三轴式汽车变速器毕业设计

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转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径： 三轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径： d=（0.45~0.6）A（mm） 式中：A——变速器中心距，mm；

轴的尺寸还与齿轮、花键、轴承有一定联系，要根据具体情况，按其标准进行修正。

以下是轴的计算尺寸： Dmax =（0.45~0.6）*120（mm） =54~72（mm） 则轴径最大值取60mm 。

分度圆最大值为2号齿轮，其值为180mm ，可得比例因子k=1/3 。 由k计算各齿轮处轴径d=kD 式中：D——齿轮分度圆直径； d——轴在对应齿轮处直径；

d1=60/3=20； d2=180/3=60； d3=75.24/3=25.08=25； d4=164.76/3=54.92=55； d5=97.56/3=32.52=33； d6=142.44/3=47.48=47； d7=118.82/3=39.61=40； d8=121.18/3=40.40=40； d9=139.54/3=46.51=47； d10=100.46/3=33.49=33； d11=60/3=20； d13=100/3=33.33=33； d14=160/3=53.33=53；d15=80/3=26.67=27；

考虑到装配d12 值应介于d10和d15之间 取30mm，由于是低俗倒档，12号齿轮对应的轴负荷相对较小，轴的强度不需要较高。 轴端取15mm。

三、轴的结构形状

轴的结构形状应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定。并与工艺要求有密切关系。

本次设计轻型货车变速器，由于轻型汽车变速器中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖，因而采用固定式中间轴。

轴的每段长度为齿轮30mm*2 垫片2mm*2 同步器36mm 共100mm

四、轴的受力分析

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计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。

求支承反力，先从第二轴开始，然后计算第一轴。中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证，无需进行强度分析。轴的受力分析，根据轴的受力情况，可画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴进行强度和刚度校核。 （一）齿轮的受力分析：

圆周力：Ft＝2×M/d (3.25) 径向力：Fr=Ft×tanαn/cosβ (3.26) 轴向力：Fa=Ft×tanβ (3.27) 其中：

M——计算转矩 αn——法向压力角 β——分度圆压力角 （二）方向

Ft：主动轮与旋转方向相反，从动轮与旋转方向相同。 Fr：分别指向各齿轮中心

Fa：受力方向通常用“主动轮左、右手法则”来判定，左旋齿轮用左手，右旋齿轮用右手，拇指指向轴向力Fa的方向，从动轮Fa与主动轮Fa方向相反。

不同档位时，轴所承受力及支承反力是不同的，须分别计算。

二轴 图 3.1 一轴

齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷响亮与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。

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（三）各力的作用点

齿轮上的作用力，均为作用在有效齿宽中心，轴承上支承反力作用点取轴承宽度方向中点。

五、轴的强度计算及校核

由变速器结构布置并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。求出不同档位时的各支承反力，可计算轴的各截面的弯曲力矩：

表 3.3

轴 支点 水平面内支承反力 二 轴 D C C1=Px*mx/l D1=Px*nx/l 一 轴 A

垂直面内支承反力 C2=(Rx*mx-Qx*rx)/l D2=(Rx*nx+Qx*rx)/l B B1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/g B2=[Rc*(h+g)-C2*(k+g)-Qc*rc]/g A1=( C1*k-PC*h)/g A2=( Rc*h -C2*k -Qc*rc)/g 画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭曲应力以及合成应力。

求出不同档位时的各支承反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩

M?＝px (3.28) 式中：x——支承中心至计算断面距离。

画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。

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弯曲应力：??＝ 扭转应力：?n＝

M? (3.29) W?Mn (3.30) Wn22 合成应力：?＝????n (3.31) 式中：W?——轴截面抗弯截面系数； Wn——轴截面抗扭截面系数。 对圆截面： W?＝ Wn＝

?32d3 (3.32)

?3d (3.33) 16对外径为D,内径为d的空心轴：

?D4?d4 W?=

32D?D4?d4 Wn=

16D花键按小径计算。

当以发动机最大转矩计算轴的强度时，其安全系数(按金属材料的屈服极限计算)在5~10范围内选取。第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。 安全系数：s=σs/σ 取s=5 中间轴：20CrMnTi σs=850Mpa 第二轴：20CrMnTi σs=850Mpa 所以中间轴和第二轴 [σ]=170 Mpa 二轴应力的计算 设mx＝b，nx＝a 得： 水平弯矩：Ms＝垂直弯矩：Mc＝

Px?a?b (3.34) l(Rx?a?Qx?rx)?b (3.35)

l22合成弯矩：Mh＝Ms?Mc (3.36) 扭矩：Mn＝Me?ix (3.37)

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