变速箱输出轴设计说明书样本.doc

变速箱输出轴设计阐明书手动五档变速箱，参照同类变速箱得最大转矩为294N·m。初取轴材料为40Cr，算取轴最小直径：dd--最小直径。T--最大力矩n—转速d=14.1mm按照轴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变速器轴设计与校核5.1变速器轴构造和尺寸5.1.1轴构造第一轴普通和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔轴承上，其轴颈依照前轴承内径拟定。该轴承不承受轴向力，轴轴向定位普通由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器轴向尺寸拟定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴如图5–1所示：中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，普通和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便磨损后更换。其构造如下图所示：5.1.2轴尺寸变速器轴拟定和尺寸，重要根据构造布置上规定并考虑加工工艺和装配工艺[7]规定而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件工作位置和尺寸可初步拟定轴长度。而轴直径可参照同类汽车变速器轴尺寸选定，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：，mm（5–2）式中—发动机最大扭矩，Nm为保证设计合理性，轴强度与刚度应有一定协调关系。因而，轴直径d与轴长度L关系可按下式选用：第一轴和中间轴：d/L=0.16～0.18；第二轴：d/L=0.18～0.215.2轴校核由变速器构造布置考虑到加工和装配而拟定轴尺寸，普通来说强度是足够，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计变速器来说，在设计过程中，轴强度和刚度[8]都留有一定余量，因此，在进行校核时只需要校核一档处即可；由于车辆在行进过程中，一档所传动扭矩最大，即轴所承受扭矩也最大。由于第二轴构造比较复杂，故作为重点校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。5.2.1第一轴强度和刚度校核由于第一轴在运转过程中，所受弯矩很小，可以忽视，可以以为其只受扭矩。此种状况下，轴扭矩强度条件公式为(5–3)式中—扭转切应力，MPa；T—轴所受扭矩，N·mm；—轴抗扭截面系数，mm3；P—轴传递功率，km；d—计算截面处轴直径，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,符合强度规定。轴扭转变形用每米长扭转角来表达。其计算公式为：（5–4）式中T—轴所受扭矩，N·mm；G—轴材料剪切弹性模数，MPa；对于钢材，G=8.1×104MPa；—轴截面极惯性矩，mm4，=4/32;将已知数据代入上式可得：0.9对于普通传动轴可取[]=0.5°～1°/m；故也符合刚度规定。5.2.2第二轴强度与刚度校核轴强度校核计算用齿轮啮合圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa可按下式求出：（5–5）(5–6)(5–7)式中i—计算齿轮传动比，此处为一档传动比3.85；d—计算齿轮节圆半径，mm，为100mm；—节点处压力角，为16°；—螺旋角，为30°；—发动机最大转矩，为14N·mm。代入上式可得：Ft=10934N；Fr=3620.4N；Fa=6312.7N；危险截面受力图为：水平面：F1(160＋75)=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故危险截面所受合成弯矩为：(5-9)可得·mm则在弯矩和转矩联合伙用下轴应力（MPa）：（5-10）将M代入上式可得：100MPa，在低档工作时，因而有：，符合规定。轴刚度校核图5-4变速器轴挠度和转角第二轴在垂直面内挠度和在水平面内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径向力（N），这里等于；—齿轮齿宽中间平面上圆周力（N），这里等于；—弹性模数（MPa），E=2.1×105（MPa）；—惯性矩（mm4），=d4/64，d为轴直径（mm）；a、b—为齿轮座上作用力距支座A、B距离（mm）；L—支座之间距离（mm）。将数值代入式（5-11）、（5-12）得：，。故轴全挠度为，符合刚度规定。