宇通汽车机械式变速器设计.docx

《宇通汽车机械式变速器设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《宇通汽车机械式变速器设计.docx（44页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、宇通汽车(T7)机械式变速器设计图2-2传动方案简图本设计的宇通T7型客车的机械式变速器具有简单、方便的换档方式，因此采用 同步换档。2.2零、部件结构方案分析2.2.1 齿轮形式齿轮形式有两种传动方式，一种是直齿轮传动，另一种是斜齿轮传动。本设计 的一档及倒档使用直齿齿轮，其它档位为斜齿齿轮。2.2.2 换挡机构形式换档机构的形式有三种：啮合套、直齿滑动齿轮以及同步器传动。如果要采用 轴向滑动的直齿轮传动，将会造成齿端外表的撞击，还有齿端的磨损和提前破坏， 并且还会产生噪声。常啮合齿轮在传动中可以使用运动啮合套，因为它的啮合齿的数量很多，因此 不会过早地损坏啮合套，但是这并不能彻底消除其传动

2、过程中的影响。同步器的使 用不仅仅保证了其高速、无冲击、无噪音，而且还与驾驶员的技术水平没有关系， 从而提高了汽车的加速性能、燃油经济性以及行车平安性。虽然它具有结构复杂、 加工精度高、轴向尺寸大等缺点，但是它的应用领域仍然十分广泛。采用同步或齿 轮式换档，其换档行程比滑动换档小。经过比照和综合考虑车辆的操控性，选择了同步器换挡。10第3章 变速器主要参数的选择本次设计选择了宇通T7型轻型汽车，其变速器的主要参数如表3-1所示:表3-1宇通T7的基本参数名称参数名称参数最大功率Pemax_ 120KW整备质量4200Kg最大功率时转速np=3200rpm车轮尺寸215/75 R17.5最大扭矩

3、Temax=350N,m最高车速Vamax=130km/h3. 1传动比范围每一档的传动比是最基础的参数，它不但规定了最大的转矩、最大爬坡等动态 性能指标，而且各档位的齿距排列的密度也会对发动机的工作状况产生影响，通常 轻型客车的传动比在3-6以内，而其它种类的客车的传动比在6以内错误怵找到引用源。3.1.1 变速器传动比的计算齿轮比是指最高档和最低档的比值。一般而言，从经验上可以普遍认为，输入 转矩与输出转矩基本相同，因此，直接换档传动比设为lo而超速档的传动比设定为 0.70.8,以到达变速箱的设计要求，确保车辆的正常运行。主减速器传动比见公式(3-1)：i0 = (0.377 0.472

4、) x V(3-1)VamaJamin其中：io主减速比；np一转速；r车轮半径；Vamax 最iWj车速；iamin变速器最高挡传动比,范围为0.70.8,取0.8。最大转矩Temax见公式(3-2)：11Temax = 9550 xZ np(3-2)根据公式（3-2）得 np=9550xl20/350=3274r/min根据公式（3-1）得取io=5.l速度低时可不计空气阻力，那么推出公式如（3-3）：rr rng(fcoimax+sinamax) = mgvmax(3-3)根据公式（3-3）得,最大爬坡度时变速器一挡的传动比方公式（3-4）所示:. mgr (fcosa+sina)igT

5、:emaJ。%(3-4)其中：m总质量；g 重力加速度；f阻力系数，取0.02；a爬坡角度，16.7 ；rr滚动半径，取r=383.5mm；io主减速比；n传动效率“=96% o根据公式（3-4）,带入数值计算得，igi24200X9.8X0.3015 （0.02义cos 16.7。+sinl6.7 ） / （350X5.1 X0.96）=2.24车轮与地面的附着条件见公式（3-5）：ema册电.g, .（3-5）r可求得的一挡的传动比方（3-6）所示：G2(prr(max。/(3-6)其中：G2路面的载荷；取值为70%,那么Ga=GX70%=29400N；（p附着系数，一般取（p=0.50.

6、6。12 Mo=42OOkg, rr=383.5mm, Temax=350N-m, io=5.l, r|=0.96。根据公式（3-6）可得：/ 29400 Nx 0.55 x 383.5 x 10-3 m =3.62可求得传动比的范围为2. 24igi3.62；因为本设计考虑到最大传动比是一挡传 动比，所以将最大传动比的取值尽可能设置的高一点，因此本次设计中的一挡传动 比取值为3.5。因为超速挡的传动比的取值范围一般在0.70.8之间，所以本设计的六挡传动 比 ig6=0. 8o所以有：ig_15Igmax0.84.38因为比值处于3.04.5之间，所以可以确定方案是可行的。各挡传动比的计算确

7、定各挡传动比，各挡传动比见公式（3-7）：出一生一幺一皿一次-Q（3-7）%2 与3 %4 %5 %6公比q计算公式如（3-8）所示：q = n 而（3-8）根据公式（3-7）可得公比q,各挡传动比方下所示：igi=q4（3-9）根据公式（3-8）求得公比q=1.28。根据公式（3-9）求得各挡传动比方下所示：ig2= 1.283=2.09, ig3=L282=L64, ig4=1.28, ig5=h ig6=0.8o3. 2中心距A确实定选择不同的中心距会影响到传动轴的大小和质量。在保证齿轮强度的前提下, 选择中心距。三轴传动的中心距A的计算公式如（3-10）所示：13(3-10)A = K

8、AXVTlmaxXilXng其中:Ka中心距系数。Ka取值范围在8.99.3之间；电传动效率，取电=96% ；Tlmax档输出扭矩。一挡的输出扭矩见公式(3-11)所示：Tlmax = Temaxigmat =21。341 cos23t啮合角由计算表达式可以参考如(4-7)：Acosa： =-cosar(4-7)t A 1结合以上公式，代入对应角度数数据，从而可以得到结果下：cosa； =xcos21.34 = 0.938a： =2013z1435.齿根圆直径df、分度圆直径d和齿顶圆直径da的表达式依次如(4-8)(4-10)(4-8)(4-9)(4-10), mnzcospda =d+2h

9、；mndf =d-2(h；+c*)mn综上，代入对应数据，从而可以得到结果如下：2.8x24 -。=-=73.04mmcos23口 2.8x90d7 =- = 273.91mmcos23d. =73.04 + 2x1x2.8 = 78.64 mmd 1d? =273.91+2x1x2.8 = 279.51mmd zdfl =73.04 - 2x(1+ 0.25 )x2.8 = 66.04 mmdf2 =273.912x(l + 0.25)x2.8 = 2669mm4. 2. 2二挡齿轮的计算1 .二挡齿轮齿数的计算二挡传动比计算表达式如(4-11)：17i 2=马.马g Z. Z4i 2=马.

10、马g Z. Z4(4-11)同时由于ig2=2.09,结合以上公式，代入对应数据，从而可以得到结果如(4-12)：/我= 2.70(4-12)同时，斜齿对应齿数综合Ze计算表达式如下(4-13)：_ 2 Acosp1 m(4-13)结合以上公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:Z 2x143xcs20 = j o6393 42.5结合(4-11)与(4-12),得：Z3=29、Z4=772 .对二挡传动比开始修正g277 = 2.65293 .对二挡齿轮角度开展变位结合以上公式结合以上公式结合以上公式(4-3),代入对应数据，从而可以得到结果如下:人 2.5乂 29 + 77) 一个八)A

11、. = ，= 142.97 mm2xcos20(4-4),代入对应数据，从而可以得到结果如下:tanat = tan20o = 0.387 = = 2 门 Ocos 20(4-5),代入对应数据，从而可以得到结果如下:cosa； J2% xcos21010 = 0.930n a； =213(X1434.齿根圆直径df、分度圆直径d和齿顶圆直径da结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:d42.8x29 cos202.8x77 cos20=86.56mm=233.75mmdf4 =86.56 + 2x1x2.8 = 92.16 mmd a4 = 233 .75 + 2 X1X 2.8

12、= 239 . 35 mmdf3 =86.56-2x(1 + 0.25 )x2.8 = 79.56 mm18随着社会和经济的迅速开展，人们的出行越来越多，汽车的整体需求也越来越大。 在广泛的市场调查的基础上，对客车高速开展的影响因素进行了分析。因此，本设计对 宇通T7轻型客车的机械式变速器进行了设计，首先确定了宇通T7在本设计所需要的 参数，其次确定了变速器的设计目标以及整体方案。然后进行了变速器各档传动比的计 算，选择了锁环式同步器换挡作为变速器的换挡方式并完成了其相关参数的计算，完成 了传动轴、各档位齿轮及轴承的设计、选用与校核，本次设计不仅减少了传动部件的类 型，而且还提高了生产效率，从

13、而到达了降低产品本钱的目的。同时，从轻质设计的观 点出发，简化了传动箱体的结构，从而使压铸铝工艺得以实施。本设计在对宇通T7轻 型客车进行了系统的研究的基础上，完成了客车变速器的设计。关键词：轻型客车；机械式变速器；齿轮；轴dF4 = 233.75 - 2x(1 + 0.25)x2.8 = 226.75 mm4. 2. 3三挡齿轮的计算.三挡齿轮齿数求解三挡传动比计算表达式如下（4-14）：(4-14)(4-15)(4-16)i =4_.43 z. z8查阅资料发现ig3 = 1.64,那么结果如下（4-15）：马=lg3 = 1,64 =2 12Z6 Z2/Z, 0.7735r 2 Acos

14、pL -工 m结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:结合（4-14）与（4-15）,可以求解出:Z5=34、 Z6=72.对三挡传动比进行修正，计算表达式如下：72 2.1234.对三挡齿轮角度开展变位处理结合对应公式（4-3）,代入对应数据，从而可以得到结果如下:A32.5乂 34 + 72)= 142 99mm 2xcos20结合对应公式（4-4）,代入对应数据，从而可以得到结果如下:结合对应公式tanat = tan20o = 0.387 n a, = 2110rcos 20(4-5),代入对应数据，从而可以得到结果如下:142 Q9cosa； =:x cos21l(y =

15、0.930 a = 213(/1 14314.齿根圆直径df、分度圆直径d和齿顶圆直径da结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:j 2.8x34 1cds =- = 102.66 mmcos2019口 2.8x72dA = = 217.64 mm6 cos20d.1S = 102.66 + 2x1x2.8 = 108.26 mm da6 =217.64 + 2x1x2.8 = 223.24mmdf5 =102.66 2x(1 + 0.25)x2.8 = 95.66 mm df6 =217.64-2x(1 + 0.25)x2.8 = 210.64 mm4.2,4四挡齿轮的计算L四挡传

16、动比计算表达式如下(4-17)：查阅资料发现ig4=L28,那么结果如下(4-18)：Z7ig4Zs Z2/Z, 0.7735空- = 1.65_ 2 Acospm(4-17)(4-18)(4-19)结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:Z7 + Z8 = 2x143xcs20 = 106.392r 5结合(4-17) (4-18)求解出:Z?=40 Zs=662 .对四挡传动比进行修正，计算表达式如下：g43 .四挡齿轮角度变位结合对应公式结合对应公式(4-3)，结合对应公式(4-4),代入对应数据，从而可以得到结果如下:2.5乂 40 + 66)A4 =； = 142.99 m

17、m2xcos20代入对应数据，从而可以得到结果如下:tanat =吵=0.387 = & = 2门0 cos 20结合对应公式(4-5),代入对应数据，从而可以得到结果如下:142 QQ143143cosa； =xcos2110r = 0.930a； =2130f204 .齿根圆直径df、分度圆直径d和齿顶圆直径da结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下：=2.8x40d7 = = 120.85 mm7 cos2012.8x66 sc “do = = 199.46 mm8 cos20dq7 =120.85+ 2x1x28 = 126.45 mm=199.46 + 2x1x2.8 =

18、205.06 mmdOdf7 =120.85-2x(1 + 0.25 )x2.8 = 113.85 mmdr8 =199.46-2x(1 + 0.25)x2.8 = 192.46 mm4. 2. 5五挡齿轮的计算五挡挡传动比计算表达式如下(4-20)：=1/Zu(4-20)结合表达式（4-3）不难发现：Z2/Z1 =0.7735o(4-21)(4-21)八=m(Z + Z2)2 cosp从而，根据表达式（4-21）可以计算出：(4-22)2ACOS0=m结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:2xl43xcos20。= 10639122.5结合（4-20）（4-22）,可以求解出：Z

19、n=52 Zi2=542 .对五挡传动比进行修正54：5=一 = 104g5 523 .五挡齿轮角度变位结合对应公式（4-3）,代入对应数据，从而可以得到结果如下:21a52.封 52 + 54)= m2 9 nlm 2xcos20结合对应公式（4-4）,代入对应数据，从而可以得到结果如下: tanat = tan200 = 0.387 n % = 2110r1 cos 201结合对应公式（4-5）,代入对应数据，从而可以得到结果如下:142 99cosa； =xcos2110z = 0.930 a21 301434.齿根圆直径df、分度圆直径d和齿顶圆直径da结合对应公式，代入对应数据，从而

20、可以得到结果如下：4（）=2.5x52 cos202.5x54 cos20=139.78mm=146.21mm(4-23)(4-24)(4-25)2xl43xcos239102.5105.25da9 = 139.78 + 2x1x2.8 = 145.38 mmd =146.21 + 2xlx2.8 = 151.81mm d 1 Udf9 =139.78 - 2x(1 + 0.25 )x2.8 = 132.78 mm dfl0=146.21-2x(l + 0.25 )x2.8 = 139.21 mm4. 2. 6六挡齿轮的计算1 .六挡齿轮齿数的计算六挡挡传动比计算表达式如下（4-23）：ig6

21、 z, z10因为ig6=0.8,那么结果如下（4-24）、（4-25）：Z9 _ k _ 8 = 103 Z10 - Z2/Z, - 0.7735 一 .r 2 AcospZ =1 m结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:结合（4-23）（4-25）,可以计算出：Z（）=53、Zio=522 .对六挡传动比进行修正2252；6 = 0.983 .六挡齿轮角度变位结合对应公式(4-3)，结合对应公式(4-4),代入对应数据，从而可以得到结果如下:a2.5乂 53 + 52)“。八八A, =； = 143.00mm2xcos23代入对应数据，从而可以得到结果如下:tanat =邛=0

22、.387 = & = 2门0 cos 20结合对应公式(4-5),代入对应数据，从而可以得到结果如下:cosa； = 143.。x cos2110 = 0.937 = a； =212，114314.齿根圆直径df、分度圆直径d和齿顶圆直径da结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下:d92.8x53 cos232.8x52 cos23=162.52mm=157.80mmdqQ = 162.52 + 2x1 x 2.8 = 168.12 mmd m()= 157 .80 + 2 x 1 x 2.8 = 163.40 mm d 1df9 = 162.52-2x(l + 0.25 )x28

23、= 155.52 mm dfl0 =157.80-2x (1 + 0.25 )x2.8 = 150.80 mm倒挡齿轮的计算本设计相应倒挡齿轮传动比是2.5, 一般倒挡对应齿数对应齿数范围是2123,从而本设计选取的倒挡齿轮Z15=21、Z14=45、Z13=17,而倒档轴与中轴(4-26)(4-27)(4-26)(4-27)的中心距昌由(426) (428)表小:.1 / 、A = ni Z14+Z15J =50mm也+ 0.5+ = A22(4-28)根.zcos 0同时mn=2.5mm, z表示对应齿轮数,han*=L从而结合表达式(4-2示与(4-28)23不难计算得到:Zi3=78.

24、1 Zi4=35.8o为此,Zi3取值大小78, Z14取值36,Z15取值45 o输出轴和倒挡轴相应中心距A的计算表达式如下(4-29)：,4，=m(Z|3+Z|5)-2(4-29)结合表达式(4-29)可以计算出：A: 2.5乂 78 + 45)=53.75mm2这里将对倒挡传动比进行求解，过程如下(4-30)：777：_乙2 _乙15 _013 倒一 一 一 T- 乙1乙14乙15(4-30)结合以上表达式，代入数据后不难计算出倒挡传动比结果如下:.78 -倒=2.17例363.分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径的计算结合对应公式，代入对应数据，从而可以得到结果如下：dH = 2.8 x

25、 36 = 100.80 mmd12 = 2.8x78 = 218.40 mmd13 =2.8x45 = 126.00 mm=100.80 + 2x1x2.8 = 106.40 mmdm =218.40 + 2x1x2.8 = 224.00 mmdql3 =126.00 + 2x1x2.8 = 131.60 mm dl Jdfll = 100.80 - 2x(l + 0.25 )x2.8 = 93.80 mmdfl2 =218.40-2x(1 + 0.25 )x2.8 = 211.40 mmdfl3 =126.00-2x(l + 0.25 )x2.8 = 119.00 mm各挡位传动比及齿轮参

26、数汇总以表格的形式汇总各个档位的传动比和各个档位的参数。计算出的各个档位的 传动比见表4-2。表4-3所示的是倒档齿轮参数。表4-2各挡传动比数据24挡位数一挡二挡三挡四挡五挡六挡倒挡传动比3.752.652.121.651.040.982.17表4-3倒挡的齿轮参数齿数模数齿宽压力角分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径Z13172.51220100. 80106. 4093.80Z14452. 51220218.40224. 00211.40Z15212. 51220126. 00131. 60119. 004. 3变速器齿轮的强度校核1. 3. 1齿轮的损坏形式通常来说，齿轮相应损坏形式有齿面受

27、力断裂、齿面疲劳剥落以及移动换挡齿 顶受损情况。4. 3. 2材料的选择原那么变速器选取的材料要求满足标准，本设计采用的材料是20CrMnTil93. 3各轴转矩的计算经过前面分析，发现轴承传动效率大小是96%,齿轮相应传动效率和离合器传动效率是99%,从而各档位的转矩大小计算过程如下：输入轴：(4-31)中间轴：输出轴（16挡）：= TT| 罔 T轴承 i2T(4-32)(4-33)T31 = T2 rl 离 n 轴承 111T225T41(4-34)倒挡:T51 = T2 rl离日轴承i?_8161 =12四离11轴承15-6T71 = T2 rl 离 n 轴承 i?-4(4-35)(4-

28、36)(4-37)(4-38)根据公式(4-31)(4-38)可得，输入轴：1=350x0.99x0.96=332.640N-mT2 = 输出轴：一档：T3I二挡：m 三挡：T51 = 384.867x0.99x0.96x 72/34 = 775.427N- m 四挡：T61六挡：T71倒挡：T8齿轮弯曲强度的计算本设计对直齿相应轮弯曲应力计算表达式如下（4-39）：bty(4-39)同时：Fl-是指圆周力,单位N；且表达式为Fi=2Tg/d；取值1.65、Kf主动齿轮取1.1,从动齿轮取0.9；Kc-是指齿宽系数，本设计取值8；。w表示弯曲应力，单位MPa；Tg表示载荷，单位N mm；d分度

29、圆直径，单位mm；且d=mz；26b齿宽，单位mm；t 齿面端距，单位mm；且t二兀my_齿形系数,参考图(4-1)取值。综上表达式，可以得到直齿轮弯曲应力表达式如下(4-40)：2TgKM7im3zyKc(4-40)w0.22 r图4-1齿形系数斜齿相应轮弯曲应力计算表达式如下(4-41)：FK(4-41)同时：Fi-是指圆周力,单位为N；表达式为Fi=2Tg/d；Tg是指载荷，单位N mm；b-_-齿宽，单位为mm；t齿面端距，单位为mm；且t=7im；d分度圆直径，单位mm；且d=mnz/cosp；y齿形系数，根据当量齿数Zn=Z/cos3p来进行取值分析;Kg-表示重合度干扰系数，本设

30、计取2.0；27K-表示应力集中指数，本设计取1.50；Kc-一一是指齿宽系数，本设计取7。结合表达式(4-41)来得到斜齿轮弯曲应力计算表达式如下(4-42)：21；KcosB7tzmKcKf(4-42)(3)结合图(4-1) 了解到一档齿型系数是0.164、0.178,那么计算结果如下:Gwl2x332.640x1000x1.65x1.1 个八。=208.428Mpa3x90x0.164x82x384.867x1000x1.65x0.9 O1二 681.705 Mpa3x24x0.178x8根据图(4-1)可知二档的齿型系数为的165、0.175,那么根据公式(4-42)可得:2x1371

31、.666x1 OOOx 1.50xcos20 力(ywo =7= 434.916Mpaw33x0.165x7x22x987.790x 1000x 1.50xcos20 e 仙仆.ow4 = 797.472Mpaw43x0.175x7x2根据图(4-1)可知三档的齿型系数为的163、0.167,那么根据公式(4-42)可得:Ov52x775.472xl000x 1.50xcos20 r - r=267.317 Mpa3x0.163x7x22 x 603.706xl000x 1.50x cos20 “ 八尺ovv6 =z= 430.607 Mpa63.14x34x2.53 xO. 167x7x2根

32、据图(4-1)可知四档的齿型系数为。.173、0.177,那么根据公式(4-42)可得:2x355.106xl000xl.50xcos20w7 =w 3x0.173x7x2_ 2 x 796.104 x 1000x 1 .50x cus20。0w83x0.177x7x2= 207.712 Mpa=275.764Mpa根据图(4-1)可知六档的齿型系数为0.176、0.174,根据公式(4-42)可得:_ 2xl79.400xl000xL50xcos23。 “9 _ 2x 143.199x1 OOOx 1 .50xcos23。Gwl3x0.174x7x2= 215.688MPa= 103.398

33、MPa由此可见，斜齿圆柱齿轮W180350MPa,直齿圆柱齿轮W400850Mpa,满足标 准。齿轮接触应力的计算齿轮接触应力计算公式见(4-43)所示:28AbstractWith the rapid development of society and economy, people are traveling more and more, and the overall demand for cars is also increasing. On the basis of extensive market research, the influencing factors of the

34、rapid development of buses are analyzed. Therefore, this design designs the mechanical transmission of Yutong T7 light bus, first determines the parameters required by Yutong T7 in this design, and then determines the design goals and overall scheme of the transmission. Then the calculation of the t

35、ransmission ratio of each gear of the transmission was carried out, the lock ring synchronizer shift was selected as the shift mode of the transmission and the calculation of its related parameters was completed, and the design, selection and verification of the transmission shaft, the gears and bea

36、rings of each gear were completed, and the design not only reduced the type of transmission components, but also improved the production efficiency, thus achieving the purpose of reducing product costs. At the same time, from the point of view of lightweight design, the structure of the transmission

37、 box is simplified, so that the die-casting aluminum process can be implemented. Based on the systematic study of the Yutong T7 light bus, the design of the bus transmission was completed.Keywords： light bus； mechanical transmission； cogs； axis3=0.418JTgbdcosadcoslp(4-43)上式：5-齿轮接触应力，单位MPa；b-齿轮接触实际宽度

38、；直齿b=Kcm=17.5;斜齿b=Kcmn/cosp=22.8；d节圆直径，直齿d=mz斜齿mmd=mn/cosp单位为mm；a-压力角 20；螺旋角一至四档为20。，六档为23。；E-弹性模量 MPa； 20CrMnTi 弹性模量为 21.1xlO4MPa；pz pb曲率半径，单位mm；斜齿 pz=（rzsina）/cos2p、pb=（rbsina）/cos2p （rz rb 表示主从动齿轮节圆半径, 单位mm）；直齿 pz=rzsina pb=rbsina；齿面上的法向力，单位N；且F=Fi/cosacos0,Fi=2Tg/d（计算载荷Tg）。Tg=Temax/2 时，一挡和倒挡区二19

39、002000MPa, 26 挡区=13001400MPa。那么，直齿圆柱齿轮接触应力计算过程如下：12T,E （ 1(4-44)a.=0.418 J+V mzbcos a rzsina rbsina?同理，斜齿圆柱齿轮计算过程如下：I 2TgE fcos2p cos2p 心a. =0.418 - + (4-45)V mnzbcosa lrzsina rbsina J一挡直齿圆柱齿轮结合上文rb=46.25, rz=17.5,那么可以将其代入式（4-44）,结果如下:= 1613.478Mpaa 350x21.IxlO4 (11GJiGJiCJ2=0.41&/-z(13cos20 17.5sin20 46.25sin20八J 350x21.IxlO4 z 11、= 0.4l&-(F) =1780.826MpaV 0-3cos20 17.5sin20 46.25sin20二挡斜齿圆柱齿轮结合上文rb=40, rz=18.75,将以上数据代入式（4-45）,结果如下:29= 0.41J，350x21.IxlO4cos2 20 cos2 201-3cos20 18.75sin20 40sin 207)