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（独家原创）汽车变速器设计（全套CAD图纸）

因为该变速器所有的齿轮采用同种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算Ⅰ档倒档齿轮的弯曲强度。Ⅰ档齿轮副主动齿轮,从动齿轮Ⅰ档主动齿轮的计算载荷由公式.得主动齿轮的弯曲强度Ⅰ档从动齿轮的计算载荷从动齿轮的弯曲强度倒档齿轮副因为倒档齿轮相当于个惰轮,所以主动齿轮是，从动齿轮是。通过惰轮后主动齿轮是，从动轮是。惰轮的计算载荷通过惰轮前，的弯曲强度由公式得通过惰轮后主动轮是，从动轮是。的计算载荷的计算载荷以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。齿轮的接触强度齿轮的接触应力按下式计算.式中法向内基圆周切向力即齿面法向力，.端面内分度圆切向力即圆周力，.计算载荷，节圆直径，节点处压力角螺旋角齿轮材料的弹性模量，钢取.齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，主被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，直齿齿轮，斜齿齿轮分别为主被动齿轮的节圆半径，。当计算载荷为许用接触应力见表。常啮合齿轮副当计算载荷为,由公式.和.得由公式.得Ⅰ档计算载荷为,由公式.和.得由公式.得Ⅱ档计算载荷为,由公式.和.得由公式.得Ⅲ档计算载荷为由公式.和.得由公式.得倒档计算载荷为,由公式.和.得由公式.得计算载荷为,由公式.和.得由公式.得以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求见表。表变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮氰化齿轮档及倒档常啮合及高档.轴的强度校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选对第轴及中间轴对第二轴.三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选由公式.得第二轴中间轴第轴。第轴花键部分直径可根据发动机最大转矩•按下式初选.由公式.得初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第轴上的转矩应取。齿轮啮合的圆周力径向力及轴向力可按下式求出.式中至计算齿轮的传动比计算齿轮的节圆直径，节点处压力角螺旋角发动机最大转矩，。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力为式中弯曲截面系数，轴在计算断面处的直径，花键处取内径，在计算断面处轴的垂向弯矩，•在计算断面处轴的水平弯矩，•许用应力，在低档工作时取。变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第轴常啮合齿轮副，因距离支承点近负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。若轴在垂直面内挠度为,在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算.式中弹性模量惯性矩，对实心轴，轴的直径花键处按平均直径来计算,齿轮上的作用力矩支座的距离，支座间的距离，。在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的.倍。轴断面的转角不应大于.弧度。轴的垂向挠度的容许值轴的水平挠度的容许值。轴的合成挠度应小于.。校核第二轴的强度与刚度Ⅰ档此时第二轴受到齿轮的作用力由公式.得由公式.得由公式.得刚度校核花键轴的计算直径取其花键内径的.倍,，由公式.得轴的合成挠度。以上数据满足要求。校核中间轴在强度与刚度Ⅰ档此时中间轴受到齿轮的作用力，因为对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。Ⅰ.Ⅰ.由公式得由公式得刚度校核由公式得轴的合成挠度。校核倒档轴的强度与刚度当和啮合时由公式得由公式.得刚度校核公式.得轴的合成挠度长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为度。在转矩的作用下，长为的轴的扭转角为.式中转矩，•轴长，轴横截面的极惯性矩，对实心轴对空心轴轴材料的剪切弹性模量，对于钢材。