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
d--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
[]
ττT T
T
P T
W
≤
≈
=
d
3
2.0n 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ϕ来表示。

其计算公式为：
I P
G T
10
4
73.5⨯=ϕ （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
ϕ0.9
对于一般传动轴可取[ϕ]=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）
β
α
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：[]σ
σ≤，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
3
b
a
f
2
2
3
c
=(5-11) EIL
F
3
b
a
f
2
2
4
s
=（5-12）式中F3—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N），这里等于F r；
F4—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（mm4），I=πd4/64，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m m 2.0m m 198.0f f f 2
s 2c ≤=+=
，符合刚度要求。