变速箱输出轴设计说明书(共9页).docx

精选优质文档-倾情为你奉上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：d3Tnd-最小直径。T-最大力矩n转速d*52=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51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=（0.40.5）A，mm （51）第一轴：，mm （52）式中发动机的最大扭矩，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=0.160.18；第二轴：d/L=0.180.215.2 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 (53)式中扭转切应力，MPa； T轴所受的扭矩，N·mm； 轴的抗扭截面系数，mm3； P轴传递的功率，km； d计算截面处轴的直径，mm； 许用扭转切应力，MPa。其中P=78kw，n=5750r/min，d=24mm；代入上式可得：46.9MPa由查表可知=55MPa，故,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： （54）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； 轴截面的极惯性矩，mm4，=4/32;将已知数据代入上式可得：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： （55） (56) (57)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； 节点处的压力角，为16°； 螺旋角，为30°；发动机最大转矩，为N·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：F1(16075)=Fr×75，可得出F1=1155.4N；水平面内所受力矩：=160·F1·10-3=184.87N·m；垂直面：= （5-8） 可求得=7122.1N 垂直面所受力矩： =1139.54N·m 该轴所受扭矩为： 142×3.85=546.7N 故危险截面所受的合成弯矩为： (5-9) 可得 ·mm 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）： （5-10）将M代入上式可得：100MPa，在低档工作时，因此有：，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和在水平面内的挠度可分别按下式计算： (5-11) （5-12）式中齿轮齿宽中间平面上的径向力（N），这里等于； 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于； 弹性模数（MPa），E=2.1×105（MPa）； 惯性矩（mm4），=d4/64，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： ，。故轴的全挠度为，符合刚度要求。专心-专注-专业