货车总体设计[推荐]_货车的总体设计
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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，包括装配顺序、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由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 ma=m0+me+65n1 1)整车整备质量m0由ma= m0+me+65n1,得： m0=ma-(me+65n1)=3720-(1750+65×2）=1840kg
m0=1840kg2)质量系数ηm0 ηm0=me/m0=1750/1840 =0.951 ηm0=0.951 2.2 发动机的选型
根据已知数据对发动机最大功率进行估算，由公式：
其中A≈B1H=1.414×2.023=2.8605m2 代入数据，得：
=1/0.90（3720×9.8×0.02×100/3600+0.9×2.8605×1003/71640）= 58.5kw 参考数据，选用以下发动机，主要参数如下：
型号一汽解放CA488额定功率/转速（kw/r/min）65/4800最大扭矩/转速（N.m/r/min）157/2800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3～5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）外，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大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下实现换倒档，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大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出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，产生较大的噪声，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，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，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围较小（约为3～4），过去常用3个或4个前进档，但近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5～6，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5～l0t多用五档变速器；大于l0t的多用6个前进档或更多的档位。
选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、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：
（3-1）
则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为：
（3-2）式中 ——汽车总质量； ——重力加速度； ——道路阻力系数；
Ψmax——道路最大阻力系数； ——最大爬坡要求；
——驱动车轮的滚动半径； ——发动机最大转矩； ——主减速比；
——汽车传动系的传动效率。主减速比i0的确定：
（3-3）式中 rr——车轮的滚动半径，m； np——发动机转速，r/min； igh——变速器最高档传动比； vamax——最高车速，km/h。
本课题变速器igh=1，一般货车的最大爬坡度约为30%，即=16.7°，f=0.02 由公式（3-3）得：
由公式（3-2）得：
Ψmax=0.02cos16.7°+sin16.7°=0.306
b.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：
（3-4）式中 ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；
——道路的附着系数，计算时取=0.5～0.6。
因为货车4×2后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%～68%所以 G2=3720×9.8×68％=24790N 由公式（3-3）和公式（3-4）得：
综合a和b条件得：
4.36≤ig1≤5.82，取ig1=（4.36+5.82）/2≈5.09 变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为（其中n为档位数）的几何级数排列。
因为1.502，所以ig4=q=1.502，ig3= ig4×q=2.256，ig2= ig3×q=3.389，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。
在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。3.3.2 中心距
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：（3-5）
式中 ——中心距系数。对轿车取8.9～9.3；对货车取8.6～9.6；对多档主变速器，取9.5～11；
——变速器处于Ⅰ档时的输出转矩，；（3-6）——发动机最大转矩，N?m； ——变速器的Ⅰ档传动比；
——变速器的传动效率，取0.96。由公式（3-6）得：
=157×5.09×0.96=767.165N·m 由公式（3-5）得: mm 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出：
（3-7）
式中 ——按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.5～16.0，对货车取17.0～19.5。由公式（3-7）得: mm 商用车变速器的中心距约在80～170mm范围内变化,初选A=100mm 3.3.3 变速器的轴向尺寸
变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参用下列关系初选。货车变速器壳体的轴向尺寸： 四档（2.4～2.8）A 五档（2.7～3.0）A 六档（3.2～3.5）A 初选轴向尺寸:（2.7～3.0）A=（2.7～3.0）×100=270～300mm 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.3.4 齿轮参数 a.齿轮模
齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m与弯曲应力之间有如下关系： 直齿轮模数
（3-8）式中 ——计算载荷，N?mm；
——应力集中系数，直齿齿轮取1.65；
——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；
——齿轮齿数；
——齿宽系数，直齿齿轮取4.4～7.0；
——齿形系数，见图3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：，，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；
——轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。
图3-3 齿形系数y（当载荷作用在齿顶,α=20°,f0=1.0）
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=0.125。由公式（3-8）得：
≈2.734～3.515 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数范围。表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn 车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn2.25～2.752.75～33.50～4.54.50～6设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表3-2）并满足强度要求。表3-2 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=3.5。b.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3-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角
项目
车型齿形压力角（度）螺旋角（度）轿车高齿并修形14.5°、15°、16°、16.5°25°～45°一般货车标准齿轮GB1356-7820°20°～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；压力角较大时，可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。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b：
（3-9）式中 ——齿宽系数，直齿齿轮取4.4～7.0，斜齿轮取7.0～8.6； ——法面模数。
第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。由公式（3-9）得：
b=（4.4～7.0）×3.5=15.4～24.5mm,可以确定各挡的齿轮的齿宽。
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=21mm 1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=21mm。d.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，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数f0＝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大于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大，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大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于0.3）等问题。本课题的齿顶高系数f0＝1.0。3.3.5 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3-4 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，且(3-10)为了确定z9、z10的齿数，先求其齿数和： 直齿齿轮：
（3-11）
先取齿数和为整数，然后分配给z9、z10。为了使z9/z10尽量大一些，应将z10取得尽量小一些，这样，在ig1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。Z10的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此z10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12～17，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，以减小大、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（3-11）得：
参考数据，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z10=17，得出z9=60-17=42。b.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=（3.5×59）/2=103.25mm c.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z1、z2 , 故z1=19 ；z2=40 d.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）联立方程求解z5、z6。因为 ig2= ig3×q=3.389，所以先试凑z5、z6。得出z7=
36、z8=23，此时ig2=3.3。3档齿轮副：
（3-14）由公式（3-11）和（3-14）联立方程求解z5、z6。因为 ig3= ig4×q =2.256，所以先试凑z5、z6。
得出z5=
28、z6=31，此时ig3=1.9。4档齿轮副：
（3-15）由公式（3-11）和（3-13）联立方程求解z3、z4。ig4= q=1.502，所以先试凑z3、z4。得出z3=
23、z4=36，此时ig4=1.3 e.确定倒档齿轮
通常1档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数z12=21～23。则中间轴与倒档轴之间的中心距为：（3-16）初选z12=22,由公式（3-15）得:
为了避免干涉，齿轮10与齿轮11的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，则（3-17）
由公式（3-16）得: mm d11=da11-2ha=76-2×3.5=69mm 根据d11选择齿数，取z11=19。最后计算倒档与第二轴的中心距：
（3-18）由公式（3-17）得: mm ≈6.02 综合上述计算修正一下各档的传动比（见下表）。表3-4 各档速比
档位
235倒档速比 5.09:1 3.389:1 2.256:1 1:16.02:1
3.4齿轮的设计计算
3.4.1 几何尺寸计算[10] 常啮合齿轮副：Z1=19 d=mz=3.5×19=66.5 da=d+2ha=66.5+2×3.5=73.5 df=d-2hf=66.5-2×3.5×1.25=57.75 Z2=40 d=mz=3.5×40=140 da=d+2ha=140+2×3.5=147 df=d-2hf=140-2×3.5×1.25=131.25 1档齿轮副： Z10=17 d=mz=3.5×17=59.5 da=d+2ha=59.5+2×3.5=66.5 df=d-2hf=59.5-2×3.5×1.25=50.75 Z9=42 d=mz=3.5×42=147 da=d+2ha=147+2×3.5=154 df=d-2hf=147-2×3.5×1.25=138.25 2档齿轮副： Z8=23 d=mz=3.5×23=80.5 da=d+2ha=80.5+2×3.5=87.5 df=d-2hf=80.5-2×3.5×1.25=71.75 Z7=36 d=mz=3.5×36=126 da=d+2ha=126+2×3.5=133 df=d-2hf=126-2×3.5×1.25=117.25 3档齿轮副： Z6=31 d=mz=3.5×31=108.5 da=d+2ha=108.5+2×3.5=115.5 df=d-2hf=108.5-2×3.5×1.25=99.75 Z5=28 d=mz=3.5×28=98 da=d+2ha=98+2×3.5=105 df=d-2hf=98-2×3.5×1.25=89.25 4档齿轮副：Z4=36 d=mz=3.5×36=126 da=d+2ha=126+2×3.5=133 df=d-2hf=80.5-2×3.5×1.25=71.75 Z3=23 d=mz=3.5×23=80.5 da=d+2ha=80.5+2×3.5=87.5 df=d-2hf=80.5-2×3.5×1.25=71.75
1.502:1 倒档齿轮： Z12=22 d=mz=3.5×22=77 da=d+2ha=77+2×3.5=84 df=d-2hf=77-2×3.5×1.25=68.25 Z11=19 d=mz=3.5×19=66.5 da=d+2ha=66.5+2×3.5=73.5 df=d-2hf=66.5-2×3.5×1.25=57.75 见图3-4（单位：mm）。3.4.2 齿轮的材料及热处理
现代汽车变速器齿轮大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,以大大提高其接触强度,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深度的推荐值如下[4]： mn≤3.5 渗碳深度0.8～1.2mm 3.5＜mn＜5 渗碳深度0.9～1.3mm mn≥5 渗碳深度1.0～1.6mm 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC58～63，心部硬度为HRC33～48。本课题变速器齿轮选用材料是20CrMnTi。3.4.3 齿轮的弯曲强度 直齿齿轮弯曲应力：
（3-19）式中 ——计算载荷，N?mm；
——应力集中系数，直齿齿轮取1.65；
——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；
——齿轮模数；
——齿轮齿数；
——齿宽系数，直齿齿轮取4.4～7.0；
——齿形系数，见图3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：，，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；
——轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。
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.1档齿轮副：主动齿轮z10=17,从动齿轮z9=42 Ⅰ档主动齿轮的计算载荷Tj=Temaxi12=157×42/17≈387.9N·m 由公式（3-19）得: 主动齿轮z10的弯曲强度：
1档从动齿轮的计算载荷Tj=TemaxigⅠ=157×5.09=799.1 N·m 从动齿轮z9的弯曲强度：
b.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Z12=22。通过惰轮后主动齿轮是Z11=19，从动轮是Z9=42。
惰轮的计算载荷Tj=Temaxi12i1012=157×（42/19）×（22/17）≈449.1N·m 通过惰轮前，Z12=22的弯曲强度由公式（3-19）得:
通过惰轮后主动轮是Z11=19，从动轮是Z9=42。Z11的计算载荷Tj=Temaxi12i1012=157×（42/19）×（22/17）≈449.1N·m
Z9的计算载荷Tj=Temaxi倒档=157×6.02=945.1N·m
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[4]
齿轮的接触应力按下式计算：
（3-20）式中 F——法向内基圆周切向力即齿面法向力，N；
（3-21）
Ft——端面内分度圆切向力即圆周力，N；
（3-22）
Tj——计算载荷，N·mm；
d——节圆直径，mm；
——节点处压力角；
——螺旋角；
E——齿轮材料的弹性模量，钢取2.1×105MPa；
b——齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为b/cos代替，mm； ——主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿齿轮：，；斜齿齿轮：，；
r1，r2——分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。
当计算载荷为许用接触应力见表3-5。表3-5 变速器齿轮的许用接触应力
齿轮/MPa渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档1900～2000950～1000常啮合及高档1300～1400650～700常啮合齿轮副：当计算载荷为=0.5×157=78.5N·m, 由公式（3-22）和（3-21）得:
由公式（3-19）得:
1档: 计算载荷为i1=0.5×157×5.09=399.6N·m, 由公式（3-22）和（3-21）得:
由公式（3-19）得:
2档：计算载荷为I2=0.5×157×3.389=266.04N·m, 由公式（3-22）和（3-21）得:
由公式（3-19）得:
3档：计算载荷为iⅢ=0.5×157×2.256≈177.1N·m, 由公式（3-22）和（3-21）得:
由公式（3-19）得:
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