传动轴设计

传动轴设计（共12篇）

传动轴设计 篇1

摘要：突缘叉耳孔直径尺寸、卡簧槽距尺寸对十字轴弯曲应力、接触应力影响很大, 协调确定这2个尺寸可提高万向节寿命。传动轴突缘叉耳孔中心高尺寸, 对十字轴总成烧蚀失效有很大影响, 通过降低中心高尺寸, 减小弯矩对突缘叉两耳的作用, 可保证两耳孔轴线的同轴度, 保证十字轴总成滚针轴承的径向间隙, 降低十字轴总成烧蚀失效率。

关键词：缘叉,耳孔直径,卡簧槽距,耳孔中心高,影响

0 引言

在汽车传动轴零件设计中, 突缘叉是一个关键的零件, 它在传动轴上承载着接口连接、扭矩传递、角度传递三重功能, 在设计突缘叉时要分别考虑这三方面的因素, 综合分析、分清主次。

1 突缘叉的型式

目前突缘叉按接口连接型式分平法兰突缘叉和端面齿法兰突缘叉。平法兰突缘叉主要靠螺栓联接, 靠两法兰联接螺栓的压紧力产生的摩擦力矩传递扭矩, 是一种传统型式的突缘叉, 如图1所示。其特点是加工和装配复杂、定位精度低、装配效率低、材料利用率低。图2所示的是端面齿法兰突缘叉, 这种突缘叉主要靠两法兰端面齿传递扭矩, 这种端面齿突缘叉是目前先进的一种突缘叉, 端面齿形已经标准化了, 其国际标准号为ISO 12667, 与其连接的凸缘的标准号为ISO 8667。这种突缘叉的特点是加工和装配效率高、定位准确、节省材料。

2 突缘叉的设计分析

2.1 十字轴受力图

要分析突缘叉受力, 首先要分析与之装配的十字轴受力。十字轴是传动轴的关键零件, 并且是薄弱零件, 突缘叉耳孔直径和长度尺寸是由十字轴的轴径和长度尺寸决定的。要设计突缘叉尺寸, 首先要把十字轴的尺寸确定下来, 然后才能对突缘叉进行设计。十字轴在工作中的受力如图3[1]所示。

2.2 十字轴轴颈根部截面的弯曲应力计算[1]

式中:MΨmax为传动轴额定扭矩, N·m;h为十字轴轴颈长度, mm;d1为十字轴轴颈, mm;L1为十字轴长度, mm;d2为十字轴油孔直径, mm;L为滚针工作长度, mm;[σ]=350 N/mm2。

2.3 十字轴滚针轴承的接触应力计算[2]

式中:σj为滚针轴承的接触应力, N·mm-2;d为滚针直径, mm;Qmax为主动叉准1=90°时滚针对十字轴轴颈作用力的合力最大值, N;T1为传动轴的计算转矩, 取按两种情况计算的转矩 (按发动机最大转矩、变速器一挡和按满载驱动轮附着系数为0.8计算) 的较小者, N·mm;R为合力作用线与十字轴中心之间的距离, mm;α为万向节工作夹角, (°) 。

轴颈表面硬度在58HRC以上时, [σj]=3000~3200N/mm2, 根据整车对传动轴扭矩和回转直径的要求, 由式 (1) 和式 (2) 确定十字轴各尺寸。

设计突缘叉要考虑的首要问题是突缘叉的承载能力, 其次是满足万向节装配后的摆角、连接型式。突缘叉工作时的受力分析如图5和图6。

2.4 突缘叉受力图

根据受力分析, 突缘叉几何尺寸主要受十字轴几何尺寸的限制, 由以上计算出的十字轴满足许用弯曲应力和许用接触应力时的几何尺寸, 确定出最佳的十字轴直径和长度。根据十字轴的轴径和长度确定突缘叉的各尺寸。

2.5 各尺寸的设计步骤

1) 确定十字轴d1、L1、L、d2尺寸。根据式 (1) 确定出d1、L1、L、d2尺寸。d1、L1、L是影响弯曲应力的关键尺寸, 应首先在满足弯曲应力条件下确定该尺寸。

2) 代入式 (2) 进行接触应力验算。选择d尺寸, 将根据弯曲应力公式 (1) 所确定好的d1、L、d尺寸代入接触应力式 (2) 进行验算, 最终确定出d1、L1、L、d2、d尺寸。

3) 确定轴承碗直径D和轴承碗长度L2。根据d1、L、d尺寸设计出滚针轴承碗外径尺寸D和轴碗长度L2。

4) 确定两卡簧槽之间距离尺寸L3。根据L1、L、L2和卡簧厚度确定突缘叉两卡簧槽之间距离尺寸L3。

5) 确定突缘叉耳孔中心到法兰端面尺寸H。根据万向节摆角α要求确定耳孔中心到法兰端面尺寸H, 此尺寸特别重要, 它直接影响着万向节的摆角和万向节十字轴承工作时烧蚀与否的影响。在满足摆角设计要求的情况下, H尺寸越小越好。

6) 确定突缘叉法兰窝尺寸。法兰窝尺寸主要功能是安装变速箱输出法兰或者车桥输入法兰锁紧螺母, 不能和锁紧螺母产生干涉, 其次要考虑强度和节省材料。ISO12667标准中有该尺寸的要求。

2.6 突缘叉法兰螺栓孔设计

2.6.1 受剪螺栓的剪切应力[3]校核

式中:τ为螺栓危险截面的剪切应力, N/mm2;[τ]为许用剪切应力, 通常取 (0.2~0.3) σS, N·mm-2;σS为材料的屈服极限应力, N·mm-2;Mmax为传动轴额定扭矩, N·m;D为螺栓分布直径, mm;K为螺栓工作的不均匀系数, 通常取0.75;Z为螺栓数量;d为螺栓直径, mm。

2.6.2 受拉螺栓满足传递摩擦力矩和强度条件下所需紧固力[3]

螺栓应传递的摩擦力矩的紧固力

螺栓应满足强度条件的紧固力

式中:P为紧固力, N;f为摩擦因数, 对于钢表面f的值可在0.14~0.2范围内选取;[σ]为许用拉应力, N/mm2;d1为螺纹内径, mm。

2.7 对突缘叉三维数模进行CAE分析, 调整尺寸

端面齿法兰突缘叉有限元应力分析如图4所示。根据图4的应力分析可知, 突缘叉两耳根部和两耳孔外侧的黄色区域是应力比较大的地方, 与理论计算相吻合。突缘叉根部的弯曲应力通过降低中心高尺寸H来减小;突缘叉两耳孔外侧的应力通过增大L1和L3来减小。

2.8 突缘叉耳孔中心高尺寸H对万向节烧蚀影响分析

突缘叉在变速箱输出扭矩T1的作用下, 在主动叉转角准1=90°时, 两耳孔分别受到十字轴轴颈的最大反作用力Qmax, 这个力大小相等方向相反, 使突缘叉两耳分别受到Qmax·H弯矩的作用。弯矩大小相等方向相反, 在弹性极限内, 使突缘叉两耳发生弯曲弹性变形。但两耳孔弹性变形的方向相反, 两耳孔轴线的位移方向也相反, 因此就使两耳孔的孔径轴线同轴度发生了变化, 使得十字轴总成滚针轴承的径向实际间隙变小 (滚针轴承的径向间隙一般取0.009~0.095 mm, 滚针的周向总间隙取0.08~0.30mm) , 甚至没有间隙, 滚针轴承的工作环境恶化, 摩擦产生高温烧蚀。由于变速箱的最大输出扭矩是一定的, 两耳孔所受的作用力Qmax也是一定的, 要想减小弯矩, 只有减小H值。然而H值的减小受到万向节摆角的制约, 也是不能无限地减小, 在满足万向节摆角要求的前提下, 在设计突缘叉时, 应尽可能使H值小, 这样可以减小弯矩对突缘叉两耳的作用, 减少弹性变形量, 改善滚针轴承的工作环境, 减少十字轴总成烧蚀失效发生。

3 结语

在突缘叉的设计分析和研究中, 针对影响突缘叉承载能力的几个关键尺寸D、L3、H进行分析研究, 合理选择以上3个尺寸, 经过台架试验和满载路试对比, 在突缘叉耳孔直径不变的情况下, 通过增加L3提高承载能力20%以上, 通过降低突缘叉耳孔中心高度H后, 十字轴总成的烧蚀现象基本消除, 扭转疲劳强度也提高25%以上。

参考文献

[1]张洪欣.汽车设计[M].北京:机械工业出版社, 1991.

[2]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社, 2006.

[3]羊拯民.传动轴和万向节[M].北京:人民交通出版社, 1986.

传动轴设计 篇2

机构简图如下：

已知O1O2=150mm，BC/BO21，行程H=150mm，行程比系数K=2，根据以上信息确定曲柄O1A,BC,BO2长度，以及O2到YY轴的距离 1.O1A长度的确定

图 1 极限位置

由K(1800)/(1800)，得极为夹角：

600，首先做出曲柄的运动轨迹，以O1为圆心，O1A为半径做圆，随着曲柄的转动，有图知道，当O2A转到O2A1，于圆相切于上面时，刀具处于下极限位置；当O2A转到O2A2，与圆相切于下面时，刀具处于上极限位置。于是可得到O2A1与O2A2得夹角即为极为夹角600。由几何关系知，A1O1O2A2O1O2，于是可得，A1O1O2A2O1O2600。由几何关系可得：

O1A1cosO1O2

代入数据，O1O2=150mm，600，得

O1A75mm

即曲柄长度为75mm 2.杆BC、BO2的长度的确定

图 2 杆BC，BO2长度确定 由图2 知道，刀具处于上极限位置C2和下极限位置C1时，C1C2长度即为最大行程H=150mm，即有C1C2=150mm。

在确定曲柄长度过程中，我们得到A1O1O2A2O1O2600，那么可得到B1O2B2600，那么可知道三角形B1B2O2等边三角形。

又有几何关系知道四边形B1B2C2C1是平行四边形，那么B2B1C2C1，又上面讨论知B1B2O2为等边三角形，于是有B1O2B2B1，那么可得到B2O2150mm,即BO2150mm

又已知BC/BO21，于是可得到

BCBO2150mm 即杆BC,BO2的150mm。3.O2到YY轴的距离的确定

B1

图 3

O2到YY轴的距离 有图我们看到，YY轴由y1y1移动到y3y3过程中，同一点的压力角先减小，后又增大，那么在中间某处必有一个最佳位置，使得每个位置的压力角最佳。

考虑两个位置：

1当YY轴与圆弧B2B1刚相接触时，即图3中左边的那条点化线，与圆弧B2B1相切与B1点时，当B点转到B2,B1，将会出现最大压力角。2.当YY轴与B2B1重合时，即图中右边的那条点化线时，B点转到B1时将出现最大压力角

为了使每一点的压力角都为最佳，我们可以选取YY轴通过CB1中点（C点为。又几何关系知道： O2B1与B2B1得交点）lO2BcosB2O2C(O2B2O2BcosB2O2C)/2

由上面的讨论容易知道B2O2C300，再代入其他数据，得：

l139.95mm

《液力传动装置》教学设计及反思 篇3

【关键词】情景导入;揭示课题;问题;猜想;反思

【中图分类号】G714【文献标识码】B【文章编号】2095-3089(2012)09-0280-02

教材内容分析:

《液力传动装置》是中职规划类教材《自动变速器维修》第一章自动变速器构造与工作原理中的第二单元内容,本单元是从汽车上采用的液力传动装置:液力耦合器与液力变矩器,引领学生探究其结构和工作原理。本课从学生学习过第一章液力传动工作原理引出本节课研究的内容:“液力耦合器与液力变矩器结构上有何区别?液力变矩器如何增扭和提高传动效率?”的问题。作为本单元的起始课,《液力传动装置》的学习首先引导学生研究液力耦合器与液力变矩器之间的关系和特点,为本单元的后续研究奠定了认知的基础。

教学目标:

1.目的与要求:

(1)掌握液力耦合器、液力变矩器的结构和工作原理。

(2)熟悉液力耦合器与液力变矩器的区别。

(3)掌握带锁止离合器的液力变矩器的工作原理。

2.过程与方法:

(1)从液力耦合器到三元件的液力变矩器结构分析,逐渐推出四元件、五元件的液力变矩器结构并得出合理结论。

(2)用多媒体手段和实物相结合教学。

教学重点:带锁止离合器的液力变矩器的工作原理。

教学难点:液力变矩器的传动特性

教学准备:多媒体教学工具及课件,液力变矩器实物,教材。

一、情境导入,揭示课题。

⒈课件出示液力耦合器与液力变矩器图片

师:同学们,请看大屏幕,我们观察一下液力耦合器与液力变矩器,它们有什么共同特点和不同点?

学情预设:

生:有泵轮和涡轮

生:有飞轮和外壳

生:有泵轮、涡轮和导轮

⒉液力耦合器与液力变矩器之间的关系

师:由液力耦合器的结构和工作原理可知,液力偶合器的传动效率等于其传动比,而传动比随两轮的转速差变化。

汽车起步时,nw为零,η也就等于零,此时虽然涡轮轴上获得的扭矩最大,但无功率输出。

在汽车起步加速过程中,nw逐渐升高,η也随之升高,但传递的扭矩在减小,且η永远无法达到100%。

由于液力偶合器不能改变扭矩的大小,它虽能使汽车平稳起步、加速,减少传动系的冲击载荷,但结构复杂、成本高、效率低,而且不能完全切断动力,必须装有离合器才能平顺换挡,所以很少采用。

而液力变矩器当在泵轮和涡轮中安装了导轮后,当涡轮转动时,从涡轮流出的自动变速器油ATF有残留的动能,通过导轮加在泵轮上从而增大扭矩。

泵轮与涡轮的转速差越大,扭矩增大也越快。

⒊揭示课题

师:液力变矩器之所以能起变矩作用,就是由于结构上比液力偶合器多了一个导轮。在自动变速器油ATF循环流动的过程中,固定不动的导轮给涡轮一个反作用力矩,使涡轮输出的扭矩不同于泵轮输入扭矩。

二、提出问题,学生猜想

1、研讨液力变矩器变矩作用与什么因素有关。

师:同学们想一想,液力变矩器变矩作用与那些因素有关呢?下面小组同学讨论讨论。

⒉学情预设:

生:导轮

生:转速差

生:涡流

生:环流

⒊小结:

同学们都很善于思考,我们今天就先来研究液力耦合器与液力变矩器之间的关系,对于其他问题我们在以后的学习中继续研究。

三、合理探究、进行实验。

(一)研究液力耦合器与液力变矩器之间的特点

⒈猜测

师:首先我们研究液力耦合器与液力变矩器之间的关系。你们认为导轮给涡轮一个反作用力矩,使涡轮输出的扭矩不同于泵轮输入扭矩?(学生回答:导轮加在泵轮与涡轮之间的转速差改变,扭矩改变。)

⒉小组设计方案

师:我们用两台电风扇实验作形象描述:一台电风扇接通电源就像变矩器中的泵轮,另一台电风扇不接电源就像变矩器中的涡轮。将两台电风扇对置,当接通电源的电风扇旋转时,不接电源的风扇会怎样?下面就请各小组设计一个你们的实验方案。同时考虑实验中哪些条件改变,哪些条件不改变。

⒊各小组进行讨论。

⒋学生汇报

师:同学们讨论的都很热烈,哪个小组愿意先来汇报你们的实验方案?

学情预设:

生:两个电风扇就组成了偶合器,它能够传递扭矩,但不能增大扭矩。

生:没有电源的电风扇回流到有电源的电风扇叶片背面。这样会增加有电源电风扇吹出的气流,起增力作用。

师:在他们的研究方案中我们应该注意哪些条件是变化的,哪些条件是不变的?

学情预设:

生:当接通电源的电风扇旋转时,产生的气流可以吹动不接电源的风扇使其转动。

生:两个风扇转动的速度不同。

生: 如果添加一个管道,空气就会从后面通过管道,从没有电源的电风扇回流到有电源的电风扇叶片正面会降低有电源电风扇吹出的气流,起阻尼作用。

生:电风扇(有电源)与没有电源的电风扇用一个轴连接在一起,此时两个电风扇同速转动。

师:我们设计好了实验方案。

5.实验

师:下面各个小组就用两个风扇,按你们的实验方案进行实验。从你们所做的实验数据中观察有什么发现?一会我们交流。

传动轴设计 篇4

1 传动轴的工况及荷载分析计算

根据多年来设计成形的最终产品, 投料机传动轴的传动原理如图1所示, 电动机3、减速机2, 通过过桥齿轮箱1将电机的动力传送到传动轴, 在传动轴的两端分别连接一个曲柄连杆机构, 带动投料铲做直线往复运动, 从而将所需要投入的原料投入到熔窑的熔化池中。

传动轴作为整个传动系统中的重要零件, 承担了传动过程中扭矩的传递, 考虑到在机器的整个工作过程中, 要求投送料的量是均匀一致的, 且在工作过程中电机输出功率同样要求均匀稳定。因传动轴的线速度较小, 排除了因旋转产生的离心力的影响, 传动轴的受力状态不随时间的变化而变化, 因而可以考虑成静力状态。在静力状态下, 传动轴受到了来自过桥齿轮直接作用的切向力, 两端轴承座产生的支撑力和两端连杆机构产生的阻力。

此例中所选的电动机型号为TYBZ-1100-160L-4, 功率为11kW, 转速为150~1 500r/min;减速机型号为YNS-395-80-I, 传动比为i=80;过桥齿轮箱为一对齿轮啮合的非标产品, 其减速比为3.97, 其传动系统的总减速比为317.6。投料机传动系统, 见图1。

根据该系统的相关数据, 鉴于此系统中的传动轴主要是完成动力的传递, 且自身质量、体积不大, 基本可以不用考虑轴自身的质量带来弯矩的影响。分析此系统时, 仅考虑轴的扭矩对轴的影响。考虑到电机通常使用输出的转速为1 500r/min, 可以计算出传动轴传递的扭矩为21 800N·m。根据静力平衡原理, 除两端轴承座对传动轴形成约束外, 两端的曲柄连杆机构形成的阻力所产生的阻力矩应该为过桥齿轮传递力矩, 即每个阻力矩为10 900N·m。

2 有限元建模及网络划分

ANSYS Workbench系统通常有几种建模方式, 其一主要是由商业CAD软件如pro/E、Solidwork、AutoCAD inventer等建立2D或3D结构模型后, 通过ANSYS Workbench的insert命令导入并可在DM模块中进行编辑、修改等;另一种是在ANSYS Workbench系统中的DM模块中直接进行3D模型的建模, 具有直接、方便的特点, 但适应于结构较为简单的零部件建模。图2为在DM模块中建立的传动轴的模型。

在对机械零部件进行有限元分析的过程中需要设置元件的材料属性, 通常包括材料的质量密度、弹性模量、泊松比等。其在ANSYS Workbench系统的实现过程中, 通常是在engineering data菜单中的general materials下的structural steel中添加并进行相应的修改、编辑。根据相关设计资料表明, 该案例传动轴材料选用45#钢, 查阅相关文献和技术手册得材料的质量密度为7 890 kg/m3, 弹性模量E为2.09×1011 N/m2, 泊松比μ=0.269, 屈服强度为355 MPa。

ANSYS Workbench12.1为CAE的过程提供了多种网络方式, 从简单、自动网络及高度复杂的流体网络。尤其是自动化网络的方式, 可以实现智能缺省设置的几何体网络初始化, 达到网络在第一次使用时就可以生成。考虑到计算机的能力限制, 此文采用的是automatic method方式。选择了协调分片算法 (patch conforming) , 网络划分的具体参数主要有:选择的物理场为Mechanical, 网络的相关度设置Relevance为0, 网格参数Min Size为采用系统缺省值2.35E-003, Max Face Size为5E-003m, Minimum Edge Length同样采用系统缺省值为4.9512E-004m。形成节点数为10 841个, 单元数为6 106个。网络划分结构图, 如图3所示。

3 加载及约束

为了保证传动轴的正常工作, 其传动系统从受力情况分析可以看出是处于静力平衡状态, 因而可以得出系统通过过桥齿轮箱通过键连接传递到传动轴的扭矩为21 800N·m。在传动轴的两端通过键连接并传递的曲柄连杆机构形成的阻力扭矩, 其之和也应为21800N·m且平均分担, 即为10 900N·m。两端轴承座对传动轴形成的支撑, 通过添加约束而达到加载的效果。传动轴载荷及约束加载图, 如图4所示。

4 载荷计算

在ANSYS workbench中的solution选项中插入Total deformation和Equivalent Stress结论选项, 求得的等效应力与总变形云图, 如图5、图6所示。

从等效应力云图5可以看出, 发生在两端与曲柄连杆机构的连接处及过桥齿轮与轴连接的轴颈处, 其最大等效应力为4.550 3×108 Pa, 而最小等效应力基本上发生在整个传动轴的最大直径的一段, 越远离过桥齿轮箱, 其等效应力越小, 其最小值为10 901Pa。从总变形云图6来看, 基本上与等效应力的变化趋势相当, 在三个受到力矩作用的区域变形最大, 其最大值为0.159 02mm, 而最小值则发生在远离过桥齿轮箱的另一端, 其最小值为0。

5 结论

从以上分析, 可以看出传动轴无论是总的变形还是等效应力两方面的参数, 均能满足传动机设计要求。但通过Ansys workbench的分析, 也可以得出结论, 整个传动轴的设计从轴的参数和轴的材料的选择, 还有较大的优化空间。同时, 在传动布置方面, 如果能够将过桥齿轮箱的位置稍加改变, 对于整个传动系统的受力及经济性会更加有利。

参考文献

[1]雷海胜.五面加工中心主轴的建模及Ansys workbench仿真分析[J].武汉工业学院学报, 2012, 46 (9) :26-30.

[2]ANSYS—CHINA北京办事处.ANSYS Workbench安世亚太中文培训资料[EB/OL].百度文库, 2008-08-02.

[3]成大先.机械设计手册 (第五版) [M].北京:化学工业出版社, 2008.

机械设计基础螺纹传动教案6 篇5

复习导入： 新课：

一、轴的各部分名称

1.轴颈 与轴承配合的轴段。轴颈的直径应符合轴承的内径系列 2.轴头 支撑传动零件的轴段。轴头的直径必须与相配合零件的轮毂内径一致，并符合轴的标准直径系列。

3.轴身 连接轴颈和轴头的轴段。

4.轴肩和轴环 阶梯轴上截面变化之处。

二、零件在轴上的固定

在考虑轴的结构时，应满足三个方面的要求，即：安装在轴上的零件，要牢固而可靠地相对固定；轴的结构应便于加工和尽量减少应力集中：轴上的零件要便于安装和拆卸。

1.轴上零件的轴向定位与固定

这种固定的作用和目的是为了保证零件在轴上有确定的轴向位置。防止零件作轴向移动，并能承受翰向力。一般采用的方法是，利用轴肩、轴环、轴套、圆螺母和轴端挡圈也称为压板等零件，作为轴上零件的轴向固定用。

①轴肩或轴环固定

这是一种常用的轴向固定方法，它具有结构简单，定位可靠和能够承受较大轴向力等优点。

②用轴端挡圈、轴套和圆螺母等固定

轴端挡圈只适用于轴端零件的固定，而且是受轴向力不大的部位。但它可以承受振动和冲击载荷

为了防止轴端挡圈和螺钉的松动，应采用带有锁紧装置的固定形式，对于无轴肩的，可采用锥形轴端和轴端挡圈联合使用来固定零件。

圆螺母固定零件：一般在无法采用轴套，或嫌轴套太长而选用的，这种方法通常用在轴的中部或端部。用圆螺母的优点是装拆方便，固定可靠，能承受较大的轴向力。缺点是要在轴上切制螺纹，而且螺纹的大径要比套装零件的孔径小，所以一般都切制细牙螺纹。为了防止圆螺母的松脱，常采用双螺母或加止退垫圈来防松。

轴套(也称套筒)用来作为轴向固定零件，一般用在两个零件的间距较小的场合，主要是依靠位置己定的零件来固定。利用轴套定位，可以减少轴的直径的变化，在轴上也不需要开槽、钻孔或切制螺纹等，所以可使轴的结构简化，避免削弱轴的强度。

③其它一些轴向固定形式

对受轴向力不大的或是为了防止零件偶然沿轴向窜动的场合，可用圆锥销固定、紧定螺钉固定和弹性挡圈固定等形式。

2.轴上零件的周向固定 这种固定的作用和目的，是为了保证零件传递扭矩和防止零件与轴产生相对的转动。在使用时，大多数是采用键或过盈配合等固定形式。

①用键作周向固定

采用键联接作为轴上零件的周向固定应用最广，平键、半圆键、楔键和花键等都有应用。

用平键作周向固定，制造简单、装拆方便和对中性好，可用于较高精度、较高转速及受冲击或变载荷作用下的固定联接。应用平键联接时，为了加工方便，对于在同一轴上轴径相差不大轴段的键槽，应尽可能采用同一规格的键槽尺寸，并且要安排在同一加工直线上。

②用过盈配合作周向固定

用过盈配合作周向固定常用于轴与轮毂之间的联接，与孔之间产生压力，工作时依靠此压力所产生的摩擦力来传递扭矩这种联接，结构简单，对轴的削弱少，对中性好，但配合面的加工精度要求也较高。过盈配合的装配，如过盈量不大，一般可用压入法；当过盈量较大时，常用温差法装配。为了装配方便，轴与孔的接口处的倒角尺寸，均有一定的要求。

模块三 轴的材料及其选择

轴的材料选用原则，要根据使用条件来选择，应具有足够的强度，疲劳强度，刚度和耐磨性，对应力集中的敏感性小。

轴的材料一般多用中碳钢，如35，45，50等优质中碳钢，其中以45钢应用最广，因为这类钢材价格便宜，对应力集中的敏感性较好，采用适当的热处理方法(调质、正火、淬火)可以改善和提高机械性能，而且还有良好的切削性能。

轴的材料有时用合金钢，如20Cr、40Cr等，用这类材料制成轴，具有承受载荷较大，强度较高，重量较轻及耐磨性较好等特点。

传动轴设计 篇6

关键词：《机械设计》 机械传动 教学方法

0 引言

《机械设计》对于学生而言，所涉及的其他知识较多，需要学生拥有一定的知识面。并且在该课程当中所要学习的概念大多较为抽象，理解起来具有一定难度，加之公式较多且相对复杂。尤其是机械传动部分需要涉及的传动类型广泛，这就需要教师立足于学生的基本情况和具体的教学目标，进而优化教学方案和方法，最终提高教学质量。

1 学生的学习现状分析

由于该课程的复杂性，教师在进行教学之时相对细化，这就造成部分学生的依赖性大，很难进行独立的思考和自学。使其在相关知识之上的串联性不好，造成知识点脱节，对于知识的认识也只是在一个相对浅显的层面，很难进一步深化。这就要求教师在教学当中不仅需要侧重重难点的讲述，更重要的是引导学生渐渐熟悉技巧，学会独立思考。通过创设教学情景、团队合作等方式，不断提高其积极性和主动性，创造良好的学习氛围，进而提高机械传动教学的质量和学习效率。

2 教学方式

2.1 活跃课堂气氛，提高主动性

首先，可以在教学当中适当的穿插有趣的互动环节，进一步的提高学生的主动性和积极性。比如在带传动的教学之上可以先针对其原理进行讲解，然后在课程当中穿插例如：带传动需要润滑吗？类似这种问题，很容易引起学生的兴趣和提高讨论热情，并且通过讨论而牢记其原理和特点。其次，可以利用实验，进而吸引其注意力，进一步调动积极性。比如当进行蜗杆传动的教学之时，可以将相关教具带上。陌生的教具非常容易引起学生的好奇心，在上课之时学生就会精力高度集中。当讲到相关内容之时，可以请同学上前进行示范。通过学生亲自动手和示范，不仅将有效的提高其兴趣和学习积极性，而且较为形象生动的画面会刺激学生的记忆，进而使其将该部分的重要内容结合示范画面进一步加深印象和理解。然后，直观教学法。轮系部分的内容相对枯燥，并且难以理解。可以借助直观的教具进行教学，以加深学生的记忆。最后，例举生活实例。通过一些和生活相关的实例，进而引起学生共鸣，将理性认识和感性认识相结合。比如链传动是自行车的一种传动方式，就可以充分利用这个学生再熟悉不过的例子。通过身边常常见到的东西再联系到所学习的内容，将在一定程度之上降低难度，提高学生的自信心和学习兴趣。

2.2 通过分析对比培养综合研究问题的能力

在进行传动的相关知识的分析之时，既要让学生了解每种传动的个性，又要了解其内在联系，即共性。通过两者的对比分析可以进一步深化学生的认识，渐渐培养其综合运用能力。由于引起齿轮传动失效的因素较多，学生在掌握和记忆之上都可能存在不同程度的问题。就可以使用表格分析法，将所有相关项目通过制作表格的方式直观的呈现在眼前。通过一目了然的罗列和分析，既能够有效的加强理解和记忆，又能够将不同的原因进行对比分析和记忆。教师在示范表格分析法之时，只需要将其中较为重要的几项进行示范，其余的则交给学生通过自主学习或者小组讨论完成，在提高教学质量的同时培养其自主学习能力和团队合作精神。

2.3 巩固训练

通过以上几种方式，学生已经对机械传动有了一定的认识和理解，为了进一步加深理解和记忆，就需要进行及时的巩固训练。比如对于设计的计算过程，可以在教学当中通过例题详细分析和说明。需要注意的是，在教学当中学生始终都是教学的主体，因此要让学生充分参与进来。通过教师和学生的互动，教师在一旁做适当的辅助，以及学生之间的互帮互助，促进学生积极的进行思考，将理论知识和实践充分结合起来。教师在这其中只需要进行必要的指引，不断的鼓励和引导学生提高自信心，克服难关，进而达到提高学习效率的目的。在课后也需要留下适当的练习，进一步巩固相关知识。通过课后练习，学生亲自动手能够有效的提高其娴熟度，并且将理论运用到实践当中。同时在练习之时可以将几种有关机械传动知识放在一起进行，丰富其知识体系，帮助学生举一反三，培养发散思维。只有这样才能够推动学生进一步认识机械传动，运用相关知识，进而为之后的发展打下良好基础。使其不断的提高专业技能，培养创新能力和实践能力，最终成为一名优秀的设计工作者。

3 结语

综上所述，机械设计课程是对于机械类专业学生而言十分重要且存在一定难度的课程。这就要求教师在进行教学当中要不断的创建良好的学习氛围，通过互动式教学、小实验、表格分析法等方式，进一步激发学生的学习兴趣和积极性，同时进行适当的练习，最终培养其创新精神和发散思维，充分的将理论和实践相结合。

参考文献：

[1]田静云，张国海，贾吉林，和来香，王保民，张东生，何勇.机械设计课程的教学改革与建设[J].中国科技信息，2009，09：252-253.

[2]刘扬，唐芬南.在机械设计课程中引入三维CAD技术教学的实践[J].中国科教创新导刊，2008，30：137-138.

[3]崔建昆，钱炜.机械设计课程实践教学中的工程案例和模块化教学[J].中国科教创新导刊，2011，28：43-45.

传动轴设计 篇7

烟箱提升机是集中装封箱系统的重要组成部分, 是包装机组向仓库输送的最后一道环节, 具有自动化程度高, 操作简单, 可实现远距离输送等特点。自2009年7月调试运行以来, 烟箱提升机的主传动轴在2006年9月、10月、11月先后断裂了三根。每次更换主传动轴, 由于受厂房及设备安装位置的限制, 无法使用大型吊装设备, 完全由人工完成。同时, 烟箱提升机频繁发生故障使整个装封箱系统陷于瘫痪, 需大批人员装箱并运送成品烟箱入库, 极大地增加了员工的劳动强度。在更换新的主传动轴时, 轴的装配精度要求高, 操作时极难达到, 运行效果不理想, 不仅费工费时, 严重影响生产效率, 而且增加了企业的生产成本, 已经不能满足企业的生产要求。通过对主传动轴结构, 机械性能的深入研究后, 进行了合理的技术改造。

1 烟箱提升机的工作原理及主要技术参数

烟箱提升机主要由机架、传动轮、链条及有机玻璃框等部分组成。主要用途是连接一楼链板输送线和二楼链板输送线, 升降方式采用塑钢链条带动柔性托板, 将一楼链板输送线的成品烟箱平稳、无冲突、无损伤地输送至二楼链板输送线, 其运行平稳、结构精巧, 维护方便。

烟箱提升机的工作原理是将一楼的成品烟箱由水平链板输送至皮带机, 到位后接近开关检测发出信号, 皮带机启动把成品烟箱从提升机下部送至刚好到位的柔性托板上, 由传动链条带动柔性托板垂直向上运动, 将成品烟箱送至二楼成品库。

烟箱提升机主要技术参数:

升降高度:7.5m;

电机功率:0.75k W;

额定升降速度:0.4m/s;

额定输送能力:1300箱/h;

输送物料重量:15kg/件。

2 主传动轴断裂原因分析

电动机经减速器变速后, 把动力传递给主传动轴, 主传动轴安装在电动机减速器输出端孔内, 位于烟箱提升机上部。固定在主传动轴上的传动轮带动传动链条上的柔性托板使烟箱向上运动 (图1所示) 。

2.1 主传动轴断裂截面分析

由于烟箱提升机的两支撑轴承与电动机减速器输出端孔的设计不同心, 主传动轴受弯曲和旋转交变载荷作用, 使主传动轴的阶梯截面发生剪切 (图1所示轴头断裂处) 。在交变应力的数值足够大且重复作用的次数足够多的情况下, 轴在应力最大或材料的疵点处出现极细的微观裂纹。而后, 随着交变应力的继续作用, 微观裂纹逐步演变为宏观裂纹, 形成构件的裂纹源。裂纹尖端处的高度应力集中, 促使裂纹不断扩展。在裂纹扩展过程中, 裂纹两侧的材料时而压紧, 时而张开, 材料经反复研磨形成一个光滑区域。裂纹扩展逐步深入到构件内部, 使轴的阶梯处有效截面面积逐渐削弱 (在光滑区域可看到由裂纹源开始向外扩展的弧形曲线) , 而实际应力逐渐增大。最后, 当实际应力增大到一定数值时, 一旦发生冲击、振动或超载现象, 轴便立即发生断裂破坏。因此, 在最后的断口上呈现为颗粒状粗糙区域。由轴的阶梯截面疲劳破坏断口的示意图 (见图2) 可以看到, 断口通常明显地分为两个区域, 即光滑区域和颗粒状粗糙区域。

2.2主传动轴强度计算

根据扭转强度条件:

式中:t—扭转切应力 (MPa) ;

T—轴所受的扭矩 (N·mm) ;

WT—轴的扭转截面系数 (mm3) ;

n—轴的转速 (r/min) ;

P—轴传递的功率 (k W) ;

d—计算截面处轴的直径 (mm) ;

[t]—许用扭转切应力 (MPa) 。

主传动轴原始设计是, 轴所用材料为45号钢;轴断裂处的直径为30mm;升降机的额定升降速度为:0.4m/s;链轮直径为:200mm;主传动轴的转速为:n=0.4×1000×60/π×200=38.2 (r/min) ;主电机功率为0.75k W。

采用45号钢轴的许用切应力[t]是30~40MPa, 此取35 MPa。

其实际切应力, 根据公式:

根据计算, 设计的主传动轴切应力非常接近该轴的许用切应力, 即极限切应力, 当烟箱提升机长期处于满负荷运转时, 该轴极易产生疲劳断裂。而且按照轴的机械设计原则, 当轴上有键槽时, 应适当增大轴径, 单键增大5%, 双键增大10%, 而此传动轴上分布有5个键槽。

按照扭转强度条件对轴的强度进行计算, 显然主传动轴的强度不够, 轴头处的轴径也过小。

另外人为的因素也是造成烟箱提升机负荷瞬间增大, 也是烟箱提升机主传动轴损伤的原因, 由于提升最大的工作能力是每小时1300箱 (21.6箱/min) , 如果生产中操作人员把人工封好的烟箱加入输送通道, 超出烟箱提升机的能力, 后面的烟箱撞击前面的烟箱, 使前面的烟箱在不是输入时进入烟箱提升机, 造成烟箱提升机挤烟, 使烟箱提升机负荷瞬间加大, 更容易造成主传动轴损伤或断裂。

3 主传动轴的改进原则和改进方案

3.1 主传动轴的改进原则

基于以上对主传动轴断裂原因的分析和计算, 提出以下改进原则。

在主传动轴的结构、轴径等方面存在技术改造的可行性。综合考虑投入的人力、物力、财力和创造的经济效益。力求以较少的投入获得较大的产出, 制订合理的改造方案, 能够产生实实在在的经济效益。提高烟箱提升机运行的可靠性, 减少故障率, 改善维修性。为适应企业日益提高的生产要求, 必须增强设备的技术效能, 降低职工的劳动强度, 不断提高生产效率。而烟箱提升机频繁的故障, 制约着企业生产的发展, 企业生产迫切要求必须对烟箱提升机的主传动轴进行技术改造。

3.2 主传动轴的改进方案

选用合适的材料、加工工艺和合理的热处理方式等, 能提高主传动轴的各项机械性能, 如增大许用切应力、韧性、硬度等。

在充分技术论证的基础上, 适当改变轴的结构, 使轴上安装零件和受力情况, 原则上不发生改变, 但能最大限度地消除轴的应力集中, 提高设备的耐久性和耐用性。

合理增大主传动轴的轴头直径, 选择合适的联轴器, 实现两段轴的合理联结。

4主传动轴改进方案的实施

4.1主传动轴的改进设计

4.1.1选用合适的材料、热处理

选择材料主要考虑三个方面:使用要求, 工艺要求和经济要求。

根据材料选择使用原则, 如果零件尺寸影响强度, 且尺寸和重量又受到限制时, 应选用强度较高的材料, 由[1]184页查得:

在保留烟箱提升机主传动轴主要结构不变, 轴上零件安装位置不变的前提下, 力求提高轴头的综合机械性能, 所以选用制造主传动轴的材料为40Gr钢, 并进行调质处理。由于40Gr钢的抗拉强度, 屈服强度都比45号钢高, 最重要的是40Gr钢的许用切应力为45Mpa, 能够满足该提升机工作时主传动轴的实际切应力38.17 MPa的强度要求。

调质处理可改变40Gr钢的内部组织, 发挥强度潜力, 改善使用性能, 提高产品质量和延长使用寿命。经过淬火后40Gr钢, 强度和硬度可大为提高, 高温回炉, 材料的塑性和韧性得到提高, 消除了残余应力, 综合机械性能也加强了。此可以保证烟箱提升机主传动轴的使用要求, 工艺要求及经济要求。

4.1.2主传动轴由整体改为两段

在实际维修更换主传动轴中发现, 由于原设计的缺陷, 主传动轴两支承处与电动机减速器输出端孔存在不同心现象, 在安装时需要精确校准两支承与电动机减速器输出端孔的同轴度。保证电动机减速器输出端孔与传动轴两支承的同心, 是消除轴断裂的又一个关键, 而主传动轴与电动机减速器输出端孔的联接为键联接, 属于刚性联接, 在弯、扭复合载荷的反复作用下, 一旦达到该主传动轴的疲劳极限, 便发生了疲劳断裂。为方便装配, 易于保养和维修, 将主传动轴改为两段即长轴和轴头 (见图3、图4) , 并用锁紧套联接。

主传动轴改进后, 长轴保留原有结构, 联接电动机减速器输出端孔的轴头长度由原118+126=244mm, 减短101mm, 即244-101=143mm, 而轴径由φ30mm改为φ35mm。由于增大了主传动轴联接处的轴径, 缩短了主传动轴的长度143mm, 增大了材料的刚度, 减小了应力集中, 增大了零件的抗疲劳强度。

轴头改造后在轴肩的过渡处增加R4的圆角, 这样就提高了过渡部位的强度, 其余各部分尺寸, 由联轴器结合件的结构尺寸和减速器的安装尺寸决定, 轴头改造件也选择40Cr材料调质热处理, 硬度、强度等机械性能, 能满足轴头的性能。

把长轴改造件和轴头改造件用合适的锁紧套进行联结, 以调整电动机减速器与主传动轴的同心, 可以在一定程度上减小了主传动轴两支承与电动机减速器输出端孔不同心所产生的附加载荷, 使安装、保养、维修、更换等也更加方便, 节省了大量人力、物力、财力。维修时间由原来的7~8h, 减至20min左右, 提高了工作效率。

4.2 主传动轴联轴器的选用

原主传动轴与MP电a动机减速器输出端孔联结后, 电动机减速器输出端与主传动轴支承点的空间距离为73mm, 主传动轴改造后, 轴头φ35mm悬臂长度为55mm, 在如此狭窄的空间和如此短的距离内, 要选择合乎尺寸, 又满足主传动轴工作的弹性联轴器, 比较困难, 同时, 选择弹性联轴器要符合适用性, 经济性、可靠性的原则。在生产实践中, 发现广泛应用德国斯慕门公司生产的B1软盒包装机组上KTR系列锁紧套 (见图5) , 从轴径范围及其他性能, 完全可以满足主传动轴运转时的工作要求, 它具有装、拆方便、尺寸较小、重量较轻、维护简单等优点。

5 改进效果

自2009年11月份, 烟箱提升机主传动轴经过技术改造后, 一直运行稳定, 主传动轴至今没有发生断裂现象, 大大提高了工作效率。同时此改进设计, 充分体现了设备技术改造及创新原则, 对原设计主传动轴改动幅度小, 运用外购件 (锁紧套) 易于实施, 便于维护, 故障率低, 大大提高了烟箱提升机系统使用的可靠性。原主传动轴每根价值1.2万元, 按每月更换1根计算, 仅主传动轴一项, 截至2007年9月, 就为企业节约资金13万元。另外, 原来每次更换主传动轴需要5~6名维修人员, 7~8h维修时间, 按每个工时100元计, 此项费用为600元。改造后, 对主传动轴的维护和保养仅需1名维修人员, 20min完成, 主传动轴和弹性联轴器总成本为400+5000=5400元, 合计每年将为企业节约10万余元的维修资金, 烟箱提升机的停机损失, 更是无法估算。技术改造产生的经济效益非常明显, 对主传动轴的例行维护、保养, 只需松开弹性联轴器, 拆卸下轴头改造件, 大大改善了机构的维修性。

6 结语

通过对烟箱提升机主传动轴的分析改造, 达到了预期目的, 大大提高了设备的有效作业率, 为企业创造了巨大的经济效益, 同时此改进设计体现了设备技术改造和技术创新原则, 易于实施, 便于维修, 运行稳定, 故障率低。

参考文献

[1]初嘉鹏, 贺风宝.机械设计基础[M].北京:中国计量出版社, 2002.

传动轴设计 篇8

1 传动轴的制造

汽车新型复合材料传动轴主要是以复合材料为内层, 以金属材料为外层。其中, 外层材料主要选用铝镁合金、铝合金等轻质金属材料, 内层的复合材料则主要为碳纤维。通过逐层粘贴的方式, 将复合材料固定于金属轴的内表面, 从而保护复合材料免受油水杂质、外部冲击等损坏。在当前的后驱和四驱车辆设计中, 主传动轴的长度在不断增加。传动轴的长度会对其固有频率产生影响——长度越长, 弯曲固有频率越小。随着碳纤维层铺设角度的减小, 碳纤维复合材料混合轴的固有频率逐渐增加。因此, 利用碳纤维复合材料以0°的角铺设, 能够将汽车传动轴的固有频率提升45%左右。

汽车复合材料传动轴应当具有良好的扭转刚度、扭转强度和承载能力, 其弯曲固有频率至少要达到229 Hz以上。同时, 自身质量应尽量减轻。因此, 可以选用碳纤维材料、玻璃纤维材料、铝合金材料分别作为混合传动轴的内层、中层和外层。在实际制造当中, 首先按照一定的角度和顺序, 在金属芯模上缠绕玻璃纤维和碳纤维, 然后放入铝合金轴中。此时, 在芯轴旋转压力的作用下, 复合材料层会贴在铝合金轴内壁。接着将真空袋插入混合轴, 再用带有“O”形密封环和真空管路的端盖密封;将轴向预紧力施加于混合轴上, 并消除复合材料层和铝轴之间的残余热应力;将混合轴抽成真空送入高压釜, 经过3 h 125 ℃加热即可。

2 传动轴的力学性能

在传动轴的设计过程中, 必须要考虑到其刚度和强度等参数, 从而确保零件的安全和可靠。汽车的传动轴主要是传递扭矩, 只承受由自身质量产生的弯矩, 而这种弯矩是可以忽略的。因此, 在设计传动轴强度的过程中, 必须在许用剪应力[t]下对圆轴横截面最大剪应力tmax进行限制。在校核传动轴刚度时, 要考察相对扭转角。

汽车碳纤维复合材料混合传动轴的静态扭矩传递能力至少要达到2 700 N·m。利用相关公式可以计算出传动轴的尺寸。一般情况下, 后驱车辆传动轴的外径为60~120 mm, 长度为1 200~1 500 mm。多层碳纤维的铺设并没有明显提升传动轴的固有频率, 因此, 可以采用单层碳纤维混合轴。

3 传动轴与万向节的连接

混合传动轴和金属万向节可采用机械、胶接等方式连接。其中, 机械连接主要包括法兰连接、螺栓连接、网纹连接、齿纹连接、销钉连接等;胶接主要是利用结构胶连接两者。在实际应用中, 往往难以有效控制胶接质量;而在机械连接中, 螺栓连接和销钉连接都需要在传动轴上打孔, 对传动轴的强度较为不利。因此, 通常采用齿纹连接方式。齿纹连接与矩形花键连接相似, 齿根较浅、应力集中、承载能力高。在装配过程中, 应确保传动轴与万向节间的过盈配合。

在传递扭矩的过程中, 每个齿的受力表达式为:

式 (1) 中:N为齿数;r为连接处等效半径。

在设计中, 根据连接的半径、径向长度等参数能够确定优化设计矢量X= (N, ws, h) 。同时, 要合理选择齿纹的深度、宽度等。以2 700 N•m的扭矩为例, 根据计算能够得出需要的齿数为5, 齿长为60 mm、宽为25 mm、深为1 mm。最后根据实际情况修改齿纹参数, 最终确定齿数为20, 齿宽为6.4 mm, 其他参数保持不变, 传动轴性能满足实际应用要求。

4 结论

传动轴是汽车中十分重要的零部件, 对汽车的质量、强度、性能都有着很大的影响。因此, 为了提升汽车整体性能, 可以采用碳纤维复合材料制造汽车混合传动轴。与以往的钢铁材料传动轴相比, 碳纤维复合材料能在更大程度上提升汽车传动轴的性能。

摘要：碳纤维复合材料是一种应用十分广泛的材料, 具有各向异性、质量轻、强度高等特点。尤其是在汽车制造中, 利用碳纤维复合材料可以制作车身表面覆盖件、空气动力组件等, 能够有效提升汽车的整体性能。在以往的汽车制造中, 采用的是钢铁传动轴, 其弯曲固有频率较小。为了满足汽车高速行驶的要求, 采用了两段式传动轴, 但两段式传动轴存在着很多弊端。而应用碳纤维复合材料制造汽车的混合传动轴, 能够很好地解决这一问题, 从而提升汽车的整体性能。

关键词：汽车,碳纤维复合材料,混合传动轴,力学性能

参考文献

[1]肖文刚, 何志华, 董青海.碳纤维复合材料传动轴设计与制造技术研究[J].玻璃钢/复合材料, 2012 (S1) :232-235.

[2]袁铁军, 周来水, 谭昌柏, 等.复合材料传动轴设计及制造关键技术的研究[J].制造技术与机床, 2012 (10) :159-163.

传动轴设计 篇9

关键词：高强高韧汽车,传动轴管,双道次,W弯曲组合成型

1技术研究背景

随着科技的发展,商用汽车整车减重,增加载荷的要求越来越强烈,促使汽车传动轴管向轻质、高强度、高韧性方向发展。现有传动轴管为提高承载能力及安全系数,只能导致轴管壁厚越来越厚,与汽车整车轻量化趋势背道而驰。减重节能是目前汽车发展的主题之一,对于载重汽车来说,降低一定重量就可多载相应重量的货物,同时可以减少制造单车所需原材料的消耗。因此,壁薄、强度高的汽车传动轴管是各生产厂家的制造目标。

钢带边缘弯曲成型是高强高韧汽车传动轴管生产工艺中的重要环节之一。目前,采用的是一种简单的预弯边机。在调整预弯边机时,往往因材料强度高、反弹大容易导致弧边。但是,采用W弯曲变形时,如果钢带边缘弯曲曲率太小,会造成“桃子头”;弯曲曲率过大,又会造成“苹果凹”。一旦产生这两种成型缺陷,对于钢管质量都是致命的,无法通过闭口成型段和精整段来改变。

2研究设计内容

为解决上述存在的技术问题,本研究设计提供了一种高强高韧汽车传动轴管双道次W弯曲组合成型工艺。采用此工艺,钢带通过两道次W弯曲成型,边缘变形充分均匀,实弯长度占圆周长的50%左右,是单道次W成型实弯长度的一倍,提高了成型质量,克服了因材料强度高、反弹大而引起的成型困难的问题。

3采用的技术方案

本研究设计的一种高强高韧汽车传动轴管双道次W弯曲组合成型工艺原理图,如图1所示。将钢带依次经过15道次成型装置成型,其中包括顺次连接的2道次具有“W”孔型的成型装置、4道次水平辊大变形成型装置、3道次立辊成型装置和6道次精成型装置。根据钢带厚度和成型变形量要求,利用各变形装置的调节装置分别进行轧辊模具孔型调整。钢带依次经过上述调整好的模具孔型,实现高强高韧汽车传动轴管的组合弯曲成型。

如图2、图3所示,经过2道次具有“W”孔型的成型装置,即第1、2道次,对钢带进行中部反弯曲,边缘实弯长度达到周长的50%,断面变形无死区,得到充分变形。

如图4、图5、图6和图7所示,经过4道次水平辊大变形成型装置,即第3~6道次,对钢带进行中部弯曲,弯曲角由30°增大到82°,弯曲半径由471减小到172.3,使钢带逐步形成U型。

如图8、图9和10所示,经过3道次立辊成型装置,即第7~9道次对钢带进行侧面弯曲,中部弯曲角由90°增大到133°,弯曲半径由142.7减小到106.5,使成型截面逐渐收缩变形。

如图11、图12、图13、图14、图15和图16所示,经过6道次精成型装置,继续对钢带进行弯曲变形至最终成型,分为第10~12道次和第13~15道次两个阶段

如图11、图12和图13所示,分别为第10~12道次,中部弯曲角由150°增大到175.32°,侧面弯曲角由65°减小到46.26°,同时侧面和边缘分为两部分进行变形,对钢带边缘进行下压,边缘弯曲角达到25.92°,中部弯曲半径由94.2减小到79.26,侧面弯曲半径由72.5增大到75.4,边缘弯曲半径达到79.26。

如图14、图15和图16所示,分别为第13~15道次。在第13道次,中部弯曲角与侧面弯曲角相等,都变为90°,并且不再发生变化;第14、15道次,钢带边缘继续下压,边缘弯曲角由32.88°增大到38.79°,直到钢带边缘吻合,中部弯曲半径由75.46减小到67.5,侧面弯曲半径由71.6减小到67.5,边缘弯曲半径由75.46减小到67.5,完成了整个成型过程,为高频焊接做好准备。

参考文献

[1]张正华,李晓天,许洲,等.用有限元方法分析传动轴轴管几何参数对溃缩力的影响[J].上海汽车,2013,(9):48-51.

[2]阮光明.汽车覆盖件冲压成型工艺参数优化[D].北京:北京科技大学,2015.

[3]董升顺,常雪舢,谢胜辉.一种大型组合模具车成型工艺的信息化控制系统:中国,CN203496209U[P].2014.

螺杆螺母传动机构设计心得 篇10

螺纹传动由螺杆、螺母组成。按其用途可分为:传力螺旋, 传导螺旋, 调整螺旋。螺旋传动按摩擦性质可分为:滑动螺旋, 滚动螺旋, 静压螺旋[1]。

本篇展示的设计为传导性滑动螺旋 (如图1) 。其优点是:结构简单, 工作平稳。但同时也具有一些固有缺点:螺纹之间的摩擦力大、磨损大、效率低, 不适用于高速及大功率传动。针对这些缺点, 在设计与制作时需要重点考虑: (1) 提高配合精度及降低运动噪音; (2) 保证螺杆的直线度及减小其变形; (3) 考虑螺母与螺杆之间的润滑及耐磨性。

1 需求及规格设计

(1) 螺杆的转速25 00 rp m。 (2) 螺杆承受500g的径向压力。 (3) 螺母需要提供大余10N的推力。 (4) 寿命要求:螺母在螺杆上需要做8万次来回的运动, 即, 顶出8万个以上物品。

通过计算, 螺杆尺寸设计为:大径M8mm, 螺距1.5mm, 螺纹长度130mm, 20度梯形螺杆, 直线度要求:+/-0.15mm;螺母的螺纹配合长度设计在12mm。螺杆螺母的运动方式设计为:螺杆左右端面分别固定于两轴承之间, 螺母限位在导轨中, 通过螺杆传入旋转运动, 转化为螺母向前或向后运动的直线往复运动。

2 选材及结构设计

2.1 设计原理评估阶段

螺杆材料选用标准金属螺杆, 然后加工两头;螺母用塑料POM块料, 通过CNC快速成型加工而成。试验时, 在螺杆与螺母之间加上润滑脂, 经测试验证, 此方案可行。但核算成本发现, 如此加工螺杆, 成本在50元/支, 结合年需求量, 金属螺杆成本太高, 考虑改为塑料螺杆, 开模制造而成。

2.2 结构设计阶段

当螺杆材料选用塑料件开模而成后, 在结构设计时需要结合使用环境、使用要求, 考虑如下两点: (1) 工程塑料是否能满足强度要求, 模具成型是否能满足直线度及螺纹精度要求, 如何解决缩水问题? (2) 螺母与螺杆的配合精密与耐磨性是否能得到保证。

结合以上问题, 具体结构设计如下。

2.2.1 螺杆的材料选定及结构设计。

此组件运动耐磨的要求高, 但由于其装配于内部, 并不方便做日常润滑维护, 从成本出发不考虑做油槽。因此, 需要选用既耐磨又能承受径向压力的材料。结合此要求, 螺杆材料选定为PET+GF。

模具结构设计考虑, 由于此件细长, 如何保证强度与成型直线度是首要考虑的问题。由于产品外径不大且细长, 模具上设计嵌件的方式不太现实;还有一种方式是气辅成型, 可减小缩水, 保证直线度, 但由于此件需要同时受径向与轴向力, 气辅成型在批量生产时, 不易控制, 可能造成强度不一致;因此, 最终定为模具一体成型, 端面进胶, 保证直线度, 材料中加入玻璃纤维增加强度, 减小缩水。为消除因成型造成的分型面毛边, 切除分型面材料, (如图2) 有两种方式, 图2 (a) 方式, 使得螺纹被切除太多;图2 (b) 方式, 不用切除太多螺纹面, 同时便于开模, 防止分型面毛边及表面缩水。模具加工方面, 由于需要保证螺纹面精度, 模仁表面不能在电火花加工后再采用手动抛光, 因此, 模仁采用镜面火花机加工螺纹面。

2.2.2 螺母的模具设计及材料选定

模具旋转抽芯, 材料选用从自润滑及运动耐磨方面考虑, 选POM。

2.3 设计验证阶段

由于, 在以前的工作中没有使用过用塑料做如此高精度的螺杆, 并与塑料螺母配合运动的组件, 因此, 没有实际经验。为降低风险, 决定先做试验模具验证可行性。

成本及时间核算:试验模具成本1.5万, 时间15天~18天, 验证时间30天。开正式模30天, 模具费6万。

验证结构:当螺杆材料选用:PET+40GF或PBT+30GF测试后, 发现当运动2万个~4万个周期持后, 螺母被螺杆磨损。原因是: (1) 螺母被磨损的机会是螺杆的10倍; (2) 由于螺杆材料中加入了玻璃纤维, 虽然增加了螺杆的强度, 但同时也在运动中, 由于被磨出来的纤维端部, 对螺母造成了较大的磨损。

经过分析并得到塑料专家推荐, 决定从变更螺母及螺杆材料方面入手解决此问题: (1) 选用一种既有强度又耐磨损材料制作螺杆——尼龙+碳纤+PTEF。尼龙+碳纤塑胶材料, 可用于制造高强度、耐冲击性结构部件或承力件;尼龙中加入15%PTFE可增加润滑性, 改善表面光洁度[2]。 (2) 螺母材料选用, 需要考虑高硬度, 高耐磨性, 以抵抗运动中的磨损。专家推荐选用POM+GB (玻璃珠) 。

运行验证:在不加入任何润滑的情况下, 装机运行, 结果发现螺杆依然没有明显磨损, 而螺母的磨损情况也大大改善。通过持续跟踪磨损状况发现, 在前2万个周期内, 螺母直径方向大约被磨损了0.2mm。在以后也每2万次检查一下磨损状况, 发现螺母的磨损速度在逐渐减慢, 当运行了10万次时径向磨损大约在0.3mm。在运行至20万次磨损大约为0.5mm, 噪音加大, 超过了设计要求。测试结束。

3 经验总结

螺杆分型面的合理设计对降低模具加工难度及成本, 提高产品成型质量是十分重要的。

对风险高的零件采用设计验证的是十分必要的, 其可大大降低风险并缩短开发周期。

材料的选择对降低成本十分有效, 特殊材料的妙用对提高产品寿命非常重要。

此设计的优点:敢于创新, 成本低, 功能可靠, 结构简单;缺点:丝杆螺距太小, 在控制失效时会出现自锁现象。

4 类似结构对比

优点如下。

(1) 直线导轨与驱动螺母为一体化设计, 简化了装配, 保证了装配精度。

(2) 由于螺母运动精度靠导轨和传感器来控制, 因此, 不再需要高精度螺纹配合。

(3) 径向压力由外圆导轨承受, 螺纹之间的受力及运动得以改善, 从而寿命得到大大提高, 因此, 不需要对螺杆的强度做特别要求, 材料可改为普通的POM, 或PA66即可满足要求。

缺点:由于外圆尺寸需要相对较大, 因此, 此件只能在机构外形尺寸空间允许的情况下才能使用。

1.卡环2.轴承端盖3.轴承4.螺杆5.管导轨6.螺母7.衬套端盖

参考文献

[1]黄平, 朱文坚.机械设计基础[M].广州:华南理工大学出版社, 2008

传动轴设计 篇11

关键词：少齿数齿轮  最少齿数  专用机床传动系统  设计

必要性

0 引言

机械产品的重要零件便是齿轮。齿轮因为它自身显著的优点被广泛应用于各个领域。其中齿轮传动是其最重要的应用。

齿轮传动，作为机械传动中最重要的传动之一，是利用两齿轮的轮齿相互啮合来传递动力和运动的机械传动。齿数在2-10之间的渐开线圆柱齿轮是少齿数齿轮，少齿数齿轮传动是利用少齿数齿轮的齿轮传动。因为在少齿数齿轮传动中很大程度上减少了小齿轮的齿数，所以其单级传动比较大且拥有结构简单、传动效率高等等的诸多特点。现今，少齿数齿轮传动在例如电动自行车、摩托车以及减速器等诸多的机械中都发挥了它们不可替代的作用。

1 少齿数齿轮的简要介绍

作为齿轮传动技术的新进展的少齿数齿轮传动拥有体积小、单级传动比大且承载能力高等等的显著的特点，所以，其具有较高的研究意义以及应用价值。

齿数是2-8的渐开线圆柱齿轮便是少齿数齿轮，其传动为渐开线齿轮传动的重要构成还有延伸，优点也是十分明显的，它适用于中小功率、结构尺寸受限制、传动比大等等的场合，对于现代发展的需求是十分契合的。

首先，少齿数齿轮常采用斜齿的形式，换句话说，少齿数齿轮就是特殊的渐开线斜齿圆柱齿轮;因为少齿数齿轮的相关特点，所以通常情况之下将其设计为齿轮轴的形式，且在使用少齿数齿轮的时候，对其安全性的验证是极其重要的;在选择少齿数齿轮时，一个必须要进行考虑的技术指标是齿轮的耐磨性，因为少齿数齿轮无法用磨齿机磨削，所以，少齿数齿轮必须要做成硬齿面形式等等。

2 渐开线齿轮不发生根切的最少齿数

当前，在普通滚齿机上加工齿轮时可以加工到的最少齿数介绍如下：

2.1 标准直齿轮不发生根切的最少齿数

■

图1  用标准齿条型刀具切制标准齿轮

用标准齿条型刀具切制标准齿轮的情况见图1。只有充分熟知了产生根切的原因才可以避免根切。刀具的刀刃从啮合线上B1点开始切削齿轮轮廓，切至啮合线与刀具齿顶线的交点B2处，这个时候，被切齿轮渐开线齿廓已被全部切出。倘若被切齿轮的齿数不够多那么会使其极限啮合点N1″落在刀具齿顶线之下，这个时候刀具的齿顶就会把轮齿已切好的一部分齿根渐开线齿廓切去，跟切也就产生了。为了将根切的出现的情况加以避免，应该使极限点N1必须位于刀具齿顶线之上，即应让PN1sinα？叟ha*m，进而求得标准直齿轮不发生根切的最少齿数为：

Zmin=2ha*/sinα（式1）

当齿顶高系数ha*取1，压力角取20°时，计算得出Zmin=17;当轮齿有轻微根切时，增大了齿根圆角半径，从而增大了轮齿抗弯强度，因此在一些场合也常允许轮齿产生轻微根切，此时可取Zmin=14;另外，加工渐开线圆柱直齿轮时，可以不考虑齿轮变位调整对刀具的干涉，此时其最少齿数可取Zmin=4。

2.2 渐开线标准斜齿圆柱齿轮不发生根切的最少齿数

■

图2  斜齿轮的当量模型

设经过斜齿轮分度圆柱面上的一点c，作轮齿的法面，见图2，将斜齿轮的分度圆柱剖开，剖面则为一椭圆。现以椭圆上c点的曲率半径ρ为半径作一圆，作为一假想直齿轮的分度圆，以该斜齿轮的法面模数为模数，法面压力角为压力角，作一直齿轮，其齿形就是斜齿轮的法面近似齿形，称此直齿轮为斜齿轮的当量齿轮，而其齿数即为当量齿数（用Zv表示）。

由图可知，椭圆的长半轴a=d/（2cosβ），短半轴b=d/2，而ρ=a2/b=d/（2cosβ），所以：

Zv=2ρ/mn=d/（mncos2β）=zmt（mncos2β）

=z/cos3β（式2）

由式2可得出渐开线标准斜齿圆柱齿轮不发生根切的最少齿数为：

Zmin=Zvmincos3β（式3）

Zvmin为当量直齿标准齿轮不发生根切的最少齿数;β 为螺旋角，一般取8°～20°;mn为法面模数，按国家标准取标准值;mt为端面模数，mt=mn/cosβ。

可见，斜齿轮的最少齿数可以比直齿轮的少，而且采用斜齿轮传动时轴承的跨距较小，轴的刚度也较大。采用渐开线圆柱斜齿传动时，小齿轮的齿数可以选择2-10。

2.3 变位齿轮的最少齿数

当下，对少齿数渐开线圆柱齿轮传动来讲，最大问题便是滚切少齿数齿轮而出现的根切。为了避免根切经常选用较大的变位系数，然而较大的变位系数在解决根切问题的同时势必又会引起齿顶厚变薄（Sa？燮（0.25～0.4）mm）还有变尖（Sa？燮0）以及干涉等问题。另外，在一定的情况下甚至还会出现节点外啮合现象。对于齿轮齿顶齿厚变薄及变尖问题，可以通过削顶的方法来保证少齿数齿轮必要的齿顶厚，但这样同时又会使实际的齿顶高降低，从而使得实际啮合线缩短、端面重合度减小。然而当齿轮端面重合度很小时，会出现齿轮节点偏离实际啮合线中点，甚至处在实际啮合线外，造成相对滑动系数很大、磨损严重等问题。此时，可以通过采用较大的螺旋角和较大的齿宽系数来增大轴向重合度。

在实际生产中，虽然用范成法滚切加工标准直齿轮时不发生根切的最少齿数是Zmin=17，但是可以通过正变位等方法加工齿轮，使得齿轮的齿数变得更少。

当需要加工制造齿数少于17，而又不产生根切现象的齿轮时，由式1可知，可采用减小齿顶高系数ha*及加大压力角α的方法来实现。然而减小ha*将使重合度减小，而增大α要采用非标准刀具。除了这两种方法外，解决上述问题的最好方法是在加工齿轮时，将齿条刀具由标准位置相对齿坯中心向外移出一段距离，即采用所谓的变位修正法进行加工。当加工少齿数齿轮时，可采用将刀具由齿轮轮坯中心移远的正变位加工法，但是齿轮齿数也是有限制的：当齿轮齿数取8时，齿轮齿顶开始变尖;当齿轮齿数取7时，计算出的齿顶圆齿厚变为负值。对于少齿数齿轮，少齿数齿轮传动机构中齿轮的变位是用改变刀具对齿坯的径向相对位置来实现的，通过选择合理的变位系数，可以消除根切，提高少齿数齿轮齿根抗弯曲疲劳强度和齿面耐磨性能，使大小齿轮接近等强度。另外，为了提高齿轮表面接触强度，渐开线少齿数齿轮通常采用正向变位。

3 设计一种少齿数齿轮专用机床传动系统必要性

在机械传动中有了非常大比重的便是齿轮传动。但是，当有空间的限制的时候，为了达到小型化这一目的，一种趋势便出现了，那就是，采用少齿数齿轮。但是因为少齿数齿轮具有齿数少、齿轮轴细这些特点，使得少齿数齿轮的加工更加困难;国外的加工少齿数齿轮的机床售价高且技术封锁，这些都制约着少齿数齿轮的应用还有推广。

于是我们可以得出，少齿数齿轮应用的最大困难就是加工工艺，同时结合国内现状，目前还没有专门加工少齿数齿轮的机床。我们可以得出，设计一种少齿数齿轮专用机床传动系统是非常必要的并且研究意义重大。

4 结束语

少齿数齿轮传动在当下被广泛应用的重要原因就是其单级传动比大、传动效率高等等的优点。通过分析当下在普通滚齿机上加工齿轮时可加工到的最少齿数的情况以及设计少齿数齿轮专用机床传动系统的必要性可以让我们对少齿数齿轮传动有更深一步的了解，从而在进行具体设计时有更精准的把握。

参考文献：

[1]日本机械学会.齿轮强度设计资料[M].北京：机械工业出版社，1984.

[2]孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2006.

[3]濮良贵，纪明刚.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.

[4]张根保，王国强，何文辉，曾海峰.基于任务的数控机床可靠性分配技术研究[J].中国机械工程，2010（19）.

传动机构的设计与计算 篇12

关键词：机械传动,同步带,选型

0前言

机械传动在机械行业中有着至关重要的作用,机械传动分为很多种,例如丝杠传动、齿轮传动、链传动、带轮传动、蜗轮蜗杆传动等。[1]其中,丝杠传动位置精度高,但经济成本较高;齿轮传动动力大、精度高,但传递距离短,适合小距离传动;链传动传递距离长、经济成本低,但是传动精度不能满足;带传动传递功率远,但易打滑而且功率损耗大;蜗轮蜗杆传动具有自锁功能,但传递效率不高。同步带由于具有带传动、齿轮传动、以及链传动的优点被广泛应用于机械行业中。[2]因此,本文设计一个同步带机械传动机构,适合于较重工作台以及行程较长的机构。

1 系统方案

设计一个经典机械传送机构的方案,如图1所示。

工作台与同步带联接,通过丝杠的旋转作水平直线运动。同时工作台又通过滑块与导轨联接,起到支撑工作台的作用,同时又起到导向作用。同步带轮通过联轴器与电机相连。该传动机构的工作原理是电机工作,带动同步带运动从而使工作台在导轨上作水平直线运动。

1.1 导轨的选型设计

滚动直线导轨以其较高精度以及较低摩擦性已经成为一种国际通用的支承和传动装置,其被广泛应用于数控机床以及自动化设备中。其中,滚动直线导轨副(即导轨滑块)影响着滚动导轨的主要性能,因此,对滑块进行研究具有重要意义[3]。

导轨组合方式分为单导轨单滑块、单导轨双滑块、双导轨双滑块、双导轨四滑块等。[4]本机械传动机构采用双导轨四滑块水平结构。工作台质量为m,两导轨滑块间的距离分别为l0、l1,质心距中心点的距离为l2、l3,质心距离丝杠中心轴的垂直距离为h。

当水平运动时,导轨四个滑块的径向负荷分别为

此时,滑块无侧向负荷。该小于滑块的额定动载荷。根据以上原则以及经验,选择一个符合条件的导轨。

导轨滑块的额定寿命额定寿命为

fH:硬度系数;fT:温度系数;fC:接触系数;pn为计算负载,C为额定负载。

若导轨一天连续工作24小时,工作15年,则需要131400小时的使用寿命。

1.2 同步带计算与选型

由于同步带传动能够保持恒定的传动比,结构简单,传动平稳,而且经济成本低,维护方便,是一种非常受欢迎的传动方式。由于发展迅速,同步带种类繁多,日趋成熟。[5]本文介绍一个新型的同步带选型方法。

计算同步带有效张力Fs:工作台通过导轨滑块作用于同步带上的张力。计算设计张力F=K·Fs,其中,K为过载系数,通过查资料可得。

选择皮带种类、皮带宽度和带轮直径。通过查找资料,找出各种皮带不同的皮带宽度所能承受的容许张力,与设计张力作比较,要求设计张力小于容许张力,从而选出皮带种类与皮带宽度。查找资料,找出所选皮带种类对应的带轮的最小齿数以及带轮直径,最终确定带轮的齿数与带轮直径,原则上带轮齿数大于带轮的最小齿数。本结构的同步带轮传送比一般选择1。

首先暂定轴间距C1,则大致皮带周长为L1=2·C1+π·D,D为带轮直径。根据大致皮带周长与节距P求出皮带齿数N=L1/P,确定皮带周长L=P·N,确定轴间距C=P·(N-D)/2。

1.3 电机选型

工作台加速时间为t1,匀速时间为t2,减速时间为t3,从开始加速到速度减为零的移动距离为s,则匀速运动时的速度v可由下式求出:

工作台的运动特性如图2所示。

负载部分的惯量

J=J1(联轴器)+J2(皮带传动机构)+J3

J1:联轴器转动惯量

J2:皮带传送机构转动惯量

J3:带轮转动惯量

根据负载的转动惯量选择一个电机。

要求负载转速小于电机额定转速。如果满足,继续进行选型计算,如果不满足,重新进行选型。

2 实例

工作台质量为80,两导轨滑块的距离l0、l1分别为0.5m、0.4m,质心与工作台的中心点重合,质心距离同步带中线的距离为0.1m,则导轨滑块的径向载荷为:

根据受力情况,选择一个符合要求的导轨,选择型号为THK品牌的2SRS14WMQZUUC1+1400LHM,其额定动载荷C=5.49k N,额定静载荷C0=5.3k N。

通过查找资料可得:fH=fC=fT=1,fW=1.2,则导轨使用寿命为:

同步带的有效张力,即工作台在滑块上的摩擦力Fs=μmg=14.7N,同步带的设计张力为F=25N(K=1.7)。根据设计张力小于同步带容许张力的原则,选择T10同步带,皮带宽度为50mm,带轮直径为101.86mm,其节距P=10mm。

暂定轴间距C1=1960,则L1=4239.84mm。皮带齿数N=L1/P=423.9,取整N=424。确定皮带周长L=P·N=4240mm,轴间距C2=1960mm。

工作台加速时间t1=0.1s,匀速时间t2=0.8s,减速时间t3=0.1s,工作台的移动距离s=1000mm,则匀速运动速度v=1.11m/s,带轮转速n=210r/s,负载转动惯量J=3.125×10-4kg·m2。根据负载转动惯量选择一种电机,理论上电机转动惯量Jd应该大于负载转动惯量J,由于考虑到经济性,实际过程中可以选择J=(1~10)×Jd,既可以考虑到成本问题,又可以维持电机稳定性。因此,选择一种电机,其转动惯量为Jd=1.88×10-4kg·m2,功率P=1000W。

负载移动转矩T1=0.94N·m,加速转矩T2=7.606N·m,减速转矩T3=5.66N·m。

验证所选电机是否符合条件。所选电机额定转矩T=3.18N·m>T1,电机最大转矩Tm>T2,所选电机符合要求。

3 结束语

对于任何一个传动机构的设计,都应该根据机械设计理论进行理论计算,且验证其是否能够满足要求,并根据实际情况选型,才能设计一个合格的传动机构。本文根据以上思想,设计了一个同步带传送机构,并已经通过验证应用到实践中。

参考文献

[1]王雷顶.机械传动技术的改进与发展[J].机电信息,2012(15):118-119.

[2]郑柳.机械传动在生产实践中的应用与选择[J].职业,2010(02):129-130.

[3]姜大志.滚动直线导轨的受力分析与载荷计算[J].机床与液压,2008(04):270-275.

[4]赵江杰.滚动直线导轨副摩擦力动态测量系统设计与分析[D].南京:南京理工大学,2007:6-12.