轿车变速器设计

1、 t端面齿距，t= p m； m摸数； y齿形系数； s w8 = 2Tg Ks K f p m Z8 K c y 3 = 606 N / mm 2 < 850 N / mm 2 （合格） s w9 = s w10 = 2Tg Ks K f p m3 Z 9 K c y 2Tg Ks K f = 606 N / mm 2 < 850 N / mm 2 （合格） p m Z10 K c y 3 = 440 N / mm 2 < 850 N / mm 2 （合格） 经过计算其他各齿轮弯曲应力 s w 均小于 850 N / mm 2 ，故合格。 b：轮齿接触应力计算 s j =

2、0.418 式中 FE 1 1 ( + b PZ Pb s j 轮齿的接触应力（ N / mm 2 ） ； F齿面的法向力（N） ，F=F1/cos a ； E弹性摸数； PZ ， Pb 主，从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ； 直齿 PZ =rZsin a sin a =0.34 b齿轮接触的实际宽度； P b=rbsin a cos a =0.94 s j 7 = 0.418 s j 8 = 0.418 s j 9 = 0.418 FE 1 1 ( + =1057.54N/mm2<1900 N/mm2 b PZ Pb FE 1 1 ( + =1659.2 N/mm2<1900

3、N/mm2 b PZ Pb FE 1 1 ( + =1881.2 N/mm2<1900 N/mm2 b PZ Pb 21 s j10 = 0.418 FE 1 1 ( + =1558.4 N/mm2<1900 N/mm2 b PZ Pb 经过计算，其他各齿轮的接触应力 s j 均小于 1400 N/mm2，故合适。 2.9 轴的设计计算 两轴式变速器的第二轴中部轴径 d=0.45×69=31.05。可以取 32mm。 轴的最大直径 d 和支承间距离的比值，对中间轴 d/L=0.160.18，36/L=211.7 对第二轴：d/L=0.180.21，36/L=0.2，L=1

4、85。 第一轴花键部分直径 d(mm可按下式初选： d = k · 3 Te max = 4.3 ´ 3.71 = 15.953 取 16 第一，二轴选用轴承为深沟球轴承 6206。故第一轴支承部分，第二轴的支承部分和的轴径 为 30mm。第二轴一二挡轴径 36mm，三四挡轴径 30mm。 2.10 轴的强度计算 初步确定轴的尺寸以后，可以对轴进行刚度和强度验算，欲求中间轴式变速器第一轴 的支点后作用力，必须先求出第二轴的支点及力。 轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算，计算时仅计算齿轮所在位置处轴的 挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大

5、，故可以 不必计算。若轴的垂直面内挠度为 fc，在水平面内挠度 fs 和转角为 d ，则可分别用下列公 式计算： f c1 = fc 2 F1 a 2 b 2 = 0.058 3EIL F a 2b2 = 1 = 0.067 3EIL 合格 F2 a 2b 2 = 0.112 3EIL F a 2b 2 fs2 = 2 = 0.126 3EIL f s1 = 合格 d1 = F1 ab(b - a = 0.0013rad 3EIL F1 ab(b - a = 0.0016rad 3EIL d2 = 合格 22 式中 F1齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ； F2齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）

6、 ； E弹性摸量，E=2.1*105Mpa； I惯性矩，对于实心轴：I= p d 4 / 64 ； D轴的直径，花键处按平均直径计算； a，b齿轮上作用力矩支座 A，B 的距离； L支座间距离； 如果用 fc 和 fs 分别表示轴在垂直面和水平面的挠度，则轴的全挠度 f 为： f = f c 2 + f s 2 £ 0.2mm 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm。齿轮所在平 面的转角不应超过 0.002rad。与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或 滚针轴承装在轴上，也有省去衬套或滚针轴承直接装在轴上，这就能够增大轴的直径，因 而使轴的刚度增加。作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周 力使轴在水平面内弯曲变形 10 。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力 FC 和 FS 之后， 计算相应的弯矩 Mc，MS。轴在转矩 Tn 和弯矩同时作用下，其应力为： M 32 M = = 258.6 W p d3 M 32 M s2 = = = 296.7 W p d3 s1 = 合格 式中 M= M c 2 + M s 2 + Tn 2 ( N gmm ； d轴的直径(mm，花键处取