变速箱输出轴设计说明书Word文档格式.docx
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5.1变速器轴的结构和尺寸
5.1.1轴的结构
第一轴通常和齿轮做成一体,前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上,其轴颈根据前轴承内径确定。
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定,而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。
第一轴如图5–1所示:
中间轴分为旋转轴式和固定轴式。
本设计采用的是旋转轴式传动方案。
由于
一档和倒档齿轮较小,通常和中间轴做成一体,而高档齿轮则分别用键固定在轴
上,以便磨损后更换。
其结构如下图所示:
5.1.2轴的尺寸
变速器轴的确定和尺寸,主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺[7]要求而定。
在草图设计时,由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。
而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定,也可由下列经验第二轴和中间轴:
5–1)
d=(0.4~0.5)A,mm
第一轴:
d(4-4.6)3Temax,mm(5–2)
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一定的协调关系。
因此,轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取:
第一轴和中间轴:
d/L=0.16~0.18;
第二轴:
d/L=0.18~0.21
5.2轴的校核
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[8]
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。
5.2.1第一轴的强度和刚度校核
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。
此种情况下,轴的扭矩强度条件公式为
式中T—扭转切应力,MPa;
T—轴所受的扭矩,N·
mm;
WT—轴的抗扭截面系数,mm3;
P—轴传递的功率,km;
d—计算截面处轴的直径,mm;
[T]—许用扭转切应力,MPa。
其中P=78kw,n=5750r/min,d=24mm;
代入上式可得:
由查表可知[T]=55MPa,故TT,符合强度要求
式中T—轴所受的扭矩,N·
IP—轴截面的极惯性矩,mm4,IP=d4/32;
将已知数据代入上式可得:
对于一般传动轴可取[]=0.5°
~1°
/m;
故也符合刚度要求
5.2.2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:
式中i—计算齿轮的传动比,此处为一档传动比3.85;
d—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。
Ft=10934N;
Fr=3620.4N
Fa=6312.7N
危险截面的受力图为:
水平面:
F1(160+75)=Fr×
75,可得出F1=1155.4N;
水平面内所受力矩:
MC=160·
F1·
10-3=184.87N·
m;
垂直面:
FadFt160
F1'
=2(5-8)
116075
可求得F1'
=7122.1N
垂直面所受力矩:
-3
Ms160F1'
10=1139.54N·
m该轴所受扭矩为:
Tj142×
3.85=546.7N
故危险截面所受的合成弯矩为:
222
MMCMSTJ(5-9)
可得
M(184.871000)(1139.541000)2(546.71000)2
5
1.310N·
mm
32M
3
d3
将M代入上式可得:
,符合要求。
则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力(MPa):
(5-10)
100MPa,在低档工作时400MPa,因此有:
2)轴的刚度校核
图5-4变速器轴的挠度和转角
22
(5-11)
5-12)
F3abc3EIL
F4a2b2s3EIL
式中F3—齿轮齿宽中间平面上的径向力(N),这里等于Fr;
F4—齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N),这里等于Ft;
E—弹性模数(MPa),E=2.1×
105(MPa);
I—惯性矩(mm4),I=d4/64,d为轴的直径(mm);
a、b—为齿轮座上的作用力距支座A、B的距离(mm);
L—支座之间的距离(mm)。
将数值代入式(5-11)、(5-12)得:
fc0.13,fs0.15。
故轴的全挠度为ffcfs0.198mm0.2mm,符合刚度要求
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