6X 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。6X 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

4、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. 由丁万向节火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 五十铃万向传动轴结构分析及选型由丁五十铃货车轴距不算太长，且载重量5吨届中型货车，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，由丁悬架不断变形，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义和花

5、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。传动轴的长度和火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 处丁最小时，两者不顶死。传动轴火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传动轴经常处丁高速旋转状态下，所以轴的材料查机械零件手册选取 40CrNi,适用丁很重要的轴，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（1.53.0mm

6、、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，用丁补偿由丁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3-1万向传动轴一花键轴结构简图1-盖子；2-盖板；3-盖垫；4-万向节义；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

7、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丁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,适用丁一般精度的伸缩花键 则有n max = = 2000 = 2541 . 3 r mini50.787(nw为发动机转速)nk/ n max = 2.0 ,nk = 2.0n max 5082 .6 r. min4.2传动轴计算转矩3一一Ti =Twii = 318 .5 6.37

8、81099 %= 2031393 N mm4.3传动轴长度选择根据轴距3360mm初选传动轴支承长度Lc为（150°±3.6）mm花键轴长度应小丁支承长度，满足万向节与传动轴的间隙要求，取花键轴长度为（1478 - 2.5）mm4.4传动轴管内外径确定nk= 1.2 108 "J 史L2=5082 .65082 .6 15001 .2 10 82-=9081 .5乂 1.5 mm -D c - dc 八 3 mm2初取 D c = 70 mm , 则dc = <9081 .85 - Dc2- =64.6mmLc为传动轴长度（mm,即两万向节中心之间的距离；d

9、c和Dc分别为传动轴轴管的内、外径（mm4.5传动轴扭转强度校核由丁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16 DcT1_ 16 70 2031393兀(Dc4 -dc) 3.14 乂 (704 -64.64)= 283.76MPa _ ! c l - 300 MPa（t c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 ch = = 125 MPa2 .27取安全系数2.27,则h = l6! < 125 MPa dh? 162031393dh _ 3 3 .14=43 .59 mm计一一为许用扭转应力K '为花键转

10、矩分布不均匀系数，取 1.3Dh 花键外径 dh 花键内径L h为花键有效工作长度为键齿宽n 0为花键齿数由丁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 d h = 46 mm , D h = 50 mm , B = 9 mmn 0 = 8 Lh = 1 40mm4.7花键挤压强度校核Cy4 9.1 MPa0.040B =9q°98 mm ,L h =1 40 ±1 .6 mm 0Dh dh、/Dhdh、：( -)(-)L hn 04220313931 .3504650 - 46()()1 40842当花键齿面硬度为35HRC寸，

11、许用挤压应力为 虹y L 25 50 MPa则Oy< by ,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,此配合适用丁有明显间隙、易丁转动的支承配合，花键根据手册查得dh为f7, Dh为a11, B0 .0600.060为d10,由此可确定轴的外径和内径分别为Dc - 70 q090 mm d64.6j).090 mn;i花键外径跟内径分别为D h = 50无20 mm , dh = 46艾020 mm , n 0 = 8 ,当高速旋转时，将产传动轴总成的不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源,生明显的振动和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、

12、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，对于五十铃货车，在10004000r/min时不大于50100g.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用3038Nm的扭矩试验焊接强度，焊接钢丝采用 H08Mn2Si参考文献1 吴宗泽 罗圣国 机械设计课程设计手册 北京：高等教育出版社20062 （日）武田信之著.载货汽车设计.方泳龙译.北京：人民交通出版社，19983 羊拯民编.传动轴和万向节.北京：