变速箱输出轴设计说明书.doc

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1、变速箱输出轴设计说明书手动五档变速箱，参考同类变速箱得最大转矩为294N·m。初取轴的材料为40Cr，算取轴的最小直径：dd--最小直径。T--最大力矩n—转速d=14.1mm按照轴的用途绘制轴肩和阶梯轴，得到零件图。从左向右传动比齿轮依次为1，同步器，1.424，2.186，同步器，3.767，同步器，6.15，倒档齿轮。5变速器轴的设计与校核5.1变速器轴的结构和尺寸5.1.1轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴颈根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖

2、实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图5–1所示：中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便磨损后更换。其结构如下图所示：5.1.2轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺[7]要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验第二轴和中间轴：d=（0

3、.4～0.5）A，mm（5–1）第一轴：，mm（5–2）式中—发动机的最大扭矩，Nm为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：d/L=0.16～0.18；第二轴：d/L=0.18～0.215.2轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度[8]都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭

4、矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。5.2.1第一轴的强度和刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此种情况下，轴的扭矩强度条件公式为(5–3)式中—扭转切应力，MPa；T—轴所受的扭矩，N·mm；—轴的抗扭截面系数，mm3；P—轴传递的功率，km；d—计算截面处轴的直径，mm；[]—许用扭转切应力，MPa。其中P=78kw，n=5750r/min，d=24mm；代入上式可得：46.9MPa由查表可知[]=55MPa，

5、故,符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：（5–4）式中T—轴所受的扭矩，N·mm；G—轴的材料的剪切弹性模数，MPa；对于钢材，G=8.1×104MPa；—轴截面的极惯性矩，mm4，=4/32;将已知数据代入上式可得：0.9对于一般传动轴可取[]=0.5°～1°/m；故也符合刚度要求。5.2.2第二轴的强度与刚度校核（1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa可按下式求出：（5–5）(5–6)(5–7)式中i—计算齿轮的传动比，此处为一档传动比3.85；d—计算齿轮的节圆半径

6、，mm，为100mm；—节点处的压力角，为16°；—螺旋角，为30°；—发动机最大转矩，为142000N·mm。代入上式可得：Ft=10934N；Fr=3620.4N；Fa=6312.7N；危险截面的受力图为：水平面：F1(160＋75)=Fr×75，可得出F1=1155.4N；水平面内所受力矩：=160·F1·10-3=184.87N·m；垂直面：=（5-8）可求得=7122.1N垂直面所受力矩：=1139.54N·m该轴所受扭矩为：142×3.85=546.7N故危险截面所受的合成弯矩为：(5-9)可得·mm则在弯矩和转矩联

7、合作用下的轴应力（MPa）：（5-10）将M代入上式可得：100MPa，在低档工作时，因此有：，符合要求。（1）轴的刚度校核图5-4变速器轴的挠度和转角第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算：(5-11)（5-12）式中—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N），这里等于；—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；—弹性模数（MPa），E=2.1×105（MPa）；—惯性矩（mm4），=d4/64，d为轴的直径（mm）；a、b—为齿轮座上的作用力距支座A、B的距离（mm）；L—支座之间的距离（mm）。将数值代入式（

8、5-11）、（5-12）得：，。故轴的全挠度为，符合刚度要求。