轻型载货车档变速器总成及变速传动机构设计

1、轻型载货车五档变速器总成及变速传动机构设计目录第一章前言第二章轻型载货车主要参数的确定2.1质量参数的确定2.2发动机的选型第三章变速器的设计与计算3.1设计方案的确定3.1.1两轴式3.1.2三轴式3.1.3液力机械式3.1.4确定方案3.2零部件的结构分析3.3基本参数的确定3.3.1变速器的档位数和传动比3.3.2中心距3.3.3变速器的轴向尺寸3.3.4齿轮参数3.3.5各档齿轮齿数的分配3.4齿轮的设计计算3.4.1几何尺寸计算3.4.2齿轮的材料及热处理3.4.3齿轮的弯曲强度3.4.4齿轮的接触强度第一章前言本次设计的课题为轻型载货车五档变速器总成及变速传动机构设计，该课题来源于

2、结合生产实 际。本次课题研究的主要内容是：1进行变速传动机构的设计（不包括同步器），完成标准件的选型。2. 完成强度计算。3. 对轴、齿轮等主要零件进行制造工艺分析。4. 对变速器装配工艺进行分析，包拾装配顺序、轴承游隙调整、润滑等关于变速器的设计，首先要确定变速器的各档位的传动比和中心距，然后计算出齿轮参数以选择 合适的齿轮并且对其进行校核，接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核，最终完 成了变速器的零件图和装配图的绘制。本课题所设计出的变速器可以解决如下问题：a. 正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性 与经济性；b. 设置空档以保证汽车

3、在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；C.操纵简单、方便、迅速、省力；d. 传动效率高，工作平稳、无噪声；e. 体小、质轻、承载能力强，工作可靠；f制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。第二章轻型载货车主要参数确定2.1质量参数的确定商用货车的总质量ma=m0+me+65 n】1）整车整备质量m。由整备质量mo、载质屋me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即2）质量系数go由 ma= m0+me+65得： mo=ma-(me+65ni) =3720-(1750+65X2) =1840kgA

4、 mo=me/mo=175O/184O=0.951m0=1840kgA m0=0.9512.2发动机的选型根据已知数据对发动机最人功率进行估算，由公式:其中 ABiH=1.414X2.023=2.8605m2代入数据，得:2/18=W.9O (3720 X 9.8 X 0.02 X 100/3600+0.9 X 2.8605 X1003/71640) =58.5kw 参考数据，选用以卞发动机，主要参数如下:型号一汽解放CA488额定功率/转速（kw/r/min）6 昭 800最大扭矩/转速（N.m/r/min）15 加 800汽缸数4缸径（mm）87.5第三章变速器的设计与计算3.1设计方案的

5、确定轻型载货车变速器一般选用机械式变速器，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。采用这种 变速器的轻型载货车通常有35个前进档和一个倒档。最近几年液力机械变速器和机械式无级变速器在汽车上的应用越来越广泛，根据目前广泛使用变 速器的种类，以及应用的范围，初步拟定三种设计方案。3.1.1两轴式两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。两轴式变速器的第二轴（即 输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿 轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）夕卜，其他档位均采 用常啮合齿轮（斜齿圆柱齿轮）传动，但两轴式变速器没

6、有直接档，因此在高档工作时，齿轮和 轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损。这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后 置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上，其特点是输入轴和输出轴平行，无中间轴。3.1.2三轴式三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第 一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴 均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩.因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，其他 前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小 的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了直接

7、档外其他各档的传动效率有所降低，适用于 传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。3.1.3液力机械式由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成，其特点是传动比可在最人值和最小值之间的几个间断范 围内作无级变化，但结构复杂，造价高，传动效率低。3.1.4确定方案由于轻型载货车一般是传统的发动机前置，后轮驱动的布置形式，同时考虑到制造成本以及便于 用户维护等因素，再结合变速器的特点和任务书的要求，现选用三轴式变速器（见图3-1）。图3-1三轴式变速器与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态卞实现换倒档，故多数方案均采用直齿 滑动齿轮方式倒档。变速器的一档或倒档因传动比人，工作时在齿轮上作用的力也增

8、大，并导致 变速器轴产生较人的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现岀齿轮磨损加快和工作噪 声增加。为此，一档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，本课题采 用如下方案（见图3-2）。图3-2倒档布置3.2零部件的结构分析a. 齿轮型式考虑到本课题采用三轴式变速器，采用同步器换档，故选用直齿圆柱齿轮用来换档。b. 轴的结构分析变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较人的噪声，降低 使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、轴承等的安装、固定，它与 加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴

9、向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器 从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。渐开线花键固 定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力人，且键齿高较小使小径相应增人，3/18可增强轴的刚度。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配 合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花 键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键 或过盈配

10、合与轴连接以便于更换。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支 承于其上的连体齿轮（宝塔齿轮）的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承 盖时。C.轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通 常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴 承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径 应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承：后端采用带止动槽的

11、单列向心球轴承，因为它也 要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困 难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承 受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。3.3基本参数的确定3.3.1变速器的档位数和传动比不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范I制较小（约为34）, 过去常用3个或4个前进档，但近

12、年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进 档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为56,其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以卞 者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档：总质量为3.5lOt多用五档变速器; 大于lOt的多用6个前进档或更多的档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最人爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速 以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。a.根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬 坡阻力。故有：g： n 加g（/ COS/找 + Sin 6Zmax）=加

13、0P max匚（3-1）则由最人爬坡度要求的变速器【档传动比为：.mg片乳哄 GJo弘（3-2）式中加一一汽车总质量;g一重力加速度：10/18f道路阻力系数；屮叭一一道路最人阻力系数:最人爬坡要求：一一驱动车轮的滚动半径;max一一发动机最人转矩：“一一主减速比；7汽车传动系的传动效率。主减速比/。的确定:20 = 0. 377 SVa max 1(3-3)式中rr车轮的滚动半径，m：np发动机转速，r/min：/gh变速器最高档传动比; Vamax最高车速，km/h。本课题变速器/gh=l. 一般货车的最人爬坡度约为30%,即-=16.7由公式(3-3)得：/=0.02A = 0. 377

14、5= 0. 377 竺Va max 2护100由公式(3-2)得：屮 max=0.02cosl6.7 +sinl6.7 =0.306. mgrmax 3720 x 9. 8 x 0. 306 x 100. “丄“ :=u 4. 36丁。小 157 X 0. 377 X 4800 x 0. 9b.根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器I档传动比为：牛(3-4)式中G 一汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；0道路的附着系数，计算时取0=0.50.6。因为货车4X2后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范闱为60%68%所以G2=372OX9.8 X 68%=24790N由公式(3-3)和公式(3-4

15、)得：/ G.r(p 24790 x 0. 6 x 100 c oni, 7=1.久-轮齿弯曲应力，当號时，直齿齿轮的许用应力仇 = 400850阴。图33齿形系数y （当载荷作用在齿顶=20 ,fo=l.O）根据参考同类车型，初选第一轴的轴齿轮的齿数z=19,查图3-3得y=0.125o 由公式（3-8）得：I2 x 157 x 103 x 1.65 x 1. 1V 3. 14 X 19 X 4. 4 X 0. 125 x (400-850)27343.515从轮齿应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但出于工艺考虑，模数应尽量统一, 多采用折衷方案。表3-1给出了汽车变速器齿轮模

16、数范围。表3J汽车变速器齿轮的法向模数车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn2.252.752.75-33.50-4.54.50 6设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表32）并满足强度要求。 表32汽车变速器常用齿轮模数（mm）I11.251.5-2-2.5-3II-1.75-2.25-2.75-I-4-5-6-II3.253.53.75-4.5-5.5-3.25由表3-1和表3-2并且参照同类车型选取m=3.5ob.齿形、压力角和螺旋角汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。 表33汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角目车型、齿形压力角（度）螺旋角（度）轿车高齿

17、并修形14.5、15、16、25 4516.5一般货车标准齿轮GB1356-782020 30重型车标准齿轮GB1356-78低档、倒档22.5、25小螺旋角齿形压力角较小时，重合度较大，并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载 荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较人时，町提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试 验证明对于直齿轮压力角为28时强度最高，超过28强度增加不多；实际上，因国家规定的 标准压力角为20 ,所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20”。本课题的所有齿轮选用标准齿 轮。C 齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是

18、根据齿轮模数来确定齿宽b：b = K叫（3-9）式中Kc 一一齿宽系数，直齿齿轮取4.4-7.0,斜齿轮取7.08.6：加”一一法面模数。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取犬些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。由公式（3-9）得：b= （4.47.0） X3.5=15.424.5mm,可以确定各扌当的齿轮的齿宽。常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮b=21mm,第一轴轴齿轮b=21mm,对应第二轴齿宽b=21mm1档：中间轴上齿轮b=31mm,对应的一档齿轮b=21mm：倒档：b=75mm,对应的倒档齿轮b=21mm0d.齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包扌舌我国在内，规定齿轮的齿

19、顶高系数人 = 1.0,为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数人于1的“高齿齿轮” （或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮），因为它不仅可使重合度增人，而且在强度、噪声、 动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度人、易发生轮齿根切 或齿顶变尖（齿顶厚小于0.3加）等问题。本课题的齿顶高系数/o=1.0o3.3.5各档齿轮齿数的分配在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方 案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。图34本课题变速器结构简图a.确定1档齿轮的齿数 已知1档传动比，(3-10)为了确定z沢z】o的

20、齿数，先求其齿数和乞：直齿齿轮：2A7(3-11)17 / 18先取齿数和为整数，然后分配给Z9、Z10O为了使Z9/Z10尽量人一些，应将Z10取得尽量小一些， 这样，在肛已定的条件下Z2/Z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以 便在其内腔设置第二轴的前轴承。Z】。的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此“。的选定应与中 间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的1档直齿轮的最小齿数为1217,选择齿轮的 齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小人、小齿轮的齿数间有共约数的机会, 否则会引起齿面的不均匀磨损。由公式（3J1）得：2A72x1003.557.14参考

21、数据，取=59,考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17）,故取zw=17,得出 z9=60-17=42ob修正中心距A若计算所得的Z9、Z10不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距A,修正后的中心距则是各档 齿轮齿数分配的依据。由公式(3-11)得：A= (3.5X59) /2=103.25mmc 确定常啮合传动齿轮副的齿数(3-12)确定了 Z7、Z8后由公式(3-11)和(3-12)联立方程求解、Z2Z2 Z10一 =(Z + z)= m17 “01243故 Zi=19 ； z2=403.5d 确定其他档位的齿轮齿数2档齿轮副：(3-13)由公式(3-11)和(3-13)联立

22、方程求解Z5、z6o 因为/g2=/g3Xq=3389 ,所以先试凑Z5、z6o 得出 z7=36. z8=23,此时 /g2=3.3o3档齿轮副：(3-14)由公式(3-11)和(3-14)联立方程求解Z5、z6o 因为i=ig4Xq =2.256 ,所以先试凑Z5、z640 x z519 x2 X 103. 25 _ uc =3.5Z x务2A得出 z5=28. z6=31,此时 /g3=1.9o4档齿轮副：(3-15)由公式(3-11)和(3-13)联立方程求解z, Z4o/g4= q=1.502,所以先试凑 Z3、z4o得出 Z3=23、z4=36,此时 /g4=1.3e.确定倒档齿轮

23、通常1档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数z12=2123。则中间轴与倒档轴之间的中心距为：A =+ 可2)/ 2(3-16)初选zi2=22,由公式(3-15)得：A =+ z12) / 2 = 3. 5(17 + 22) / 2 = 68. 25/zzzzz为了避免干涉，齿轮10与齿轮11的齿顶圆之间应有不小于o5mm的间隙，则(3-17)dao / 2 + da / 2 =才一0 5由公式(3-16)得：dav. 2才必 1 = 2 x 68. 25 19 x 3. 5 + 3. 5 x 2 1 = 76mmdn=daii-2ha=76-2 X 3.5=69mm根据选择齿数，取zn=

24、19o最后计算倒档与第二轴的中心距：A =+ zn) / 2(3-18)由公式(3-17)得：A = mz3 + zn) / 2 = 3. 5 x (42 + 19) / 2 = 106. 75 mm.z x z x40 x 22 x 42-Z /白站=心602z, x x 乙, 19 x 17 x 19综合上述计算修正一卞各档的传动比(见下表)。 表34各档速比档位12345倒档速比5.09:13.389:12.256:11.502:11:16.02:13.4齿轮的设计计算3.4.1几何尺寸计算问常啮合齿轮副：Zi=19d=mz=3.5 X 19=66.5 da=d+2ha=66.5+2X3

25、.5=73.5df=d-2hf=66.5-2 X 3.5 X 1.25=57.75Z2=40d=mz=3.5X 40=140da=d+2ha=140+2X 3.5=147df=d-2hf=140-2 X 3.5 X 1.25=131.251 档齿轮副：Z10=17d=mz=3.5 X 17=59.5 da=d+2ha=59.5+2 X 3.5=66.5df=d-2hf=59.5-2 X 3.5 X 1.25=50.75Z9=42d=mz=3.5X 42=147da=d+2ha=147+2 X 3.5=154df=d-2hf=147-2 X 3.5 X 1.25=138.25da=d+2ha=8

26、0.5+2 X 3.5=87.52 档齿轮副：Zs=23d=mz=3.5X 23=80.5 df=d-2hf=80.5-2 X 3.5 X 1.25=71.75Z7=36d=mz=3.5 X 36=126 da=d+2ha=126+2 X 3.5=133df=d-2hf=126-2 X 3.5 X 1.25=117.253 档齿轮副：Z6=31d=mz=3.5X 31=108.5 da=d+2ha=108.5+2 X 3.5=115.5df=d-2hf=108.5-2 X 3.5 X 1.25=99.75Z5=28d=mz=3.5 X 28=98 da=d+2ha=98+2 X 3.5=105

27、df=d-2hf=98-2 X 3.5 X 1.25=89.254 档齿轮副：Z4=36d=mz=3.5 X 36=126 da=d+2ha=126+2 X 3.5=133df=d-2hf=80.5-2 X 3.5 X 1.25=71.75Z 尸 23d=mz=3.5 X 23=80.5 da=d+2ha=80.5+2 X 3.5=87.5df=d-2hf=80.5-2 X 3.5 X 1.25=71.75倒档齿轮:Zu=22d=mz=3.5 X 22=77 da=d+2ha=77+2 X 3.5=84df=d-2hf=77-2 X 3.5 X 1.25=68.25Zn=19d=mz=3.5

28、X 19=66.5 da=d+2ha=66.5+2 X 3.5=73.5df=d-2hf=66.5-2 X 3.5 X 1.25=57.75见图34 （单位：mm）。3.4.2齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮人都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合, 以人大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加 工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。这些低碳合金钢都 需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变 速器齿轮轮齿表面渗碳

29、深度的推荐值如下：mnW35渗碳深度0.8l2mm3.5mn7=0.8 1-14 7=1.久-轮齿弯曲应力，当號时，直齿齿轮的许用应力Q4400因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，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。a.l档齿轮副：主动齿轮zio=17,从动齿轮z9=42I 档主动齿轮的计算载荷 Tj=Temax/i2=157X4/17387.9N-m由公式(3J9)得：主动齿轮“的弯曲强度：=27；心心=2 X 387. 9 x 1. 65 x 1. 1 x 1000_ 7un3zKcy _ 3. 14 x 3. 53 x 17 x (4.

30、47) x 0. 125a 703. 11118. 6她1档从动齿轮的计算载荷13x1=157X5.09=799.1 N-m 从动齿轮羽的弯曲强度：=2丁苫。匚=2 x 799 1 x 1. 65 x 0 9 x 10007nn3zKcy 3. 14 x 3. 53 x 42 x (4. 47) x 0. 125479. 7763. 2MPab倒档齿轮副:因为倒档齿轮相当于一个惰轮，所以主动齿轮是Z10=17,从动齿轮是Zn=22o通过 惰轮后主动齿轮是Zn=19,从动轮是Z9=42o惰轮的计算载荷 Tj=TemaxMi(H2=157X (4刀 19) X (22/17) 449.1N-m通过

31、惰轮前,Zn=22的弯曲强度由公式(3-19)得：2导儿=7nnzzKcy2 x 449. 1 x 1. 65 x 0. 9 x 1000a3. 14 x 3. 53 x 22 x (4. 47) x 0. 125514. 7818. SMPa通过惰轮后主动轮是Zn=19,从动轮是Z9=42oZ11 的计算载荷 Tj=Temax/i2/ioi2=157X (4羽9) X (217) 449lNm2讥匚7nnzzKcy2 x 449. 1 x 1, 65 x 1. 1 x 10003. 14 x 3. 53 x 19 x (4. 47) x 0. 125 728.41158. SMPaZ9 的计

32、算载荷 Tjemax/ 倒萨 157 X 6.02=945.1N-m=孔KKf =2 x 945lxl 65 x 0.9 x 10007unzzKcy 3. 14 x 3. 53 x 42 x (4. 47) x 0. 125a 567. 3902. EMPa以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。3.4.4齿轮的接触强度3.4.4齿轮的接触强度齿轮的接触应力按下式计算:5 = 0.418(3-20)式中尸一一法向内基圆周切向力即齿面法向力，N；(321)玖端面内分度圆切口力即圆周力，N；-d(3-22)Tl计算载荷，N mm；dp圆直径，mm；a 一节点处压力角；p螺旋角；E一齿轮材料的弹性模量,

33、钢取 2. lXIOMPa：b一齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为b/cos0代替，mm：COSGCOS0pg 一一主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿齿轮：门=八sin p2 = r2 SU16Z ； 斜齿齿轮：p、= i snia/cos2 0 , Pz= ri snia/cos2 0 ； rx, r：一一分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。当计算载荷为T = 0.57；max许用接触应力见表3-5o表35变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮氤化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档13001400650700常啮合齿轮副：当计算载荷为=，57*max=0.5X157=78.5N-m,由公式(3-22)和(3-21)得：2 x 78. 5 x 100019 x 3. 52360. 9Ardcos a cos p2360, 9cos 20 2512. 4Nsin a = (19 x 3 5 x sin 20) / 2 11. 4mmp2 = r2 sin a =