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=
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，，，同步器，，同步器，，倒档齿轮。

5 变速器轴的设计与校核
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=（～）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=～；
第二轴：
d/L=～
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 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：
=⨯⨯≈
=243
2.05750789550000W T T T τ 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 10473.5⨯=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=×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：
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3214.31.81000
14273.524
1010444ϕ
对于一般传动轴可取[ϕ]=°～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） βαdcos 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；
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=；
Fa=；
危险截面的受力图为：
水平面：F 1(160＋75)=Fr ×75，可得出F 1=；
水平面内所受力矩：M C =160·F 1·10-3=·m ；
垂直面：
'F 1=75
160160t 2d a +⨯+-F F （5-8） 可求得'F 1=
垂直面所受力矩：
103-1s '160⨯⨯=F M =·m
该轴所受扭矩为：
=T j 142×=
故危险截面所受的合成弯矩为： T M M J S C M 222++= (5-9)
可得 ）（）（10007.546100054.1139)100087.184(222⨯⨯⨯++=M
N 1053.1⨯=·mm
则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）：
[]σ
πσ≤=d 332M
（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 223c =
(5-11) EIL F 3b a f 224s = （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=×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m m 2.0m m 198.0f f f 2s 2c ≤=+=，符合刚度要求。