变速箱输出轴设计说明书

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：

d ≥ T

n [τ]3

d--最小直径。 T--最大力矩 n —转速

d ≥ 294

2000?523

=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=（0.4～0.5）A，mm （5–1）

第一轴：

3emax 6.4-4T d ）（ ，mm （5–2）

式中T e max —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=0.18～0.21

5.2 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

[]

ττ

T

T

T

P

T W ≤≈=d 32.0n 9550000 (5–3) 式中τT —扭转切应力，MPa ； T —轴所受的扭矩，N ·mm ；

W T

—轴的抗扭截面系数，mm 3

； P —轴传递的功率，km ； d —计算截面处轴的直径，mm ； [τT ]—许用扭转切应力，MPa 。

其中P=78kw ，n=5750r/min ，d=24mm ；代入上式可得：

=??≈

=

24

3

2.0575078

9550000W

T

T

T

τ46.9MPa 由查表可知[τT ]=55MPa ，故[]

ττT T ≤,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：

I P

G T

10

4

73.5?=?（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 ；

I P —轴截面的极惯性矩，mm 4，I P

=d π4

/32; 将已知数据代入上式可得：

=??

???

?=32

14.31.8100014273.52410104

4

4

?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：

d

i 2emax t

T F

=

（5–5）

βα

dcos tan i 2emax r ??=T F (5–6)

d

tan i 2emax a β

??=

T F (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，mm ，为100mm ；

α—节点处的压力角，为16°； β—螺旋角，为30°；

T

emax

—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：F 1(160＋75)=Fr ×75，可得出F 1=1155.4N ； 水平面内所受力矩：M C =160·F 1·10-3=184.87N ·m ； 垂直面：

'F 1

=

75

160160t 2d

a

+?+-F F （5-8） 可求得'F 1=7122.1N 垂直面所受力矩：

103

-1s '160??=F M =1139.54N ·m

该轴所受扭矩为：

=T

j

142×3.85=546.7N

故危险截面所受的合成弯矩为：

T M M J S C M 2

22++= (5-9)

可得

）（）（10007.546100054.1139)100087.184(2

2

2

???++=

M

N 105

3.1?=·mm

则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）：

[]σπσ≤=

d

3

32M

（5-10）

将M 代入上式可得：=σ100MPa ，在低档工作时[]a 400MP =σ，因此有：

[]σσ≤，符合要求。

（2） 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f c 和在水平面内的挠度f s 可分别按下式计算：

EIL

F 3b

a f

2

23

c

=

(5-11)

EIL

F 3b

a f 2

24

s =

（5-12）

式中F 3—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ），这里等于F r

；

F

4

—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ），这里等于F t ；

E —弹性模数（MPa ）

，E=2.1×105

（MPa ）； I —惯性矩（mm 4

）

，I =πd 4/64，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（5-11）、（5-12）得：

13.0f

c

=，15.0f s =。

故轴的全挠度为mm 2.0mm 198.0f f f 2

s 2c ≤=+=

，符合刚度要求。