[优秀毕业设计精品] 机械式变速器——计算说明书.doc

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1、 课程设计论文（设计）（普通高等教育）论文题目汽车专业课程设计机械式变速器计算说明书学 院工学院专业名称车辆工程班 级车辆081学 号姓 名指导教师职 称副教授目录第一章 设计题目，任务与分析3第二章 变速器的方案初步论证4第一节 变速器类型选择及传动方案设计4一、结构设计4二、变速器的径向尺寸4三、变速器齿轮的寿命5四、变速器的传动效率5第二节 变速器传动机构的分析5一、换档结构形式的选择5二、倒档的形式及布置方案5第三节 变速器操纵机构方案分析6一、变速器操纵机构的功用6二、设计变速器操纵机构时应该满足的基本要求6三、换档位置6第三章 变速器设计计算9五、齿轮强度校核17第四章 变速器总成

2、的拆装顺序39一、变速器的装配顺序39二、变速器的拆卸40三、变速器总成装配应注意的问题40第五章 心得体会40参考文献41第一章 设计题目，任务与分析 设计题目：货车变速器设计变速器形式:（41）档设计参数：满载质量：20100Kg发动机: Memax=160 Nm；车轮滚动半径：R0=0.54 m；爬坡度：0.3392；（计算出爬坡角度为18.77）主减速比：i0=10.6； 发动机最大功率：240Kw/2500r/min；发动机最高转矩：810Nm/1500r/min传动系机械效率，取0.96；设计要求:1，变速器设计2，CATIA图纸 导出 CAD图纸3，变速器零部件性能有限元分析设计

3、设计功用分析:现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。变速器的功用：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；（3）利

4、用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空挡，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要求：（1）应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；（4）传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档。此外合理地齿轮

5、形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。 （5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；（7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；（8）需要时应设置动力输出装置。 第二章 变速器的方案初步论证第一节 变速器类型选择及传动方案设计 变速器的设计主要考虑以下四个方面：一、 结构设计此次设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，采用三轴式变速器，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮

6、、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。二、变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。三、变速器齿轮的寿命 三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接

7、档时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。四、变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。 轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。这次设计的变速器是轻型货车使用，所以采用三轴式变速器。第二节 变速器传动机构的分析根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各档数相同的条件下，

8、各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。一、换档结构形式的选择现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。本次设计方案一、二档和三、四档采用同步器换档，倒档使用二轴上滑动直齿轮换档。二、倒档的形式及布置方案倒档使用率不高，采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动

9、齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。布置如图：第三节 变速器操纵机构方案分析一、变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。二、设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求（一）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;（二）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;（三）应使驾驶员得到必要的手感。三、换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：（一）按换档次序来排列 ；（二）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；（三）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排

10、在最靠边的位置，有时于1档组成一排。第四节 变速器传动方案的设计各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：一、整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。二、驾驶员的使用习惯变速器采用一二，三四前后设计，符合人机工程学，使驾驶员开车舒适度最高，倒档设计在左侧，按习惯，倒档最好与序列不结合。设计效果如下图：三、提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动

11、方案，并尽可能地将使用时间最多的档位实际成直接档。四、改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 变速器简图：传动路线：档：一轴12中间轴87二轴5、7齿轮间的同步器输出档：一轴12中间轴655、7齿轮间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴431、3齿轮间同步器二轴输出档：一轴11、3齿轮间同步器二轴输出R档：一轴12中间轴1011

12、9二轴输出变速器设计效果图：第三章 变速器设计计算第一节 变速器主要参数的选择（一）主要参数的设计汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： （3.1） 式中：最大驱动力；即 = / Error! No bookmark name given.滚动阻力；即 =cos 最大上坡阻力。即 =sin 把以上参数代入（3-1）得： (3.2)以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：发动机最大扭矩，=810 Nm；变速器一档传动比；主传动器传动比，=10.6；汽车总质量，20100kg；道路滚动阻力系数取0.0

13、20(一般沥青公路)；传动系机械效率，取0.96；重力加速度；取=9.8；驱动轮滚动半径，取0.54 m；汽车最大爬坡度为0.3392，即=4.25 取=4.5 由 ,式中，为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于1.71.8。由中等比性质,得：档位数，取=2,3,4,档数，n=4 ；=4.52/3=2.72=4.51/3=1.65=1.0(直接档)=1.65=1.65=1.65符合q的要求=4.5, =2.72 =1.65, =1.00。三、中心矩A对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A初选中心矩A时，可根据经验公式计算A= (3.3) 中心距系数：=8.6

14、9.3,取9.0； 变速器一档传动比； 变速器传动效率：取96；发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；A=9.0(8104.50.96)1/3=136.64mm 取=137mm三、变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸：四档（2.42.8）代入数据得：L=(328.8383.6)mm（二）齿轮的设计与校核分析（一）模数的选择影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对

15、货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。 初选模数时，可以根据经验公式确定，即： = =5.192 高档齿轮K=1.2对于重型货车取4.56，所以取5 = =4.288 一档齿轮 倒档为直齿，故选择小模数，以使挂档顺利，减小磨损。式中： 为斜齿轮法向模数； 为直齿轮模数； 发动机最大扭矩；=810Nm 变速器一档传动比； 变速器传动效率：取96；该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取=5；直齿轮模数取=4（二）压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5,15，1

16、6，16.5等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大些的压力。因此，倒档轴选25，其他选22.5。（三）螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：1826。初选1,2=（四）各档齿数Z齿数确定原则：选择齿轮的齿数时应注意最好不要使相配的齿轮齿数和为偶数, 且各档齿数无公约数，否则会引起齿面不均匀的磨损。1、一档齿轮齿数 斜齿=2 (3.

17、4)选取20 =2137cos20/3=51.4 取=51由进行大小齿轮齿数分配，对于货车一般取1214，为使的传动比更大些，取=39,=12；=(+)/(2cos) (3.5)=5(3912)/(2 cos20)=135.69mm取136mm；/ (3.6)=4.512/39=1.384；由= (+)/(2cos) (3.7)+2136cos20/3=51取=21，=30（圆整）；修正=/() (3.8)=3039/（2112）=4.498%=|4.498-4.5|/4.8=0.4%5% (合格)；修正由(+)/（2cos） (3.9)得arccos(+)/（2A）= 22.627同理arc

18、cos(+)/（2A）= 22.6272、确定二档齿轮齿数（取20）/=/ (3.10)=2.7221/30=1.904+=2cos/ (3.11)=2136cos20/3 = 51取=33, =18(圆整)；修正/（） (3.12)3033/（2118）2.62|2.62-2.72|/2.72100%3.701%5% (合格)；修正5.6arccos(+)/（2A）=22.627 (3.13)3、确定三档齿轮齿数（3.420）/ (3.14)1.6521/301.192由(+)/2cos (3.15)取20,得2cos/=2136cos20/3=51取28，23（圆整）；修正=/（） (3.

19、16)=3028/（2123）=1.632i3%=|1.632-1.65|/1.65100%=1.121%=136mm齿轮9和齿轮10的齿顶圆之间的间隙 =136-4(42+13)/2 =240.5 所以齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。修正后各档的传动比为：i1 =4.498, i2 =2.62,i3 =1.632,i4 =1.000, ir =4.725（五）齿宽b齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数（）来选择齿宽：直齿：=,为齿宽系数，取4.47.0斜齿：=，取为7.08.6； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以

20、有1、直齿 =(4.58.0)4=1832(mm) 倒档各齿宽：=22mm, =26mm, =30mm2、斜齿 =(7.08.5)5=3542.5(mm) 因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取:各斜齿轮宽度：=40mm, =36mm, =40mm, =36mm=36mm, =40mm, =36mm, =40mm（六）齿轮精度的选择根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取Z1Z4为6级，Z5Z11为7级。（七）螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必

21、经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。（八）各档齿轮数据参数表 Z2130232833183912431321b40364036364036402226302262722627226272262705.335.335.335.3345555422.522.522.522.525555555554446.256.256.256.256.256.256.256.25555d111.93159.9122.59149.24175.8995.94207.8763.961725284121.93169.9132.59159.24185

22、.89105.94217.8764.96180609299.43147.4110.09136.75163.3983.44195.3751.461624274直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：分度圆直径：d=Zm 端面模数=cos齿顶高ha=m（+） 分度圆直径：d=Zmt齿根高hf=(ha*c*-Xt)m 齿顶高：ha=ha*mt+Xtmt齿顶圆直径：da=d+2ha 齿全高：h=(2ha*+C*)mt齿高h=ha+hf 齿顶圆直径da=d+2ha齿顶高系数ha*=1.0齿根高系数c*=0.25（九）材料选择现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提

23、高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用40Cr。五、齿轮强度校核 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2。时渗碳层深度0.91.3。时渗碳层深度1.01.3。9表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348。10 2、计算各轴的转矩发动机最大扭矩为=810N.m，转速2500r/min，齿轮传动效率96%轴 =81096%96%=768.82N.m中间轴 =769.820.960.9934/11=2261.4N.m轴 一挡 =2316.850.960.

24、9921/18=3040.767N.m二挡 =2316.850.960.9921/24=3235.72N.m三挡 =2316.850.960.9917/33=1882.34N.m四挡 =2316.850.960.9919/33=1074.63N.m倒挡 =2316.850.960.9921/13=3023.66N.m 3、轮齿强度计算 1）轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力 （3-8）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；齿形系数如图2-2，可以查得： 图2-2齿形系数图摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不

25、同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图2-2。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：=576.69MPa400850MPa=820.44MPa400850MPa=812.08Pa400850MPa（2）斜齿轮弯曲应力 （3-9）式中：计算载荷（N.mm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图2-2中查得；齿宽系数=7.0；重合度影响系数，=2.0。

26、当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：=244.96MPa100250MPa=240.93MPa100250MPa其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表2-3：表2-3 齿轮弯曲应力 档位 弯曲应力MPa常:114.37MPa100250MPa:125.87MPa100250MPa一:239.20MPa100250MPa:239.82MPa100250MPa二:128.39MPa100250MPa:142.19MPa100250MPa三:213.26MPa1

27、00250MPa:143.75MPa100250MPa倒:254.60MPa400850MPa:302.84MPa400850MPa:267.98MPa400850MPa 2）轮齿接触应力 （3-10）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N .m）；节圆直径(mm)；节点处压力角（）；齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。弹性模量=20.6104 Nmm-2齿宽=48mm。=38.5mm变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算一挡齿轮7，8的接触应力=3234.2

28、7N.m，=2319.18N.m， =1544.11MPa19002000MPa=1575.20MPa19002000MPa其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：表2-4 各档位齿轮接触应力档位 接触应力MPa常:1320.14MPa13001400MPa:1533.76MPa13001400MPa一:1571.11MPa19002000MPa:123546.20MPa19002000MPa二:210.97MPa13001400MPa:1237MPa13001400MPa三: 1037.49MPa13001400MPa：1183.32MPa13001400MPa四:1072.72

29、MPa13001400MPa:1112.32MPa13001400MPa倒:1264.43MPa19002000MPa:1372.55MPa19002000MPa:1387.7MPa19002000MPa 4、计算各挡齿轮的受力（1） 一挡齿轮9，10的受力N （2）同理二挡齿轮5，6的受力 （3） 三挡齿轮3，4的受力（4） 常啮合齿轮1，2的受力 （5） 倒挡齿轮11，12的受力Fr9 （三）轴的结构设计与校核分析一、轴的功用及设计要求变速器轴在工作时承受转矩，弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮

30、的使用寿命。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。二、轴尺寸初选在变速器结构方案确定以后，变数器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大。为满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取： 第一轴及中间轴：=0.160.18 第二轴： =0.180.21 轴直径与轴传递转矩有关，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：中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径： =（0.450.6）（mm）第

31、一轴花键部分直径(为mm)可按下式初选： =（4.04.6）式中：变速器中心距，mm； 发动机最大转矩，Nm。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：第二轴： （C是由轴的材料和承载情况确定的常数） (3.24) T=9.55106P1/n1T=Temaxi 因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，由机械设计（第八版）表15-3选取C100 P1/n1=T/9.55106dmin=C(Temaxi/9.55106)1/3 （mm）齿轮1处： dmin=100（8.11.0000.96/9.5510）1/343.34(mm)；齿轮3处：dmin=

32、100（8.11.6320.96/9.5510）1/351.03(mm);齿轮5处：dmin=100（8.12.620.96/9.5510）1/359.75(mm);齿轮7处：dmin=100（8.14.4980.96/9.5510）1/371.54(mm);齿轮9处： dmin=100（8.14.7250.96/9.5510）1/372.73(mm);中间轴：齿轮2、4处：dmin=100（8.11.3840.96/9.5510）1/348.30(mm); 当轴截面上开着键槽时，应增大轴径以考虑对轴的强度减弱，同步器花键增加5,修正后，轴径如下：齿轮9处： d=72.73（1+5）76.36

33、（mm） 齿轮2、4处：d=48.30（1+5）50.72（mm）与档同步器轴径：d小径56mm与档同步器轴径: d小径48mm 其它尺寸查看标准构件来定。 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。 除前置发动机前轮驱动、后置发动机后轮驱动的汽车变速器采用两个轴外，绝大多数汽车变速器都是三轴式。 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴承内径确定。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第一轴后轴径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴

34、。 第二轴前轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键时以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承，衬套（滑动轴承）还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于0.8，表面硬度不应低于HRC5863。在一般情况下轴上应开螺旋油槽，以保证充分润滑。在低档的滑动挂档齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂档时，齿轮须轴

35、向滑动，要求定心好，滑动灵活。所以除要求定心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。 第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相当悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档齿轮常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面油相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的，因此只在轻型汽车变速器中采用。 变速器中间轴有旋转式和固定式两种。 固定式中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或长、短

36、圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。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，因而多采用固定式中间轴。 旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常与轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。本次设计采用旋转式中间轴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

37、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。1.第一轴的强度与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。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为式中：-扭转切应力，MPa；T-轴所受的扭矩，Nmm；-轴的抗扭截面系数，；P-轴传递的功率，kw；d-计算截面处轴的直径，mm；-许用扭转切应力，MPa。其中P =240kw，n =2500r/min,d =40mm；代入上式得：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：（4-4）式中，T -轴所受的扭矩，Nmm；G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1MPa；-