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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叉和花键轴组成的伸缩节,以实现传动轴长度的变化。
轴及滚动轴承习题和例题一、选择题1.工作时承受弯矩并传递转矩的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴2.工作时只承受弯矩，不传递转矩的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3)传动轴3.工作时以传递转矩为2，不承受弯矩或弯矩很小的轴，称为。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴4.自行车的前轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴5.自行车的中轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴6.如图所示，超重绞车从动大齿轮1和卷筒2与轴3相联接的三种形式。
图a为齿轮与卷筒分别用键固定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中；图b为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，空套在轴上，轴的两端用键与机座联接；图c为齿轮与卷筒用螺栓联接成一体，用键固定在轴上，轴的两端支架在机座轴承中，以上三种形式中的轴，依次为。
(1)固定心轴，旋转心轴，转轴(2) 固定心轴，转轴，旋转心轴(3) 旋转心轴，心轴，固定心轴(4) 旋转心轴，固定心轴，转轴(5) 转轴，固定心轴，旋转心轴(6) 转轴，旋转心轴，固定心轴7.如图所示，主动齿轮1通过中间齿轮2带动从动齿轮3传递功率，则中间齿轮2的轴是。
(1) 心轴 (2) 转轴 (3) 传动轴8.轴环的用途是。
(1) 作为轴加工时的定位面 (2)提高轴的强度(3) 提高轴的刚度（4）使轴上零件获得轴向定位9.当轴上安装的零件要承受轴向力上四，采用来进行轴向固定，所能承受的轴向力较大。
(1) 螺母 (2) 紧定螺钉 (3) 弹性挡圈10.增大轴在截面变化处的过渡圆角半径，可以。
(1) 使零件的轴向定位比较可原(2) 降低应力集中(3) 使轴的加工方便11.轴上安装有过盈配合零件时，应力集中将发生在轴上。
(1)轮毂中间部位 (2)沿轮毂两端部位 (3) 距离轮毂端部为1/3轮毂长度处12.采用表面强化如辗压、喷丸、碳氮共渗、氮化、渗氮、高频或火焰表面淬火等方法，可显著提高轴的。
滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承的预计寿命 h L h45568283568=⨯⨯⨯=' 一.蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择采用角接触球轴承，其型号为7212AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2211060⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 2.46=基本额定动载荷kN C r 2.58=极限转速m in /5300max r V =2.寿命计算因为蜗杆所受的轴向力向左N d T F F a t 49021121===N d T F F t a 323222221===N F F F t r r 1507tan 221===α该轴承所受的径向力N F F r r 5.753211== 对于7000AC 型轴承，查P322表13-7轴承派生轴向力r d F F 68.0=12d ae d F F F =+kN F F d a 4.51222=='kN F F F ae d a 4.374421=+=' 又e F F r a =>=68.03.4所以可得出87.0,41.0==Y X当量动载荷N YF XF P a r 6.3566=+=因为是球轴承，所以取指数3ε=轴承寿命计算h P C n L h 50498)57.32.58(14306010)(6010366=⨯⨯=='ε 所以该轴承满足寿命要求。
二.涡轮轴上轴承的选择和寿命计算1.轴承的选择选择角接触轴承，其型号为7213AC ，主要参数如下： mm mm mm B D d 2312065⨯⨯=⨯⨯基本额定静载荷kN C or 5.52=基本额定动载荷kN C r 5.66=2.计算涡轮轴的径向力N F F F a r V r 75.373160224880221=⨯-⨯= N F F F V r r V r 25.1133122=-=N F F t H r 16161608021== N F F F H r r H r 1616122=-=所以可以得出N F F F H r V r r 7.165821211=+=N F F F H r V r r 8.197322222=+=对于7000AC 型号的轴承r d F F 68.0=N F F r d 9.112768.011==N F F r d 2.134268.022==所以可得N F F F d ae a 2.1832221=+=N F F d a 2.134222== 又68.08.19732.134222==r a F F 所以可以得出0,1==Y X 轴承的当量动载荷N F P r 8.197322==h P C n L h 445726)97.15.66(14306010)(6010363262=⨯⨯== 68.093.08.19732.183211>==r a F F 所以有87.0,41.0==Y X 当量动载荷N YF XF P a r 2274111=+=h P C n L h 291478)(60103161==。
轴的强度校核方法-CAL-FENGHAI.-(YICAI)-Company One1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 ·mmT W 为轴的抗扭截面系数，3mmn 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 τnPA d 0≥[]TTT d n PW Tττ≤2.09550000≈3=[]T τ空心轴扭转强度条件为：dd 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 36.15960475.2112110min =⨯== 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。
轴的校核计算过程例题
本文是关于轴的校核计算过程例题的介绍。
首先，要进行轴的校核计算，必须要先确定轴的设计参数，包括轴的外径、长度、承载能力等。
然后，要确定轴承的设计参数，以及支撑轴的架台形式等。
最后，根据设计参数，准备按照轴承校核规程进行校核，计算出轴承的承载能力。
下面给出一个具体的轴的校核计算过程的例子：
假设轴的直径为d = 80 mm，长度为L = 200mm，轴承参数为：轴承类型：角接触球轴承
轴承型号：6202
搭接形式：直线搭接
架台形式：滑动架台
此时，计算轴承承载能力可按照如下步骤进行：
1、根据轴承的设计参数，计算轴承的最大负荷：
Fmax = 0.19 × d2 × c × n × E （kN）
其中d为轴外径（mm），c为轴承的接触角，n为搭接形式，E为轴承的偏心度（mm）。
本例中，c=0.24，n=1，E=0.005，则本轴承的最大负荷为：Fmax = 0.19×802×0.24×1×0.005=24.096 kN
2、根据轴的设计参数及轴承的最大负荷，计算轴的校核承载能力：
Fsc = Fmax × k ×φ（kN）
其中k为架台的滑动系数，φ为轴的倾斜修正系数。
本例中，k=0.8，φ=1，则轴承的校核承载能力为：Fsc = 24.096×0.8×1=19.272 kN
以上就是本文关于轴的校核计算过程例题的介绍，通过本文的介绍，可以了解到，轴的校核计算要综合考虑轴的设计参数及轴承的设计参数，结合架台滑动系数与轴的倾斜修正系数，计算出轴承的校核承载能力。
中间轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS ，根据[]2表14—1、 P245（14-2）式，并查表14-2，取c=115 d ≥115 (5.07/113.423)1/3mm=40.813mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=40.813×(1+5%) =42.854mm ∴选
初选=50mm
mm d 45≥中轴
中轴d 初选轴承：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,根据mm d 5043=−[]1表15—6
选取单列角接触球轴承
7208AC 型.
d
D B 1D 2D 轴承代号 40
80
18
47
73
7208C
2、中间轴的结构设计
（1）经过轴系部件的结构设计得到中间轴的大致形状。
略
（2）齿轮力的计算
圆周力的计算：
)(489.410489.4185
.19010269.422352
2kN d T F t =×=××==
中
)(388.910388.9945
.9010269.422353
3kN d T F t =×=××==
中
径向力的计算：
)(689.1652.14cos 20tan 489.4cos tan 1222kN F F n t r =°°
×=×=
βα
)(551.382.15cos 20tan 388.9cos tan 3433kN F F n t r =°
°
×=×=
βα
轴向力的计算：
)(174.1652.14tan 489.4tan 1222kN F F t a =°×=×=β )(66.282.15tan 388.9tan 3433kN F F t a =°×=×=β
（3）轴的受力分析及强度校核：
根据[]表15—6可知，角接触球轴承7208AC 的a=23.6mm,所以可求得轴承的支撑点；经过画图也初步确定了轴各段的长度，故而，可以划出中轴的受力图进行受力分析： 1⑴轴的空间受力简图及其弯、扭合成图(后面)： ⑵受力分析和计算： ①求垂直面的支承反力：
kN
AD d F AC F d F AB F F kN AD d F CD F d F BD F F a r a r Dv a r a r Av 027.18
.2202945
.9066.24.152551.32185.190174.14.48689.122,
821.08
.2202945
.9066.24.68551.32185.190174.14.172689.1223332
223332
22−=×
+×−×+×=
×+×−×
+×=
−=×
−×−×−×=
×−×−×
−×=
mm
kN d F CD F M mm kN CD F M mm
kN d F AB F M mm kN AB F M a DV CV DV CV a AV BV AV BV ⋅−=×−×−=×+×=⋅−=×−=×=⋅=×+×−=×+×=⋅−=×−=×=204.1912
945.9066.24.68027.12''247.704.68027.1'903.702
185.190174.14.48821.02''736.394.48821.0'3322
②求水平面的支承反力：
mm
kN CD F M mm kN AB F M kN F F F F kN
AD
CD F BD F F DH CH AH BH AH t t DH t t AH ⋅=×=×=⋅=×=×==−+=−+==×+×=
×+×=
538.5104.68464.7389.3104.48413.6464.7413.6388.9489.4413.68.2204.68388.94.172489.42132
③合成弯矩图：
()()
()mm
kN M M M mm
kN M M M mm kN M M M mm
kN M M M CH CV C CH CV C BH BV B BH BV B ⋅=+−=
+=⋅=+−=+=⋅=+=+=⋅=+−=
+=168.545538.510204.191''''348.515538.510247.70''384.318389.310903.70''''922.312389.310736.39''2
22
2
2
2
2
2
222
2
222
2
④扭矩图：
mm kN T ⋅=9.426
⑤当量弯矩图：
扭矩按脉动循环取α=0.6 则：
mm
kN T M C M mm
kN M C M mm
kN T M B M T mm kN M B M C ca C ca B ca B ca ⋅=×+=×+=⋅==⋅=×+=×+==⋅==342.602)9.4266.0(168.545)6.0('')(''348.515')('599.408)9.4266.0(384.318)6.0('')('')
0(922.312')('22222222
⑥校核截面B 、C ：
由合成的当量弯矩图可知B 、C 处为危险截面。
轴的材料是45#调质，根据[]2表14—1和表14—3可知
MPa 60][ 650MPa 1b -B ==σσ 截面B 初选d=50mm ，并且因为当量弯距C 截面最大，所以只按计算即可：
)(''C M ca ()[] 5046.476 0
60.1602342
1.0''33
1mm C M d b ca <=×=×=−σ危
结论：此轴强度安全
受力总图
滚动轴承的选择及校核计算
（1）先计算轴承A 、B 的轴向力
B A Fa Fa ,()()kN
F F F kN
F F Fr kN F F Fr a a A DH DV D AH AV A 486.1174.166.2534.7464.7027.1465.6413.6821.0122
22
2
222
2
=−=−==+−=
+==+−=+=
根据[表16—11得：e=0.68
]2kN
F e Fs kN F e Fs rD D rA A 123.5534.768.0396.4465.668.0=×=×==×=×=
kN Fs F Fs A A D 396.4591.6468.1123.5=>=+=+
所以轴承A 端为压紧端：
轴承D 端为放松端：
kN
Fs Fa kN F Fs Fa D D A D A 123.5591.6===+=
e Fr Fa e Fr Fa D D A A ===>==68.0534
.7123
.5019.1465
.6591
.6
所以根据[表16—11取:
]20
;187.0;41.0====B B A A Y X Y X
kN
Fa Y Fr X P kN Fa Y Fr X P D B D B D A A A A A 534.7385.8591.687.0465.641.0=+==×+×=+=
所以以D 处（）计算轴承的寿命即可：
kN P D 534.7=
根据[附表2可知轴承7208AC 的 C=35.2kN; 根据[表16—8和表16—9选取=1，]2]2t f 2.1=P f
48000
)(8673)534
.72.12.35(423.1136010)(60103636<=××==h P f C f n L A p t h 因为轴承的
计算寿命小于工作所需的预期寿命， 所以所选7208AC 轴承不适用。
（重选轴承，再校核）。
