目录
1.概述 (1)
2.引用标准 (1)
3.整车基本参数对比及标杆车试验数据 (1)
4.空载质量参数及质心水平位置计算 (2)
4.1.空载质量参数计算 (2)
4.2.空载前后轴荷计算 (3)
4.3.空载质心位置计算 (6)
5.半载质量参数及质心水平位置计算 (7)
5.1.半载质量参数计算 (7)
5.2.半载前后轴荷计算 (7)
5.3.半载质心位置计算 (9)
6.满载质量参数及质心水平位置计算 (10)
6.1. 满载质量参数计算 (10)
6.2.满载前后轴荷计算 (11)
6.3.满载质心水平位置计算 (13)
7.1号标杆车车型最小转弯直径的校核计算 (14)
8.轴荷及最小转弯直径计算结果汇总 (16)
参考文献 (17)
1.概述
轴荷分配是汽车重要的基本参数，它对汽车的动力性、经济性、制动性、操纵性和稳定性、牵引性、通过性等主要使用性能和轮胎的选用及其使用寿命都有很大的影响。汽车的最小转弯直径是汽车机动性的主要指标之一，数值也将直接影响到汽车的使用性能。因此，在总布置设计时，必须对汽车的轴荷分配情况和汽车的最小转弯直径进行设计计算。
下面进行1号标杆车、2号标杆车二种车型分别在空载、半载、满载状态下的前、后轴荷分配的计算，并对最小转弯直径进行校核计算。
2.引用标准
GB/T 12674－90 汽车质量（重量）参数测定方法
GB/T 12673－90 汽车主要尺寸测量方法
GB/T 3730.3－92 汽车和挂车的术语及其定义、车辆尺寸
GB/T 5910-1998 轿车质量分布
3.整车基本参数对比及标杆车试验数据
表3-1是1号标杆车车型与标杆车测量值的整车基本参数对比。
表3-1 1号标杆车车型及标杆车测量值的基本尺寸对比
由表1可以看出，1号标杆车车型与标杆车测量值相比整车基本参数有一些变化，但变化不大。根据既定的整车设计方案，与标杆车相比，1号标杆车整车质量
参数的变化主要集中在动力总成换装和车身外造型变化引起的质量变化。因此，1号标杆车整车质量参数可通过在标杆车质量基础上，考虑设计变化引起的质量变化，通过计算得出。
表3-2所示为通过试验得到的标杆车质量参数，表3-3所示为通过试验得到的标杆车质心位置。下面的计算中将根据这些数据对1号标杆车车型的质量参数进行估算。
表3-2 标杆车质量参数试验数据
表3-3 标杆车质心位置试验数据
4.空载质量参数及质心水平位置计算 4.1.空载质量参数计算
4.1.1.1号标杆车车型（装GW4G15发动机）空载质量参数
1号标杆车车型除动力总成外，底盘布置与标杆车基本一致，变化主要表现在动力总成换装引起的质量变化，原车动力总成质量为137kg ，选型发动机GW4G15动力总成的质量为145kg ，这部分的质量增量为E m =145－137＝8（kg ）。
从外形尺寸看，1号标杆车整车加长了58.6mm ，前悬加长43.1mm ，后悬加长15.5mm ，轴距与标杆车相同，车身内板结构基本不变，只是车身外造型发生变化，结构局部优化。经过分析，附件、白车身、内外饰和底盘更改部分的重量增加取为B m ?＝10kg ，均匀分布于车身全长上。
综合上述因素，1号标杆车车型的整车整备质量为：
0m ＝y m 0+E m ?+B m ?＝1063+8+10
＝1081（kg ） 其中：
y
m 0——标杆车的整备质量。
4.1.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）空载质量参数
2号标杆车车型除动力总成不同外，其他与1号标杆车车型完全一致。选型发动机GW4G13动力总成的质量为142kg ，质量增量为E m ?=142－137＝5（kg ），2号标杆车车型的整车整备质量为：
0m ＝y m 0+E m ?+B m ?＝1063+5+10
＝1078（kg ）
4.2.空载前后轴荷计算
4.2.1.1号标杆车车型（装GW4G15发动机）空载前后轴荷
整车质量的变化，引起1号标杆车车型前后轴荷的变化。此外在1号标杆车整车总布置中，动力总成位置相对于标杆车动力总成位置不变（按发动机曲轴中心线进行比较）。
根据以上分析，为计算1号标杆车车型空载前后载荷，可以画出1号标杆车车型空载状态下的受力图如图1所示。
由于y G 0为标杆车空载所受重力，其中已包含原动力总成重量，为综合考虑动力总成质量增加、动力总成位置移动两方面因素引起的轴荷变化，在图1中，先在标杆车动力总成位置上施加一个方向向上、大小为标杆车重量相反的力（相当于减去标杆车动力总成重量），再在新位置施加新动力总成重力，1号标杆车车型在这些力的作用下保持平衡。
图1 1号标杆车整车空载轴荷计算用图
根据受力平衡，将这些力对后轴取矩，可得前轴所受地面作用力即前轴载荷，从而可以求得后轴载荷。相关公式如下
10F ＝
L
b G b G b G b G Ey
Ey B B E E y y 0-?++
20F ＝0G －10F
G
E G
10
F 20
F y 0G
B G ?
说明：1号标杆车发动机质心到前轴的水平距离是170mm （相对与标杆车发动机
位置不变），标杆车发动机质心（计算时估计质心在曲轴中心线）到前轴的水平距离是170mm 。 空载前轴载荷
10F ＝
2460
2630
137132510263014514861063?-?+?+?＝656（kgf ）
空载后轴载荷
20F ＝0G －10F ＝1081－656=425（kgf ）
空载时前轴载荷比例
010G F ×100%＝1081
656×100%＝60.7% 空载时后轴载荷比例
20
G F ×100%=1－60.7%=39.3% 4.2.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）空载前后轴荷
2号标杆车车型发动机质心到前轴的水平距离是170mm （相对与标杆车发动机
位置不变），2号标杆车车型前后载荷的计算方法同1号标杆车车型。 空载前轴载荷
10F ＝
2460
2630
137132510263014214861063?-?+?+?＝653（kgf ）
空载后轴载荷
20F ＝0G －10F ＝1078－653=425（kgf ）
空载时前轴载荷比例
010G F ×100%＝1078
653×100%＝60.6% 空载时后轴载荷比例
20
G F ×100%=1－60.6%=39.4%
4.3.空载质心位置计算
4.3.1.1号标杆车车型（装GW4G15发动机）空载质心位置
下面根据前后轴荷计算1号标杆车车型空载时质心在X 方向的位置。 图2所示为1号标杆车空载时的受力图，其中0a 为质心距前轴中心线的水平距离，0b 为质心距后轴中心线的水平距离。
图2 1号标杆车整车空载受力图
图2中，汽车在水平路面上受力平衡。根据力矩平衡原理可得质心至前轴的水平距离为
0a =
020G L F ?=1081
2460
425?=967(mm) 质心距后轴中心线的水平距离为
0b ＝L －0a ＝2460－967＝1493(mm)
4.3.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）空载质心位置
2号标杆车车型空载质心位置的计算方法同1号标杆车车型 质心至前轴的水平距离为
0a =
020G L F ?=1078
2460
425?=970(mm) 质心距后轴中心线的水平距离为
10F
20F
0b ＝L －0a ＝2460－970＝1490(mm)
5.半载质量参数及质心水平位置计算 5.1.半载质量参数计算
5.1.1.1号标杆车车型（装GW4G15发动机）半载质量参数
根据已经确定的1号标杆车车型的空载质量，可以计算出其半载时的总质量。
m m ＝0m +(p m +b m )×3
＝1081＋（68+7）×3 ＝1306（kg ）
其中0m ——1号标杆车车型整备质量，1081kg ；
p m ——人体标准质量，按68kg 计算；
b m ——每个人的随身物品质量，按7kg 计算。
5.1.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）半载质量参数
2号标杆车车型（装GW4G13发动机）的整备质量为1078kg ，可以计算半载时的总质量为：
m m ＝0m +(p m +b m )×3
＝1078＋（68+7）×3 ＝1303（kg ）
5.2.半载前后轴荷计算
5.2.1.1号标杆车车型（装GW4G15发动机）半载前后轴荷
图3是1号标杆车车型半载轴荷计算用图。
图3 1号标杆车车型半载轴荷计算用图
1号标杆车车型在上述力的作用下保持平衡。根据力矩平衡原理，对前轴与地面接地点取矩，可得前、后轴荷为
m 2F =
L
a G a G a G a G b
b 2p 2p 1p 1p 00+++
m 1F ＝m G －m 2F
根据1号标杆车车型总布置结果，前排人体最后H 点的X 坐标为1281.5 mm ，前移100mm 得1p a ＝1181.5mm ；后排座椅H 点的X 坐标为2039.7 mm ，前移50mm 得2p a ＝1989.7mm ；后备箱行李重量作用点距前轴水平距离为2596mm 。
0G
1p G
2p G
b G
m 1F
m 2F
半载时后轴载荷
m 2F ＝
2460
2596
211989.7681181.51369671081?+?+?+?＝567（kgf ）
半载时前轴轴荷为
m 1F =m G －m F 2=1306－567=739（kgf ）
可算出半载前轴轴荷百分比为
m m 1G F ×100%=1306
739
×100%=56.6% 半载后轴轴荷百分比为
m
m
2G F ×100%=1－56.6%=43.4% 5.2.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）半载前后轴荷
GW4G13发动机除了比GW4G15发动机轻3kg 外，其余与GW4G15发动机完全一致，计算方法同1号标杆车车型。 半载后轴载荷
m 2F ＝
2460
2596
211989.7681181.51369701078?+?+?+?＝568（kgf ）
半载时前轴轴荷为
m 1F =m G －m F 2=1303－568=735（kgf ）
可算出半载前轴轴荷百分比为
m m 1G F ×100%=1303
735
×100%=56.4% 半载后轴轴荷百分比为
m
m
2G F ×100%=1－56.4%=43.6% 5.3.半载质心位置计算
5.3.1.1号标杆车车型（装GW4G15发动机）半载质心位置
下面根据前后轴荷计算1号标杆车车型半载时质心在X 方向的位置。 图4是半载时受力图，其中m a 为质心距前轴中心线的水平距离，m b 为质心距
后轴中心线的水平距离。此时，汽车在水平路面上受力平衡。
根据力矩平衡原理可得质心至前轴的水平距离为
m a ＝
m m G F L 2?=1306
2460
567?=1068(mm) 质心距后轴中心线的水平距离为
m b =L －m a =2460－
1068=1392 (mm)
图4 1号标杆车整车半载受力图
5.3.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）半载质心位置
2号标杆车车型半载质心位置的计算方法同1号标杆车车型。 质心至前轴的水平距离为
m a ＝
m m G F L 2?=1303
2460
568?=1072(mm) 质心距后轴中心线的水平距离为
m b =L －m a =2460－1072=1388 (mm)
6.满载质量参数及质心水平位置计算 6.1. 满载质量参数计算
6.1.1. 1号标杆车车型（装GW4G15发动机）满载质量参数
根据已经确定的1号标杆车车型的空载质量，可以计算出其满载时的总质量。
m m ＝0m +(p m +b m )×5
＝1081＋（68+7）×5 ＝1456（kg ）
其中0m ——1号标杆车车型整备质量，1081kg ；
p m ——人体标准质量，按68kg 计算；
b m ——每个人的随身物品质量，按7kg 计算。
6.1.2. 2号标杆车车型（装GW4G13发动机）满载质量参数
根据已经确定的2号标杆车车型的整备质量，可以计算出其满载时的总质量。
m m ＝0m +(p m +b m )×5
＝1078＋（68+7）×5 ＝1453（kg ）
6.2.满载前后轴荷计算
6.2.1. 1号标杆车车型（装GW4G15发动机）满载前后轴荷
图5是1号标杆车车型满载轴荷计算用图。
图5 1号标杆车车型满载轴荷计算用图
1号标杆车车型在上述力的作用下保持平衡。根据力矩平衡原理，对前轴与地面接地点取矩，可得前、后轴荷为
m 2F =
L
a G a G a G a G b
b 2p 2p 1p 1p 00+++
0G
1p G
2p G
b G
m 1F
m 2F
m 1F ＝m G －m 2F
根据1号标杆车车型总布置结果，前排人体最后H 点的X 坐标为1281.5 mm ，前移100mm 得1p a ＝1181.5mm ；后排座椅H 点的X 坐标为2039.7 mm ，前移50mm 得2p a ＝1989.7mm ；后备箱行李重量作用点距前轴水平距离为2596mm 。
满载时后轴载荷
m 2F ＝
2460
2596
351989.72041181.51369671081?+?+?+?＝692（kgf ）
满载时前轴轴荷为
m 1F =m G －m F 2=1456－692=764（kgf ）
可算出满载前轴轴荷百分比为
m m 1G F ×100%=1456
764
×100%=52.5% 满载后轴轴荷百分比为
m
m
2G F ×100%=1－52.5%=47.5% 6.2.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）满载前后轴荷
计算方法同1号标杆车车型，满载后轴载荷
m 2F ＝
2460
2596
351989.72041181.51369701078?+?+?+?＝692（kgf ）
满载时前轴轴荷为
m 1F =m G －m F 2=1453－692=761（kgf ）
可算出满载前轴轴荷百分比为
m m 1G F ×100%=1453
761
×100%=52.4% 满载后轴轴荷百分比为
m
m
2G F ×100%=1－52.4%=47.6% 6.3.满载质心水平位置计算
6.3.1.1号标杆车车型（装GW4G15发动机）满载质心水平位置
下面根据前后轴荷计算1号标杆车车型满载时质心在X 方向的位置。 图6是满载时受力图，其中m a 为质心距前轴中心线的水平距离，m b 为质心距后轴中心线的水平距离。此时，汽车在水平路面上受力平衡。
根据力矩平衡原理可得质心至前轴的水平距离为
m a ＝
m m G F L 2?=1456
2460
692?=1169(mm) 质心距后轴中心线的水平距离为
m b =L －m a =2460－1169=1291 (mm)
图6 1号标杆车整车满载受力图
6.3.2.2号标杆车车型（装GW4G13发动机）满载质心位置
2号标杆车车型满载质心位置的计算方法同1号标杆车车型。 质心至前轴的水平距离为
m a ＝
m m G F L 2?=1453
2460
692?=1172(mm) 质心距后轴中心线的水平距离为
m b =L －m a =2460－1172=1288 (mm)
7.1号标杆车车型最小转弯直径的校核计算
由于1号标杆车车型与标杆车的轴距相同，前后悬架及转向系统沿用标杆车，前轮距、后轮距与标杆车接近，如果前轮内外转角相同的话，最小转弯直径应与标杆车变化不大。
为估算最小转弯直径，首先确定1号标杆车车型的内外轮最大转角。以标杆车为基础，完成前悬架及转向器、转向拉杆三维装配模型。将这些数模导入ADAMS 软件中，并根据具体结构添加合适的运动副、弹性元件等连接部件，进行前悬架的运动学及转向断开点的分析。转向器的行程为152mm ，将此参数输入到包括转向器、转向拉杆及车轮的机构中，可得1号标杆车车型的内外轮（满载时）最大转向角分别为40.99o、34.12°。
表5所示是标杆车转弯直径试验测量值。
表5 标杆车转弯直径
文献3推荐一种新的计算方法校核最小转弯直径：
如果通过所有4个车轮中心的车轮平面垂直线都相交于一点——转向中心M ，汽车在缓慢行驶时的转弯是精确的。如果后轮不转向，则2个前轮的垂线必须与后轮中心连线的延长线相交于M 点，如下图所示，在车身内外侧的前轮上出现不
同的转向角i δ和Aa δ。根据较大的内侧车轮转向角i δ
可以算出外侧车轮的理论值，
即所谓的阿克曼角：
L
/cot cot j i Aa +=δδ
s v r b j ?-=2
式中：j 为在地面测得的两主销轴线延长线与地面交点的距离，
v
b 为前轮距，即
在负的主销偏移距s r
的情况下，它在式中的运算符号变成加号。
于是，最小转弯直径公式为：
F
s Aa
s r L
D δαδ??-+?=)sin (
2
下面根据整车四轮定位参数和整车主要尺寸参数用上面公式校核1号标杆车车型的最小转弯直径。
L ＝2.460m ，
v
b ＝1.472m ，s r ＝0.003m ，i δ=40.99o，a δ＝34.12o
α=0.1m/°(经验因子)
s v 2b j r ?-= =003.02472.1?-=1.466m
1.74670.59591.150846.466/
2.1cot40.99L /j cot cot =+=+?=+=i Aa δδ
?=29.79Aa δ
?=?-?=-=? 4.3329.7934.12Aa a F δδδ
476m .933.41.0)0.003sin29.7946
.2(2)sin (
2D S =??-+?
?=??-+?=F s Aa r L δαδ 由以上分析可以看出，这种计算方法的估算结果与试验测量值比较接近，符合1号标杆车车型最小转弯直径的设计目标值9.9m 。
8.轴荷及最小转弯直径计算结果汇总
表8、表9为1号标杆车、2号标杆车车型质量参数、质心位置及最小转弯直径计算结果汇总。标杆车的相关数据也列出以便对比。
表8 1号标杆车、2号标杆车车型质量参数及质心位置
注：标杆车选用185/60 R15 88H型轮胎，1号标杆车车型选用185/65 R15 88H型轮胎，质心高度因此比样车有所变化。
表9 1号标杆车系列车型最小转弯直径
由上述计算结果可见，1号标杆车车型装GW4G15发动机、2号标杆车车型装GW4G13发动机在空载时，前轴轴荷占60.7％、60.6％，后轴轴荷占39.3％、39.4％；满载时，前轴轴荷占52.5％、52.4％，后轴轴荷占47.5％、47.6％，与同类车的轴荷分布情况相似。轴荷分配比较合理，满载时后轴轴荷增加，质心后移，有利于轮胎的使用寿命和使用性能的发挥。最小转弯直径也可满足整车对转弯机动性的要求。
参考文献
1.张洪欣. 《汽车设计》（第二版）. 北京：机械工业出版社，1989
2.刘惟信. 《汽车设计》. 北京：清华大学出版社，2002
3.耶尔森·赖姆帕尔. 《汽车底盘基础》. 科学普及出版社，1992
4.Duane D.M，William E.C，Kurt W.I. A Comparison of Moment of Inertia
Estimation Techniques for Vehicle Dynamics Simulation. SAE970951
5.
一 1、汽车的质量对汽车的动力性、燃油经济性、制动性、操纵稳定性等都有重要的影响。在相同发动机的前提下，汽车的质量越大0-100m/s 的加速时间越长；行驶相同里程所消耗的燃油越多；由一定速度减小到零，在刹车时由于2 12 E mv （m 为汽车总质量） ，质量越大，能量越大，对刹车盘的制动性要求也越高；在其他条件一样的情况下，质量越大，在转弯时产生的离心惯性力也越大，影响操纵稳定性。所以我们必须对汽车的质量予以重视。 2、汽车的质量参数包括汽车整备质量、载客量、装载质量、质量系数、汽车总质量、载荷分配。下面重点介绍一下整车整备质量、汽车总质量、轴荷分配三个概念。 ①整车整备质量：指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎（约18公斤）等）， 加满燃油（35公斤）、水”）。 ②汽车总质量：是指装备齐全、并按规定装满客、货的整车质量。 ③轴荷分配：汽车质量在前后轴的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止的情况下， 前后轴对支撑平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。 二 轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。在汽车总布置设计时，轴荷分配应考虑这些问题：从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的载荷应相差不大；为了保证汽车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了保证汽车有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。因此可以得出作为很重要的载荷分配参数，各使用性能对其要求是相互矛盾的，这要求设计时应根据对整车的性能要求、使用条件等，合理的选取轴荷分配。 汽车总体设计的主要任务：要对各部件进行较为仔细的布置，应较为准确地画出各部件的形状和尺寸，确定各总成质心位置，然后计算轴荷分配和质心位置高度，必要时还要进行调整。此时应较准确地确定与汽车总体布置有关的各尺寸参数，同时对整车主要性能进行计算，并据此确定各总成的技术参数，确保各总成之间的参数匹配合理，保证整车各性能指标达到预定要求。 汽车的驱动形式与发动机位置、汽车结构特点、车头形式和使用条件等对轴荷分配有显著影响。如发动机前制前驱乘用车和平头式商用车前轴负荷较大，而长头式货车前轴负荷较小。常在坏路上行驶的越野汽车，前轴负荷应该小些。乘用车和汽车设计者考虑汽车负载状态，是依据有关国家标准执行的。当总体布置进行轴荷分配计算不能满足预定要求时，可通过重新布置某些总成、部件（如油箱，备胎、蓄电池等）的位置来调整。必要时，改变轴距也是可行的方法之一。 前轮驱动与后轮驱动只与汽车整体布置有关，多数轿车采用前轮驱动方式，将发动机、变速器和驱动器联成一体，布置在汽车前方，可省略传动轴，提高汽车操纵的稳定性。后轮驱动是少数轿车布置的形式，有利于轴荷分配和操纵机构布置。前轮驱动或后轮驱动本身不会对制动的表现有大的影响，对汽车制动的主要影响是汽车前后轴荷的变化。地面对前、后车轮上的法向反作用力数值等于车轮的垂直载荷，制动时法向反作用力影响作用在车轮上的摩擦力大小。汽车静止时前后轴荷是平衡的，法向反作用力是均衡分布的。但在制动过程中，由于汽车惯性力的作用，轴间的载荷会重新分配。在制动过程中，汽车受惯性影响向前冲，前轮负荷大幅度增大；后轮载荷大幅度减少。
目录 1.概述 (1) 2.引用标准 (1) 3.整车基本参数对比及标杆车试验数据 (1) 4.空载质量参数及质心水平位置计算 (2) 4.1.空载质量参数计算 (2) 4.2.空载前后轴荷计算 (3) 4.3.空载质心位置计算 (6) 5.半载质量参数及质心水平位置计算 (7) 5.1.半载质量参数计算 (7) 5.2.半载前后轴荷计算 (7) 5.3.半载质心位置计算 (9) 6.满载质量参数及质心水平位置计算 (10) 6.1. 满载质量参数计算 (10) 6.2.满载前后轴荷计算 (11) 6.3.满载质心水平位置计算 (13) 7.1号标杆车车型最小转弯直径的校核计算 (14) 8.轴荷及最小转弯直径计算结果汇总 (16) 参考文献 (17)
1.概述 轴荷分配是汽车重要的基本参数，它对汽车的动力性、经济性、制动性、操纵性和稳定性、牵引性、通过性等主要使用性能和轮胎的选用及其使用寿命都有很大的影响。汽车的最小转弯直径是汽车机动性的主要指标之一，数值也将直接影响到汽车的使用性能。因此，在总布置设计时，必须对汽车的轴荷分配情况和汽车的最小转弯直径进行设计计算。 下面进行1号标杆车、2号标杆车二种车型分别在空载、半载、满载状态下的前、后轴荷分配的计算，并对最小转弯直径进行校核计算。 2.引用标准 GB/T 12674－90 汽车质量（重量）参数测定方法 GB/T 12673－90 汽车主要尺寸测量方法 GB/T 3730.3－92 汽车和挂车的术语及其定义、车辆尺寸 GB/T 5910-1998 轿车质量分布 3.整车基本参数对比及标杆车试验数据 表3-1是1号标杆车车型与标杆车测量值的整车基本参数对比。 表3-1 1号标杆车车型及标杆车测量值的基本尺寸对比 由表1可以看出，1号标杆车车型与标杆车测量值相比整车基本参数有一些变化，但变化不大。根据既定的整车设计方案，与标杆车相比，1号标杆车整车质量
编号： 传动轴设计计算书 编制：日期： 校对：日期： 审核：日期： 批准：日期： 一．计算目的 我们初步选定了传动轴，轴径选取Φ27（详见《传动轴设计方案书》），动力端选用球 面滚轮万向节，车轮端选用球笼万向节。左、右前轮分别由1根等速万向节传动轴驱动。通 过计算，校核选型是否合适。 二．计算方法 本车传动轴设计不是传统载货车上从变速器到后驱动桥之间长轴传动设计，而是半轴传动设计。而且传动轴材料采用高级优质合金钢，且热处理工艺性好，使传动轴的静强度和疲劳强 度大为提高，因此计算中许用应力按照半轴设计采用含铬合金钢，如40Cr、42CrMo、40MnB, 其扭转屈服极限可达到784N/mm2左右，轴端花键挤压应力可达到196N/mm2。 传动轴校核计算流程： 1.1轴管直径的校核 校核： 两端自由支撑、壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速
2 2 28 1.2x10 n e l d D +=(r/min) 式中L 传动轴长，取两万向节之中心距：mm D 为传动轴轴管外直径：mm d 为传动轴轴管内直径：mm 各参数取值如下：D ＝φ27mm ，d ＝0mm 取安全系数K=n e /n max ，其中n max 为最高车速时的传动轴转速， 取安全系数K ＝n e /n max =1.2～2.0。 实际上传动轴的最大转速n max ＝n c /（i g ×i 0），r/min 其中：n c －发动机的额定最大转速，r/min ； i g －变速器传动比； i 0－主减速器传动比。 1.2轴管的扭转应力的校核 校核扭转应力： τ＝ ][164 4τπ≤) -(d D DT J （N/mm 2） ][τ……许用应力，取][τ＝539N/mm 2[高合金钢（40Cr 、40MnB 等）、中频淬火抗 拉应力≥980N/mm 2，工程应用中扭转应力为抗拉应力的0.5～0.6，取该系数为0.55，由此可取扭转应力为539N/mm 2，参考GB3077-88] 式中： T j ……传动系计算转矩，N ·mm ，2/k i i T T d g0g1x ema j η=N ·m T emax －发动机最大转矩N ·mm ； i g1－变速器一档传动比或倒档传动比； i g0－主减速器传动比 k d －动载系数 η-传动效率
传动轴设计计算标准化管理处编码[BBX968T-XBB8968-NNJ668-MM9N]
编号： 传动轴设计计算书 编制：日期： 校对：日期： 审核：日期： 批准：日期： 一．计算目的 我们初步选定了传动轴，轴径选取Φ27（详见《传动轴设计方案书》），动力端选用球面滚轮万向节，车轮端选用球笼万向节。左、右前轮分别由1根等速万向节传动轴驱动。通过计算，校核选型是否合适。 二．计算方法 本车传动轴设计不是传统载货车上从变速器到后驱动桥之间长轴传动设计，而是半轴传动设计。而且传动轴材料采用高级优质合金钢，且热处理工艺性好，使传动轴的静强度和疲劳强度大为提高，因此计算中许用应力按照半轴设计采用含铬合金钢，如40Cr、 42CrMo、40MnB,其扭转屈服极限可达到784 N/mm2左右，轴端花键挤压应力可达到196 N/mm2。 传动轴校核计算流程：
轴管直径的校核 校核： 两端自由支撑、壁厚均匀的等截面传动轴的临界转速 22 2 8 1.2x10 n e l d D+ = (r/min) 式中L传动轴长，取两万向节之中心距：mm D为传动轴轴管外直径：mm d为传动轴轴管内直径：mm 各参数取值如下：D＝φ27mm，d＝0mm 取安全系数K=n e /n max ，其中n max 为最高车速时的传动轴转速， 取安全系数K＝n e /n max =～。 实际上传动轴的最大转速n max ＝n c /（i g ×i ），r/min 其中：n c －发动机的额定最大转速，r/min； i g －变速器传动比；
i 0－主减速器传动比。 轴管的扭转应力的校核 校核扭转应力： τ＝ ] [1644τπ≤) -(d D DT J （N/mm 2） ][τ……许用应力，取][τ＝539N/mm 2[高合金钢（40Cr 、40MnB 等）、中频淬火抗 拉应力≥980 N/mm 2，工程应用中扭转应力为抗拉应力的～，取该系数为，由此可取扭转应力为539 N/mm 2，参考GB 3077-88] 式中： Tj ……传动系计算转矩，N ·mm ，2/k i i T T d g0g1x ema j η= N ·m T emax －发动机最大转矩N ·mm ； i g1－变速器一档传动比或倒档传动比； i g0－主减速器传动比 k d －动载系数 η-传动效率 传动轴花键齿侧挤压应力的校核 传动轴花键齿侧挤压应力的校核 ][)2 )(4(2121j j ZL D D D D T σσ≤-+= （N/mm 2 ）
Q/XRF xxx公司 Q/XRF-J002-2015 xxx 轴荷质量分配计算规范 编制:日期: 校对:日期: 审核:日期: 批准:日期: 2015-03-15发布 2015-03-15实施 xxx公司发布
一概述 物流车的载重量计算、质心位置计算及轴荷分配的计算，对于物流车设计是一个相当重要的组成部分。通过计算分析，可以预控物流车的侧倾稳定性、前后桥的承受载荷情况、整车制动和方向稳定等技术性能，对于提高新产品开发成功率、提高产品质量有重要意义。本规范将指导波导物流车产品设计中的总质量计算和轴荷分配计算，以提高新产品开发设计质量。 二物流车总质量计算 2.1 整备质量 物流车整备质量定义是指汽车的干质量加上冷却液和备用车轮和随车附件的总质量。干质量就是指仅装备有车身、全部电气设备和车辆正常行驶所需要的完整车辆的质量。 物流车按照其结构特征整备质量通常主要包含以下部分：底盘（三类）、车身骨架、车身外板、内外饰、电气系统等，其中底盘包含动力总成、传动系统、悬挂系统、制动系统、车轮以及辅助附件等。这些系统的质量通常在设计任务书中有明确的定义。 。 物流车整备质量定义为M 2.2 装载质量 装载质量包括司机、乘客以及货物的总质量。 2.2.1 术语 乘员：物流车上的乘客、工作人员（例：驾驶员、乘务员）的总称。 2.2.2 符号 N——乘员人数； A——乘员座位数 ——最大设计总质量，单位为千克（kg）； M T ——整车整备质量，单位为千克（kg）； M k ——装载总质量（kg）； M 1 ——每位乘员的平均质量，单位为千克每人（kg/人）； m r
M ——装载货物的质量，（kg）； w 2.2.3 每位乘员的质量 每位乘员的平均质量为65 kg； 2.3 装载总质量 装载总质量为装载货物的质量与乘员质量之和 M1=M w+M r N 三物流车轴荷分配计算 3.1 适用标准 GB 1589-2004道路车辆外廓尺寸、轴荷及质量限值 3.2 车辆的最大允许轴荷限值 物流车单轴的最大允许轴荷不得超过以下规定的最大限值（单位为千克）：货车每侧单轮胎 6000 货车每侧双轮胎 10000 注： 1)安装名义断面宽度超过400(公制系列)或13.00(英制系列)轮胎的车轴，其 最大允许轴荷不得超过规定的各轮胎负荷之和，且最大限值为10000kg； 2)装备空气悬架时最大允许轴荷的最大限值为11500 kg。 3.3 车辆总质量限值 物流车最大允许总质量（不大于，千克）： 注： 1)当采用方向盘转向、由传动轴传递动力、具有驾驶室且驾驶员座椅后设计 有物品放置空间时，最大允许总质量最大限值为3000kg； 2)当驱动轴为每轴每侧双轮胎且装备空气悬架时，最大允许总质量的最大限 值为26000kg；
第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及] [r τ值见下表： 表1 轴的材料和许用扭转切应力 空心轴扭转强度条件为： d d 1 = β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 T τ[]T τ
根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册~17. ][1σ为脉动循环应力时许用弯曲应力(MPa)具体数值查机械设计手册 2.2.3按弯扭合成强度条件计算 由于前期轴的设计过程中，轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置均已经确定，则轴上载荷可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。 一般计算步骤如下： (1)做出轴的计算简图：即力学模型 通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型及布置方式有关，现在例举如下几种情况： 图1 轴承的布置方式 当L e d L 5.0,1≤/=,d e d L 5.0,1/=>但不小于（~）L ，对于调心轴承e=0.5L 在此没有列出的轴承可以查阅机械设计手册得到。通过轴的主要结构尺寸轴上零件位置及外载荷和支反力的作用位置，计算出轴上各处的载荷。通过力的分解求出各个分力，完成轴的受力分析。 ][7.1][≤1-0σσσ== W M ca
XXXXXXXXX有限公司 轴荷质量分配计算规范 编制:日期: 校对:日期: 审核:日期: 批准:日期: 2015-06-15发布 2015-06-15实施 XXXXXXXXX有限公司发布 一概述
乘用车的载重量计算、质心位置计算及轴荷分配的计算，对于乘用车设计是一个相当重要的组成部分。通过计算分析，可以预控乘用车的侧倾稳定性、前后桥的承受载荷情况、整车制动和方向稳定等技术性能，对于提高新产品开发成功率、提高产品质量有重要意义。本规范将指导波导乘用车产品设计中的总质量计算和轴荷分配计算，以提高新产品开发设计质量。 二乘用车总质量计算 整备质量 乘用车整备质量定义是指汽车的干质量加上冷却液和备用车轮和随车附件的总质量。干质量就是指仅装备有车身、全部电气设备和车辆正常行驶所需要的完整车辆的质量。 乘用车按照其结构特征整备质量通常主要包含以下部分：底盘（三类）、车身骨架、车身外板、内外饰、电气系统等，其中底盘包含动力总成、传动系统、悬挂系统、制动系统、车轮以及辅助附件等。这些系统的质量通常在设计任务书中有明确的定义。 。 乘用车整备质量定义为M 装载质量 装载质量包括司机、乘客以及货物的总质量。 2.2.1 术语 乘员：乘用车上的乘客、工作人员（例：驾驶员、乘务员）的总称。 符号 N——乘员人数； A——乘员座位数 M ——最大设计总质量，单位为千克（kg）； T ——整车整备质量，单位为千克（kg）； M k ——装载总质量（kg）； M 1 ——每位乘员的平均质量，单位为千克每人（kg/人）； m r M ——装载货物的质量，（kg）； w 2.2.3 每位乘员的质量
传动轴设计及校核作业指导书 编制：日期： 审核：日期： 批准：日期： 发布日期：年 月 日 实施日期：年 月 日
前言 为使本中心传动轴设计及校核规范化，参考国内外汽车设计的技术规范，结合公司标准和已开发车型的经验，编制本作业指导书。意在对本公司设计人员在设计过程中起到指导操作的作用，提高设计的效率和成效。本作业指导书将在本中心所有车型开发设计中贯彻，并在实践中进一步提高完善。 本标准于2011年XX月XX日起实施。 本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院提出。 本标准由上海同捷科技股份有限公司第五研发中心底盘总布置分院负责归口管理。 本标准主要起草人：张士华
一、传动系概述 (3) 1.1传动系功能 (3) 1.2传动系布置形式 (3) 1.3传动系的构成 (7) 1.4传动轴的主要结构形式 (8) 1.5驱动半轴的紧固方式 (12) 二、传动轴的设计流程 (15) 2.1传动轴的主要设计流程 (15) 2.2传动轴的设计过程及要求 (17) 三．传动轴的校核过程 (22) 3.1设计校核输入 (22) 3.2传动轴校核 (24) 3.3结论及分析 (25) 3.4传动轴跳动校核 (26) 3.5技术文件的编制 (26) 3.6传动轴图纸确认 (26) 四．试制装车及生产中经常出现的问题 (28) 五．参考文献 (28)
一、传动系概述 1.1 传动系功能 A、保证汽车在各种行驶条件下所必需的牵引力与车速，使它们之间能协调变化 并有足够的变化范围。 B、使汽车具有良好的动力性和燃油经济性。 C、保证汽车能倒车及左右车轮能适应差速要求。 D、使动力传递能根据需要而顺利接合与分离 1.2 传动系的布置形式 ? 前置后驱动 ? 前置前驱动 ? 后置后驱动 ? 四轮驱动 ? 中置发动机后轮驱动 部分高级轿车也采用前置后驱布置 前置后驱整体桥
第二章 轴的强度校核方法 常用的轴的强度校核计算方法 进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 对于传动轴应按扭转强度条件计算。 对于心轴应按弯曲强度条件计算。 对于转轴应按弯扭合成强度条件计算。 2.2.1按扭转强度条件计算： 这种方法是根据轴所受的扭矩来计算轴的强度，对于轴上还作用较小的弯矩时，通常采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。通常在做轴的结构设计时，常采用这种方法估算轴径。 实心轴的扭转强度条件为： 由上式可得轴的直径为 为扭转切应力，MPa 式中： T 为轴多受的扭矩，N ·mm T W 为轴的抗扭截面系数，3mm n 为轴的转速，r/min P 为轴传递的功率，KW d 为计算截面处轴的直径，mm 为许用扭转切应力，Mpa ，][r τ值按轴的不同材料选取，常用轴的材料及][r τ值见下表： T τn P A d 0≥[]T T T d n P W T ττ≤2.09550000≈3=[]T τ
空心轴扭转强度条件为： d d 1=β其中β即空心轴的内径1d 与外径d 之比，通常取β=这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径。例如，在设计一级圆柱齿轮减速器时，假设高速轴输入功率P1=，输入转速n1=960r/min ，则可根据上式进行最小直径估算，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 根据工作条件，选择45#钢，正火，硬度HB170-217，作为轴的材料，A0值查表取A0=112，则 mm n P A d 36.15960 475.2112110min =?== 因为高速轴最小直径处安装联轴器，并通过联轴器与电动机相连接，设有一个键槽，则： mm d d 43.16%)71(36.15%)71(min ' min =+?=+= 另外，实际中，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不能相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取电动机轴d d 8.0'min =，查表，取mm d 38=电动机轴,则： mm d d 4.3038*8.08.0' min ===电动机轴 综合考虑，可取mm d 32'min = 通过上面的例子，可以看出，在实际运用中，需要考虑多方面实际因素选择轴的直径大小。 2.2.2按弯曲强度条件计算： 由于考虑启动、停车等影响，弯矩在轴截面上锁引起的应力可视为脉动循环变应力。 则 其中： M 为轴所受的弯矩，N ·mm W 为危险截面抗扭截面系数(3mm )具体数值查机械设计手册][7.1][≤1-0σσσ==W M ca
上海同济同捷科技有限公司企业标准 TJI/YJY·03·109-2005轴荷分配与最小转弯直径校核规范 2005-08-10 发布2005-08-16 实施 上海同济同捷科技有限公司发布
前言 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数,对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响，汽车的最小转弯半径是汽车机动性的主要指标之一，数值也将直接影响到汽车的使用性能，特制定此校核标准。 本标准于2005年8月16日实施。 本标准的附录A为规范性附录。 本标准由上海同济同捷科技有限公司提出。 本标准由上海同济同捷科技有限公司质量与项目管理中心负责归口管理。 本标准主要起草人：梅禹
轴荷分配与最小转弯直径校核规范 1范围 本标准规定了轴荷分配与最小转弯直径校核报告的格式及内容。 本标准适用于上海同济同捷科技有限公司编制轿车的轴荷分配与最小转弯直径校核报告。 2规范性引用文件 GB/T 3730.3 汽车和挂车的术语及其定义、车辆尺寸 GB/T 5910 轿车质量分布 GB/T 12674 汽车质量（重量）参数测定方法 GB/T 12673 汽车主要尺寸测量方法 3术语和定义 无 4要求 4.1报告的格式见规范性附录A。 4.2报告应包括封面、目录、正文、参考文献等四个部分。 4.3报告包含主要内容 4.3.1概述 汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数,它对汽车的牵引性、通过性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大的影响。因此，应根据汽车的布置型式、使用条件、及性能要求合理选定其轴荷分配。 4.3.2引用标准。 4.3.3设计整车参数及参考样车整车参数
1重心位置及对轴荷分配计算 首先，在总布置图的侧视图上分别找出各总成的重心位置：重心点距前轴的距离和到地面的高度。 按力矩平衡原理得出下式： 1122332112233g g l g l g l G L g h g h g h G h +++???=+++???= (1-1) 式中，g 1, g 2 ,g 3……为各总成质量（kg ）； h 1 ,h 2, h 3 ……为各总成离地面的高度（m ）； l 1 ,l 2, l 3 ……为各总成重心离前轴的距离（m ）； G 2为后轴负荷（kg ）； G 为整车总重（kg ）； L 为轴距（m ）； hg 为汽车重心高度（m ） 又： g 1+g 2+g 3+……=G (1-2) G 1+G 2=G (G1为前轴负荷) (1-3) G 1·L=G ·b (1-4) G 2·L=G ·a (1-5) a---重心离前轴的距离（m ） b---重心离后轴的距离（m ） 上式中数据可利用同类车型的各部件的重量百分比的统计数据来估算： 整车整备质量G 0=1500kg 工具车干重G 3=95% G 0=1425kg 底盘干重G 4=80% G 3=1120kg ； 电池组及其附件 g1=300kg ； 电动机及其附件 g2=80kg ； 前悬架、减震器、前轴、前制动器、轮毂和转向梯形等：g 3=25%G 4= 300kg ； 车架 ：g 4=16%G 4=192 kg ； 变速器壳：g 5=4%G 4= 48 kg ；
后制动器、后悬架、减速器、后轮、轮胎、后轴等：g6=32%G4=358.4kg； 驾驶室：g7=6%G3= 85.5kg； 车厢质量：g8=14%G3= 199.5kg； 乘员质量：g9=130kg； 货物重量：g10= 1500 kg； 上述各总成质心到前轴的距离： l1=1.15 l2=0.55 l3=0 l4=1.27 l5=0.88 l6=2.4 l7=-0.9 l8=2 l9=-0.7 l10=2.1 上述各总成质心到地面的距离： h1=0.84 h2=0.45 h3=0.3 h4=0.77 h5=0.45 h6=0.3 h7=0.88 h8=0.9 h9=0.8 h10=1.1 (1) 空载水平静止时的轴荷分配及重心位置计算 G2·L=g1l1+g2l2+……+g8l8 (1-6) 代入数据得G2=770.5375 kg G1=729.4625kg b=G1L／G=1.167m (1-7) a=L-b=1.233m （1-8）hg=(g1h1+g2h2+……+g8h8)/ G=0.616m （1-9）所以前轴负荷率为48.63%，后轴负荷率为51.37%。 (2) 满载水平静止时的轴荷分配及重心位置计算 G2·L=g1l1+g2l2+……+g8l8+g9l9+g10l10 (1-10) 代入数据得 G2=2045.1208kg G1=954.8792kg b=G1L／G=0.764m （1-11）a=L-b=1.636m （1-12）hg=(g1h1+g2h2+……+g8h8+g9h9+g10h10)/ G=0.893m （1-13）所以前轴负荷率为31.83%，后轴负荷率为68.17%. 查表知前后轴荷的分配范围如下 表轴荷分配
1.2 轴类零件的分类 根据承受载荷的不同分为： 1）转轴：定义：既能承受弯矩又承受扭矩的轴 2）心轴：定义：只承受弯矩而不承受扭矩的轴 3）传送轴：定义：只承受扭矩而不承受弯矩的轴 4）根据轴的外形，可以将直轴分为光轴和阶梯轴； 5）根据轴内部状况，又可以将直轴分为实心轴和空。 1.3轴类零件的设计要求 ⑴轴的工作能力设计。 主要进行轴的强度设计、刚度设计，对于转速较高的轴还要进行振动稳定性的计算。 ⑵轴的结构设计。 根据轴的功能，轴必须保证轴上零件的安装固定和保证轴系在机器中的支撑要求，同时应具有良好的工艺性。 一般的设计步骤为：选择材料，初估轴径，结构设计，强度校核，必要时要进行刚度校核和稳定性计算。 轴是主要的支承件，常采用机械性能较好的材料。常用材料包括： 碳素钢：该类材料对应力集中的敏感性较小，价格较低，是轴类零件最常用的材料。 常用牌号有：30、35、40、45、50。采用优质碳素钢时应进行热处理以改善其性能。受力较小或不重要的轴，也可以选用Q235、Q255等普通碳钢。 45钢价格相对比较便宜，经过调质（或正火）后，可得到较好的切削性能，而且能获得较高的强度和韧性等综合机械性能，淬火后表面硬度可达45-52HRC，是轴类零件的常用材料。 合金钢具有更好的机械性能和热处理性能，可以适用于要求重载、高温、结构尺寸小、重量轻等使用场合的轴，但对应力集中较敏感，价格也较高。设计中尤其要注意从结构上减小应力集中，并提高其表面质量。40Cr等合金结构钢适用于中等精度而转速较高的轴类零件，这类钢经调质和淬火后，具有较好的综合机械性能。 轴承钢GCr15和弹簧钢65Mn，经调质和表面高频淬火后，表面硬度可达50-58HRC，并具有较高的耐疲劳性能和较好的耐磨性能，可制造较高精度的轴。 精密机床的主轴（例如磨床砂轮轴、坐标镗床主轴）可选用38CrMoAIA氮化
任务十三传动轴的扭转强度错误！未找到引用源。与变形验算 一、填空题 1.根据平面假设,圆轴扭转变形后，横截面（仍保持为平面），其形状、大小与横截面间的距离（均不改变），而且半径（仍为直线）。 2.圆轴扭转时，根据（切应力互等定理），其纵截面上也存在切应力。 45螺旋面）。 3.铸铁圆轴受扭转破坏时，其断口形状为（与轴线约成0 d D=的 4. 一直径为1D的实心轴，另一内径为2d，外径为2D，内外径之比为220.8 空心轴，若两轴的长度、材料、所受扭矩和单位长度扭转角均分别相同，则空心轴与实 W W=（ 0.47 ）。 心轴的重量比21 5. 圆轴的极限扭矩是指(横截面上的切应力都达到屈服极限时圆轴所能承担的)扭矩。对于理想弹塑性材料，等直圆轴的极限扭矩是刚开始出现塑性变形时扭矩的（4/3）倍。 6. 矩形截面杆扭转变形的主要特征是（横截面翘曲）。 二、选择题 1.圆轴扭转时，若已知轴的直径为d,所受扭矩为T，试问轴内的最大剪应力τmax 和最大正应力σmax各为多大？（ A ） A．τmax=16T/πd3，σmax=0 B．τmax=32T/πd3，σmax=0 C．τmax=16T/πd3，σmax=32T/πd3 D．τmax=16T/πd3，σmax=16T/πd3 2.扭转变形时，园轴横截面上的剪应力（ B ）分布。 A.均匀 B.线性 C.假设均匀 D.抛物线 3.扭转的受力特点是在杆两端垂直于杆轴的平面内，作用一对（ B ）。 A.等值、反向的力 B.等值、反向的力偶 C.等值、同向的力偶 4.圆轴扭转时，最大的剪应力（ A ）。 A.在圆周处 B.在圆心处 C.在任意位置 5.圆轴扭转时，（ B ）剪应力为零。 A.在圆周处 B. 在圆心处 C.在任意位置 6.等截面空心园轴扭转时，园轴横截面上产生扭转最小剪应力发生在( D )处。 Ａ．外园周边Ｂ.园心Ｃ.截面任意点Ｄ.内园周边
材料力学 课程设计说明书 设计题目五种传动轴的静强度、变形及疲劳强度的计算 学院 专业班 设计者 学号 指导教师 _年月日
目录 一设计目的 (3) 二设计任务和要求 (4) 三设计题目 (4) 四设计内容 (6) 五程序计算 (18) 六改进措施 (21) 七设计体会 (22) 八参考文献 (22)
一．材料力学课程设计的目的 本课程设计的目的是在于系统学完材料力学之后，能结合工程中的实际问题，运用材料力学的基本理论和计算方法，独立地计算工程中的典型零部件，以达到综合运用材料力学的知识解决工程实际问题之目的。同时，可以使学生将材料力学的理论和现代计算方法及手段融为一体。既从整体上掌握了基本理论和现代的计算方法，又提高了分析问题，解决问题的能力；既把以前所学的知识（高等数学、工程图学、理论力学、算法语言、计算机和材料力学等）综合运用，又为后继课程（机械设计、专业课等）打下基础，并初步掌握工程中的设计思想和设计方法，对实际工作能力有所提高。具体的有以下六项：1．使学生的材料力学知识系统化、完整化； 2．在系统全面复习的基础上，运用材料力学知识解决工程中的实际问题； 3．由于选题力求结合专业实际，因而课程设计可以把材料力学知识和专业需要结 合起来； 4．综合运用了以前所学的个门课程的知识（高数、制图、理力、算法语言、计算机等等）使相关学科的知识有机地联系起来； 5．初步了解和掌握工程实践中的设计思想和设计方法； 6．为后继课程的教学打下基础。
二．材料力学课程设计的任务和要求 要求参加设计者，要系统地复习材料力学的全部基本理论和方法，独立分析、判断、设计题目的已知条件和所求问题。画出受力分析计算简图和内力图，列出理论依据和导出计算公式，独立编制计算程序，通过计算机给出计算结果，并完成设计计算说明书。 三．材料力学课程设计的题目 传动轴的强度、变形及疲劳强度计算 6－1 设计题目 传动轴的材料为优质碳素结构钢（牌号45），许用应力[σ]=80MPa，经高频淬火处理，其σb=650MPa，σ-1=300MPa,τ 磨削轴的表面，键槽均为端铣加工，阶梯轴过渡圆弧r均-1=155MPa, 为2mm，疲劳安全系数n=2，要求： 1）绘出传动轴的受力简图; 2）作扭矩图及弯矩图； 3）根据强度条件设计等直轴的直径； 4）计算齿轮处轴的挠度；（按直径Φ1的等直杆计算） 5）对阶梯传动轴进行疲劳强度计算；（若不满足，采取改进措施使其满足疲劳强度）； 6）对所取数据的理论根据作必要的说明。
潍坊科技学院学士学位论文 毕业设计 轿车传动轴的设计与校核 2012年5月
摘要 传动轴是组成机器零件的主要零件之，一切做回转运动的传动零件（例如：齿轮，蜗轮等）都必须安装在传动轴上才能进行运动及动力的传动，传动轴常用于变速箱与驱动桥之间的连接。这种轴一般较长，且转速高，只能承受扭矩而不承受弯矩。应该使传动轴具有足够的刚度和高临界转速，在强度计算中，由于所取的安全系数较大，从而使轴的尺寸过大，本文讨论的传动轴工艺设计方法，并根据现行规范增添了些表面处理的方式比如表面发兰。 提出一种三点接触沟道截面形式的球笼式等速万向节，其钟形壳外沟道的沟道截面形式为圆弧沟道，星形套内沟道的沟道截面形式为椭圆沟道或双心弧沟道。对其内、外沟道结构进行设计，并利用 H e r t z 接触理论进行接触应力的计算。结果表明，三点接触沟道能减小内、外沟道接触应力，改善其内部接触状况。 关键词：球笼式等速万向节；三点接触沟道；接触应力；计算
ABSTRACT Drive shaft is composed of the main parts of the machine parts, all do rotary movement of the transmission parts (such as: gear, worm gear, etc.) must be installed on the shaft to movement and power transmission, driving shaft is often used in the connection between the transmission and drive axle. The shaft is longer than the general, and high speed, can withstand the torque under bending moment. Should make the shaft has enough stiffness and high critical speed, the strength calculation, due to take the safety coefficient is larger, so that the size of the shaft is too big, this article discusses the transmission process design method, and according to the current specification adds some surface treatment way, such as hair surface. Put forward a three-point contact channel cross section form of ball cage patterned constant speed universal joint, the bell-shaped shell outside the channel cross section form of the channel is a circular arc channel, stars form within the set of channel of the channel or dual channel cross section form of ellipse arc channel. Was carried out on the inside and outside channel structure design, and using the theory of t H e r z contact for the calculation of contact stress. Results show that three contact channel can reduce the contact stress, the internal and external channel to improve the internal contact condition. Key words:Birfield ball-joint; 3 contact channel; Contact stress; Calculation
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285.0N·m/2000r/min；轴距：3300mm；变速器传动比: ?五挡1 ，一挡7.31，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。主要用于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夹角的变化，并实现两轴的等角速传动。一般万向节由十字轴、十字轴承和凸缘叉等组成。 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动轴。一般来讲4×2驱动形式的汽车仅有一根主传动轴。6×4驱动形式的汽车有中间传动轴、主传动轴和中、后桥传动轴。6×6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.由于万向节夹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 第三章轻型货车万向传动轴结构分析及选型 由于货车轴距不算太长，且载重量2.5吨属轻型货车，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,由于悬架不断变形，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
序号： 轴荷分配计算报告 (第01版) 编制日期 审核日期 批准日期
目录 1目的-------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 3 2引用标准 ------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 3 3技术要求 ------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 3 4轴荷分配计算结果 ------------------------------------------------------------------------------------------------------------ 3 5结论-------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------------- 3
1目的 本报告适用于×××车型轴荷分配计算。 2引用标准 GB/T3730.2 道路车辆质量词汇和代码 GB/T5910 轿车质量分布 GB/T12674 汽车质量（重量）参数测定方法 GB/T 19234 乘用车尺寸代码 3技术要求 整备质量状态：前轴荷不小于55%，满载质量状态：前后轴荷比例是50%：50%。 4轴荷分配计算结果 整车各种载荷的重量和质心如下表所示： 从以上图表可以看出，整备质量状态，前轴荷比例为55.59%，满足不小于55%的设计要求；满载质量状态（空载+2人），前后轴荷比例是50.76%和49.24%，与设计要求略有偏差。 以上轴荷分配是设计阶段冻结数据的最终结果，后期试制和批量生产阶段将持续跟踪。 5结论 综上所述，×××车型轴荷分配基本满足设计要求。
材料力学课程设计 题目:传动轴的强度、变形及疲劳强度计算 数据：第26组 学号： 44100708 姓名：刘延庆 指导教师：李锋
目录 材料力学课程设计 (1) 设计说明 (2) 传动轴的受力简图 (5) 做弯矩图和扭矩图 (6) 等直传动轴直径的设计 (7) 计算轮处的挠度 (9) 传动轴的疲劳强度的计算 (10) 疲劳强度计算的C语言程序 (18) 本设计所用公式以及参数来自《材料力学》第二版．材料力学课程设计的目的: 本课程设计的目的是在于系统学完材料力学之后，能结合工程中的实际问题，运用材料力学的基本理论和计算方法，独立地计算工程中的典型零部件，以达到综合运用材料力学的知识解决工程实际问题之目的。同时，可以使学生将材料力学的理论和现代计算方法及手段融为一体。既从整体上掌握了基本理论和现代的计算方法，又提高了分析问题，解决问题的能力；既把以前所学的知识（高等数学、工程图学、理论力学、算法语言、计算机和材料力学等）综合运用，又为后继课程（机械设计、专业课等）打下基础，并初步掌握工程中的设计思想和设计方法，对实际工作能力有所提高。具体的有以下六项： 1．使学生的材料力学知识系统化、完整化；
2．在系统全面复习的基础上，运用材料力学知识解决工程中的实际问题； 3．由于选题力求结合专业实际，因而课程设计可以把材料力学知识和专业需要结 合起来； 4．综合运用了以前所学的个门课程的知识（高数、制图、理力、算法语言、计算机等等）使相关学科的知识有机地联系起来； 5．初步了解和掌握工程实践中的设计思想和设计方法； 6．为后继课程的教学打下基础。 2．材料力学课程设计的任务和要求 要求参加设计者，要系统地复习材料力学的全部基本理论和方法，独立分析、判断、设计题目的已知条件和所求问题。画出受力分析计算简图和内力图，列出理论依据和导出计算公式，独立编制计算程序，通过计算机给出计算结果，并完成设计计算说明书。 3．材料力学课程设计的题目 传动轴的强度、变形及疲劳强度计算 7-6-1设计题目: 传动轴的材料为优质碳素结构钢（牌号45），许用应力[σ]=80MPa，经高频淬火处理，其σb=650MPa，σ-1=300MPa,τ-1=155MPa,磨削轴的表面，键槽均为端铣加工，阶梯轴过渡圆弧r均为2，疲劳安全系数n=2. 要求: 1）绘出传动轴的受力简图; 2）作扭矩图及弯矩图； 3）根据强度条件设计等直轴的直径； 4）计算齿轮处轴的挠度；（按直径Φ1的等直杆计算） 5）对阶梯传动轴进行疲劳强度计算；（若不满足，采取改进措施使其满足疲劳强度）； 6）对所取数据的理论根据作必要的说明。 说明： a) 坐标的选取均按下图6—1所示； b) 齿轮上的力F与节圆相切； c) 数据表中P为直径D的皮带轮传递的功率， P为直径为D1的皮带轮传递的功率。 1 6—2传动轴的零件图 Φ1 为静强度条件所确定的轴径，尺寸最后一位数准确到mm，并取偶数。