捷达两轴手动变速器设计word版

摘要
本设计的任务是设计一台10款捷达两轴手动变速器。

与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间档位传动效率高和噪声低等优点。

根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。

再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。

根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。

它功用是：①改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；
②在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；③利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。

这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。

关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮
ABSTRACT
The duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon,It’s the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: Firstly,the transmission
efficiency
of the direct drive keeps off high, the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it’s allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller.
According to the contour,track，wheel base，the smallest ground clearance,the smallest turning radium,the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power,the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon,choose the suitable final drive ratio.According to the above parameters,combining the knowledge of automobile design, automobile theory, machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design.
Its function is:①Changing gear ratio,expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed,to adapt the travel condition which frequently changes, like start, acceleration, climbing and so on, simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode;②Under the premise of the invariable rotation, enables the automobile to travel back;③Using neutral, severances the power transmission, to make the engine start, idle, and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output. This gearbox has five (including over drive—fifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears.
KEY WORDS：transmission, inertial type of synchronizer,gear ratio,
countershaft,second axis, gear
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导师签名：日期：年月日
教研室（或答辩小组）及教学系意见
目录
摘要 (I)
ABSTRACT (II)
第一章绪论 (1)
1.1课题的目的和意义 (1)
1.2研究现状 (1)
1.3变速器的设计思想 (2)
1.4研究的主要工作内容 (2)
第二章变速器主要参数的选择和主要零件的设计.. 3
2.1变速器主要参数的选择 (3)
2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 (4)
2.2.1档数和传动比确定 (4)
2.2.2 变速器中心距的确定 (5)
2.2.3 变速器轴尺寸的确定 (6)
2.3本章小结 (6)
第三章变速器主要部件计算与材料的选择 (6)
3.1齿轮的设计及校核 (6)
3.1.1 齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配 (6)
3.1.2 轮齿强度的计算 (14)
3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理 (17)
3.2轴的设计及校核 (17)
3.2.1 初选轴的直径 (18)
3.2.2 轴的设计 (18)
3.2.3 轴的校核 (22)
3.3轴承的选用及校核 (28)
3.3.1 变速器轴承型式的选择 (28)
3.3.2 轴承的校核 (29)
3.3.3 轴承的润滑和密封 (31)
3.4本章小结 (31)
第四章变速器同步器的设计 (32)
4.1同步器的结构 (32)
4.2同步环主要参数的确定 (33)
4.3本章小结 (35)
第5章主减速器和差速器设计 (36)
5.1主减速齿轮计算载荷的确定 (36)
5.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算 (38)
5.3主减速器齿轮的材料及热处理 (43)
5.4主减速器轴承的计算及润滑 (44)
5.5差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算 (47)
5.6本章小结 (51)
结论 (52)
参考文献 (52)
致谢 (54)
附录1 (55)
附录2 (57)
第一章绪论
1.1 课题的目的和意义
变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要组件之一。

汽车在使用过程中需要获得不同的牵引力和速度，同时为了使发动机在最有利的工况范围内工作，汽车上应搭载合适的变速器。

而且变速器应在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。

因此为了满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，设计一种适合我国国情的轿车的变速器具有十分重要的意义。

本次毕业设计以10款捷达车为参考车型，设计两轴式变速器。

实现手动五档、横向布置，可较宽范围内实现变速，满足不同工况下的使用，同时设计合理的操纵装置。

通过在对汽车变速器的学习和设计实践过程中，更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识，强化我们的开发和设计能力，锻炼自己利用所学知识分析问题和解决问题的能力，树立严谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。

1.2 研究现状
众所周知，中国国内市场的微型系列车型，90%都来自日本技术，更
确切地说，是来自于日本铃木技术。

国内的许多微型车厂在研发、生产方
式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相
对欠缺。

因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。

同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也
没有更大、更新的研究与发展。

所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并没有特别新的技术在产品中应用。

但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短
时间内，甚至相当长的一段时间内微型车仍然具有一定的发展的空间。

国
内的中、小城市，及山区，从居民的购买能力及所需看，微型车由于其价格低、经济适用，仍然具有广阔的市场份额。

近几年来，微型车的销售占中国汽车总销售量约25%。

尤其以生产微型车为主的长安集团在内，2005年内的整车销售排在全国第三位的良好势头。

据了解国内生产微型汽车如长安、柳洲五菱等车厂，后驱动发动机所配的变速器结构先进、合理，在满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。

汽车变速器发展经历了100多年，从最初采用侧链传动到手动变速器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。

变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。

手动变速器(MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换档就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。

我国汽车工业采用CAD技术，从无到有，至今已有十多年的历史。

与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。

各汽车厂纷纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。

AutoCAD在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。

1.3 变速器的设计思想
根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项横置前驱的变速器。

横置前驱变速器应满足：
（1）发动机排量1.6升；
（2）五个前进档，一个倒档；
（3）输入、输出轴保证两点支承；
（4）采用同步器，保证可靠平稳换档；
（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。

1.4 研究的主要工作内容
1.确定合适的布置结构
变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换档方
式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。

2.进行主要参数的选择
确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。

3.进行主要零部件及其他结构的设计
齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；
轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取。

4.绘制图纸
根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。

第二章变速器主要参数的选择和零件的设计
2.1 变速器主要参数的选择
表2-1 基本性能参数
确定主减速器传动比
max 0max max max
(cos sin )e gI T r T
i i mg f mg r η
ααψ≥+=max max 0r g e mg r i T i ψη
≥根据
max 50
0.377
p n r Ua i i = （2-1） 式中：max Ua ——最高车速，175km/h ； p n ——发动机最大功率下的转速，5600r/min ；
r ——车轮半径，0.288m ；
5i ——变速器最高档传动比，0.89；
0i ——变速器主减速比。

由公式（2-1）得：0max 5
0.377p n r i Ua i ==3.811。

2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定
2.2.1档数和传动比确定
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。

目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。

本设计也采用5个档位。

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、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Ⅰ档传动比为
(2-2） 式中 m ----汽车总质量；
g ----重力加速度；
ψmax ----道路最大阻力系数；
max 2e gI T r T i G r ηϕ≤2max 0r g I e T G r i T i ϕη
≤A K = r r ----驱动轮的滚动半径；
T emax ----发动机最大转矩；
i 0----主减速比；
η----汽车传动系的传动效率。

根据驱动车轮与路面的附着条件
求得的变速器I 档传动比为：
（2-3） 式中 G 2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。

由已知条件：满载质量 2000kg ；
r r =288mm ；
T e max =140Nm ；
i 0=3.811；
η=0.95。

根据公式（2-3）可得：i gI =3.2
由于汽车传动系各档的传动比大体上是按等比级数分配的，且5i =0.89，q 为各档公比，则2344321,,,i q i q i q i q ====，故41i q ==1.337,4i 1.337,3i =1.789,2i =2.39,1i =3.2。

2.2.2 变速器中心距的确定
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。

二轴式变速器的中心局A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
式中K A----中心距系数。

对轿车，K A=8.9~9.3；对货车，K A=8.6~9.6；对多档
主变速器，K A =9.5~11；
T
----变速器处于一档时的输出扭矩：
I max
T
=T e max i g I η=628.3N﹒m
I max
故可得出初始中心距A=70.196mm。

2.2.3变速器轴尺寸的确定
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的尺寸参照下式初选。

乘用车变速器壳体的轴向尺寸为（3.0~3.4）A，取3.2A=224mm
2.3 本章小结
本章主要通过分析整车和发动机、底盘参数，对新型后驱动变速器的总体方案进行确定。

其中包括：变速器传动方案的布置，中心距的确定，档位的设置，各档传动比的确定及轴向尺寸的确定等。

通过确定变速器的基本参数，便于其他零部件的设计选用，为下一步的设计计算奠定基础。

第三章变速器主要部件计算与材料的选择
3.1齿轮的设计及校核
3.1.1 齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配
1.模数m
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。

对于乘用车为了减少噪声应合理减小模数，乘用车和总质量在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm，取m=2.5mm。

2.压力角α
国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。

3.螺旋角β
选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴
向力有影响。

螺旋角应选择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。

轿车变速器齿轮应采用较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。

乘用车中间轴式变速器为22~34，选26β=。

4.齿宽b
齿宽的选择既要考虑变速器的质量小，轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求，通常是根据齿轮模数来确定齿宽b 。

c b K m =，其中c K 为齿宽系数。

变速器中一般倒档采用直齿圆柱齿轮c K =4.5~8.0；常啮合及其他档位用斜齿圆柱齿轮c K =6.0~8.5。

5.齿顶高系数
齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。

一般齿轮的齿顶高系数0 1.0f =，为一般汽车变速器齿轮所采用。

6.各档齿轮齿数的分配
分配齿数时应注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。

（1）确定一档齿轮的齿数
由于一档采用斜齿轮传动，所以齿数和2cos h n
A Z m β
=
=50，修正后得26.77β=。

Z 1=12 Z 2=38.
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声[6]。

凑配中心距910'()702cos n
Z Z m A mm A β+=
≈=；
斜齿端面模数 2.80cos n
t m m mm β
==； 啮合角'910cos ()cos 0.93972t
m Z Z A
αα=
+=，得'20αα==；
即为高度变位。

一档齿轮参数如表3-1。

表3-1 一档齿轮基本参数
因为计算齿轮和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 重新计算中心距A 作为各档齿轮齿数分配的依据。

702cos h n
Z m A mm β
=
=。

（3）确定其他各档的齿数 根据 i n
m n m A z z β
cos 2=
+
m n n z z =ββtan tan （4）求出393=z 164=z ︒=9.112β。

再把788Z Z β、及代入式（3.5），检查近似满足轴向力平衡关系。

凑配中心距78'8
()70.1052cos n
Z Z m A mm A β+=
=>；
斜齿端面模数8
2.70cos n
t m m mm β=
=；
啮合角'78'cos ()cos 0.939572t
m Z Z A
αα=+=，故'20.02α=，正角度变位。

根据齿数比7
8
1.48Z u Z =
=，查得870.002,0.120.118x x x ε===-故。

二档齿轮参数如表3-2。

表3-2 二档齿轮基本参数
同理：三档齿轮195=z 356=z ︒=24.152β，近似满足轴向力平衡关系。

凑配中心距56'6
()70.1052cos n
Z Z m A mm A β+=
=>；
斜齿端面模数6
2.70cos n
t m m mm β==； 啮合角'56'cos ()cos 0.939572t
m Z Z A
αα=+=，故'20.02α=，正角度变位。

根据齿数比5
6
1.08Z u Z =
=，查得650.002,0.060.058x x x ε===-故。

三档齿轮参数如表3-3。

表3-3三档齿轮基本参数
同理：四档齿轮，227=z 308=z ︒=24.152β近似满足轴向力平衡关系。

凑配中心距34'4
()90.792cos n
Z Z m A mm A β+=
=>；
斜齿端面模数4
2.63cos n
t m m mm β==； 啮合角'34'cos ()cos 0.942t
m Z Z A
αα=
+=，故'20α︒=。

查得430.97,0.56,0.41x x x ε===故。

四档齿轮参数如表3-4。

表3-4 四档齿轮基本参数
同理：五档齿轮，269=z 2310=z ︒=72.282β近似满足轴向力平衡关系。

凑配中心距34'4
()90.792cos n
Z Z m A mm A β+=
=>；
斜齿端面模数4
2.63cos n
t m m mm β==； 啮合角'34'cos ()cos 0.942t
m Z Z A
αα=+=，故'20α︒=
五档齿轮参数如表3-5
表3-5 五档齿轮基本参数
（5）确定倒档齿轮齿数
倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。

倒档齿轮13Z 的齿数，一般在21~23之间，初选1323Z =，计算出输入轴与倒档轴的中心距'A 。

设'1212131
21,()552
Z A m Z Z mm ==
+=则。

为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，故取1134Z =，满足输入轴与中间轴的
距离。

假设当齿轮11和12啮合时，中心距
''11121
()68.752
A m Z Z A =
+=<，且''0.5A A mm ->。

故倒档轴与中间轴的中心距11131
()71.252
A m Z Z mm =
+=总，圆整后得70A mm =总。

根据中心距'A 求啮合角'α：
'1213'
cos ()cos 0.93972m Z Z A αα=
+=，故'
20αα==，高度变位。

根据齿数比13
12
1.10Z u Z =
=，查得12130,0.05,0.05x x x ε===-故。

112
121
2.73Z Z i Z Z =
=倒。

倒档齿轮参数如表3.6。

表3-6 倒档齿轮基本参数
3.1.2 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。

轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。

前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些[3]。

变速器抵档小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。

齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。

点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。

通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。

1.轮齿弯曲强度计算
（1）直齿轮弯曲应力ωσ
32g f c T K K m ZK y σωσπ=
（3-1） 式中：g T ——计算载荷（N·mm）；
K σ——应力集中系数，可近似取K σ=1.65；
f K ——摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮f K =1.1，从动齿轮f K =0.9；
c K ——齿宽系数；
y ——齿形系数。

倒档主动轮12，查手册得y=0.133，代入（3-1）得450.33800Mpa Mpa ωσ=<；
倒档传动齿轮13，查手册得y=0.128，代入（3-1）得349.56400Mpa Mpa ωσ=<；
倒档从动轮11，查手册得y=0.144，代入（3-1）得210.19800Mpa Mpa ωσ=<；
当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩max Te 时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400~800Mpa ，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。

故ωσ<[ωσ]，弯曲强度足够。

（2）斜齿轮弯曲应力ωσ 32cos g n c T K Zm yK K σωεβσπ=
（3-2）
式中：g T ——计算载荷（N·mm）；
β——斜齿轮螺旋角
（）； K σ——应力集中系数，可近似取K σ=1.50； Z ——齿数；
n m ——法向模数（mm ）；
y ——齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
c K ——齿宽系数；
K ε——重合度影响系数，K ε=2.0。

一档齿轮10，查图得y=0.152，代入（3-2）得ωσ=153.93Mpa ； 一档齿轮9，查图得y=0.139，代入（3-2）得ωσ=86.71Mpa ；
二档齿轮8，查图得y=0.145，代入（3-2）得ωσ=158.26Mpa ；
二档齿轮7，查图得y=0.141，代入（3-2）得ωσ=110.25Mpa ；
三档齿轮6，查图得y=0.146，代入（3-2）得ωσ=132.03Mpa ；
三档齿轮5，查图得y=0.141，代入（3-2）得ωσ=126.58Mpa ；
σ=107.82Mpa；四档齿轮4，查图得y=0.155，代入（3-2）得
ω
四档齿轮3，查图得y=0.131，代入（3-2）得ωσ=162.37Mpa ；
常啮合齿轮1，查图得y=0.151，代入（3-2）得ωσ=141.41Mpa ； 常啮合齿轮2，查图得y=0.137，代入（3-2）得ωσ=92.54Mpa ； 当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max Te 时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180~350Mpa 范围，所有斜齿轮满足ωσ<[ωσ]，故弯曲强度
足够。

2.轮齿接触应力计算
j σ=（3-3） 式中：j σ——轮齿的接触应力（Mpa ）；
F ——齿面上的法向力（N ）， 1cos cos F F αβ=
； 1F ——圆周力（N ），12g
T F d =；
g T ——计算载荷（N·mm）；
d ——节圆直径（mm ）；
α——节点处压力角（）；
β——齿轮螺旋角
（）； E ——齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=52.0610Mpa ⨯；
b ——齿轮接触的实际宽度（mm ）；
z ρ、b ρ——主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm ），直齿轮sin ,sin z z b b r r ραρα==，斜齿轮22sin sin ,cos cos b z z b r r ααρρββ
=
=；z r 、b r 为主、从动齿轮的节圆半径（mm ）。

将上述有关参数代入式（3.8），并将作用在变速器第一轴上的载荷max Te /2作为计算载荷时，得出：
一档接触应力808.991900j Mpa Mpa σ=<；
二档接触应力801.211300j Mpa Mpa σ=<；
三档接触应力721.151300j Mpa Mpa σ=<；
四档接触应力744.271300j Mpa Mpa σ=<；
常啮合接触应力770.731300j Mpa Mpa σ=<；
倒档接触应力996.681900j Mpa Mpa σ=<（齿轮12主动，13从动）； 851.891900j Mpa Mpa σ=<（齿轮13主动，11从动）； 对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力[j σ]，一档和倒档
[j σ]=1900~2000Mpa ，常啮合齿轮和高档[j σ]=1300~1400Mpa 。

故所有齿轮满足j σ<[j σ]，接触强度足够。

3.1.3 变速器齿轮的材料及热处理
变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。

国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi,渗碳齿轮在淬火、回火后表面硬度为58~63HRC ，心部硬度为33~48HRC 。

淬火的目的是大幅度提高钢的强度、硬度、耐磨性、疲劳强度以及韧性等，从而满足各种机械零件和工具的不同使用要求。

回火的作用在于提高组织稳定性，使工件在使用过程中不再发生组织转变，从而使工件几何尺寸和性能保持稳定；消除内应力，以改善工件的使用性能并稳定工件几何尺寸；调整钢铁的力学性能以满足使用要求[8]。

3.2 轴的设计及校核
变速器轴在工作过程中承受着转矩和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，降低齿轮的硬度、耐磨性及寿命。

3.2.1 初选轴的直径
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
0.16~0.18d l
=
对第二轴 0.18~0.21d l
= （3-4） 中间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：
(0.45~0.60)d A ≈，取20.5538.5,0.642d A mm d A mm ====中；
第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩max Te （N·mm）按下式初选：
(4~d =
取121.03d mm ==，为满足发动机最大转矩要求，取123d mm =。

代入（3.9）式： 第一轴取
0.16d l =，则231l mm ≈； 中间轴取
0.16d l =，则241l mm ≈； 第二轴取0.21d l
=，则200l mm ≈。

初选的轴径还需要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等结果进行修正。

3.2.2 轴的设计
初选轴的材料为45号钢，调质处理。

调质是淬火后在400~720℃进行高温回火，用来使钢获得高的韧性和足够的强度。

轴的结构设计是要尽量保证轴便于加工，轴上零件易于装拆；轴和轴上零件要有准确的工作位置；各零件要牢固而可靠地相对固定；以及改善受力情况，减少应力集中和提高疲劳强度。

图3-1 输入轴图
第一段：接离合器从动轴轴承。

根据第一轴花键部分直径及轴承标准，取117d mm =。

查手册选用深沟球轴承6203，174012d D B ⨯⨯=⨯⨯，取115l mm =。

第二段：为花键轴段，接离合器从动盘。

第一轴的花键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键，键齿之间为动配合。

花键连接比平键连接具有承载能力高，对轴削弱程度小，定心好和导向性能好等优点。

根据第一轴花键直径d=18mm ，查《汽车设计》得花键内径d=18mm ，花键外径D=23mm ，花键齿数n=10，键齿宽b=4mm ，有效齿长l=20mm ，即取229l mm =。

第三段：过渡轴，取3323,38d mm l mm ==。

第四段：轴承支承段。

这一段轴根据轴承标准取425d mm =，查《机械设计手册》选用圆锥滚子轴承32305，256225.2524
d D T B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯。

根据轴径，选择卡环对轴承进行轴向固定，查手册选用档圈GB/T 893.1-1986 62（孔径062d mm =，材料为65Mn ，热处理硬度44~51HRC ，经表面氧化处理的A 型孔用弹性档圈），取427l mm =。

第五段：齿轮段，一档、倒档、二档主动轮与轴做为一体。

取526d mm =。

根据齿宽等因素，取573l mm =。

第六段：过渡轴，取6642,4d mm l mm ==。

第七段：通过滚针轴承接变速器三档主动轮。

取735d mm =，根据标准选用向心
滚针和保持架组件：K 354020⨯⨯ JB/T 7918-1997，取725l mm =。

第八段：花键轴段，接同步器。

根据735d mm =，选择矩形花键630346N d D B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯，取830d mm =，820l mm =。

第九段：通过滚针轴承接四档主动轮，结合第七段轴选用滚针轴承K 283520⨯⨯，取928d mm =，925l mm =。

第十段：轴承支承段。

取1025d mm =，查手册选用圆锥滚子轴承32305，256225.2524d D T B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯。

在轴承外圈开槽放卡环与箱体进行固定，查手册选用档圈GB/T 893.1-1986 62（孔径062d mm =，材料为65Mn ，热处理硬度44~51HRC ，经表面氧化处理的A 型孔用弹性档圈）。

D=66.2mm ，s=2mm ，b=5.2mm ，取1035l mm =。

第十一段：花键轴段，接同步器。

根据1025d mm =选用矩形花键621245N d D B ⨯⨯⨯=⨯⨯⨯，取1121d mm =，1120l mm =。

第十二段：与输出轴常啮合齿轮相连，根据轴承标准取1220d mm =，选用非标准件滚针202730d D B ⨯⨯=⨯⨯，取1228l mm =。

2.输出轴的设计
如图3-2。