??5.73?104200?10008.1?10???4354?0.96
32对于一般传动轴可取[?]?0.5~1(?)/m；故也符合刚度要求。 3.2 第二轴的设计及校核 3.2.1 第二轴设计计算 1.选择轴的材料
选择轴的材料为20CrMnTi钢，经渗碳淬火回火处理，由文献[3]查得材料的力学性能数据为：
抗拉强度：?b屈服强度：?s?1100MPa?850MPa
弯曲疲劳极限：??1扭转疲劳极限：??1?525MPa?300MPa表面硬度：56～62HRC 第二轴的轴向布置见图3.2所示
图3.2第二轴
（1）第二轴五档齿轮部分：
齿宽20.6mm+退刀槽宽度4mm+齿圈齿宽6mm，总计为30.6mm。 五、三档之间定位间隙为4mm。
（2）第二轴三档齿轮部分：
齿宽20.6mm+退刀槽宽度5.5mm+齿圈齿宽6mm，总计为32.1mm。 （3）第二轴二档齿轮部分：
齿宽20.6mm+退刀槽宽度3mm+齿圈齿宽5mm，锥面长度11mm，总
计为39.6mm。
（4）第二轴上一档大齿轮齿宽为28mm。
设变速器处于空档位置，中间轴一档小齿轮与第二轴一档齿轮空留间隙0.5mm。 2.初步估算轴径
由公式：
dmin?A?3Pn……………………………………………………………………
（3.3）
A——计算系数，查得A?97；
n——第二轴的工作转速，因为发动机最大功率转速为
nmax?4800r/min，所以第二轴的工作转速为n?nmax?4800r/min。
因此，第二轴的输入端轴径为：
dmin?97?3100.524800?26.74mm；
所以，圆整取d3.轴的结构设计
min?27mm
确定轴的各段直径
根据变速器传动机构布置方案选用滚针轴轴承，装该轴承的轴径即为d1?27mm。定位轴肩按半径放大3~7mm，取第二段轴径
d2?30mm，Ⅳ档与Ⅴ档齿轮之间采用同步器换档，轴段需开外花键，
与同步器的内花键啮合。定位轴肩按半径放大3~7mm，取第三段轴径d3?38mm，该轴段上装一个K38×44×25型滚针轴承，联接第二轴
与Ⅲ档齿轮。Ⅱ档和Ⅲ档齿轮之间采用同步器换档，轴段需开外花键，与同步器的内花键啮合,该花键轴轴径取d4?43mm。第二轴Ⅱ档齿轮
与轴之间用一个K45×50×27型滚针轴承联接，装该轴承处的轴径取
d5?45mm。第二轴倒档齿轮与轴之间用一个K38×44×25型滚针轴承
5联接，装该轴承处的轴径也取d?37mm。第二轴Ⅰ档齿轮与第二轴倒
档齿轮采用同步器换档，在轴段上开外花键，与同步器内花键啮合，取花键轴轴径为d6?43mm。
8 根据螺纹规格取轴端装六角开槽螺母的轴径d?34mm。装法兰盘
的轴段需开外花键，与法兰盘内花键啮合，由于装齿座处的轴径为
d2?35mm，考虑到加工方便，减少制造成本，取该轴径也为d7?34mm?35mm。，
非定位轴肩按半径放大1~3mm，取装第二轴后轴承的轴径d因而选用6207-N型深沟球轴承。 3.2.2 第二轴的强度校核 ? Ⅰ档时
61.轴上受力分析
当变速器挂在Ⅰ档时，第二轴传递的转矩为：T9此时，齿轮的圆周力为：
Ft9?2T9d9?2?1070.27?10127.73?1070.27N?m
?17456.70N
则，齿轮的径向力为：
Fr9?Ft9tg?cos??17456.70?tg20?cos20??7264.55N
齿轮的轴向力为：
Fa9?Ft9tg??17456.70?tg20??9676.41N
2.求支反力
1）水平平面内的支反力，由?MA 则： R由?FxBx?0得：Ft9l1?RBxl?0
?Ft9l1l?17456.70?110278?6907.33N
?0得： RAx?Ft9?RBx?17456.70?6907.33?10549.37N 2）垂直平面内的支反力，由?MB 则： RAy由?Fy?Fr9l2l?7264.55?61.31278?0得：RAyl?Fr9l2?0
?1602.12N
?0得： RBy?Fr9?RBy?7264.55?1602.12?5662.43N 3）合成支反力
作用点A上的合成支反力：
RA?RAx?RAy?2210549.37?1602.1222?10670.33N
作用点B上的合成支反力：
RB?RBx?RBy?226907.33?5662.4322?8931.65N
3.弯矩和转矩
1）弯矩
齿轮的作用力在水平平面的弯矩
MCx?17456.7?168278?110?1160430.99N?m
齿轮的作用力在垂直平面的弯矩
MCy?7264.55?168?9676.41?61.31278?110?717653.1N?m
齿轮的作用力在C截面作出的最大合成弯矩
MC?MCx?MCy?221160430.99?717653.1?1364414.18N?m22
2）转矩
当变速器挂在Ⅰ档时第二轴的转矩 T9?1070.27N?m 4轴的强度校核 按第三强度理论得： M?MCx?MCy?Tj?2221160430.99?717653.1?1070.27222?1162641.56N?m
则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力?（MPa） ??32M?d3?32?1162641.563.14?453?130.03MPa?????400MPa
1）危险截面的确定
根据载荷分布及应力集中部位，选取第二轴上七个截面（Ⅰ～Ⅶ）进行分析（图3.3）。