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重卡变速器轴的设计计算案例综述
1.1初选轴的直径
本次设计为重型汽车变速器，变速器结构采用组合两轴式，中心距已知的前提下，输入轴=0.13～0.18；输出轴0.18～0.21。
d为轴直径的上限值，L为两轴支撑距离。
输入轴花键直径：（3·45）
其中： ——经验系数，=4.0～4.6；
——发动机最大转矩（N.m）。
输入轴花键部分直径d1：
d1=
输入轴、输出轴之间的支撑=270mm。
按扭转强度计算轴最小直径：
d=
——轴的许用剪应力（MPa）；
P ——发动机最大功率（kw）；
N ——发动机转速（r/min）。
代入公式（3·46）
求得：mm。
故轴的最小直径选取40mm。
1.2轴的刚度校核
在确定完轴的直径后，需要对轴进行校核，校核的两个因素挠度和转角，即在垂直面发生的变形程度和在水平面发生的扭转角度。挠度过大或不合适的扭转角使齿轮啮合发生错误，进而压力在齿宽和齿长方向分布不均匀，故校核是有必要的。
图3-7变速器轴的挠度和转角
已知竖直面的挠度为，水平面的挠度为，扭转角为δ，则：
（3·47）
（3·48）
（3·49）
其中a、b ——齿轮上力的作用点距离两支座的距离（mm）
F ——齿轮沿齿宽方向中间平面上的径向力（N）
D ——轴的直径（mm）
I ——惯性矩（mm4）
L—支座间的距离（mm）
E ——弹性模量（MPa），E=2.1×105MPa
全挠度：mm。
查表得知轴的挠度许用值为=0.04～0.09mm，=0.08～0.12mm。齿轮转角许用值为0.003rad。
中间轴刚度的校核：
爬行挡工作时：
N（3·50）
N（3·51）
已知：a=309mm；b=49mm；L=358mm；d=49mm，代入（3·47）、（3·48）、（3·49），
求得：mm（3·52）
mm（3·53）
mm（3·54）
rad（3·55）
一挡工作时：
N（3·56）
N（3·57）
已知：a=235mm；b=123mm；L=358mm；d=70mm，代入（3·47）、（3·48）、（3·49），
求得：mm（3·58）
mm（3·59）
mm（3·60）
rad（3·61）
二挡工作时：
N（3·62）
N（3·63）
已知：a=199mm；b=159mm；L=358mm；d=54mm，代入（3·47）、（3·48）、（3·49），
求得：mm（3·64）
mm（3·65）
mm（3·66）
rad（3·67）
三挡工作时：
N（3·68）
N（3·69）
已知：a=125mm；b=233mm；L=358mm；d=58mm，代入（