兩軸式五檔變速器說明書

1、目錄前言錯誤！未定義書簽。第一章設(shè)計方案 1.1.1 設(shè)計方案和基本數(shù)據(jù) 1.1.2 變速器設(shè)計的基本要求 1.第二章變速器主要參數(shù)的選擇 1.1變速器主要參數(shù)的選擇 11變速器齒輪的設(shè)計計算 4第三章齒輪的校核 115.12齒輪的損壞形式 115.13齒輪材料及加工方法 115.14計算各軸轉(zhuǎn)矩 125.15齒輪彎曲強度計算 125.16齒輪接觸應力計算 145.17計算一檔齒輪的受力 16第四章軸的設(shè)計計算 17軸的強度計算 17初選軸的直徑錯誤！未定義書簽。軸的強度驗算 4第五章軸承校核 11輸入軸軸承校核 11初選軸承型號 11計算軸承的壽命 20獻22第一章設(shè)計方案設(shè)計方案和基本數(shù)據(jù)

2、乘用車（二軸式）基本參數(shù)如下表最大功率：57KW最局車速：134Km/h最大轉(zhuǎn)矩：105Nm整車總質(zhì)量：11040Kg最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：3300r/min最大功率轉(zhuǎn)速：15100r/min前輪胎規(guī)格：165/60R14表 1-1 設(shè)計基本參數(shù)表變速器設(shè)計的基本要求對變速器如下基本要求.1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。5）換擋迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應當有高的工作效率。除此以外，變速器還應當滿足

3、輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。第二章變速器主要參數(shù)的選擇2.1變速器主要參數(shù)的選擇一、擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在 1.8 以下，該制約小換擋工作越容易進行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之

4、間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。近年來為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用 45 個擋位，級別高的轎車變速器多用 5 個擋，貨車變速器采用 45 個擋位或多擋。裝載質(zhì)量在 23.5T 的貨車采用 5 擋變速器，裝載質(zhì)量在 48T 的貨車采用 6 擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。本次設(shè)計選用的是 5 擋變速器。二、初選傳動比1、主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為:rnua=0.377-igio式中：Ua為汽車行駛速度（Km/h）,n 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）,r 為車輪滾動半徑（nj）,ig為變速器傳動比，io為主減速器

5、傳動比。設(shè)定的最高車速為144Km/h,最高檔為超速本3,傳動比取0.8,車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 185/60R14 可得 r=0.28m,發(fā)動機轉(zhuǎn)速 np=（1.42.0）n=44806400，取 5000r/min。由公式可得 io=0.377rn=0.377父5100父0.2768=4.96igua0.8134g2、最低擋傳動比的計算按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求最大坡角 0（max坡道時,驅(qū)動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）用公式表小為：TemaxioigtGfcos二maxGsin二max式中：為G為車輛總質(zhì)量

6、（N）,f為坡道面滾動阻力系數(shù)（瀝青路面中f=0.010.02）,取 0.016,Temax為發(fā)動機最大扭矩（Nm,，為傳動效率（0.850.90）,“河為最大爬坡度（一般轎車要求爬上 30%勺坡，大約 16.7）。由上式可得.3_(mgfCos：maxmgsin：max)rgTemaxo-t_(10409.80.016cos16.710409.8sin16.7)0.2768_=1.82即ig1一1.82根據(jù)驅(qū)動車輪件與地面附著條件:Tfii,emax*o1g1t一FnrrrF：r即：ig1工Fn式中：Fn為驅(qū)動輪的地面法向反力，F(xiàn)n=m1g;平為驅(qū)動輪與Temaxio1054.960.9地面

7、的附著系數(shù)，在混凝土或瀝青路面邛取 0.70.8 邛，取 0.8。此處 m1取 1140Kg（前置前驅(qū)汽車的前軸軸荷 47%60%10409.80.60.80.2768小”1gl,=2.89g1054.90.9所以一檔傳動比的選擇范圍是1.82ig12.89初選一檔傳動比為i1=2.85三、初算中心距A初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式A=KA3TemaxkqAemax1g式中：A變速器中心距（mm）;KA中心距系數(shù)，乘用車：KA=8.99.3,商用車：KA=8.69.6,多擋變速器:KA=9.511.0;Temax一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（Nm）；i1變速器一擋傳動比；“g一變速器傳動效率，取 96%

8、。gTemax=105Nmi1二 2.85A3Temaxi1最低穩(wěn)定車速：uaminrn=0377=5.9Km/hV14.0模數(shù)mn/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表 2 汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50一根據(jù)表 1、表 2 本次設(shè)計，一、二、倒檔齒輪的模數(shù)定為 2.5mm 三四五檔模數(shù)為 2.252、壓力角 u壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪

9、聲，取小些。變速器齒輪壓力角為 203、螺旋角 P斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于 30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15 二25 二為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：轎車兩軸式變速器為 20：25初選的螺旋角=224、齒寬 b應注意齒寬對

10、變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響?？紤]到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù) m 勺大小來選定齒寬。直齒：b=Kcm,KC為齒寬系數(shù)，取為 4.58.0斜齒：b=Kcmn,Kc取 6.08.5第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，Kc可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低,以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。二、各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根

11、據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪，倒擋選用直齒輪。1、齒輪齒數(shù)的確定一檔：至=2.85 乙斜齒Zh=2Acos:/mnZh=2AcosP/m=(2x62cos22)/2.5=45.98 計算后取整 4=46,然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。取ZI=13Z2=33 所以i1=2.54Z3+Z4=2Ac0sp=45.98取 46mnZ4=31所以i2=2.07z5z6=2Ac0s-=51.09取 51mnZ6=31所以i3=1.55Z5Z6=2Ac0s-=51.09取 51mnZ8=28所以i4=1.21z5z6=2Ac0s-=51.09取 51mn

12、乙0=23所以i5=0.82二檔：i2=2=2.07Z3解得：Z3=15三檔：i3=亙=1.51Z5解得：Z5=20四檔：i4=亙=1.10Z7解得：z7=23五檔：i5=z0=0.8Z9解得：Z9=282、對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和 Zh后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)乙和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。修正后中心距一二檔：A=m=2.5父46_=62.02mm,2cos:2cos22三四五檔：A=mn.=2.25父5161.88mm。2cos:2cos223、確定倒擋齒輪齒數(shù)倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔接近， 取模數(shù)為 2.5,倒檔齒輪

13、ZR的齒數(shù)一般在 2123之間，選zR=21oZ12z13.d.dl 倒=.之 IIall+-za13+05AZ11Z1222Z11=11z12=211,、一AI二一m(ZRZ11)=41.252三、確定齒輪參數(shù)一擋齒輪變位后參數(shù)：端面嚙合角：cosv=Acos%解得冊=21.38A查表得變位系數(shù)和：己=0.21&=0.38&=-0.17A-Ayn=-0.008mnyyn=0.218分度圓直徑：d=生且=35.05mmcos-mnZod2=88.95mmcos一_*齒頂局 ha1=(haa-y)mn=2.905mm*ha2=(h-.h-y)mn=1.53mm*齒根局 hf1=(ha+c-&)m

14、n=2.175mm*hf2=(ha+c-&)mn=3.55mmZ13=321,、CA,=-m(ZRZ13)=67.52角度變位后的端面壓力角:工 tan 二ntan：t=ncos-所以3t=21.42齒頂圓直徑：dai=di2ha1=40.86mm齒根圓直徑：df=d1-2hf=30.7mm當量齒數(shù) zn1=_z1=16.3cos:二檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角：tan：t端面嚙合角：cos;n=Ac0sMA查表得變位系數(shù)和：己=0.21&=0.31&=-0.1A-Ayn=-0.008mny=E-yn=0.228分度圓直徑：d3=mnz3-=40.45mm3cos齒頂高 ha3=(

15、ha曰-y)mn=2.73mm*齒根局 hf3=(ha+c-&)n=2.35mm全齒高h3=5.08mm齒頂圓直徑：da3=d3,2ha4=45.91mm齒根圓直徑：df3=d3-2hf3=35.75mm當量齒數(shù)43=37=18.8cos3三檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角：tan：t全齒高幾=ha1+hf1=5.08mmh2=ha2+hf2=5.08mmda2=d22ha2=92.01mmdf2=d2-2hf2=81.85mmz2Zn2=-=41.37cos:tan 二nn所以：=21.42cos:解得：n=21.38d4=mnz4=83.55mmcos*ha4=(ha&-Ay)mn

16、=1.705mm*hf4=(ha+c-&)mn=3.375mmh4=5.08mmda4=d42ha4=86.96mmdf4=d4-2hf4=76.8mmZn4=-4=38.86cos-tan 二n-所以、=21.47cos-端面嚙合角：cosu，=Acos/解得冊=21.75A查表得變位系數(shù)和：己=0.32&=0.23&=0.09A-Ayn=0.048mn:yyn=0.272分度圓直徑:d5=巴馬=48.63mm5cos:齒頂高 ha5=(h；&-，y)mn=2.156mm齒根高 hf5=(%+c-&)mi=2.295mm全齒高h5=4.45mm齒頂圓直徑：da5=d5-2ha5=52.941

17、mm齒根圓直徑：df5=d5-2hf5=44.04mm當量齒數(shù) zn5=25.24cos3四檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角：tan4=tan7n所以0tt=2147口cos:端面嚙合角：cos%=Aco嗎解得V=21.75口A查表得變位系數(shù)和：己=0.32d6=m6=75.37mmcosha6=(hg+-Ay)mn=1.84mm*hf6=(ha+c-&)mn=2.61mmh6=4.45mmda6=d62ha6=79.051mmdf6=d6-2hf6=70.15mmz=z6=3912zn613OD.乙cos&=0.18&=0.14ynA-Amn=0.048分度圓直徑：d7=m巨=55.

18、92mmcos-齒頂高 ha7=(ha&fy)mn=2.043mmd8=mnz8=68.07mmcos*ha8=(h：.2-y)mn=1.953mm全齒高h7=4.45mm齒頂圓直徑：da7=d72ha7=60.006mmda8=d82ha8=71.976mm齒根圓直徑：df7=d7-2hf7=51.105mmdf=d8-2hf8=63.08mm8=30.28Zn8Z8-3=34.07cos:五檔齒輪變位后參數(shù):角度變位后的端面壓力角：tan1=蛔 4cos-所以21.47端面嚙合角：cosUn=Acos%解得瑪=21.75A查表得變位系數(shù)和：己=0.32&=0.13&=0.19A-Ayn=0

19、.048y=-yn=0.272mn分度圓直徑：d9=如=68.08mm9cos齒頂高限=(h；&-y)mn=1.9305mm*齒根同 hf9=(ha+c-&)mn=2.52mm全齒高h9=4.45mm齒頂圓直徑：da9=d9,2ha9=71.941mm齒根圓直徑：df9=d9-2hf9=63.04mm當量齒數(shù) zn9=_Z97=35.33cos-d10=mn。0=55.92mmcos*ha10=(ha+&-Ay)mn=2.066mm*hf10=(K+c-&)mn=2.385mmh10=4.45mmda0=d02ha10=60.051mmdf10二d102hf10=51.15mmzn10=13=

20、29.02cos-倒檔齒輪變位后參數(shù)：角度變位后的端面壓力角:查表得變位系數(shù)和：己=0&=0.23&=0.23齒根高 hf7=(h；+c-&)mn=2.4075mm*一*hf8=(ha+c-&)mn=2.495mmh8=4.45mmA-AYn二二0mnY=己-Yn=0分度圓直徑：dn=Zimn=27.50mmd12=zmn=52.50mmd13=zmn=80mm齒頂高ha11=(h；&-W)mn=3.075mm*ha13=(ha-y)mn=3.075mm*齒根同hfn=(ha+c-&)mn=2.55mm*hM3=(ha+c-&)mn=2.55mm全齒高h11=5.625mmh12=5.625m

21、m齒頂圓直徑：da11=d11,2ha11=33.65mmda13=d132ha13=86.15mm齒根圓直徑：df11=d11-2hf11=22.40mmdf13=九-2hf13=74.90mm第三章齒輪的校核齒輪的損壞形式變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。齒輪加工方法及材料與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。止匕外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。國內(nèi)汽車常

22、用的變速器齒輪材料有 20GrMnTk20GrMnTiB、15MnCr520MnCr525MnCr528MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為 5863HRC 心部硬度為 3348HRC本次設(shè)計中齒輪的材料選用 20GrMnTi,一般設(shè)計中軸與齒輪的材料選取應相同， 所以此次設(shè)計中軸的材料也選用 20GrMnTi計算各軸的轉(zhuǎn)矩ha12=(ha+&-Ay)mn=1.925mm*hf12=(ha+c-&)mn=3.70mmh13=5.625mmda12=d122ha12=56.35mmdf12=d122hf12=45.10mm發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為 130Nm 齒輪傳動效率 99%離合器彳專動效率99%軸承傳

23、動效率輸入軸T入=Temax箱離網(wǎng)承=130父0.98父0.98=100.842N.m輸出軸一檔T21=T入承齒i1=100.842X0.98X0.98X2.54=274.082Nm輸出軸二檔T22=T入刈承“齒i2=100.842X0.98X0.98X2.07=200.477Nm輸出軸三檔T23=T入承齒i3=100.842X0.98X0.98X1.55=150.115Nm輸出軸四檔T24=T入刈承“齒i4=100.842X0.98X0.98X1.125=108.955Nm輸出軸五檔T25=T入承齒i5=100.842X0.98X0.98X0.82=79.416Nm倒擋軸T侄n=T入承齒力1

24、2=123.55X0.98X0.98X1.91=184.893NmT倒2=丁作承齒i12T3=190.22X0.98X0.98X1.52=270.585Nm齒輪彎曲強度計算式中：Tg一計算載荷（Nmm；mn一法向模數(shù)（mm；z齒數(shù)；P 一斜齒輪螺旋角（）;K仃一應力集中系數(shù)，Ka=1.50;y 一齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)Zn=Z/COS3P在圖中查得；Kc一齒寬系數(shù)Kc=7.0K6一重合度影響系數(shù)，K君=2.0。當計算載荷 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 180350MP 范圍，對貨車為 100250MP。斜齒輪彎曲應力:-2Tgcos

25、-K一g兀zm：yKcK名一檔齒輪的彎曲應力:0.720.210.20。,19XIS0.170.140.150.14D13口,120.11DmU6孫芭圖 5-1 齒形系數(shù)圖乙=13,z2=33,71=0.158,y2=0.158,二丁入=100.842Nm,T21=274.082Nm,=21.962TiCOsPK 仃2M100.842Mcos21.961.503二w1二3=310二如/水.3.14132.50.1587.02.0=215.44MPa180350MPaw22T21cospK。2M274.082Mcos21.96父1.50_33=3103二 z2mny2KCK.3.14332.50

26、.1587.02.0=206.67MPa100250MPa二檔齒輪的彎曲應力:z3=15,z4=31,y3=0.138,y4=0.143,丁3=丁入=100.842Nm,T22=200.477Nm,:=21.96-w32T3cos 水一3-=197.33MPa180350MPaZmnysKcK:二w42T22cos：K-3=183.93MPa100250MPa一 zyKK.三檔齒輪的彎曲應力:4=20,z6=31,ys=0.154,y6=0.155,T5=丁入=100.842Nm,T23=150.115Nm,=22.27w52T5cosK 一-3z5mny5KcK.=181.93MPa(4.3

27、)2T23cos：K.二w6=3=173.21MPa100250MPaZnyeKcK四檔齒輪的彎曲應力:z7=23,z8=28,y7=0.156,y8=0.154T7=T入=100.842Nm,T24=108.955Nm,P=22.27五檔齒輪的彎曲應力:z9=28,z10=23,y9=0.155,y10=0.154,T9=2=100.842Nm,T25=79.416Nm,P=22.27Kf為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪Kf=1.1,從動齒輪Kf=0.9輪齒接觸應力計算-w72T7cosK_/3_7：z7mnY7KcK=149.33MPa180350MPaw82T24cos：K3zmnygKcK三

28、二 145.28MPa100250MPa-w92T9cos:K；.ZmnKcK=133.60MPa180350MPaw102T25cosK-3=124.31MPa100250MPa：z10mny10KcK倒檔齒輪的彎曲應力:z11=11,Z12=21,z11=32,y11=0.135,y12=0.114,y13=0.135,1 尸丁入=100.842Nm,T侄n=184.893Nm,T倒2=270.585Nm,Kc=7w112TnKfK 二3-znmnynKc=717.75MPa400850MPa-w122T 侄 nKfK 二3Nmny 或 Kc=816.31MPa400850MPa-w132

29、T倒2KfK二Z3T-二 zmnyKc=662.03MPaPb=（rbSina/cos2口；小一主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力o-j 見表 4.142彈性模量 E=20.6X10Nmm,齒寬b=Kcm=Kmn,k 取 7表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應力計算齒輪的接觸應力：工=100.842Nm,T21=274.082Nm,口=200，2=21.96;Pz=rzsina/cos2P,Pb=rbsinc(/cos2P,節(jié)圓直徑：d1=2Azi=35.05mmZIz2滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900200

30、0r9501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700齒輪MPa,2Az2d2=88.95mmZIZ2j1=0.418TIEbd1cos;=1244.76MPa19002000MPa二j2=0.418LL1E_A+2bbd2cosePb=1217.24MPa19002000MPa二j3=0.418T2Ebd3cos;1工1TpPhJzb=840.35MPa19002000MPa1+_=1409.50MPa19002000MPaPbJ綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設(shè)計的齒輪均基本滿足強度要求。齒輪的受力分析一擋齒輪的受力:2TlFt1=5754.18Nd1匚2T21Ft2=二1二 6

31、162.61Nd2lFt11anFr1=2258.19NcoslFt2tanF2=2418.48NcosFa1=Ft1tan：=2320.17NFa2=Ft2tan：=2484.85Na212=0.418T22Ebd4cos;=824.24MPa19002000MPa二j5=0.418bd5cos上=962.51MPa19002000MPa二j6=0.418T23E；bd6cosaPz1+一PbJ=943.29MPa19002000MPa二j7cT4E=0.418bd7cos:工PzPbJ=999.59MPa19002000MPaj8=0.418T24Ebd8cos二=919.55MPa190

32、02000MPa二j9=0.418bd9cos_!_+pzPbJ=925.04MPa19002000MPa=0.418T25E.bd10cos二：z+pbJ=906.13MPa19002000MPaCJ,j11ME=0.418 bd11cosI=1472.09MPa19002000MPa二j13c 丁侄2E=0.418,1:bd13cos;11一十PPz1bJ=1154.36MPa19002000MPaTI=100.842Nm,T21=274.082Nmd1=35.05mmd2=88.95mm=0.418.丁侄hE1.bd12cos-:z倒擋齒輪的受力:T侄y=100.842Nm,T侄yi=1

33、84.893Nm,T侄y2=270.585Nm,d11=27.5mm,d12=52.5mm,d13=80mm2T 倒 2T 倒12T 倒2Ft11-=7333.39Nm,Ft122=10308Nm,Ft13上=6764.63Nmdud12d13第四章軸的設(shè)計計算軸的強度計算變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設(shè)計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件來初選

34、軸的直徑，然后根據(jù)公式進行相關(guān)的剛度和強度方面的驗算。初選軸的直徑第一軸花鍵部分直徑 d（mm 可按式（5.1）初選d=K3Temax式中：K 為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6;Temax一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（Nm軸的強度驗算軸在垂直面內(nèi)撓度為fc,在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為6。E 一彈性模量（MP）,E=2.1M05MPa；I慣性矩（mrrD,對于實心軸，I=叼4/64；d軸的直徑（mm,花鍵處按平均直徑計算；a、b 一齒輪上的作用力矩支座 A、B 的距離（mm；L 一支座間的距離（mm。F.11Ft11tan;上一一二2669.34Nm,cos:Ft12tan;F.12=3751.81Nm,co

35、s:F.13Ft13tan：一二2462.12Nmcos:(5.1)F1a2b2fc二3EILF2a2b2fs二3EILF1abb-a3EIL式中：FI一一齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N)；F2一齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N);軸的全撓度為 f=qfc2+fs2w0.2mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為f=0.050.10mm,R】=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過 0.002rad。軸的剛度擋輸入軸:Fr1=2258.19N,d1=35.05mm,a1=21.75mm,L=195mmb1=173.25mm2,22,2:F/4:=0.001mmMcc3EIL3二d：ELfs1Ea、23EIL一-2.264Ft1alb3：d：EL=0.003mmlfsI所以 f1=fcifs1=0.032mmw0.2mmFrab(b-a)643&匕(5-a1)、1=43EIL3 二 dEL-4=410rad0.002rad倒擋輸出軸：Fr13=2462.12N,d13=80mm,a13=2