汽车传动轴设计图_汽车传动轴设计图纸

汽车传动轴设计图_汽车传动轴设计图纸

       下面将有我来为大家聊一聊汽车传动轴设计图的问题，希望这个问题可以为您解答您的疑问，关于汽车传动轴设计图的问题我们就开始来说说。

1.传动轴是什么？都有哪些特点？

2.传动轴(机械装置)详细资料大全

3.前置后驱或四驱的汽车其传动轴是如何连接的

传动轴是什么？都有哪些特点？

       传动轴系统由中间传动轴及支承总成、传动轴带滑动叉总成组成，用来把来自发动机变速?器的输出扭矩传递到后桥，驱动车轮，中间传动叉耳孔中心至中间支承中心的长度为588Inln，?传动轴工作长度1278一325mln，最大伸缩量47mm，传动轴在静止满载时长度为308mm。?

       中间传动轴的前端与变速器的输出突缘相连，中间支承悬挂在车架的横梁下面(由U形?托架固定)，中间支承轴承在轴承座内可以轴向微量滑动，以此来补偿轴向位置的安装误差和允许汽车在运行时轴承前后窜动，减少轴承的轴向受力。

       轴承座装在蜂窝点环内，橡胶垫环能?够吸收传动轴的部分振动，降低噪声并能适应传动轴安装角的误差，减少轴承上的附加载荷。十字轴轴承在突缘叉孔中靠卡环进行轴向定位;结构既简单可靠、维护中拆卸也很方便。滑动叉采用常见的内滑式，由于汽车在运行中后桥与车架的相对位置发生变化，这样要求传动?轴的安装角度和长度相应改变，万向节和滑动花键的结构就能够满足这一要求。前后两传动轴总成都经过100%动平衡校验，在轴管两端焊有平衡片校正不平衡量。不平衡量在任一端不大于7009·cm(传动轴总成)与soogNaN(中间传动轴及支承总成)。为拆检后准确地装复，传动轴总成上刻印有装配标记，以保证传动轴总成具有原有的动平衡精度。?

传动轴(机械装置)详细资料大全

       目 录

       一 课程设计书 2

       二 设计要求 2

       三 设计步骤 2

       1. 传动装置总体设计方案 3

       2. 电动机的选择 4

       3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5

       4. 计算传动装置的运动和动力参数 5

       5. 设计V带和带轮 6

       6. 齿轮的设计 8

       7. 滚动轴承和传动轴的设计 19

       8. 键联接设计 26

       9. 箱体结构的设计 27

       10.润滑密封设计 30

       11.联轴器设计 30

       四 设计小结 31

       五 参考资料 32

       一. 课程设计书

       设计课题:

       设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V

       表一:

        题号

        参数 1 2 3 4 5

       运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8

       运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4

       卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300

       二. 设计要求

       1.减速器装配图一张(A1)。

       2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。

       3.设计说明书一份。

       三. 设计步骤

       1. 传动装置总体设计方案

       2. 电动机的选择

       3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比

       4. 计算传动装置的运动和动力参数

       5. 设计V带和带轮

       6. 齿轮的设计

       7. 滚动轴承和传动轴的设计

       8. 键联接设计

       9. 箱体结构设计

       10. 润滑密封设计

       11. 联轴器设计

       1.传动装置总体设计方案:

       1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

       2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

       要求轴有较大的刚度。

       3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。

        其传动方案如下：

       图一:(传动装置总体设计图)

       初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

       选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

       传动装置的总效率

        ＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；

        为V带的效率, 为第一对轴承的效率，

        为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，

        为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

       因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

       2.电动机的选择

       电动机所需工作功率为： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n＝ =82.76r/min，

       经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i ＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，

       则总传动比合理范围为i ＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。

       综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，

       选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0

       额定电流8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速1500r/min。

       方案 电动机型号 额定功率

       P

       kw 电动机转速

       电动机重量

       N 参考价格

       元 传动装置的传动比

        同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器

       1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02

       中心高

        外型尺寸

       L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD

       132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

       3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

       （1） 总传动比

       由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ＝n /n＝1440/82.76＝17.40

       （2） 分配传动装置传动比

        ＝ ×

       式中 分别为带传动和减速器的传动比。

       为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 ＝2.3，则减速器传动比为 ＝ ＝17.40/2.3＝7.57

       根据各原则，查图得高速级传动比为 ＝3.24，则 ＝ ＝2.33

       4.计算传动装置的运动和动力参数

       （1） 各轴转速

        ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min

        ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min

        ＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min

        = =82.93 r/min

       （2） 各轴输入功率

        ＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW

        ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW

        ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW

        ＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW

       则各轴的输出功率：

        ＝ ×0.98=3.06 kW

        ＝ ×0.98=2.84 kW

        ＝ ×0.98=2.65kW

        ＝ ×0.98=2.52 kW

       （3） 各轴输入转矩

        = × × N?m

       电动机轴的输出转矩 =9550 =9550×3.25/1440=21.55 N?

       所以: ＝ × × =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m

        ＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m

        ＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m

        = × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m

       输出转矩： ＝ ×0.98=46.63 N?m

        ＝ ×0.98=140.66 N?m

        ＝ ×0.98=305.12N?m

        ＝ ×0.98=281.17 N?m

       运动和动力参数结果如下表

       轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min

        输入 输出 输入 输出

       电动机轴 3.25 21.55 1440

       1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09

       2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24

       3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93

       4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

       5.设计V带和带轮

       ⑴ 确定计算功率

       查课本 表9-9得：

        ,式中 为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.

       ⑵ 选择带型号

       根据 ， ,查课本 表8-8和 表8-9选用带型为A型带．

       ⑶ 选取带轮基准直径

       查课本 表8-3和 表8-7得小带轮基准直径 ，则大带轮基准直径 ,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查课本 表8-7后取 。

       ⑷ 验算带速v

        在5～25m/s范围内，V带充分发挥。

       ⑸ 确定中心距a和带的基准长度

       由于 ,所以初步选取中心距a： ，初定中心距 ，所以带长,

        = .查课本 表8-2选取基准长度 得实际中心距

       取

       ⑹ 验算小带轮包角

        ，包角合适。

       ⑺ 确定v带根数z

       因 ，带速 ，传动比 ,

       查课本 表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得 .

       查课本 表8-2得 =0.96.

       查课本 表8-8,并由内插值法得 =0.96

       由 公式8-22得

       故选Z=5根带。

       ⑻ 计算预紧力

       查课本 表8-4可得 ,故:

       单根普通V带张紧后的初拉力为

       ⑼ 计算作用在轴上的压轴力

       利用 公式8-24可得:

       6.齿轮的设计

       （一）高速级齿轮传动的设计计算

       1． 齿轮材料，热处理及精度

       考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮

       （1） 齿轮材料及热处理

        ① 材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =24

       高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z =i×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.

        ② 齿轮精度

       按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

       2．初步设计齿轮传动的主要尺寸

       按齿面接触强度设计

       确定各参数的值:

       ①试选 =1.6

       查课本 图10-30 选取区域系数 Z =2.433

       由课本 图10-26

       则

       ②由课本 公式10-13计算应力值环数

       N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）

       =1.4425×10 h

       N = =4.45×10 h #(3.25为齿数比,即3.25= )

       ③查课本 10-19图得：K =0.93 K =0.96

       ④齿轮的疲劳强度极限

       取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:

       [ ] = =0.93×550=511.5

       [ ] = =0.96×450=432

       许用接触应力

       ⑤查课本由 表10-6得： =189.8MP

        由 表10-7得: =1

       T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09

       =4.86×10 N.m

       3.设计计算

       ①小齿轮的分度圆直径d

       =

       ②计算圆周速度

       ③计算齿宽b和模数

       计算齿宽b

        b= =49.53mm

       计算摸数m

        初选螺旋角 =14

        =

       ④计算齿宽与高之比

       齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50

        = =11.01

       ⑤计算纵向重合度

        =0.318 =1.903

       ⑥计算载荷系数K

       使用系数 =1

       根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得

       动载系数K =1.07,

       查课本由 表10-4得K 的计算公式:

       K = +0.23×10 ×b

        =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42

       查课本由 表10-13得: K =1.35

       查课本由 表10-3 得: K = =1.2

       故载荷系数:

       K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82

       ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

       d =d =49.53× =51.73

       ⑧计算模数

        =

       4. 齿根弯曲疲劳强度设计

       由弯曲强度的设计公式

        ≥

       ⑴ 确定公式内各计算数值

       ① 小齿轮传递的转矩 ＝48.6kN?m

        确定齿数z

       因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76

       传动比误差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25

       Δi＝0.032％ 5％，允许

       ② 计算当量齿数

       z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27

       z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43

       ③ 初选齿宽系数

        按对称布置，由表查得 ＝1

       ④ 初选螺旋角

        初定螺旋角 ＝14

       ⑤ 载荷系数K

       K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73

       ⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y

       查课本由 表10-5得:

       齿形系数Y ＝2.592 Y ＝2.211

        应力校正系数Y ＝1.596 Y ＝1.774

       ⑦ 重合度系数Y

       端面重合度近似为 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655

        ＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690

        ＝14.07609

       因为 ＝ /cos ，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673

       ⑧ 螺旋角系数Y

        轴向重合度 ＝ ＝1.825,

       Y ＝1－ ＝0.78

       ⑨ 计算大小齿轮的

        安全系数由表查得S ＝1.25

       工作寿命两班制，8年，每年工作300天

       小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10

       大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10

       查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限

       小齿轮 大齿轮

       查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:

       K =0.86 K =0.93

        取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

       [ ] =

       [ ] =

       大齿轮的数值大.选用.

       ⑵ 设计计算

       ① 计算模数

       对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:

       z = =25.097 取z =25

       那么z =3.24×25=81

        ② 几何尺寸计算

       计算中心距 a= = =109.25

       将中心距圆整为110

       按圆整后的中心距修正螺旋角

        =arccos

       因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.

       计算大.小齿轮的分度圆直径

       d = =51.53

       d = =166.97

       计算齿轮宽度

       B=

       圆整的

       （二） 低速级齿轮传动的设计计算

       ⑴ 材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =30

       速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.33×30=69.9 圆整取z =70.

        ⑵ 齿轮精度

       按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

       ⑶ 按齿面接触强度设计

       1. 确定公式内的各计算数值

       ①试选K =1.6

       ②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45

       ③试选 ,查课本由 图10-26查得

        =0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71

       应力循环次数

       N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)

       =4.45×10

       N = 1.91×10

       由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数

       K =0.94 K = 0.97

       查课本由 图10-21d

       按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,

       大齿轮的接触疲劳强度极限

       取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

       [ ] = =

       [ ] = =0.98×550/1=517

       [ 540.5

       查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP

       选取齿宽系数

       T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24

       =14.33×10 N.m

        =65.71

       2. 计算圆周速度

        0.665

       3. 计算齿宽

       b= d =1×65.71=65.71

       4. 计算齿宽与齿高之比

        模数 m =

        齿高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621

        =65.71/5.4621=12.03

       5. 计算纵向重合度

       6. 计算载荷系数K

       K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b

        =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231

       使用系数K =1

       同高速齿轮的设计,查表选取各数值

        =1.04 K =1.35 K =K =1.2

       故载荷系数

       K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776

       7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

       d =d =65.71×

       计算模数

       3. 按齿根弯曲强度设计

       m≥

       一确定公式内各计算数值

       （1） 计算小齿轮传递的转矩 ＝143.3kN?m

       （2） 确定齿数z

       因为是硬齿面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9

       传动比误差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33

       Δi＝0.032％ 5％，允许

       （3） 初选齿宽系数

        按对称布置，由表查得 ＝1

       （4） 初选螺旋角

        初定螺旋角 ＝12

       （5） 载荷系数K

       K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848

       （6） 当量齿数

        z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056

       z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797

       由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y

       （7） 螺旋角系数Y

        轴向重合度 ＝ ＝2.03

       Y ＝1－ ＝0.797

       （8） 计算大小齿轮的

       查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

       查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数

       K =0.90 K =0.93 S=1.4

       [ ] =

       [ ] =

        计算大小齿轮的 ,并加以比较

       大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.

       ① 计算模数

       对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.

       z = =27.77 取z =30

       z =2.33×30=69.9 取z =70

        ② 初算主要尺寸

       计算中心距 a= = =102.234

       将中心距圆整为103

       修正螺旋角

        =arccos

       因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正

        分度圆直径

        d = =61.34

       d = =143.12

       计算齿轮宽度

       圆整后取

        低速级大齿轮如上图：

       V带齿轮各设计参数附表

       1.各传动比

       V带 高速级齿轮 低速级齿轮

       2.3 3.24 2.33

        2. 各轴转速n

        (r/min)

        (r/min) (r/min)

       (r/min)

       626.09 193.24 82.93 82.93

       3. 各轴输入功率 P

        （kw）

        （kw）

        （kw）

        (kw)

       3.12 2.90 2.70 2.57

       4. 各轴输入转矩 T

        (kN?m)

        (kN?m) (kN?m) (kN?m)

       47.58 143.53 311.35 286.91

        5. 带轮主要参数

       小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm）

       中心距a（mm） 基准长度 （mm）

       带的根数z

       90 224 471 1400 5

       7.传动轴承和传动轴的设计

       1. 传动轴承的设计

       ⑴. 求输出轴上的功率P ，转速 ，转矩

       P =2.70KW =82.93r/min

        =311.35N．m

       ⑵. 求作用在齿轮上的力

       已知低速级大齿轮的分度圆直径为

        =143.21

       而 F =

        F = F

        F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

       圆周力F ，径向力F 及轴向力F 的方向如图示:

       ⑶. 初步确定轴的最小直径

       先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取

       输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号

       查课本 ,选取

       因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以

       查《机械设计手册》

       选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

       ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

       ① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取

       ② 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

       D B

       轴承代号

        45 85 19 58.8 73.2 7209AC

        45 85 19 60.5 70.2 7209B

        45 100 25 66.0 80.0 7309B

        50 80 16 59.2 70.9 7010C

        50 80 16 59.2 70.9 7010AC

        50 90 20 62.4 77.7 7210C

       2. 从动轴的设计

        对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而 .

       右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,

       ③ 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.

       ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取 .

       ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,

       高速齿轮轮毂长L=50 ,则

       至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.

       5. 求轴上的载荷

        首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,

       查《机械设计手册》20-149表20.6-7.

       对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

       传动轴总体设计结构图:

        (从动轴)

       (中间轴)

        (主动轴)

       从动轴的载荷分析图:

       6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度

       根据

        = =

       前已选轴材料为45钢，调质处理。

       查表15-1得[ ]=60MP

        〈 [ ] 此轴合理安全

       7. 精确校核轴的疲劳强度.

       ⑴. 判断危险截面

       截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.

       ⑵. 截面Ⅶ左侧。

       抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500

       抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000

       截面Ⅶ的右侧的弯矩M为

       截面Ⅳ上的扭矩 为 =311.35

       截面上的弯曲应力

       截面上的扭转应力

        = =

       轴的材料为45钢。调质处理。

       由课本 表15-1查得：

       因

       经插入后得

        2.0 =1.31

       轴性系数为

        =0.85

        K =1+ =1.82

       K =1+ （ -1）=1.26

       所以

       综合系数为： K =2.8

       K =1.62

       碳钢的特性系数 取0.1

        取0.05

       安全系数

       S = 25.13

       S 13.71

        ≥S=1.5 所以它是安全的

       截面Ⅳ右侧

       抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =12500

       抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000

       截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560

       截面Ⅳ上的扭矩 为 =295

       截面上的弯曲应力

       截面上的扭转应力

        = = K =

       K =

       所以

       综合系数为：

       K =2.8 K =1.62

       碳钢的特性系数

        取0.1 取0.05

       安全系数

       S = 25.13

       S 13.71

        ≥S=1.5 所以它是安全的

       8.键的设计和计算

       ①选择键联接的类型和尺寸

       一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.

       根据 d =55 d =65

       查表6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36

        b =20 h =12 =50

       ②校和键联接的强度

        查表6-2得 [ ]=110MP

       工作长度 36-16=20

        50-20=30

       ③键与轮毂键槽的接触高度

        K =0.5 h =5

       K =0.5 h =6

       由式（6-1）得：

        ＜[ ]

        ＜[ ]

       两者都合适

       取键标记为：

        键2：16×36 A GB/T1096-1979

       键3：20×50 A GB/T1096-1979

       9.箱体结构的设计

       减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

       大端盖分机体采用 配合.

       1. 机体有足够的刚度

       在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

       2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

       因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

       为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

       3. 机体结构有良好的工艺性.

       铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

       4. 对附件设计

        A 视孔盖和窥视孔

       在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固

       B 油螺塞：

       放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

       C 油标：

       油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

       油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

       D 通气孔：

       由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.

       E 盖螺钉：

       启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

       钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.

       F 位销：

       为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

       G 吊钩：

       在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

       减速器机体结构尺寸如下：

       名称 符号 计算公式 结果

       箱座壁厚

       10

       箱盖壁厚

       9

       箱盖凸缘厚度

       12

       箱座凸缘厚度

       15

       箱座底凸缘厚度

       25

       地脚螺钉直径

       M24

       地脚螺钉数目

       查手册 6

       轴承旁联接螺栓直径

       M12

       机盖与机座联接螺栓直径

        =（0.5~0.6）

       M10

       轴承端盖螺钉直径

        =（0.4~0.5）

       10

       视孔盖螺钉直径

        =（0.3~0.4）

       8

       定位销直径

        =（0.7~0.8）

       8

        ， ， 至外机壁距离

       查机械课程设计指导书表4 34

       22

       18

        ， 至凸缘边缘距离

       查机械课程设计指导书表4 28

       16

       外机壁至轴承座端面距离

        = + +（8~12）

       50

       大齿轮顶圆与内机壁距离

        >1.2

       15

       齿轮端面与内机壁距离

        >

       10

       机盖，机座肋厚

        9 8.5

       轴承端盖外径

        +（5~5.5）

       120（1轴）125（2轴）

       150（3轴）

       轴承旁联结螺栓距离

       120（1轴）125（2轴）

       150（3轴）

       10. 润滑密封设计

       对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

       油的深度为H+

        H=30 =34

       所以H+ =30+34=64

       其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

       密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接

       凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为

       密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太

       大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

       11.联轴器设计

       1.类型选择.

       为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.

       2.载荷计算.

       公称转矩：T=9550 9550 333.5

前置后驱或四驱的汽车其传动轴是如何连接的

        传动轴是一个高转速、少支承的旋转体，因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。对前置引擎后轮驱动的车来说是把变速器的转动传到主减速器的轴，它可以是好几节的，节与节之间可以由万向节连线。

基本介绍 传动轴组成 ：轴管、伸缩套和万向节 传动轴作用 ：使汽车产生驱动力 传动特点 ：传动效率要高，使用寿命长 伸缩套作用 ：将花键套与凸缘叉焊接在一起 作用,用途,结构,万向节,伸缩套,轴套,类型,按弹性分,按角速率分,动力性,使用保养,故障维修,磨损问题,平衡问题, 作用 传动轴是汽车传动系中传递动力的重要部件，它的作用是与变速箱、驱动桥一起将发动机的动力传递给车轮，使汽车产生驱动力。 传动轴 用途 专用汽车传动轴主要用在油罐车，加油车，洒水车，吸污车，吸粪车，消防车，高压清洗车，道路清障车，高空作业车，垃圾车等车型上。 结构 传动轴是由轴管、伸缩套和万向节组成。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。 万向节 万向节是汽车传动轴上的关键部件。汽车是一个运动的物体。在后驱动汽车上，发动机、离合器与变速器作为一个整体安装在车架上，而驱动桥通过弹性悬挂与车架连线，两者之间有一个距离，需要进行连线。汽车运行中路面不平产生跳动。 一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。万向节是汽车传动轴上的关键部件。在前置发动机后轮驱动的车辆上，万向节传动轴安装在变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间；而前置发动机前轮驱动的车辆省略了传动轴，万向节安装在既负责驱动又负责转向的前桥半轴与车轮之间。车辆在运行中路面不平产生跳动，负荷变化或者两个总成安装位置差异，都会使得变速器输出轴与驱动桥主减速器输入轴之间的夹角和距离发生变化，因此要用一个“以变应变”的装置来解决这一个问题，因此就有了万向节。 在发动机前置后轮驱动（或全轮驱动）的汽车上，由于汽车在运动过程中悬架变形，驱动轴主减速器输入轴与变速器（或分动箱）输出轴间经常有相对运动，此外，为有效避开某些机构或装置（无法实现直线传递），必须有一种装置来实现动力的正常传递，于是就出现了万向节传动。万向节传动必须具备以下特点：a 、保证所连线两轴的相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力；b 、保证所连线两轴能均匀运转。由于万向节夹角而产生的附载入荷、振动和噪声应在允许范围内；c 、传动效率要高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易。 对汽车而言，由于一个十字轴万向节的输 出轴相对于输入轴（有一定的夹角）是不等速旋转的，为此必须采用双万向节（或多万向节）传动，并把同传动轴相连的两个万向节叉布置在同一平面，且使两万向节的夹角相等。这一点是十分重要的。在设计时应尽量减小万向节的夹角。 伸缩套 传统结构的传动轴伸缩套是将花键套与凸缘叉焊接在一起，将花键轴焊在传动轴管上。新型的的传动轴一改传统结构，将花键套与传动轴管焊接成一体，将花键轴与凸缘叉制成一体。并将矩形齿花键改成大压力角渐开线短齿花键，这样既增加了强度又便于挤压成形，适应大转矩工况的需要。在伸缩套管和花键轴的牙齿表面，整体涂浸了一层尼龙材料，不仅增加了耐磨性和自润滑性，而且减少了冲击负荷对传动轴的损害，提高了缓冲能力。 传动轴 此种传动轴在凸缘花键轴外增加了一个管形密封保护套，在该保护套端部设定了两道聚氨酯橡胶油封，使伸缩套内形成厂一个完全密封的空间，使伸缩花键轴不受外界沙尘的侵蚀，不仅防尘而且防锈。因此在装配时在花键轴与套内一次性涂抹润滑脂，就完全可以满足使用要求，不需要装油嘴润滑，减少了保养内容。 轴套 是为了减少轴运动时的摩擦与磨损而设计出来的，基本用途与轴承无异，而且相对成本较便宜，但摩擦阻力较大，所以只会使用于部份部件上。轴套大多都以铜制成，但亦有塑胶制的轴套。轴套多被放置于轴与承托结构中，而且非常紧贴承托结构，只有轴能在轴套上转动。在装配轴与轴套时，两者间会加入润滑剂以减少其转动时产生的摩擦力。 类型 按弹性分 传动轴按其重要部件--万向节的不同，可有不同的分类。如果按万向节在扭转的方向是否有明显的弹性可分为刚性万向节传动轴和挠性万向节传动轴。 1. 刚性万向节 ：靠零件的铰链式联接传递动力的。 2.挠行万向节： 靠弹性零件传递动力，并具有缓冲减振作用。 按角速率分 刚性万向节又可分为不等速万向节（如十字轴式万向节）、准等速万向节（如双联式万向节、三销轴式万向节）和等速万向节（如球笼式万向节、球叉式万向节）。等速与不等速，是指从动轴在随着主动轴转动时，两者的转动角速率是否相等而言的，当然，主动轴和从动轴的平均转速是相等的。 1. 等速万向节： 主、从动轴的角速度在两轴之间的夹角变动时仍然相等的万向节，称为等速万向节或等角速万向节。它们主要用于转向驱动桥、断开式驱动桥等的车轮传动装置中，主要用于轿车中的动力传递。 2 . 不等速万向节： 主、从动轴的角速度在两轴之间的夹角变动时不相等的万向节，称为不等速万向节，也叫做十字轴式万向节。十字轴式刚性万向节传动轴在汽车传动系中用得最广泛，历史也最悠久。当轿车为后轮驱动时，常采用十字轴式万向节传动轴，对部分高档轿车，也有采用等速球头的；当轿车为前轮驱动时，则常采用等速万向节——等速万向节也是一种传动轴，只是称谓不同而已。平时所说的传动轴一般指的就是十字轴式刚性万向节传动轴。十字轴式刚性万向节主要用于传递角度的变化，一般由突缘叉、十字轴带滚针轴承总成、万向节叉或滑动叉、中间连线叉或花键轴叉、滚针轴承的轴向固定件等组成。突缘叉是一个带法兰的叉形零件，一般采用中碳钢或中碳合金钢的锻造件，也有采用球墨铸铁的砂型铸造件和中碳钢或中碳优质合金钢的精密铸造件。突缘叉一般带一个平法兰，也有带一个端面梯形齿法兰的。十字轴带滚针轴承总成一般包括四个滚针轴承、一个十字轴、一个滑脂嘴。滚针轴承一般由若干个滚针、一个轴承碗、一个多刃口橡胶油封（部分带骨架）组成。在某些滚针轴承中，还有一个带油槽的圆形垫片，有尼龙的，也有采用铜片或其他材料的，主要用于减小万向节轴向间隙，提高传动轴动平衡品质。万向节叉是一个叉形零件，一般采用中碳钢或中碳合金钢的锻造件，也有采用中碳钢的精密铸造件。滚针轴承的轴向固定件一般是孔（或轴）用弹性挡圈（内外卡式），或轴承压板、锁片、螺栓等。 动力性 我们在进行汽车交易的过程中，必须要进行路试，然而，在路试的过程中必须要考虑到车辆的动力性，那么，什么是汽车的动力性呢？ 汽车的动力性就是指汽车在良好的路面上进行直线行驶的过程，可以由纵向的外力来进行决定相应的行驶性能，是能够达到平均行驶速度的要求。我们从这个定义当中就可以看出，对于道路来说，必须要是良好的路面，水平或是坡路都可以，运动方式可以采取直线行驶的过程，对于外力因素来说，可以由纵向的外力来决定运动的基础，使其能够达到一定的能力。对于运动能力来说，主要有三个方面的指标，比如汽车的最大车速，加速时间，以及最大爬坡度。在良好的水平路面上进行行驶的车辆，如果能够达到最大的行驶速度，我们就叫最大车速。对于加速时间来说，通常是在原地起步的加速时间，以及超车加速的时间，这个时间表明了汽车的加速能力。“t”表示原地起步的时间，一般都是一档或是二档进行起步，逐渐进行换档位处理，如果行驶到一定的预定距离时，车速所需要的时间。就是原地起步的时间。超车的加速时间也可以用“t”来进行表示，最大的次高档位的一些车，其车速在30或是4左右，全力加速要在一些高速路上所用的时间表示。 使用保养 为了确保传动轴的正常工作，延长其使用寿命，在使用中应注意：1．严禁汽车用高速档起步。2．严禁猛抬离合器踏板。3．严禁汽车超载、超速行驶。4．应经常检查传动轴工作状况。5．应经常检查传动轴吊架紧固情况，支承橡胶是否损坏，传动轴各连线部位是否松旷，传动轴是否变形。6．为了保证传动轴的动平衡，应经常注意平衡焊片是否脱焊。新传动轴组件是配套提供的，在新传动轴装车时应注意伸缩套的装配标记，应保证凸缘叉在一个平面内。在维修拆卸传动轴时，应在伸缩套与凸缘轴上列印装配标记，以备重新装配时保持原装配关系不变。7．应经常为万向节十字轴承加注润滑脂，夏季应注入3号锂基润滑脂，冬季注入2号锂基润滑脂。 传动轴 故障维修 磨损问题 传动轴机件的损坏、磨损、变形以及失去动平衡，都会造成汽车在行驶中产生异响和振动，严重时会导致相关部件的损坏。汽车行驶中，在起步或急加速时发出“格登”的声响，而且明显表现出机件松旷的感觉，如果不是驱动桥传动齿轮松旷则显然是传动轴机件松旷。松旷的部位不外乎是万向节十字轴承或钢碗与凸缘叉，伸缩套的花键轴与花键套。一般来讲，十字轴轴径与轴承旷量不应超过0.13mm,伸缩花键轴与花键套啮合间隙不应大于0.3mm。超过使用极限应当修复或更换。 汽车行驶中若底盘发生“嗡嗡”声，而且运行速度越高，声音越大。这一般是由于万向节十字轴与轴承磨损松旷、传动轴中间轴承磨损、中间橡胶支承损坏或吊架松动，或是由于吊架固定的位置不对所致。 1） 传统方法国内针对传动轴磨损一般采用的是补焊、镶轴套、打麻点等方法，但当轴的材质为45号钢（调质处理）时，如果仅采用堆焊处理，则会产生焊接内应力，在重载荷或高速运转的情况下，可能在轴肩处出现裂纹乃至断裂的现象，如果采用去应力退火，则难于操作，且加工周期长，检修费用高；当轴的材质为HT200时，采用铸铁焊也不理想。一些维修技术较高的企业会采用电刷镀、雷射焊、微弧焊甚至冷焊等，这些维修技术往往需要较高的要求及高昂的费用。 2） 最新维修方法对于以上修复技术，在欧美日韩企业已不太常见，已开发国家一般采用的是高分子复合材料技术和纳米技术，高分子技术可以现场操作有效提升了维修效率，且降低了维修费用和维修强度，其中套用最为广泛的是美嘉华技术体系。相比传统技术，高分子复合材料既具有金属所要求的强度和硬度，又具有金属所不具备的退让性（变数关系），通过“模具修复”、“部件对应关系”、“机械加工”等工艺，可以最大限度确保修复部位和配合部件的尺寸配合；同时，利用复合材料本身所具有的抗压、抗弯曲、延展率等综合优势，可以有效地吸收外力的冲击，极大化解和抵消轴承对轴的径向冲击力，并避免了间隙出现的可能性，也就避免了设备因间隙增大而造成的二次磨损。 平衡问题 症状诊断： 6×4汽车在重负荷时，特别在行驶颠簸中偶尔发出敲击声，应注意检查中后桥平衡轴是否变位而与传动轴发生干涉。汽车运行中若随着车速的增高而噪声增大，并且伴随有抖动，这一般是由于传动轴失去平衡所致。这种振动在驾驶室内感觉最为明显。传动轴动平衡的不平衡量应小于100 g. cm.传动轴动平衡失效严重会导致相关部件的损坏。最常见的是离合器壳裂纹和中间橡胶支承的疲劳损坏。 解决方法： 将车前轮用垫木塞紧，用千斤顶起车一侧的中、后驱动桥；将发动机发动，挂上高速档，观查传动轴摆振情况。观查中注意转速下降时，若摆振明显增大，说明传动轴弯曲或凸缘歪斜。 传动轴弯曲都是轴管弯曲，大部分是由于汽车超载造成的。运煤车辆由于超载、超挂，传动轴弯曲、断裂的故障发生较多。如有的车再加上挂车拉运60多吨煤炭，传动轴由于超载、超挂损坏严重。尽管加固了传动轴中间支承，又加强了凸缘叉的强度，但仍出现断裂损坏的故障。 更换传动轴部件，校直后，应进行平衡检查，不平衡量应合乎标准要求。万向节叉及传动轴吊架的技术状况也应做详细的检查，如因安装不合要求，十字轴及滚柱损坏引起松旷、振动，也会使传动轴失去平衡。

       发动机输出的动力，是要经过一系列的动力传递装置才到达驱动轮的。发动机到驱动轮之间的动力传递机构，称为汽车的传动系，主要由离合器、变速器、传动轴、主减速器、差速器以及半轴等部分组成。

       发动机输出的动力，先经过离合器，由变速器变扭和变速后，经传动轴把动力传递到主减速器上，最后通过差速器和半轴把动力传递到驱动轮上。

       汽车传动系的布置形式与发动机的位置及驱动形式有关，一般可分为前置前驱、前置后驱、后置后驱、中置后驱四种形式。

       汽车传动轴原理如下：

       1、对于前置后驱的布置形式，传动路线很长，如果用一根刚性轴连接，不可避免地会产生挠性变形。

       2、另外，变速箱输出到后桥差速器两点如果直线传动的话，与其他部位会产生干涉。

       3、所以会分两段，之间加装一个万向节，因为万向节可以满足传动要求，在小角度内传动效率较高。

       好了，今天关于“汽车传动轴设计图”的话题就讲到这里了。希望大家能够通过我的介绍对“汽车传动轴设计图”有更全面、深入的认识，并且能够在今后的实践中更好地运用所学知识。