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車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 I 目 錄 符號說明. 1 前言. 3 第一章 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定. 6 1.1 變速器的功用和要求. 6 1.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定. 6 1.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析. 12 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計. 15 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇. 15 2.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定. 19 2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇. 21 第三章 變速器齒輪的強(qiáng)度計算與材料的選擇. 22 3.1 齒輪的損壞原因及形式. 22 3.2 齒輪強(qiáng)度計算與校核. 22 第四章 變速器軸的強(qiáng)度計算與校核. 25 4.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 . 25 4.2 軸的校核. 27 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 II 第五章 變速器同步器的設(shè)計. 30 第六章 變速器的操縱機(jī)構(gòu). 33 結(jié)論.34 參考文獻(xiàn).355+1變速箱設(shè)計
符 號 說 明
汽車總質(zhì)量 kg
重力加速度 N/kg
道路最大阻力系數(shù)
驅(qū)動輪的滾動半徑 mm
發(fā)動機(jī)最大扭矩 N·m
主減速比
汽車傳動系的傳動效率
一檔傳動比
汽車滿載載荷 N
路面附著系數(shù)
第一軸與中間軸的中心距 mm
中間軸與倒檔軸的中心距 mm
第二軸與中間軸的中心距 mm
中心距系數(shù)
直齒輪模數(shù)
斜齒輪法向模數(shù)
齒輪壓力角 °
斜齒輪螺旋角 °
齒輪寬度 mm
齒輪齒數(shù)
齒輪變位系數(shù)
齒輪彎曲應(yīng)力 MPa
齒輪接觸應(yīng)力 MPa
齒輪所受圓周力 N
軸向力 N
徑向力 N
計算載荷 N·m
應(yīng)力集中系數(shù)
摩擦力影響系數(shù)
齒輪材料的彈性模量 MPa
重合度影響系數(shù)
主動齒輪節(jié)圓半徑 mm
從動齒輪節(jié)圓半徑 mm
主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm
從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa
軸的抗扭截面系數(shù)
軸的材料的剪切彈性模量 MPa
軸截面的極慣性矩
垂直面內(nèi)的撓度 mm
水平面內(nèi)的撓度 mm
前 言
現(xiàn)在，每當(dāng)人們觀看F1大賽，總會被那種極速的感覺所折服。此刻，大家似乎談?wù)摰米疃嗟木褪前l(fā)動機(jī)的性能以及車手的駕駛技術(shù)。而且，不忘在自己駕車的時候體會一下極速感覺或是在買車的時候關(guān)注一下發(fā)動機(jī)的性能，這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個標(biāo)準(zhǔn)。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因為它是動力的締造者。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器。
從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。
一、手動變速器(MT)
手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是3.85,二檔是2.55,再到五檔的0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。
曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認(rèn)為手動變速器不會過早的離開。
首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機(jī)需要強(qiáng)勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。
其次，對于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機(jī)都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認(rèn)識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學(xué)校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)濟(jì)適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。
第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是5檔手動變速。
二、自動變速器（AT）
自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達(dá)到自動變速的目的。
在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機(jī)如果使用手動檔，則會反復(fù)地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。
在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關(guān)鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。
三、手動/自動變速器（AMT）
其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設(shè)有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。
自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應(yīng)女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術(shù)含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特2004派力奧1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那Speedgear EL這些“二合一”的車型價格均在10萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動/自動車在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為契機(jī)，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。
四、無級變速器
當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有2～7個檔。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術(shù)的發(fā)動機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。
從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術(shù)分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進(jìn)了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了CVT無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在9.68～11.68萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示QQ無級變速器型年底上市。看來無級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。
本設(shè)計是根據(jù)東方之子1.8L手動豪華車型而開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：
主減速比：4.782
最高時速：190km/h
輪胎型號：205/65R15
發(fā)動機(jī)型號：SQR481FC
最大扭矩：170Nm/4500
最大功率：95kw/5750
最高轉(zhuǎn)速：6000r/min 奇瑞東方之子1.8L豪華型
第一章 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定
§1.1 變速器的功用和要求
變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機(jī)和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。
對變速器的主要要求是：
1. 應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。
2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。
3. 重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。
4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?
5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。
§1.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定
變速器由傳動機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。
1． 變速器傳動機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇
有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。
設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。
傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。
通常，有級變速器具有3、4、5個前進(jìn)檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá)6~16個甚至20個。
變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進(jìn)檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。
某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。
有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。
三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。
三軸式變速器如圖1-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。
圖1-1 轎車中間軸式四檔變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸
兩軸式變速器如圖1-2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機(jī)縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機(jī)橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。
兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。
圖1-2 兩軸式變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器
有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。
由于所設(shè)計的汽車是發(fā)動機(jī)前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。
圖1-3、圖1-4、圖1-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達(dá)90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。
圖1-3 中間軸式四檔變速器傳動方案
如圖1-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖1-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖1-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。
圖1-4a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖1-4b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖1-4d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進(jìn)檔的變速器。
圖1-4 中間軸式五檔變速器傳動方案
圖1-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。
圖1-5 中間軸式六檔變速器傳動方案
以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。
發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖1-3a、b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。
變速器用圖1-4c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖1-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。
2． 倒檔傳動方案
圖1-6為常見的倒擋布置方案。圖1-6b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖1-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖1-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖1-6c所示方案。圖1-6e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖1-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖1-6g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計采用圖1-6f所示的傳動方案。
圖1-6 變速器倒檔傳動方案
因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。
§1.3變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析
變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。
1.齒輪型式
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。
2.換檔結(jié)構(gòu)型式
換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。
直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。
嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。
采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。
自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：
1） 將嚙合套做得長一些（如圖1-7a）
或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖1-7b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。
2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖1-8）。
3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 a b
（圖1-9）。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效， 圖1-7 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ
采用較多。
此段切薄
圖1-8 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ
加工成斜面
圖1-9 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ
在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖1-10所示：
圖1-10 鎖環(huán)式同步器
l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;
7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪
第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計
§2.1 變速器主要參數(shù)的選擇
一、檔數(shù)和傳動比
近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設(shè)計也采用5個檔位。
選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。
汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為
（2-1）
式中 m ----汽車總質(zhì)量；
g----重力加速度；
ψmax----道路最大阻力系數(shù)；
rr----驅(qū)動輪的滾動半徑；
Temax----發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
i0----主減速比；
η----汽車傳動系的傳動效率。
根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件
求得的變速器I檔傳動比為：
（2-2）
式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；
φ----路面的附著系數(shù)，計算時取φ=0.5~0.6。
由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；
rr=337.25mm；
Te max=170Nm；
i0=4.782；
η=0.95。
根據(jù)公式（2-2）可得：igI =3.85。
超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設(shè)計去五檔傳動比igⅤ=0.75。
中間檔的傳動比理論上按公比為：
（2-3）
的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.51。
故有：
二、中心距
中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：
(2-4)
式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車，K A =8.6~9.6；對多檔
主變速器，K A =9.5~11；
TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩：
TI max=Te max igI η =628.3N﹒m
故可得出初始中心距A=77.08mm。
三、軸向尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。
轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：
四檔(2.2~2.7)A
五檔(2.7~3.0)A
六檔(3.2~3.5)A
當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。
本次設(shè)計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是377.08mm=231.24mm，
變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。
四、齒輪參數(shù)
（1）齒輪模數(shù)
建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。
第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
(2-5)
其中=170Nm，可得出mn=2.5。
一檔直齒輪的模數(shù)m
mm (2-6)
通過計算m=3。
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設(shè)計取2.5。
（2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b
汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。
表2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角
項目
車型
齒形
壓力角α
螺旋角β
轎車
高齒并修形的齒形
14.5°，15°，16°16.5°
25°~45°
一般貨車
GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形
20°
20°~30°
重型車
同上
低檔、倒檔齒輪22.5°，25°
小螺旋角
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(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。
應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。
齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm
第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。
§2.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定
在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。
1.確定一檔齒輪的齒數(shù)
一檔傳動比
（2-7）
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，
先求其齒數(shù)和:
（2-8）
其中 A =77.08mm、m =3；故
有。
圖2-1 五檔變速器示意圖
當(dāng)轎車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。
上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。
這里修正為51，則根據(jù)式（2-8）反推出A=76.5mm。
2.確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比
（2-9）
由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ①
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等
（2-10）
由此可得：
(2-11)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 ②
① 與②聯(lián)立可得：=19、=34。
則根據(jù)式（2-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。
3.確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動比
（2-12）
而 ，故有：
③
對于斜齒輪， （2-13）
故有： ④
③ 聯(lián)立④得：。
按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪
。
4.確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。
而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。
由
（2-14）
可計算出。
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
A′= (2-15)
=50mm
而倒檔軸與第二軸的中心:
(2-16)
=72.5mm。
§2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇
齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。
有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達(dá)到中心距相同的要求。
變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時還承受沖擊負(fù)荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。
總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。
根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。
變位系數(shù)
（2-17）
式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。
第三章 變速器齒輪的強(qiáng)度計算與材料的選擇
§3.1 齒輪的損壞原因及形式
齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。
輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。
齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。
用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。
§3.2 齒輪的強(qiáng)度計算與校核
與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。
1. 齒輪彎曲強(qiáng)度計算
（1） 直齒輪彎曲應(yīng)力
（3-1）
式中，----彎曲應(yīng)力（MPa）；
----一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中 為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。
----應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；
----摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；
b----齒寬（mm），取20
t----端面齒距（mm）；
y----齒形系數(shù)，如圖3-1所示。
圖3-1 齒形系數(shù)圖
當(dāng)處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為：
（3-2）
=17010002.181.78
=659668Nm
故由 可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-1）可得
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。
（2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力
（3-3）
式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（3-1）注釋相同，，
選擇齒形系數(shù)y時，按當(dāng)量模數(shù)在圖（3-1）中查得。
二檔齒輪圓周力： （3-4）
根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N
齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（3-1）得：。
故
同理可得： 。
依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算結(jié)果如下：
三檔：
四檔：
五檔：
當(dāng)計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。
2. 齒輪接觸應(yīng)力
（3-5）
式中， ----齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；
F----齒面上的法向力（N），；
----圓周力在（N）， ；
----節(jié)點處的壓力角（°）；
----齒輪螺旋角（°）；
E----齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；
b----齒輪接觸的實際寬度，20mm；
----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；
直齒輪： （3-6）
（3-7）
斜齒輪： （3-8）
（3-9）
其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表：
表3-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
齒輪
/MPa
滲碳齒輪
液體碳氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900~2000
950~1000
常嚙合齒輪和高檔
1300~1400
650~700
通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：
一檔：
二檔：
三檔：
四檔：
五檔：
倒檔：
對照上表可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。
第四章 變速器軸的強(qiáng)度計算與校核
§4.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸
1. 軸的結(jié)構(gòu)
第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的
內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖4-1所示：
圖4-1 變速器第一軸
中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示：
一檔齒輪 倒檔齒輪
圖4-2 變速器中間軸
2. 確定軸的尺寸
變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定：
第一軸和中間軸：
（4-1）
第二軸：
（4-2）
式中 ----發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N·m
為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。?
第一軸和中間軸： d/L=0.160.18；
第二軸： d/L=0.180.21。
§4.2 軸的校核
由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進(jìn)的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)行校核。
1. 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核
因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為
（4-3）
式中：----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；
T----軸所受的扭矩，N·mm；
----軸的抗扭截面系數(shù)，；
P----軸傳遞的功率，kw；
d----計算截面處軸的直徑，mm；
[]----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。
其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：
由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。
軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計算公式為：
（4-4）
式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm；
G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa；
----軸截面的極慣性矩，，；
將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。
對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。
2. 第二軸的校核計算
1）軸的強(qiáng)度校核
計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：
（4-5）