变速箱输出轴设计说明书介绍

变速箱输出轴设计说明书介绍变速箱输出轴设计说明书介绍8/8变速箱输出轴设计说明书介绍变速箱输出轴设计说明书手动五档变速箱，参照同类变速箱得最大转矩为294N·m。初取轴的资料为40Cr，算取轴的最小直径：dd--最小直径。T--最鼎力矩n—转速d=依照轴的用途绘制轴肩和阶梯轴，获得零件图。从左向右传动比齿轮挨次为1，同步器，，，同步器，，同步器，，倒档齿轮。变速器轴的设计与校核变速器轴的构造和尺寸轴的构造第一轴平常和齿轮做成一体，前端多数支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴颈根据前轴承内径确立。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立，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键一致考虑。第一轴如图5–1所示：中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采纳的是旋转轴式传动方案。因为一档和倒档齿轮较小，平常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便磨损后改换。其构造以以以以下图所示：轴的尺寸变速器轴确实定和尺寸，主要依照构造部署上的要求并考虑加工工艺和装置工艺[7]要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档零件的工作地点和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参照同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由以下经验第二轴和中间轴：d=（～）A，mm（5–1）第一轴：3，mm（5–2）d（）Temax式中Temax—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必定的协调关系。所以，轴的直d与轴的长度L的关系可按下式采纳：第一轴和中间轴：d/L=～；第二轴：d/L=～轴的校核由变速器构造部署考虑到加工和装置而确立的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。关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]都留有必定的余量，所以，在进行校核时只要要校核一档处即可；因为车辆在前进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。因为第二轴构造比较复杂，故作为要点的校查对象。下边对第一轴和第二轴进行校核。第一轴的强度和刚度校核因为第一轴在运行的过程中，所受的弯矩很小，能够忽视，能够以为其只受扭矩。此种状况下，轴的扭矩强度条件公式为T9550000Pn(5–3)TWT3T0.2d式中T—扭转切应力，MPa；—轴所受的扭矩，N·mm；3WT—轴的抗扭截面系数，mm；—轴传达的功率，km；—计算截面处轴的直径，mm；[T]—许用扭转切应力，MPa。此中P=78kw，n=5750r/min，d=24mm；代入上式可得：78T95500005750T3WT0.224由查表可知[T]=55MPa，故TT,吻合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：5.73104T（5–4）GIP式中T—轴所受的扭矩，N·mm；—轴的资料的剪切弹性模数，MPa；关于钢材，G=×104MPa；IP—轴截面的极惯性矩，4=d4mm，IP/32;将已知数据代入上式可得：414210001044241032关于一般传动轴可取[]=°～1°/m；故也吻合刚度要求。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：Ft2Temaxi（5–5）dFr2Temax?i?tan(5–6)dcosFa2Temax?i?tan(5–7)d式中i—计算齿轮的传动比，此处为一档传动比；—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°；Temax—发动机最大转矩，为142000N·mm。代入上式可得：Ft=10934N；Fr=；Fa=；危险截面的受力争为：水平面：F1(160＋75)=Fr×75，可得出F1=；水平面内所受力矩：MC=160·F1·10-3=·m；垂直面：FadFt160F1'=2（5-8）16075可求得F'=1垂直面所受力矩：Ms-3160F1'10=·m该轴所受扭矩为：Tj142×=故危险截面所受的合成弯矩为：M可得

222CMSTJ(5-9)222M(184.871000)（1139.541000）（546.71000）51.310N·mm则在弯矩和转矩结合作用下的轴应力（MPa）：32M（5-10）3d将M代入上式可得：100MPa，在低档工作时400MPa，所以有：，吻合要求。（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fc和在水平面内的挠度fs可分别按下式计算：22fcF3ab(5-11)3EIL22fsF4ab3EIL式中F3—齿轮齿宽中间平面上的径向力（F4—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（

（5-12）N），这里等于Fr；N），这里等于Ft；—弹性模数（MPa），E=×105（MPa）；I—惯性矩（4I4，d为轴的直径（）