工程车辆组合式变速箱设计.docx

洛阳理工学院毕业设计（论文）工程车辆机械组合式变速箱的设计摘 要本次设计的题目是东风50拖拉机变速器设计，变速器是通过改变传动比来改变发动机的扭矩和转速，使车辆具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。该变速器设计为八加二挡手动变速器，即八个前进挡和两个倒挡，所有档位均采用直齿轮，结构形式为中间轴式，包括一轴，二轴，中间轴，倒挡轴。本次设计中,进行变速器的零件的外形尺寸的设计，再对齿轮和轴等进行校核，来保证齿轮、轴、箱体等的可靠性和持久性。在变速器外形尺寸的设计时，要进行中心距的选取，齿轮齿数、模数、螺旋角、半径的确定；同步器的设计和主要参数的选取；倒挡轴的设计；操纵机构的设计。绘制变速器的二维装配图和部分零件图，如齿轮、轴。关键词：档数，传动比，齿数，轴，变速器ABSTRACTThe project topic is the design of DongFeng load truck transmission,it changes the engine torque and speed by changing the gear ratio,making vehicle to have a suitable traction and speed,while keeping the engine in the most favorable conditions range.The transmission is designed to eight and two-speed manual transmission, that is, eight forward gears and two reverse gear, all of the gear with straight; The structure is intermediate shaft, including the first shaft, the second shaft, the intermediate shaft, the reverse gear shaft.In the design. Design the parts dimensions,and then check the gears and shafts, etc to ensure the grears,shafts, box reliability and durability. In the design of transmission dimensions, to carry out the selection of center distance, gear teeth, module, helix angle, radius; the design of Synchronous enginery and the selection of main parameters; reverse shafts design; control mechanisms design. Drawing transmissions two-dimensional assembly drawing and some parts drawings, such as gears, shafts.KEY WORDS: block; Transmission ratio; Teeth; Axis；transmission21目录前言1第1章 变速器主要参数的选择与齿轮设计61.1档位数和传动比61.2确定变速箱计算转矩91.3确定中心距91.4齿轮模数91.5齿形、压力角、螺旋角和齿宽b101.6齿轮变位系数的选择111.7各档传动比及齿数的确定12第2章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择142.1 齿轮的损坏原因及形式142.2 齿轮的强度的计算与校核142.2.1 齿轮弯曲强度计算142.2.2 齿轮接触应力16第3章 变速器轴的强度计算与校核183.1 变速器轴的结构和尺寸183.1.1 轴的结构183.1.2 轴的尺寸183.2 轴的校核193.2.1 第一轴的强度与刚度校核19结论21谢 辞22参考文献23前言变速器是能固定或分挡改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速，结构紧凑，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上。机床主轴常装在变速器内，所以又也叫主轴箱，其结构紧凑，便于集中操作。变速器是通过改变传动比，改变发动发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。通俗上分为手动变速器(MT)，自动变速器(AT)，手动/自动变速器，无级式变速器。一、手动变速器(MT)手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。二、自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。三、手动/自动变速器（AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。 自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。 所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。四、无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有27个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体” 之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT无级变速器，既方便又省油，且售价也仅在9.6811.68万元。而且奇瑞汽车销售公司表示QQ无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。本设计是根据东风50拖拉机而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此，变速器的基本结构型式是采用机械滑动齿轮换档的组合式变速器，所有传动齿轮均采用油浴式润滑方式。变速箱的额定转速：2000r/min变速箱中的副变速装置：采用行星传动机构变速箱的输入转矩：175.47Nm车辆驱动轮动力半径：635mm中央传动装置的传动比为：iz=39/8=4.875末端传动装置的传动比为：im=60/13=4.615车辆驱动轮胎的承载能力为1055Kg(单侧) 第1章 变速器主要参数的选择与齿轮设计1.1档位数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势，目前，乘用车一般用45个档位变速器，本设计采用了八个前进档和两个倒退档变速器。选择最低档传动比时，应根据最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阴力及爬坡阻力。根据最低档速度确定变速箱传动齿轮的最大传动比ibmaxVl=0.377nerdqimax（1-1）式中 ne-发动机额定转速（rmin） rdq-车辆驱动轮滚动半径(mm) i-车辆传动系统的总传动比Vl=22.5km/h这是设计要求保证的参数imax=239.395191.516如果设计Vlmin=2.1Km/h时，则：imax=227.995一般设计中imax=ibmaxizim（1-2）式中 iz-中央传动的传动比（一般为46，取39/8=4.875） im-末端传动的传动比（一般为4.56.5，取60/13=4.615）上式iz、im在车辆设计中有一些传统的经验性规定。所以：ibmax=imaxizim=10.133（1-3）又因为变速箱结构形式为组合式，即由主变速箱与副变速箱串联而成，所以根据同类产品参数确定副变速箱的最大传动比为4，最小传动比为1即为两档变速装置所以ibzmax=ibmaxibfmax=10.1334=2.53根据ibi=iiizim=0.377nerdqVliizim（1-4）式中 ibi-为变速箱第I档的传动比.而ibi=ibzibf令C=0.377nerdq(izim)（1-5）C=21.28上式ibi=cVli由此可知Vli=Cibi=C(ibzibf)（1-6）根据上式可列出车辆速度Vli随变速箱中主变速传动比ibz和副变速传动比ibf的变化表，从中选满足车辆各档速度和所对应的齿轮齿数和（即使传动比）表1-1 车辆速度Vli随变速箱中主变速传动比ibz和副变速传动比ibf的变化ibfVliibz4150/171.807.23549/181.9547.81748/192.1068.42345/222.60010.40343/242.96911.8742/253.16612.66738/294.0616.2436/314.58118.32434/335.16420.65430/376.56126.24529/386.97127.88427/407.88131.526.28/397.4129.64根据设计要求给出的各档速度范围可得出一档传动比：ib1=10.1二档传动比：ib2=6.72三档传动比：ib3=4.12四档传动比：ib4=3.05五档传动比：ib5=2.53六档传动比：ib6=1.68七档传动比：ib7=1.03八档传动比：ib8=0.76倒档一档传动比：ir1=7.68倒档二档传动比：ir2=1.921.2 确定变速箱计算转矩确定变速箱计算转矩通过两条路线计算，取其中计算值最小为计算转矩（即可能实现的转矩）按发动机转矩来计算变速箱输出轴转矩Tj=neibmax=443.939Nm（1-7）按车辆附着条件来计算变速箱输出轴转矩Tj=Grdqizimzm（1-8）式中 -车辆附着系数=0.65 G-车辆后轮附着差量，设计时取驱动桥两侧驱动轮的承截能力的总和 z-中央传动齿轮的传动效率（z=0.96锥齿轮副） m-末端传动齿轮的传动效率（m=0.97直齿轮副） Tj=407.386Nm1.3确定中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。a=Ka3Tj（1-9）式中 K A-中心距系数（Ka=1516）故可得出一轴和二车轴的中心距a=118mm1.4 齿轮模数齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为了使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选的小些；对于货车，减少质量比减小噪声更重要，因此模数应选的大些.根据经验公式m=Km3Tj（1-10）式中 Km=0.450.55取Km=0.5所以m=3.7，为使结构尺寸小一些取m=3.5对于行星结构而言，和同类型情况比较，选择行星结构的齿轮的模数m=2.51.5 齿形、压力角、螺旋角和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表1-2选取。表1-2 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目 车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车 GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上 低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30；斜齿轮螺旋角取30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。1.6 齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数=17-Z17（1-11） 式中 Z-要变位的齿轮齿数1.7各档传动比及齿数的确定确定主变速箱传动齿轮的齿数和Z=2am=67.4（1-12）式中 Z-主变速箱传动齿轮的齿数和a-变速箱中心矩（mm）m-变速箱传动齿轮的模数取Z=67个齿由一档传动比：Z1Z8=10.1 副箱传动比ibf=4 Z1+Z8=67所以可以得出z1=48; z8=19同理可得z2=42;z7=25; z3=34;z6=33;z4=29;z5=38。一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中一档主动齿轮Z8=18所以取中间轴Z14=26行星机构齿轮齿数的确定由于本方案选用的是太阳轮输入，齿圈固定行星架输出所以n2=0,n1=(1+)n3传动比i=n1n2=1+=4（1-13）所以=3=Z2Z1式中 n2-齿圈转速Z2-齿圈齿数Z1-太阳轮齿数n1-太阳轮转速所以太阳轮齿数选择Z12=18，刚齿圈齿数Z14=54根据太阳轮齿圈和变位系数取行星齿轮齿数Z9=17因为本设计倒档齿轮也是直齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距A1=mn(Z7+Z14)2=89.25mm（1-14）取A1=90mmA2=mn(Z14+Z1)2=129.5mm（1-15）取A2=130mm第2章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择2.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。2.2 齿轮的强度的计算与校核 与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。2.2.1 齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力ww=Ftkkfbty（2-1）式中 w-弯曲应力（MPa）； Ft-齿轮的圆周力（N）； Ft=2Tgd ；其中Tg为计算载荷（Nmm），d为节圆直径。 k-应力集中系数，可近似取1.65； kf -摩擦力影响系,主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9； b-齿宽（mm），取20 t-端面齿距（mm）； y-齿形系数，如图所示。当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：Tg=TemaxZ1Z8（2-2） 故由 Ft=2Tgd 可以得出；再将所得出的数据代入式可得w1=206.59MPaw8=252.5MPa同理可求出w8=252.5MPa w2=180.56MPaw7=136.8MPaw3=151.98MPaw6=185.76MPaw4=131.99MPaw5=113.9MPa2.2.2齿轮接触应力. 齿轮接触应力 j j=0.418FEb(1z+1b)（2-3） 式中 j-齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），F=F1coscos； F1-圆周力(N） -节点处的压力角（）；-齿轮螺旋角（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取E=206103MPa；B-齿轮接触的实际宽度，20mm； Z、b-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮：Z=rzsin（2-4）b=rbsin（2-5） 式中 rz-主动齿轮节圆半径（mm） rb-从动齿轮节圆半径（mm）将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表2-1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档：j1=1039.34MPa 二档：j2=1893.35MPa 三档：j3=1885.79MPa 四档：j4=755.3MPa 对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。第3章. 变速器轴的强度计算与校核3.1变速器轴的结构和尺寸3.1.1 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，其轴径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。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，以便齿轮磨损后更换。3.1.2 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，也可由下列经验公式初步选定：第一轴和中间轴： d=0.40.5A,mm第二轴：d=1.073Temac,mm（3-1）式中 Temac-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=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。3.2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。3.2.1 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T=TWT=9550000Pn0.2d3T （3-2）式中 T-扭转切应力,MPa；T-轴所受的扭矩，Nmm； WT-轴的抗扭截面系数，mm3；P-轴传递的功率，kw；d-计算截面处轴的直径，mm； T-许用扭转切应力，MPa。其中P =36.7Kw，n =2000r/min,d =40mm；代入上式得：T=TWT=955000036.720000.2403=13.69MPa（3-3）由查表可知T=55MPa，故TT，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：=5.37104TGIP（3-4）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 IP-轴截面的极惯性矩，mm4，IP=d432； 将已知数据代入上式可得：=5.37104175.471038.11043.1440432=0.46对于一般传动轴可取=0.41()/m；故也符合刚度要求。结论本次设计是东风50拖拉机的变速器部分。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变