变速器详细设计过程word资料20页

第三章变速器及驱动桥

第一节变速器选型及基本参数的确定

变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1）变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；

2）设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；

3）操纵简单、方便、迅速、省力；

4）传动效率高，工作平稳、无噪声；

5）体小、质轻、承载能力强，工作可靠；

6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；

7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；

8）需要时应设置动力输出装置。

1.1 变速器选型

有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。其中两轴式和三轴式变速器得到了最广泛的应用。

三轴式变速器的其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与

中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起

来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、

二轴也仅传递转矩．因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这

是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。

因此，在齿轮中心距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以

获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接

档外其他各档的传动效率有所降低。

两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外

其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，

因为这种布置使汽车的动力——传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量

减少6％~l0％。两轴式变速器则方便于这种布置且使转动系的结构简单。

两轴式变速器的第二轴<即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体，当发动

机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可

用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺、降低了成本。除倒档常用滑动齿轮(直

齿圆柱齿轮)外，其他档位均采用常啮合齿轮(斜齿圆柱齿轮)传动；各档

的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有

困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端。

两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，

因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的

上限(i

＝4.0~4.5)也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各高档传动g1

比同时增大主减速比来消除。

前置副变速器用于分割主变速器相邻档位之间的间隔，并获得两倍于

主变速器档位数的档位。组合后的多档变速器也只有两对齿轮同时进人啮合，因此传动效率不变。利用已有的基本型变速器与前置副变速器组合的多档变速器，通用化程度高是其基本优点，通常用于需要提高车速时(例如对柴油机汽车)或用于需要不大地提高车轮的牵引力时(在主变速器可以承受的范围内)。副变速器有两个档，即直接档和非直接档。后者根据需要可为超速档，其传动比取1／s；亦可为降速档，取s。其中s为组合式多档变速器各档传动比公比的平均值；q为主变速器各档传动比公比的平均值。当前置副变速器采用具有较大传动比的降速档时，要求主变速器有相对较大的中心距，以便能承受增大了的低档输出转矩，这是它的主要缺点。

后置副变速器的组合方案用于需要显著地提高驱动车轮的牵引力时。它有两种结构方案。其中，固定轴线式后置副变速器相当干一个两档变速器，即由第一轴、中间轴、第二轴及两对常啮合齿轮组成。第一、二轴连接后构成直接档；否则，经过两对常啮合齿轮传动则为降速档或称低档。与行星齿轮式后置副变速器相比较，固定轴线式的结构较简单但质量较大。行星齿轮式的结构较复杂但尺寸紧凑，质量小且能获得较大的低档传动比，也具有直接档和低档两个档。后置副变速器的低档传动比取值应根据与主变速器组合时传动比的搭配方式确定。组合后的传动比范围也与搭配方式有关，例如分段式搭配可使传动比范围扩大一倍使总传动比范围达12~13或更高，而插入式搭配则扩大不多。

多档变速器的传动比的搭配方式有三种：

（1）插入式

当主变速器传动比间隔较大时，副变速器的传动比可均匀地插入其间，共同组成1个连续的传动比序列，使两者交替换档，例如：主变速器的传动比为1~s2~s4~s6~s8个档；前置副变速器的传动比为1/s~1。其中，s为多档变速器的传动比公比，则构成的10档变速器的传动比为1/s~1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8。如果前置副变速器具有降速档，传动比为1~s，则构成的10档变速器的传动比为1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8~s9。

（2）分段式

当主变速器的传动比公比较小时，具有大的低档传动比的后置副变速器的高、低档传动比与主变速器各档搭配成高、低传动比两段范围。例如，设主变速器的传动比为1~s~s2~s3~s4，后置副变速器的传动比为1~s5，则总传动比序列为1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8~s9。这种方式换档简便。

（3）综合式

是插入式与分段式的综合，使传动比范围进一步扩大。例如主变速器的传动比为1~s2~s4~s6；前置副变速器的传动比为1/s~1，与主变速eS作插入式组合；后置副变速器的传动比为1~s8，作分段式组合，则构成16个档的总传动比序列为1/s~1~s~s2~s3~s4~s5~s6~s7~s8~s9~s10~s11~s12~s13~s14。

1.2 变速器零部件的结构分析与型式选择

（1）齿轮型式

斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运转平稳、噪声低、寿命长的突出优点而得到变速器的普遍采用。直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一档和倒档。

（2）轴的结构分析

变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。

第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。

第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。用弹性挡圈定位各档齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性档圈也不能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心更宜。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。

变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。

旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。如结构尺寸允许，应尽量采用旋转式中间轴。

固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等

作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮(宝塔齿轮)的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。

（3）轴承型式

变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。

第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。

第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。

旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。

固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。

变速器第二轴的常啮合齿轮与二轴之间多采用滚针轴承，也有用滑动轴套的。前者与后者相比，具有定位精度高有利于齿轮啮合，传动效率高且飞溅润滑即能满足要求等一系列优点，但对配合处的尺寸精度、表面粗糙度及硬度都要求很严，且配合要适宜。

为适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增强其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等方向发展，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多。因为与其他轴承相比，圆锥滚子轴承的直径小、宽度大、接触线长，因而容量大，可以承受高负荷；在承受同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器的尺寸和质量；锥体、外圈及滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性及长寿命；接触线长加之锥角和配合选择适当，则可提高轴的刚度，使齿轮正确啮合、降低噪声，减少自动脱档的可能并提高其寿命；圆锥滚子轴承可通过预紧消除轴向间隙和轴向窜动。由于上述优点，圆锥滚子轴承已在国外一些轿车、客车和载货汽车及重型汽车的变速器上得到应用。

变速器采用圆锥滚子轴承时，为了便于装配和轴承预紧，通常将壳体设计成沿变速器轴中心线所在平面垂直分开或水平分开。

1.3 基本参数的确定

1.3.1 变速器的档位数和传动比

不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为3～4），过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为5～6，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5~l0t多用五档变速器；大于l0t的多用6个前进档或更多的档位。

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合

考虑、确定。

（1）根据汽车最大爬坡度确定

汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有

则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为

式中m ——汽车总质量；

g ——重力加速度；

f ——道路阻力系数；

m ax α——最大爬坡要求；

r r ——驱动车轮的滚动半径；

max e T ——发动机最大转矩；

0i ——主减速比；

t η——汽车传动系的传动效率。

（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定

求得的变速器1档传动比为：

式中2G ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；

?——道路的附着系数，计算时取?=0.5~0.6。

变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为11-=n gn g i i q （其中

n 为档位数）的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。

1.3.2 中心距

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：

式中A K ——中心距系数。对轿车取8.9~9.3；对货车取8.6~9.6；对多档

主变速器，取9.5~11；

max 1T ——变速器处于1档时的输出转矩，g g e i T T η1max max 1=；

max e T ——发动机最大转矩，N ?m ；

1g i ——变速器的1档传动比；

g η——变速器的传动效率，取0.96。

初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出：

式中Ae K ——按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取

14.5~16.0，对货车取17.0~19.5。

轿车变速器的中心距约在65～80mm 范围内变化。

1.3.3 变速器的轴向尺寸

变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A 的尺寸参用下列关系初选。

货车变速器壳体的轴向尺寸：

四档 （2.4~2.8）A

五档 （2.7~3.0）A

六档 （3.2~3.5）A

轿车变速器壳体的轴向尺寸：

四档 （3.0~3.4）A

变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。

1.3.4 齿轮参数

（1）齿轮模数

齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。

根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m 与弯曲应力w σ之间有如下关系：

直齿轮模数

式中j T ——计算载荷，N ?mm ；

σK ——应力集中系数，直齿齿轮取1.65；

f K ——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；

z ——齿轮齿数；

c K ——齿宽系数，直齿齿轮取4.4~7.0； y ——齿形系数，见图6-21。齿高系数f 相同、节点处压力角不同时：205.1479.0y y ≈，205.1789.0y y ≈，205.221.1y y ≈，202523.1y y ≈；压力角相同、齿

高系数为0.8时，18.014.1==≈f f y y ；

w σ——轮齿弯曲应力，当max e j T T =时，直齿齿轮的许用应力

850~400][=w σMPa 。

斜齿齿轮法向模数

式中σK ——应力集中系数，斜齿齿轮取1. 5；

β——斜齿齿轮螺旋角；

c K ——齿宽系数，斜齿齿轮取7.0~8.6；

εK ——重合度影响系数，取2； y ——齿形系数，按当量齿数β3cos /z z n =查询；

w σ——轮齿弯曲应力，轿车变速器斜齿齿轮取350~180][=w σMPa ，货车变速器斜齿齿轮取250~100][=w σMPa 。

汽车变速器齿轮法向模数取值范围如下：

微型、轻型轿车，2.25~2.75；

中型轿车，2.75~3；

中型货车，3.50~4.5；

重型货车，4.50~6。

同步器和啮合套的接合齿多采用渐开线齿，取值范围为：

轿车及轻型、中型货车为2~3.5；

重型货车为3.5~5。

出于工艺考虑，模数应尽量统一。

（2）齿形、压力角和螺旋角

汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。

汽车变速器都采用渐开线齿形。斜齿齿轮的螺旋角选择应使中间轴上的轴向力相互抵消，应满足条件：

式中1β，2β——中间轴上两工作齿轮的螺旋角；

1r ，2r ——两工作齿轮的节圆半径。

（3）齿宽

齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b ：

式中c K ——齿宽系数，直齿齿轮取4.4~7.0，斜齿轮取7.0～8.6； n m ——法面模数。

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

同步器和啮合套的接合齿的工作宽度初选时可取（2~4）m 。

（4）齿顶高系数

一般齿轮的齿顶高系数0f ＝1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代

轿车变速器多采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”(或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮)，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于0.3m ）等问题。

（5）齿轮修正

为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正方法有三种：

加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；改变刀具的原始齿廓参数；改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。

变位齿轮的主要优点是不用改变加工标准齿轮所用刀具的参数，只需改变刀具与工件的相对位置及相应地改变毛坯的外径。加工出的齿轮与未变位的标准齿轮比较，齿廓仍为同一基圆的渐开线，仅选取了不同的部位而已。

为了避免齿轮产生根切、干涉，为了配凑中心距以及满足各档齿轮在弯曲强度、接触强度、耐磨损、抗胶合和运转平稳性等方面的不同要求，提高齿轮的寿命，故汽车变速器均采用变位齿轮。在选择变位种类及其变位系数时，应对该齿轮在其使用条件下的破坏形式及原因作具体分析。若实际中心距为已定中心距，则应采用高度变位。若需配凑中心距，则应采用角度变位。角度变位还能获得良好的啮合性能及传动质量指标，故变速器设计多采用之。变速器齿轮的主要损坏形式是齿面剥落和疲劳断裂，故变位系数主要应按提高接触强度、弯曲强度和耐磨性来选择。对于常用的高档齿轮，应按保证其接触强度、抗胶合及耐磨损能力的要求去选择变位及变位系数。为提高接触强度，应使两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力，因此两齿轮均应选择正变位且变位系数尽量取大些。对于低档齿轮，由于传递的载荷较大而小齿轮的齿根较弱小齿轮齿根弯曲断裂是主要破坏形式，故应加强小齿轮而采用正变位。为提高抗胶合能力及耐磨性，应通过选择变位系数降低两啮合轮齿的相对滑动系数并使之趋于齐平。

现代轿车采用的齿顶高系数大于1的高齿齿轮属于改变高度参数的齿

轮修正，压力角不等于20度的齿轮属于改变角度参数的齿轮修正，两者都属于改变刀具原始齿廓参数的齿轮修正。为了改善传动性能，对齿廓局部渐开线做些改变的齿轮修形也得到广泛应用。通常是对齿廓顶部（又称修缘）或根部进行修形，鼓形齿则是沿齿长方向进行修形以改善由于轴变形引起的齿轮偏载。

1.3.5 各档齿轮齿数的分配

在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。下面以下图所示的四档变速器的结构方案为例来说明。

（1）确定1档齿轮的齿数

已知1档传动比1g i ，且

z 7、z 8的齿数和为：

直齿齿轮 m A z /2=∑

斜齿齿轮 n m A z /cos 278β=∑

轿车三轴式变速器的传动比为3.5~3.8时，z 8可在15~17范围选择。

Z 8应尽可能小，使得z 7/z 8传动比尽可能大，z 2/z 1可小些，以使第一轴常啮

合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。应注意最好不使相配齿轮的齿数有共约数，否则会引起齿面的不均匀磨损。

（2）修正中心距A

若计算所得的z 7、z 8不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距A ，

修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。

(3)确定常啮合传动齿轮副的齿数

确定了z

7、z

8

，用以下联立方程求解z

1

、z

2

：

取整后，核算1档传动比。如与给定的传动比相差较大，则需调整齿数。确定后代人上式算出齿、齿轮2精确的螺旋角，此值应在表1给出的范围内。

（4）确定其他档位的齿轮齿数

例如对Ⅱ档齿轮副，则有

但求解较麻烦，采用试凑法求解较方便。先选定

56

，求得z5、z6。再代入式检查是否满足或接近轴向力的平衡，若相差太大则调整。上述方法亦可确定其他档位的齿轮齿数。

（5）确定倒档齿轮副的齿数

通常1档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数z

10

=21~23。则中间轴与倒挡轴之间的中心距为

为了避免干涉，齿轮8与齿轮9的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，则

求出d

9

后，选择齿数，取整并变位，使满足上式。最后计算倒档与第二轴的中心距。

1.3.6 齿轮强度的校核

（1）接触强度

齿轮的接触应力按下式计算：

式中F——法向内基圆周切向力即齿面法向力，N；

F t——端面内分度圆切向力即圆周力，N；

T j——计算载荷，N·mm；

d ——节圆直径，mm ；

α——节点处压力角；

β——螺旋角； E ——齿轮材料的弹性模量，钢取 2.1×105MPa ；当一对齿轮的材料不同时，则

b ——齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为b/cos β代替，mm ； 21,ρρ——主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm ；直齿齿轮：

αρsin 11r =，αρsin 22r =；斜齿齿轮：βαρ211cos /sin r =，βαρ222cos /sin r =；

r 1，r 2——分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm 。

当计算载荷为max 5.0e j T T =许用接触应力为 一档及倒挡：渗碳齿轮1900~2000MPa ，氰化齿轮950~1000MPa ；

常啮合及高档：渗碳齿轮1300~1400MPa ，氰化齿轮650~700MPa 。

（2）弯曲强度

直齿齿轮弯曲应力w σ：

式中j T ——计算载荷，N ?mm ；

σK ——应力集中系数，直齿齿轮取1.65；

f K ——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；

m ——齿轮模数；

z ——齿轮齿数；

c K ——齿宽系数，直齿齿轮取4.4~7.0； y ——齿形系数，见图6-21。齿高系数f 相同、节点处压力角不同时：205.1479.0y y ≈，205.1789.0y y ≈，205.221.1y y ≈，202523.1y y ≈；压力角相同、齿

高系数为0.8时，18.014.1==≈f f y y ；

w σ——轮齿弯曲应力，当max e j T T =时，直齿齿轮的许用应力

850~400][=w σMPa 。

斜齿齿轮弯曲应力

式中σK ——应力集中系数，斜齿齿轮取1. 5；

β——斜齿齿轮螺旋角；

n m ——斜齿齿轮法向模数；

c K ——齿宽系数，斜齿齿轮取7.0~8.6；

εK ——重合度影响系数，取2； y ——齿形系数，按当量齿数β3cos /z z n =查询；

w σ——轮齿弯曲应力，轿车变速器斜齿齿轮取350~180][=w σMPa ，货车变速器斜齿齿轮取250~100][=w σMPa 。

1.3.7 变速器轴

变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。

（1）直径

轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径d 与支承间的距离l 可按下列关系式初选：

对第一轴及中间轴：

18.0~16.0=l d 对第二轴：21.0~18.0=l

d 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d 可根据中心距A (mm)按

下式初选：

第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩T emax (N ·m)按下式初选：

初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。

（2）强度校核

齿轮啮合的圆周力F t 、径向力F r 、及轴向力F a 可按下式求出

式中i ——至计算齿轮的传动比；

d ——计算齿轮的节圆直径，mm ；

α——节点处压力角；

β——螺旋角；

max e T ——发动机最大转矩，N ·mm 。

在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）为

式中W ——弯曲截面系数，mm 3；

d ——轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm ；

M c ——在计算断面处轴的垂向弯矩，N ·mm ；

M s ——在计算断面处轴的水平弯矩，N ·mm ；

[σ]——许用应力，在低档工作时取400MPa 。

变速器在工作中产生的齿轮啮合力、轴支承反力以及轴的挠度和断面转角等见图6-25。

在垂直面内第一轴的挠度及断面转角 (见图6—25)分别为

在垂直面内第二轴的挠度4f 及断面转角4γ分别为

式中r 01，r 04——相应齿轮的节圆半径；

J 1，J 4——相应处轴断面的惯性矩。

在上述计算中，花健轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad(弧度)。轴的垂向挠度的容许值[f c ]＝0.05~0.10mm ；轴的水平挠度的容许值[f s ]＝0.10~0.15mm 。

轴的合成挠度应小于0.20mm 。

长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为[?]＝0.250~0.350度。在转矩T 的作用下，长为L 的轴的扭转角为

式中T ——转矩，N ·mm ；

L ——轴长，mm ；

J p ——轴横截面的极惯性矩，mm 4：对实心轴324d J p π=；对空心轴])(1[3244d

d d J i p -=π

； G ——轴材料的剪切弹性模量，对于钢材G=8×104MPa 。

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1、理想的路总是为有信心的人预备着。

2、最可怕的敌人，就是没有坚强的信念。——罗曼·罗兰

3、人生就像爬坡，要一步一步来。——丁玲