dd--最小直徑。
t--最大力矩
n—轉速
d=14.1mm
按照軸的用途繪製軸肩和階梯軸，得到零件圖。
從左向右傳動比齒輪依次為1，同步器，1.424，2.186，同步器，3.767，同步器，6.15，倒檔齒輪。
5 變速器軸的設計與校核
5.1 變速器軸的結構和尺寸
5.1.1軸的結構
第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸頸根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由後軸承用卡環和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內花鍵統一考慮。
第一軸如圖5–1所示：
中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計採用的是旋轉軸式傳動方案。由於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，以便磨損後更換。其結構如下圖所示：
5.1.2軸的尺寸
變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求並考慮加工工藝和裝配工藝[7]要求而定。在草圖設計時，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，也可由下列經驗
第二軸和中間軸：
d=（0.4～0.5）a，mm5–1）
第一軸：
，mm5–2）
式中—發動機的最大扭矩，nm
為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關係。因此，軸的直徑d與軸的長度l的關係可按下式選取：
第一軸和中間軸：
d/l=0.16～0.18；
第二軸：
d/l=0.18～0.21
5.2 軸的校核
由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對於本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度[8]
都留有一定的餘量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由於第二軸結構比較複雜，故作為重點的校核物件。下面對第一軸和第二軸進行校核。
5.2.1第一軸的強度和剛度校核
因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此種情況下，軸的扭矩強度條件公式為
5–3)
式中—扭轉切應力，mpa；
t—軸所受的扭矩，n·mm；
—軸的抗扭截面係數，mm3；
p—軸傳遞的功率，km；
d—計算截面處軸的直徑，mm；
—許用扭轉切應力，mpa。
其中p=78kw，n=5750r/min，d=24mm；代入上式可得：
46.9mpa
由查表可知=55mpa，故,符合強度要求。
軸的扭轉變形用每公尺長的扭轉角來表示。其計算公式為：
（5–4）
式中t—軸所受的扭矩，n·mm；
g—軸的材料的剪下彈性模數，mpa；對於鋼材，g=8.1×104mpa；
—軸截面的極慣性矩，mm4， =4/32;
將已知資料代入上式可得：
0.9對於一般傳動軸可取=0.5°～1°/m；故也符合剛度要求。
5.2.2第二軸的強度與剛度校核
（1） 軸的強度校核
計算用的齒輪嚙合的圓周力ft、徑向力fr及軸向力fa可按下式求出：
（5–5）
5–6)
5–7)
式中i—計算齒輪的傳動比，此處為一檔傳動比3.85；
d—計算齒輪的節圓半徑，mm，為100mm；
—節點處的壓力角，為16°；
—螺旋角，為30°；
—發動機最大轉矩，為142000n·mm。
代入上式可得：ft=10934n；
fr=3620.4n；
fa=6312.7n；
危險截面的受力圖為：
水平面：f1(160＋75)=fr×75，可得出f1=1155.4n；
水平面內所受力矩： =160·f1·10-3=184.87n·m；
垂直面：
=（5-8）
可求得=7122.1n
垂直面所受力矩：
=1139.54n·m
該軸所受扭矩為：
142×3.85=546.7n
故危險截面所受的合成彎矩為：
5-9)
可得·mm
則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（mpa）：
（5-10）
將m代入上式可得： 100mpa，在低檔工作時，因此有：，符合要求。
（2） 軸的剛度校核
圖5-4 變速器軸的撓度和轉角
第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算：
5-11)
（5-12）
式中—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（n），這裡等於；
—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（n），這裡等於；
—彈性模數（mpa），e=2.1×105（mpa）；
—慣性矩（mm4），=d4/64，d為軸的直徑（mm）；
a、b—為齒輪座上的作用力距支座a、b的距離（mm）；
l—支座之間的距離（mm）。
將數值代入式（5-11）、（5-12）得：
，。故軸的全撓度為，符合剛度要求。
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