驱动轴校核计算

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十字轴式万向节传动轴总成校核规范

十字轴式万向节传动轴总成校核规范十字轴式万向节传动轴总成校核规范1 范围本标准规定了十字轴式万向节传动轴总成校核规范。

本标准适用于发动机、变速器纵置后轮及四轮驱动传动轴的校核计算。

2 规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的.凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件。

凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件。

QC/T 523 汽车传动轴总成台架试验方法QC/T 29082 汽车传动轴总成技术条件3术语和定义3.1 传动轴总成：由一根或多根实心轴或空心轴管将二个或多个十字轴式万向节连接起来，用来将变速器的输出扭矩和旋转运动传递给驱动桥的装置。

3.2 传动轴临界转速：传动轴失去稳定性的最低转速。

传动轴在该转速下工作易发生共振，造成轴的严重弯曲变形，甚至折断。

3.3 当量夹角：多万向节传动轴的各个万向节输入、输出轴夹角等效转换成单万向节的夹角。

4 校核目的4.1 传动轴总成满足强度要求，能可靠地传递动力；4.2 传动轴总成满足整车耐久要求，使用寿命长。

5 校核要求5.1 校核计算涉及的整车输入参数及需校核参数（见表1）5.2 传动轴最高工作转速m ax n ≤0.7k n 5.3 轴管的扭转切应力cτ≤[cτ]，[cτ]为轴管许用扭转应力，通常取125Mpa5.4 传动轴花键轴扭转应力满足：h τ≤[τ0]，其中[τ0] 为花键轴扭转应力，通常为300~350 Mpa 5.5 花键齿侧挤压应力满足：y σ≤[y σ]，许用挤压应力[y σ]＝25～50Mpa 5.6 十字轴轴颈根部的弯曲应力w σ≤][w σ，弯曲应力的许用值][w σ为250~350Mpa 5.7 十字轴轴颈根部的剪切应力τ≤][τ，剪切应力许用值][τ为80~120Mpa 5.8 十字轴滚针轴承的接触应力j σ≤][j σ，接触应力许用值][j σ为3000~3200Mpa 5.9 万向节叉弯曲应力wc σ≤，][wc σ弯曲应力许用值][wc σ为50-80Mpa 5.10 万向节叉扭转应力b τ≤][b τ，扭转应力许用值][b τ为80-160Mpa5.11 传动轴总成的当量夹角θe ＜3° 6 校核计算方法6.1 传动轴计算载荷、最高车速确定6.1.1、万向传动轴的计算载荷s T (N.m)的确定对万向节传动轴进行静强度计算时，计算载荷s T 取1se T 和1ss T 的最小值；即s T =min ［1se T ，1ss T ］ a ）按发动机最大转矩和一挡传动比确定qf e se n i ki T T η1max 1=qn 为使用分动器低档时的驱动轴数目k 为液力变矩器变矩系数，k=［（k0-1）/2］+1，k0为最大变矩系数 b ）按驱动轮最大附着力来确定mm ss i i RGm T ηϕ0'21='2m 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.2～1.4；ϕ为轮胎与路面间的附着系数，对于越野车，ϕ可取0.8；mi 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比； mη为主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率；6.1.2 传动轴实际最高转速的确定传动轴实际最高转速m ax n （r/min ），按下面方法确定： a ）按发动机输入最高转速计算 1max1f g i i Ne Nse =b ）按整车最高车速计算 Ri V Nse π120max 100020⨯=1f i 为分动器高速档速比，一般为直接档，数值取1对于传动轴实际最高转速m axn 取1Nse 和2Nse 的最小值，即m axn =min ［1se N ，2se N ］6.2 临界转速的计算：在选择传动轴长度和断面尺寸时，应考虑使传动轴有足够高的临界转速。

驱动轴校核计算

滚动轴承汽车用等速万向节及其总成1范围本标准规定了M1类机动车用等速万向节及其总成的定义、代号、类型、结构、尺寸、技术条件。

本标准适用于M1类机动车用等速万向节及其总成，供制造厂生产检验和用户验收。

2规范性引用文件下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。

凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。

凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。

GB/T 308－2002 滚动轴承钢球GB/T 699－1999 优质碳素结构钢GB/T 2828.1－2003 计数抽样检验程序第1部分：按接收质量限（AQL）检索的逐批检验抽样计划（ISO 2859-1:1999，IDT）GB/T 2829－2002 周期检验计数抽样程序及表（适用于过程稳定性的检验）GB/T 3077－1999 合金结构钢GB/T 8597－2003 滚动轴承防锈包装GB/T 15089－2001 机动车辆及挂车分类GB/T 18254－2002 高碳铬轴承钢3定义下列定义适用于本标准。

3.1等速万向节constant velocity universal joints输出轴和输入轴的瞬时角速度在所有工作角度都相等，能够传递扭矩和旋转运动的万向节。

3.2等速万向节总成constant velocity universal joints assemblies装在差速器或末端减速齿轮与车轮之间，由两套或一套等速万向节、中间轴及其他零件组成的传递扭矩和旋转运动的机械部件。

3.3中心固定型等速万向节centre fixed constant velocity universal joints只能改变工作角度的等速万向节。

3.4伸缩型等速万向节retractable constant velocity universal joints能改变工作角度，并能进行伸缩滑移运动的等速万向节。

轮系设计和校核计算(参考)

DA471发动机前端附件驱动系统设计与计算摘要:发动机前端附件传动系统设计的优劣，将直接影响发动机附件的性能及其工作可靠性，进而影响到整机的技术指标。

因此,其设计和开发也越来越引起人们的重视。

附件传动系统是利用带与带轮之间的摩擦力，将发动机的动力传递给附件并使其在合适的转速下运转。

本文结合XXX发动机前端轮系的开发，着重介绍了多楔带的结构及特点。

对发动机多楔带轮系的设计问题进行了探讨，提出了在设计过程中应重点考虑的问题。

关键词: 多楔带、发动机、速比、张紧力、发电机1、多楔带轮系的结构特点传统汽车发动机前端附件传动系多采用V型带传动，但由于其弯曲性能较差，传动的附件较少，已无法满足现代汽车在较小空间内传动多个附件的要求。

两者的主要区别在于多楔带由多个微型三角带组成，传动方式主要包括V 型带传动和多楔带传动。

与V型带相比，多楔带具有以下优点：●传动扭矩大，寿命长；●可以背面传动；●张紧拉力不容易丧失，调整次数少；●传动效率高；●一根带传动轮的数量多，减小了发动机的轴向长度；●可以采用自动张紧机构，无需调整；●带轮直径可尽可能减小。

●2、多楔带的结构多楔带的结构如图1所示。

图1 多楔带的结构它是由楔胶、芯线和顶布三部分构成。

多楔带沿回转方向的楔峰保证了带与带轮良好的接触和摩擦性能, 并使其在整个带宽上受力分布均匀。

楔胶部分的材料一般为氯丁橡胶, 并带有横的沿回转方向的纤维, 使其接触面具有良好的耐磨性、耐油性以及低噪声特性。

芯线为高强度、小延伸率的聚脂绳。

皮带在外力伸长的多少主要与芯线有关，它在整个宽度上以专门的包入技术连续缠绕, 并与楔胶部分牢固结合。

顶布材料也是耐磨的带有增强纤维的氯丁橡胶。

它不仅是芯线的坚固保护层, 而且能够使用背部作为平型带传动。

多楔带分为五种标准断面, PH、PJ、PK、PL、PM 通常根据所要传递的功率大小和速度大小选择多楔带的断面型式。

PK 型带为汽车发动机附件传动通用带型。

半轴计算

一.扭矩校核1.按发动机额定扭矩计算发动机额定扭矩 Meh298变速箱传动比 i1 5.491变拒器传动比 i2 2.63主减速比 i0 2.333驱动桥半轴数 n2M半＝Meh*i1*i2*i0/n5020.0518112.按地面附着极限，车轮开始打滑计算驱动桥桥荷 G73500动力半径 r k0.6轮边传动比 i f 6.923附着系数 φ0.75效率 η0.97M半＝G* r k* φ/(2* if*η)2462.656229M半 (取以上最小值)2462.656229最小直径 d0.035扭转应力ξ=M半/（π*d3/16） 2.93E+08屈服强度[σs]9.30E+08满足要求二.刚度校核抗剪强度模量 G80θmax=M半max/(G*π*d^4/32)*(180/π)24.40443587花键齿面挤压强度计算(方法一)花键分配不均系数 k0.75齿数 z29键长 L0.043分度圆直径 d0.03625模数 m 1.25F iy＝0.5*m*z*L0.779375δiy=2*M半/（d*F iy） 1.74E+05<[δiy]花键分配不均系数 k0.75齿数 z26键长 L0.055分度圆直径 d0.0325模数 m 1.25F iy＝0.5*m*z*L0.89375δiy=2*M半/（d*F iy） 1.70E+05<[δiy]花键齿面挤压强度计算(方法二)花键分配不均系数 k0.75齿数 z29键长 L0.043分度圆直径 d0.03625花键内径 da0.03438花键外径 Da0.0375模数 m 1.25δiy=2*M半/（d*(Da-da)/2*z*L*k） 2.33E+07<[δiy]花键分配不均系数 k0.75齿数 z26键长 L0.055分度圆直径 d0.0325花键内径 da0.03063花键外径 Da0.03375模数 m 1.25δiy=2*M半/（d*(Da-da)/2*z*L*k） 2.26E+07<[δiy]=30Mpa。

驱动轴运动校核规范

驱动轴总成运动校核规范
驱动轴总成运动校核规范
1 范围
本规范规定了驱动轴总成在跟随车轮运动的各种状态下校核的方法、要求及注意事项。

本规范适用于开发的M1类前置前驱车型驱动轴总成的运动校核。

2 规范性引用文件
JB/T 10189—2000汽车用等速万向节及其总成
3 术语
本规范采用以下术语和定义：
3.1 等速万向节:输出轴和输入轴以等于1的瞬时角速度比传递运动的万向节。

3.2 外端万向节：靠近车轮侧，只能改变工作角度的等速万向节。

3.3 内端万向节：靠近变速器侧，能改变工作角度和进行伸缩滑移运动的等速万向节。

3.4 万向节壳体：等速万向节外支承零件（如钟形壳、筒形壳）。

3.5 中间轴杆：连接内、外端万向节的实心（或空心轴），用来传递运动和扭矩。

3.6 防尘罩：与向节壳体和中间轴杆相组配，用于防止杂物进入等速万向节腔
内，并储存润滑脂的密封零件。

3.7 驱动轴总成：装在变速器与车轮之间，由内、外端万向节、中间轴杆、防尘罩及其它零件组成的传递运动和扭矩的机械部件（图1示）。

图1
3.8 左驱动轴总成：从车辆行驶方向看，位于车辆左侧的驱动轴总成。

3.9 右驱动轴总成：从车辆行驶方向看，位于车辆右侧的驱动轴总成。

3.10 内点：内端万向节与中间轴杆相连的铰接中心点。

3.11 外点：外端万向节与中间轴杆相连的铰接中心点。

3.12 万向节转角：驱动轴万向节球笼外壳轴线与中间轴杆轴线相交所构成的锐角（图2示）。

图2 防尘罩
减振胶套
中间轴杆。

驱动桥转矩校核

驱动桥转矩校核
一、按驱动打滑转矩确定从动齿轮计算转矩
公式：T cs=G×m×ζ×R/η
字母含义：
T cs——计算转矩（N.m）
G ——满载状态下驱动桥静载荷（N），1.6T=16000N
M ——汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取1.2
ζ——轮胎与路面的附着系数，取0.85
R ——轴轮滚动半径（m），365mm
η——主减速器主动齿轮到车轮的传动效率，η=0.9
T cs=16000×1.2×0.85×0.356/0.9≈6455(N.m)
二、按发动机最大转矩和变速箱最低档传动比确定从动轮的计算转矩
公式：T ce=T e×i bs×i zj×η 1
字母含义：
T ce——计算转矩（N.m）。

T e ——发动机最大转矩（N.m）, 285 N.m
I bs ——变速箱最大传动比, 5.441
i zj ——主减速比, 4.1
η 1 ——发动机到万向传动轴之间的传动效率，取0.85。

T ce=285×5.441×4.1×0.85≈5375(N.m)。

三、后桥储备系数ξ
ξ=(T CS-T CE)/ T C=(6455-5375)/5375×100%=20.09%。

减速器设计计算及说明

减速器设计计算及说明减速器设计计算及说明⒈引言⑴背景减速器是一种机械传动装置，用于减小输出轴的转速并增加输出扭矩。

本文档旨在提供减速器设计的计算和说明，以确保设计的可靠性和性能。

⑵目的本文档的目的是为减速器设计人员提供一个全面的参考，以确保他们能够按照标准和规范进行减速器设计。

减速器设计计算的结果可以用于制造减速器零件、组装和测试。

⒉设计参数⑴输入参数- 驱动轴转速- 驱动轴扭矩- 驱动轴功率⑵输出参数- 输出轴转速- 输出轴扭矩- 输出轴功率⒊选择减速器类型根据应用需求和设计参数，选择合适的减速器类型，包括齿轮减速器、带传动减速器、涡轮减速器等。

⒋齿轮减速器设计计算⑴齿轮类型选择根据设计要求，选择合适的齿轮类型，包括圆柱齿轮、蜗杆齿轮等。

根据输入参数和输出参数，计算齿轮的齿数、模数、齿宽等。

⑵齿轮传动计算根据齿轮几何参数和运动参数，进行齿轮传动计算，包括速比、传动效率、载荷分析等。

⒌轴的设计计算⑴驱动轴设计根据输入参数和齿轮参数，计算驱动轴的强度和刚度。

确定轴的直径、材料等。

⑵输出轴设计根据输出参数和齿轮参数，计算输出轴的强度和刚度。

确定轴的直径、材料等。

⒍安装和布局根据设备的布局和安装要求，确定减速器的位置和安装方式。

⒎校核和验证⑴校核计算对设计的减速器进行校核计算，验证设计的合理性和可行性。

⑵试验验证制造和组装减速器样品，并进行试验验证，验证设计的性能和可靠性。

⒏结论本文档提供了减速器设计的详细计算和说明，以确保设计的可靠性和性能。

附件：- 齿轮减速器的CAD图纸- 齿轮减速器的性能报告法律名词及注释：- 依据《机械设计规范》进行减速器设计。

- 依法律法规，减速器设计需符合相关安全标准，确保使用安全。

驱动轴载荷计算说明

表格式计算器参数说明该程序是用于本公司小型天线对应的俯仰方位型天线座的结构设计，通过天线座的俯仰和方位轴的载荷进行计算，对驱动电机额定功率校核提供依据，仅作为动中通驱动电机校核条件之一。

这里设计的表格式计算程序，使其计算简单易行。

1.程序预设条件：1.1.反射体结构为实体抛物面。

如果天线反射体口径面为椭圆，椭圆的长短轴之比小于1.5，可近似为实圆面，半径以长轴尺寸计。

1.2.风荷计算中：反射体不发生弹性形变、匀质、对称。

反射体面上的风荷简化为作用于曲面上对称顶点的集中力和一个力矩。

1.3.天线驱动系统中摩擦力矩通常比较小且计算复杂，一般根据工程经验在天线驱动系统的效率中考虑，本程序不予计算。

1.4.本程序的驱动载荷包括风载荷、惯性载荷、俯仰转动部分重心不在转轴上重力引起的力矩。

1.5.本程序采用国际单位制。

2.输入变量（设计参数）：（黄色表格红字）天线面口面直径 D 单位：m （米）平均风速V单位 /m s （米/秒）天线面顶点到俯仰轴距离L 单位 m （米）天线面顶点到方位轴距离l 单位m （米）天线俯仰角速度ω 单位 s ︒（⋅角度秒）天线俯仰角加速度ε单位 2s ︒（2⋅角度秒）天线方位角速度Ω单位 s ︒（⋅角度秒）天线方位角加速度E单位2s ︒（2⋅角度秒）天线俯仰系统质心到俯仰轴距离R 单位 m （米）天线俯仰系统质量fy m单位 kg （千克）天线俯仰系统对俯仰轴心线的转动惯量z I 单位2kg m ⋅（2⋅千克米）天线方位系统对俯仰轴心线的转动惯量y I 单位2kg m ⋅（2⋅千克米）注意：表格中未输入变量值默认为零，转动惯量'z I 、'y I 可通过CAD 软件得到。

2.1.物理常量：（绿色表格）根据实际情况，风载荷系数、空气密度等可以按最新的实验数据或者技术要求进行修改。

2.3.中间变量：（蓝色表格）表格中蓝色区域为计算辅助参数，不需要修改。

2.4.输出结果：（橙色表格）最大风载荷max wind M -单位N m ⋅（⋅牛顿米）俯仰轴驱动扭矩fy T 单位 N m ⋅（⋅牛顿米）方位轴驱动力矩fw T 单位N m ⋅（⋅牛顿米）附录1：实体反射面天线座驱动轴的载荷计算1 风载荷 1.1 风速的确定根据产品风级要求，从《风力等级表》中选择相应的风速输入表格。

带式输送机输送能力校核与改进

带式输送机输送能力校核与改进发布时间：2023-02-17T02:09:01.369Z 来源：《工程建设标准化》2022年第19期作者：罗南金[导读] 本文阐述了三钢炼铁厂原燃料运输系统在现有条件下，通过对带式输送机设备进行改造，使原燃料供料运输系统的输送能力提高，满足三钢炼铁厂高炉对各种原燃料连续大流量的供料要求罗南金福建三钢闽光股份有限公司炼铁厂福建三明365000摘要：本文阐述了三钢炼铁厂原燃料运输系统在现有条件下，通过对带式输送机设备进行改造，使原燃料供料运输系统的输送能力提高，满足三钢炼铁厂高炉对各种原燃料连续大流量的供料要求。

关键字：带式输送机输送能力校核1概述炼铁高炉冶炼的原燃料（烧结矿、球团矿、生矿、焦炭等）主要通过带式输送机输送至高炉，高炉冶炼工艺特点之一是原燃料的长期、连续大流量运输，物料输送任何一个环节出现问题都会导致高炉冶炼过程产生波动甚至中断。

三钢炼铁厂高炉原使用外购球团矿，外购球团矿经落地料场后转运至每座高炉。

随着公司自产球团矿的投入使用，根据公司生产能源管理控制中心生产物料平衡计划，炼铁高炉需提高自产球团矿物料的使用比例，要求炼铁厂带式输送机的输送量需要≥800t/h，且球团矿物料需通过原有带式输送机转运至高炉。

而现有4#高炉、5#高炉的原燃料供料系统有9条带式输送机的设计输送量为400t/h，已不能满足炼铁高炉冶炼对各种原燃料的供料运输要求，必须对4#高炉原燃料供料系统的3条带式输送机（J103、J104、J105）和5#高炉原燃料供料系统的6条带式输送机（J501、J502、J503、J504、K504、K505）设备进行改造，使原燃料供料系统的运输能力提高，满足三钢炼铁厂高炉对各种原燃料连续、大流量的供料要求。

2原带式输送机状况4#、5#高炉原燃料带式输送机系统以多机组成的运输系统来输送物料，输送带均为DTⅡ型固定式带式输送机，传动系统分别采用电动滚筒及电机配减速机两种传动模式。

浅谈驱动轴设计与分析

车辆工程技术29车辆技术浅谈驱动轴设计与分析王　强1,2（1.长城汽车股份有限公司;2.河北省汽车工程技术研究中心,河北保定071000）摘　要：驱动轴是汽车动力传动系中的关键零部件，是一种传递传动、扭矩的轴总成，负责将变速箱的扭力传递到前轮毂总成。

本文主要介绍驱动轴基本参数确定、性能参数确定、结构设计、设计验证等方面的知识。

关键词：驱动轴；设计；参数0　概述驱动轴总成由等速内球笼、等速外球笼和中间轴组成，内万向节可弯曲，并可沿轴向向内和向外移动，外万向节也可弯曲，但不能向内或向外轴向移动。

驱动轴结构设计相对比较复杂，是根据车型和整车的布置进行的方案及结构类型选择。

1　基本参数确定驱动轴基本设计参数包含万向节结构和规格，与差速器和轮毂的接口尺寸、万向节中心距、移距-摆角参数，强度、刚度和耐久行校核，NVH性能等。

（1）驱动轴的布置。

由于悬挂系统的上下运动结构，使万向节的角度发生变化，同时从变速箱端到车轮端的驱动轴有效工作长度发生，这就要求驱动轴位于变速箱的万向节具备一定量的轴向伸缩滑移功能，同时具有一定量的摆角，以保证悬挂系统可以正常传递动力。

（2）在驱动轴内外端万向节的主要结构及接口尺寸确定之后，万向节的中心点也就确定了。

2　性能参数确定驱动轴的性能计算主要是万向节的性能计算，这取决于整车的质量参数、发动机的参数、传动系的参数及轮胎的参数等，主要涉及静扭转强度、扭转疲劳强度、耐久性磨损寿命。

（1）以整车类别、发动机参数、变速箱参数、质量参数、轮胎参数作为设计输入。

（2）万向节强度计算，主要对驱动轴最大驱动力矩、最大附着力矩、需要承载的最大力矩、应用力矩等进行核算确定。

（3）耐久性磨损寿命校核，因整车经常处于空载和满载之间的工况行驶，所以选择空载和满载时内球笼轴间夹角均值为研究对象，输入寿命目标值，使用Palmgren/Miner原理进行计算。

（4）轴杆最小横截面直径计算，根据理论公式进行核算得出结果。

汽车用等速驱动轴校核方法研究与应用

汽车用等速驱动轴校核方法研究与应用发布时间：2021-06-03T08:45:11.470Z 来源：《中国科技人才》2021年第9期作者：潘胜波[导读] 目前，汽车传动系统中使用最多的是球笼式等速和三球销式等速万向节组成的等速驱动装置（图1）。

在汽车等速驱动轴设计之初，一般要根据整车相关参数确定驱动轴的尺寸，并初步校核其是否满足整车要求。

浙江博盈机械有限公司摘要：现代经济型轿车大部分都采用前轮驱动的布置型式，等速万向节是其中的关键部件之一，其结构强度与工作性能的好坏直接影响到整车的可靠性。

这里结合某车型“等速驱动轴设计开发”项目，研究探讨驱动轴强度校核方法。

关键词：汽车等速驱动轴静扭强度目前，汽车传动系统中使用最多的是球笼式等速和三球销式等速万向节组成的等速驱动装置（图1）。

在汽车等速驱动轴设计之初，一般要根据整车相关参数确定驱动轴的尺寸，并初步校核其是否满足整车要求。

图1 等速驱动轴总成1汽车等速驱动轴概述等速驱动轴是汽车上的传动装置，这种装置有很多形式，人们一般按照驱动轮的数量进行划分，主要包括两轮驱动和四轮驱动两大类。

汽车驱动方式对整车的性能、外形、及内部设计等方面均有重要的影响。

市场上大部分汽车采用两轮驱动形式，发动机放在车体前方，驱动轮是前轮是前置前驱（FF），驱动轮是后轮是前置后驱（FR）。

在汽车发展的初期，受限于技术等方面的原因，采用前轮负责转向，后轮负责驱动，前置后驱成为主要驱动模式，这种形式提高了汽车的操控性，简化了汽车的内部结构，同时汽车的加速和爬坡能力更好。

然而由于传动轴的增加，占去一定的车身空间，给用户带来了乘车舒适性等问题。

前置前驱汽车让前轮同时负责转向和驱动，它的优点是造价低、效率高，节省更多空间，以及散热条件好。

但是这种方式也带来了一些问题，例如轴向尺寸受限，偏角要求较大等。

到了二十世纪初，由于等速万向节的出现，解决了这些问题，因此越来越多的汽车采用前置前驱模式，等速万向节所组成的驱动轴在后置后驱和四轮驱动（4WD）的汽车上也得到广泛应用。

纯电动汽车驱动轴设计计算与校核报告

即， = 1.2 × 108
2 +2
2
= 1.2 × 108 ×
27.52
385.52
= 22205.7/
安全系数计算公式： = /
其中， = /0
2023/11/10
K—表示安全系数；
9
—表示驱动轴最高转速；
—表示驱动电机峰值转速， = 16000/；
1 —为驱动轴的计算载荷， 1 = 1656.6 · = 1656600 · ；
、 —为轴管大径、内径， = 27.5， = 0；
2023/11/10
10
即， =
16 1
（4 −4 ）
=
16∗27.5∗1656600
3.14∗（27.54 −04 ）
纯电动汽车驱动轴设计计算与校核报告
2023/11/10
1
目录：
一、设计背景……………………………………………………………………………………………………………………………….........................3
二、驱动轴设计的基本要求………………………………………………………………………………………………………………………………4
28 + 26 28 − 26
ℎ + ℎ ℎ − ℎ
(
)(
)ℎ 0 ( 4 )( 2 ) ∗ 21 ∗ 29
4
2
固定节、移动节材料为55#，其许用挤压应力在214~356Mpa；经以上计算后驱动轴花键挤压应力满足设计要求。
结论：通过以上校核驱动轴安全系数、轴管扭转应力、驱动轴花键齿侧挤压应力均满足设计要求。
4.2 等速万向节选型
驱动轴的计算载荷为1656.6N·m，静扭强度的安全系数一般取2.5~3.0，这里取3.0；即计算出驱动轴静扭强度≥4969.8N·m。

无人值守餐厅自动传菜系统设计毕业设计论文

无人值守餐厅自动传菜系统设计作者姓名李大鹏专业机械设计制造及其自动化指导教师姓名陈照强专业技术职务讲师目录摘要 (1)第一章绪论 (3)1.1机器人的发展现状 (3)1.2无人值守餐厅前景 (5)1.3课题的研究目的及意义 (5)1.4设计内容、现有条件 (6)第二章总体方案 (7)2.1 传菜智能餐车总体机构 (7)2.2 传菜智能餐车总体尺寸选择 (8)第三章主要部件的选择及结构设计 (9)3.1电动机的选择 (9)3.2同步带的选择 (9)3.3 轴承的选择 (10)3.4 驱动轴的结构设计 (11)3.5 驱动轴支撑架的设计 (13)3.6智能餐车X轴运动设计 (14)3.7 智能餐车Z轴运动设计 (15)3.8 智能餐车Y轴运动设计 (16)第四章主要部件的校核及计算 (18)4.1驱动轴的校核计算 (18)4.2齿轮的校核计算 (19)参考文献 (23)致 (24)摘要毕业设计课题研究的对象是无人值守餐厅自动传菜系统。

无人值守餐厅的运营模式是顾客通过自动门进入餐厅，在前台预交一定费用领取智能餐卡，然后通过自动点菜机点菜，点菜完成后系统会提示顾客的餐桌号和等待时间。

稍后送菜机器人会携带餐点停至该顾客餐桌前，将餐盘推至餐桌上，之后机器人返回，继续工作。

本设计课题的重点就是对送菜机器人的设计及自动传菜系统的设计。

自动传菜系统的设计需要考虑机构在X,Y,Z轴方向上的运动，运用所学的知识，构思结构，进行创新，让其实现上述功能。

主要运用减速器，凸轮来实现。

结构设计需要用软件CAD进行绘图，画出结构的装配图，重要结构的零件图。

还有餐厅的总体布局图。

将所设计的机构放在预定的轨道上，机器人能平稳的将菜放在预定餐桌上，然后自动将菜放下，返回起始点，就验证了设计的正确性。

传菜系统的结构设计，需要考虑结构的实用性，安全性，平稳性，节能性。

关键词：无人值守餐厅机器人减速器凸轮AbstractGraduation project design study focuses on unmanned automatic transfer foodrestaurant system.Unattended mode of operation of the restaurant is that customers walk through the automatic doors into the restaurant to receive a fee prepaid card at the front desk ,and then go to the automatic card order machine to take his order.After the completion of the order ,order system will show the customer's table and waiting time later, and send food robots will stop to the customers with meals table and will push the dish to the dinner table, and then returning to the table to continue to work.The focus of the project design is the design of the robot to send food and automatic transmission dish system.Automatictransmissiondishsystem designneed to considerinstitutions in theX, Y, Zaxismovement,apply theknowledge, construct the structure and create new idea toachieve thesefunctions. The main method is to use gear, camto achieve.CAD design software is used to draw the structure of the assembly drawing, part drawings and important structure of the overall layout of the restaurant map.It can be properly verified when the designed structure is placed on the predetermined orbit the robot can be able to put food on the booked table smoothly , put dishes down automatically and then return to the starting point.The design of Pantry system should consider the practicality of the structure, security, stability and energy efficiency.Keywords: unattended restaurant;robot; reducer; CAM第一章绪论1.1机器人的发展现状首先介绍一下机器人产生的背景，机器人技术的发展，应该说是一个科学与技术共同发展的一个综合性的结果，也同时，为社会经济发展产生了一个重大影响的一门科学技术。

机械课程设计轴的校核

机械课程设计轴的校核一、课程目标知识目标：1. 理解轴的基本概念、分类及在机械系统中的作用；2. 掌握轴的受力分析及强度、刚度校核的基本原理；3. 学会运用相关公式和标准进行轴的设计计算。

技能目标：1. 能够分析机械系统中轴的受力情况，并进行简单的强度、刚度校核；2. 能够运用所学知识，完成轴的设计计算，提高解决实际问题的能力；3. 能够熟练运用相关工具和软件进行轴的设计与校核。

情感态度价值观目标：1. 培养学生严谨的科学态度，注重理论与实践相结合；2. 增强学生对机械工程领域的兴趣，激发创新意识；3. 培养学生的团队合作精神，提高沟通与协作能力。

课程性质：本课程为机械设计基础课程，旨在培养学生轴的设计与校核能力。

学生特点：学生在前期课程中已学习过力学、材料力学等基础知识，具备一定的理论素养。

教学要求：结合课本内容，注重实际应用，引导学生运用所学知识解决实际问题，提高学生的动手操作能力和创新能力。

将课程目标分解为具体的学习成果，以便后续的教学设计和评估。

二、教学内容1. 轴的基本概念与分类- 轴的功能和结构特点- 轴的分类及应用场景2. 轴的受力分析- 轴的受载类型及计算方法- 轴的弯扭组合受力分析3. 轴的强度校核- 轴的扭转强度校核- 轴的弯曲强度校核- 轴的疲劳强度校核4. 轴的刚度校核- 轴的扭转刚度校核- 轴的弯曲刚度校核5. 轴的设计计算- 轴的材料选择与尺寸确定- 轴的设计计算步骤与方法- 轴的校核计算实例分析教学安排与进度：1. 第1周：轴的基本概念与分类2. 第2周：轴的受力分析3. 第3周：轴的强度校核4. 第4周：轴的刚度校核5. 第5周：轴的设计计算及实例分析教材章节：1. 《机械设计基础》第3章：轴的设计与校核2. 《材料力学》第6章：扭转与弯曲教学内容与课程目标紧密相连，确保学生掌握轴的设计与校核的基本原理和方法，培养解决实际问题的能力。

同时，注重理论与实践相结合，提高学生的动手操作能力和创新能力。

汽车驱动轴匹配设计分析

车辆工程技术30车辆技术汽车驱动轴匹配设计分析李春强1,陈宋兵2,罗　斌2（1.长安蔚来新能源汽车科技有限公司,南京 211100;2.重庆长安新能源汽车科技有限公司,重庆401120）摘　要：前置前驱轿车所选用的驱动轴通常采用球笼式万向节结构，其与整车的匹配设计是一个较复杂的设计分析过程。

与整车动力的布置及性能参数，悬架的运动学机构及参数密切相关。

现代汽车驱动轴的匹配设计，从舒适性、NVH、能耗等方面都对驱动轴的选型匹配提出了很多性能上的指标要求。

本文就前置前驱轿车驱动轴的匹配设计做一个系统性阐述。

关键词：功能结构；选型设计分析；材料选择；试验验证0　引言驱动轴作为汽车传动系统中的重要零部件，关系到整个传动系统的动力传递，所以驱动轴传递扭矩的可靠性和耐久性设计显得尤为重要，这个也是必须满足的基本技术要求。

随着汽车技术的发展和用户日益增长的需求，对驱动轴的性能设计也提出了很多技术指标，以逐步适应车辆的各种性能要求，提升车辆的品质感。

1　驱动轴的功能结构驱动轴是将不同轴线上转矩传递的传动装置，位于汽车传动系的末端,其功用是将转矩从差速器半轴齿轮传给驱动车轮，使车辆前进或倒退，同时还要吸收车轮转向和悬架跳动引起的角度和位移变化。

汽车常用驱动轴的按布置型式分为一段式和两端式两种，结构及组成如图1。

图1　驱动轴总成基本结构 1—固定节；2—中间轴杆；3—移动节；4—轴承支座；5—深沟球轴承；6—长柄轴。

注：关于固定节和滑移节的名称定义及分类，各专业生产厂家和主机厂的叫法并不统一，可以参考相关国家标准和行业标准。

2　驱动轴选型设计分析2.1　汽车驱动轴的扭矩选型设计相关参数 M emax ——发动机(电机)最大扭矩（Nm） n emax —发动机(电机)最大转速（rpm） σ—电机扭矩波动系数 i 1—变速器一档速比 i m —变速器最高档速比 i 0—主减速器速比 N—驱动轴数量,通常N=2 K—液力变矩器变距系数，K=0.5（K 0-1）+1[1]，K 0为最大变距系数，一般用于自动挡车型。

风力发电机驱动器用轴承选型及计算

Ｏｃｔｏｂｅｒ２Ｏ１７
Ｎｏ．２０ＴｏｔａｌＮｏ．３９０
第２Ｏ期总第３９０期
风力发电机驱动器用轴承选型及计算
王超
（辽宁机电职业技术学院自动控制工程系，辽宁丹东１１８００９）摘要：为了解决风力发电机偏航驱动器轴承型号的问题，根据风电场的载荷、工作环境、布置方式等条件，为驱动器选择了两个圆锥滚子轴承，并对轴承进行了强度和寿命计算，计算结果表明：轴承的安全系数和寿命都满足风力发电机的使用要求。关键词：风力发电机；轴承；选型；计算
土Ｅ
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寿命长等优点。广泛应用与汽车、铁路货车、工程机械等行业［５］，并综合上述分析可知，驱动器轴承适宜采用圆锥滚子轴承，采用润滑脂润滑。考虑到驱动器主轴的实际尺寸，驱动器轴承具体型号为：３２２３２／Ｐ６、３２０３２／Ｐ６。圆锥滚子轴承的布置方式可以是面对面，也可以是背靠背形式。由于偏航驱动器不会承受很大的力矩作用，故选择面对面布置方式］。驱动器轴承布置方式如图２所示。
考虑到驱动器在使用周期内会进行适当的检修、维护，所以应采用可分离式轴承。

驱动轴载荷计算说明

驱动轴载荷计算说明表格式计算器参数说明该程序是⽤于本公司⼩型天线对应的俯仰⽅位型天线座的结构设计，通过天线座的俯仰和⽅位轴的载荷进⾏计算，对驱动电机额定功率校核提供依据，仅作为动中通驱动电机校核条件之⼀。

这⾥设计的表格式计算程序，使其计算简单易⾏。

1.程序预设条件：1.1.反射体结构为实体抛物⾯。

如果天线反射体⼝径⾯为椭圆，椭圆的长短轴之⽐⼩于1.5，可近似为实圆⾯，半径以长轴尺⼨计。

1.2.风荷计算中：反射体不发⽣弹性形变、匀质、对称。

反射体⾯上的风荷简化为作⽤于曲⾯上对称顶点的集中⼒和⼀个⼒矩。

1.3.天线驱动系统中摩擦⼒矩通常⽐较⼩且计算复杂，⼀般根据⼯程经验在天线驱动系统的效率中考虑，本程序不予计算。

1.4.本程序的驱动载荷包括风载荷、惯性载荷、俯仰转动部分重⼼不在转轴上重⼒引起的⼒矩。

1.5.本程序采⽤国际单位制。

2.输⼊变量（设计参数）：（黄⾊表格红字）天线⾯⼝⾯直径 D 单位：m （⽶）平均风速V单位 /m s （⽶/秒）天线⾯顶点到俯仰轴距离L 单位 m （⽶）天线⾯顶点到⽅位轴距离l 单位m （⽶）天线俯仰⾓速度ω单位 s ?（?⾓度秒）天线俯仰⾓加速度ε单位 2s ?（2?⾓度秒）天线⽅位⾓速度Ω单位 s ?（?⾓度秒）天线⽅位⾓加速度E单位2s ?（2?⾓度秒）天线俯仰系统质⼼到俯仰轴距离R 单位 m （⽶）天线俯仰系统质量fy m单位 kg （千克）天线俯仰系统对俯仰轴⼼线的转动惯量z I 单位2kg m ?（2?千克⽶）天线⽅位系统对俯仰轴⼼线的转动惯量y I 单位2kg m ?（2?千克⽶）注意：表格中未输⼊变量值默认为零，转动惯量'z I 、'y I 可通过CAD 软件得到。

2.1.物理常量：（绿⾊表格）根据实际情况，风载荷系数、空⽓密度等可以按最新的实验数据或者技术要求进⾏修改。

2.3.中间变量：（蓝⾊表格）表格中蓝⾊区域为计算辅助参数，不需要修改。