兩軸式變速器畢業(yè)設計說明書最終版.doc

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1、天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 夏利汽車夏利汽車 N3 變速器設計變速器設計 CHARADE CAR OF N3 GEARBOX DESIGN 專業(yè)：機械設計制造及自動化（汽車工程）專業(yè)：機械設計制造及自動化（汽車工程） 姓名：張若軍姓名：張若軍 指導老師：指導老師： 申請學位級別：學士申請學位級別：學士 論文提交日期：論文提交日期：2013.6.10 學位授予單位：天津科技大學位授予單位：天津科技大 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 摘 要 汽車變速器是汽車的核心部分。主要功能:調(diào)節(jié)變換發(fā)動機的性能，將動力高效 地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的行駛要求。汽車變速器是完成傳動功能的重

2、要部件， 影響整車駕駛性能的主要部件之一。通常我們對汽車變速器的設計水平和標準,不僅 會影響汽車的動力性，還會影響汽車駕駛換擋操縱的可靠性與輕便性，以及燃料經(jīng)濟 性和傳動平穩(wěn)性等。隨著汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展與進步，汽車變速器的設計標準和水平大大 提高,主要是增大其傳遞功率與重量之比，而且要求其具有更精密的尺寸和更好的整 車性能。本次設計以現(xiàn)有企業(yè)正在生產(chǎn)的車型夏利 N3 變速器為基礎。在轉速、最高 車速、發(fā)動機輸出轉矩、最大爬坡度已知的情況下，重點對變速器齒輪的結構參數(shù)、 軸的結構尺寸等進行設計計算。對汽車變速器的傳動方案和結構形式分別進行設計， 同時兼顧對操縱機構和同步器的結構進行合理設計，達到提高

3、汽車的整體性能要求。 自己獨立設計出符合標準的兩軸式五檔變速器。 關鍵詞：兩軸式變速器；同步器；五檔變速器 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 ABSTRACT Automotive transmission is the core part of the car. Main functions: regulation of transformation engine performance, the power effectively transmitted to the drive wheels, in order to meet requirements of the car dri

4、ving. Auto transmission is an important component to complete transmission function, affecting vehicle drivability of the main components. We usually designed for automotive transmission with high levels and standards, which will not only affect the cars power, but also affect the reliability of the

5、 shifting operation motorists and portability, as well as fuel economy and smooth driving and so on. With the development and progress of the automobile industry, automobile transmission design criteria and standards greatly improved, mainly increase its transmission power to weight ratio, but also

6、for its size with a more sophisticated and better vehicle performance. The design of production models based Xiali N3 transmissions. In speed, maximum speed, the engine output torque Max.gradeability known case, focusing on the structural parameters of the transmission gear, shaft structure size, et

7、c. design calculations. Transmission solutions for automotive transmissions and structure were designed, taking into account synchronizer for controls and rational design of the structure, to improve the cars overall performance requirements. Their own independent design a standard five-speed two-sh

8、aft transmission. Keywords: two-axis transmission; synchronizer; five-speed transmission 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 目 錄 第 1 章 緒論1 1.1 概述1 1.1.1汽車變速器的設計標準.1 1.1.2 國內(nèi)外變速器的發(fā)展與現(xiàn)狀.2 1.2 設計的步驟及方法.2 第 2 章 變速器傳動機構與操縱機構.3 2.1 汽車變速器傳動機構布置方案3 2.1.1汽車變速器傳動方案分析與選擇.3 2.1.2倒檔布置方案.3 2.1.3其他零部件結構方案分析.4 2.2 汽車變速器操縱機構布置方案5 2

9、.2.1概述.5 2.3 本章小結.6 第 3 章 變速器的設計與計算7 3.1 汽車變速器主要參數(shù)的選擇.7 3.1.1檔數(shù).7 3.1.2變速器傳動比范圍.7 3.1.3變速器各檔傳動比.7 3.1.4選擇中心距.10 3.1.5變速器外形尺寸.10 3.1.6齒輪參數(shù)選擇.10 3.1.7變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算.11 3.1.8變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整.15 3.19 總結變速器各檔齒輪參數(shù)16 3.2 變速器齒輪強度校核17 3.2.1齒輪材料的選擇.17 3.2.2變速器齒輪彎曲強度校核.18 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 3.2.3變速器輪齒接觸

10、應力校核.22 3.2.4倒檔齒輪的校核.26 3.3 軸的結構選擇和尺寸設計.27 3.3.1初選軸的直徑.27 3.4 軸的強度驗算28 3.4.1軸的剛度計算.28 3.4.2軸的強度計算.36 3.5 軸承選擇與壽命計算校核.39 3.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命校核.40 3.5.2輸出軸軸承的選擇與壽命校核.41 3.6 本章小結.43 第 4 章 變速器同步器及結構元件設計44 4.1 同步器設計.44 4.1.1同步器的功能及分類.44 4.1.2慣性式同步器.44 4.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸選擇與確定.45 4.1.4主要參數(shù)選擇.46 4.2 變速器殼體.48 4.3

11、本章小結.48 結論.49 參考文獻50 致謝51 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 1 第 1 章 緒 論 1.11.1 概述概述 國內(nèi)經(jīng)濟突飛猛進，我的汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展也十分迅猛，車型多樣化、個性化，追 求高要求的舒適性，已然成為我國汽車發(fā)展的趨勢。變速器設計不僅是汽車設計中重 要的步驟，還能改變發(fā)動機通過傳動系傳遞到汽車驅(qū)動輪上的最大轉矩和最大轉速。 在各種駕駛工況的條件下，汽車能獲得不同的行駛加速度和行駛速度。同時使發(fā)動機 在最有利的工況范圍內(nèi)工作。所以設計的變速器的性能，不僅能影響到汽車的動力性 以及燃油經(jīng)濟性，對汽車的整車性能而言，變速器的設計作用也是非常重要的。另外 汽車變速

12、器設有空檔，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車等工況下，將發(fā)動機動力停 止向驅(qū)動輪傳輸或傳遞。汽車變速器設還設有倒檔，能使汽車在不利工況條件下獲得 倒退行駛能力。除此之外，本次設計的汽車變速器還應滿足一系列要求：輪廓尺寸以 及質(zhì)量輕便、制造成型成本低、維修拆裝容易等。 1.1.11.1.1汽車變速器的設計要求汽車變速器的設計要求 汽車傳動系傳遞扭矩和轉速，它也是汽車整體的重要組成部分。其功能：調(diào)節(jié)和 變換發(fā)動機的性能；將動力傳遞至驅(qū)動車輪。汽車變速器完成傳動系賦予的功能，不 僅是傳動系的重要部件，也是決定汽車整車性能的主要部件和環(huán)節(jié)。汽車變速器的結 構設計，不同標準和要求，會對汽車的動力性以及燃油

13、經(jīng)濟性，換檔操縱的舒適性與 輕便性，傳動平穩(wěn)性等。我國汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展和進步，對汽車變速器的設計和要求， 將是增大汽車變速器傳遞功率與總質(zhì)量之比（比功率） ，并且要求其具有更精密的尺 寸和更好的性能。在設計開始之前，應該根據(jù)汽車變速器運用和發(fā)揮功能的實際情況,查 閱相關資料，大致確定與汽車變速器設計相關一些主要參數(shù)。主要參數(shù)：兩軸齒輪中 心距、變速器軸向基本尺寸、兩軸的直徑、齒輪相關參數(shù)、齒數(shù)和模數(shù)等。 汽車變速器的設計要求和標準。 變速器的基本設計要求2：保證汽車有必要的動力性和燃油經(jīng)濟性；變速器應該 設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸和傳遞；還應該設置倒檔，使汽車能 倒退行駛；換檔迅

14、速、省力、方便；還應該提高汽車工作的可靠性：在汽車行駛過程 中，換擋時汽車變速器不得有跳檔和亂檔，以及換檔撞擊擊等現(xiàn)象；提高汽車工作效 率，減小變速器齒輪噪聲；設計結構簡單輕便、設計方案符合標準和要求；在滿載及 沖擊載荷的工況行駛條件下，設計使用壽命應該加長；除此之外，設計變速器還應該 滿足：輪廓尺寸和質(zhì)量輕便、制造成本低、檢測維修方便等要求。 變速器傳動機構分類方法。 可以根據(jù)前進檔數(shù)分為：四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 可以根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉軸式。固定軸式可以分為：兩軸式變速 器、中間軸式變速器、雙中間軸式變速器、多中間軸式變速器等。固定軸式應用最為 廣泛，而兩軸式變速

15、器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的普通汽車上。中間軸式變速器多 用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的中檔汽車上，還有旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。 1.1.21.1.2國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 全球汽車產(chǎn)業(yè)的飛速發(fā)展和進步，汽車變速器的進步非常迅速，現(xiàn)階段主要研究 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 2 和采用電控自動變速器。這種變速器具有更好的行駛性能、以及更高的行車安全性3。 但是傳統(tǒng)的手動變速器，能使駕駛員找到駕駛樂趣。而自動變速器不能更好的體驗駕 駛樂趣和換擋感受。機械式手動變速器優(yōu)點：設計結構簡單、傳動效率高、制造成本 底和工作可靠、具有良好的駕駛樂趣等。故在不同形

16、式和類型的汽車上得到廣泛應用 和使用。在變速器檔位的設置和設計方面，國外對其操縱的方便性和舒適性以及檔位 數(shù)等的要求越來越高。目前，手動檔變速器 4 檔特別是 5 檔變速器的使用量有日漸增 多的趨勢。同時，6 檔變速器的裝車率也在日益上升4。 1.21.2 設計的步驟及方法設計的步驟及方法 本次設計的變速器，在原有夏利 N3 變速器的基礎上，在給定發(fā)動機輸出轉矩， 轉速及最高車速，最大爬坡度等條件下，主要完成傳動機構的設計，并繪制出變速器 裝配圖，主要零件的零件圖。 1、變速器主要參數(shù)的選擇 汽車變速器主要參數(shù)的選擇包括傳動檔數(shù)、齒輪中心距、傳動比、 、齒輪相關參 數(shù)以及模數(shù)等。 2、對變速器

17、傳動機構的分析 設計過程中，通過對兩軸和中間軸式變速器比較。根據(jù)各自的利弊，以及根據(jù)所 設計的夏利汽車的特點，最終確定傳動機構的布置形式和傳動簡圖。 3、汽車變速器齒輪強度的校核 在汽車變速器齒輪強度的校核過程中，根據(jù)齒輪的強度和剛度要求，主要校核變 速器的齒根彎曲疲勞強度、齒面接觸疲勞強度。 4、軸的基本尺寸的確定及強度校核 根據(jù)兩軸式變速器的特點，確定軸的基本尺寸，根據(jù)軸的強度和剛度計算要求， 分別對軸的剛度和強度進行校核計算。 5、軸承的選擇與壽命計算校核 軸承的選擇，主要根據(jù)變速器軸的支撐部分，根據(jù)以往設計經(jīng)驗，一般選用圓錐 磙子軸承。通過查閱資料，軸承壽命設計計算一般按汽車的大修里程

18、，維修次數(shù)計算， 一般轎車大修里程為 30 萬公里。 本次設計主要是查閱近幾年國外相關學術資料，有關國內(nèi)外變速器設計的文獻資 料和學術研究資料，通過老師的指導以及結合所學本專業(yè)的基礎知識，進行的設計。 比較不同方案，總結各自優(yōu)缺點，最終選取最佳方案，然后進行設計并改善。計算汽 車變速器的齒輪的結構參數(shù)，進行校核計算。還要對同步器、換檔操縱機構等結構件 進行分析與計算設計，選擇最佳合理尺寸。最后，對設計的傳統(tǒng)變速器的結構進行改 進和完善。 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 3 第 2 章 變速器傳動機構 2.12.1 變速器傳動機構布置方案變速器傳動機構布置方案 傳統(tǒng)機械式變速器具有結構簡

19、單輕便、傳動傳遞效率高、制造成本低和工作可靠 等優(yōu)點，最為關鍵的是維修方便，所以在不同形式的汽車上得到廣泛應用14。 2.1.12.1.1變速器傳動方案分析與選擇變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 查閱最近幾年相關資料，發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上多用兩軸式變速器。與中 間軸式變速器相比，具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單輕便、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。 另外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小，結構緊湊。但 兩軸式變速器也有弊端，它不能設置直接檔。故在工作時齒輪和軸承均承載受壓，齒 輪工作噪聲增大且易損壞，影響傳動傳遞。

20、所以受結構限制原因，其一檔變速比不能 設計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時 直接輸出動力14。 對中間軸式來說，多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車 上。特點：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體，絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在 同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承 及中間軸不承載受壓，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少14。 對不同類型和要求的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，原因在于它們的使用條件 不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同5。而傳動系的檔位數(shù)，汽車的 動力性，燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系。

21、就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮 最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，檔 位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。12故能提高汽 車生產(chǎn)率以及行駛效率，大大降低運輸成本節(jié)省開支。不過，增加檔數(shù)，會使變速器 機構復雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。 從以上分析可知，本次次設計的夏利N3變速器，為中檔小轎車變速器，結構設 計輕便。設計驅(qū)動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，通過拆裝可以發(fā)現(xiàn)汽車前端可布置 變速器的空間比較小。結構決定了變速器的設計要求較高，不僅要求運行噪聲小，而 且設計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇

22、5檔變速器，并且五檔為超 速檔。 2.1.2倒檔布置方案倒檔布置方案 通過對汽車設計資料的查找，總結一下方案。 常見的倒檔布置方案如圖 2.1 所示。圖 2.1b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪， 縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖 2.1c 方 案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖 2.1d 方案對 2.1c 的缺點做 了修改；圖 2.1e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖 2.1f 所示 方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。14 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便舒適，減小噪聲，倒檔傳動采用圖 2.1f 所示方

23、案。 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 4 圖 2.1 倒檔布置方案14 2.1.3零部件結構方案分析零部件結構方案分析 1、齒輪形式齒輪形式 汽車變速器上應用的齒輪，包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒 輪主要用于一檔、倒檔齒輪，應力要求較低。14與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒 輪具有使用壽命長、運轉平穩(wěn)且工作噪聲低等優(yōu)點14。 本設計全部選用斜齒輪。 齒輪設計注意事項：變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、 過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接14。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖 2.2）影響齒輪強b 度6。要求尺寸應該大于或等于輪齒

24、危險斷面處的厚度。所以綜合考慮安全性，在b 齒輪裝在軸上以后，齒輪應能保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸應該C 在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求14： 2 )4 . 12 . 1 (dC （2.1） 式中：花鍵內(nèi)徑。 2 d 輕便性設計要求，減小質(zhì)量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖 2.2 中的尺寸可取為花鍵內(nèi)徑的 1.251.40 倍。 1 D 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 5 圖 2.2 變速器齒輪尺寸控制圖14 根據(jù)設計要求，齒輪表面粗糙度數(shù)值應該稍微降低，噪聲就會相應減少，齒面磨 損速度減慢，可以提高齒輪壽命。設計要求變速器齒輪齒面的表面粗

25、糙度：應在 m 范圍內(nèi)選用。設計齒輪盡量要求齒輪制造精度不低于 7 級。40. 080 . 0 aa ，RR 2、變速器軸變速器軸設計設計 變速器軸多數(shù)情況下，軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當變速器中心距小時，在殼 體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，可以把輸出軸直接壓入殼體孔中，并固定 不動14。 用滑移齒輪方式，實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，一般應選用矩形花鍵連接。矩形花 鍵可以保證良好的定心和滑動靈活。從加工方便來看，定心外徑及矩形花鍵齒側的磨 削比漸開線花鍵要容易7。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒 輪，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。結構設計方面，兩軸式變速

26、器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副，齒輪副的齒輪與軸之間， 常設置有滾針軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上（特殊情況） 。此時軸的制造，軸 的表面粗糙度不應低與m，硬度不低于 5863HRC。因漸開線花鍵定位性能8 . 0 a R 良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同 步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。14 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的齒輪軸，并由螺栓固定。14 從上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或 漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零 件。此外，還要注意工藝上的有關問

27、題。14 3、汽車變速器軸承的選擇汽車變速器軸承的選擇 變速器軸承種類很多，變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓 錐滾子軸承、滑動軸套等。14 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動 的地方8。 變速器中采用圓錐滾子軸承直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu) 點，但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設計的變速器，為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器 輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 6 2.32.3 本章小結本章小結 本章

28、主要闡述了變速器傳動機構與操縱機構的設計布置方案，通過對變速器傳動 方案的分析與選擇，最終確定最優(yōu)傳動方案。其中倒擋布置方案應根據(jù)變速器設計要 求，確定合適的傳動比。最后確定其他零部件的布置方案。通過初步的設計，確定了 相關參數(shù)，為后續(xù)設計提供了技術支持。 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 7 第 3 章 變速器的設計與計算校核 3.13.1 變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇 本次設計是在整車參數(shù)已知的情況下，車型已知的情況下進行設計，整車主要技 術參數(shù)如表 3.1 所示： 表 3.1 夏利 N3 整車主要技術參數(shù) 發(fā)動機最大功率 48kw 最大功率時轉速 6000r/min 發(fā)

29、動機最大轉矩 89Nm 最大轉矩時轉速 3600r/min 總質(zhì)量 866kg 最高車速 145km/h 車輪型號 165/70R13 對應輪胎半徑 r 27mm 3.1.13.1.1檔數(shù)檔數(shù) 近年來，為了降低油耗，提高燃油經(jīng)濟性，變速器的檔數(shù)都有增加的趨勢。目前， 一般乘用車用 45 個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。商 用車變速器采用 45 個檔或多檔。載質(zhì)量在 2.03.5t 的貨車采用五檔變速器，載 質(zhì)量在 4.08.0t 的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越 野汽車上。14 檔數(shù)選擇的要求： 根據(jù)變速器變速比范圍，相鄰檔位之間的傳動比，比

30、值應該控制在 1.8 以下。而 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比，比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設計的轎車變速器為 5 檔變速器。 3.1.23.1.2傳動比范圍傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指汽車變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是 直接檔，其傳動比一般為 1.0；但是有的變速器最高檔是超速檔，傳動比小于 1，一 般為 0.70.8。最低檔傳動比選取的影響因素有：發(fā)動機的最大轉矩、最低穩(wěn)定轉 速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動 半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。國內(nèi)乘用車的傳動比范圍一般在 3.04.5 之間，總質(zhì)量輕些的商

31、用車一般在 5.08.0 之間，其它商用車則更大。14 根據(jù)本次設計的變速器類型，將最高檔傳動比定為 0.78。 3.1.33.1.3變速器各檔傳動比的確定變速器各檔傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機最大轉速與汽車行駛速度之間的關系式為12： 0 377 . 0 ii rn u g a （3.1） 式中： 汽車行駛速度（km/h） ； a u 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 8 發(fā)動機轉速（r/min） ；n 車輪滾動半徑（m） ；r 變速器傳動比； g i 主減速器傳動比。 0 i 已知：最高車速=145 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.78；車輪 maxa u m

32、axa v g i 滾動半徑，由所選用的輪胎規(guī)格，185/60R14 得到 =27(cm)；發(fā)動機轉速r =6000（r/min） ；由公式（3.1）得到主減速器傳動比公式：n p n 4 . 5 14578 . 0 10276000 377. 0377 . 0 2 0 agu i nr i 2、最低檔傳動比計算 從已知車型參數(shù)可知，最低檔傳動比的計算可以按最大爬坡度設計，通過對坡度 的計算，滿足汽車的通過性，在用一檔通過要求的最大坡道角的坡道時，該汽車 max 驅(qū)動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計） 。用公式表示如下12： maxmax 0max sin

33、cos GGf r iiT tge （3.2） 式中： G 車輛總重量(N)； 坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面 =0.010.02)；f 發(fā)動機最大扭矩(Nm)； maxe T 主減速器傳動比； 0 i 變速器傳動比； g i 為傳動效率（0.850.9） ； t R 車輪滾動半徑； 最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約） max 7 .16 由公式（3.2）得： 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 9 te g iT rGG i 0max maxmax 1 )sincos( （3.3） 已知：m=866kg；r=0.27m； 015 . 0 f 7 . 16 max 89 m

34、ax e T Nm；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：4 . 5 0 i864 . 0 t 67. 1 864 . 0 4 . 589 27 . 0 ) 7 . 16sin8 . 98667 .16cos015. 08 . 9866( 1 g i 為了汽車滿足不產(chǎn)生滑動，條件就是：當汽車處于一檔行駛時，發(fā)出最大驅(qū)動力， 汽車運轉的驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下12： n tge F r iiT 10max te n g iT rF i 0max 1 （3.4） 式中： 驅(qū)動輪的地面法向反力，； n FgmFn 1 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面可取 0.70

35、.8 之 間。 已知：前輪軸荷kg；取 0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：866 1 m 3 864. 04 . 589 27 . 0 6 . 08 . 08 . 9866 1 g i 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 370 . 1 1 g i 初選一檔傳動比為 3。 3、變速器各檔速比的配置方案 按等比級數(shù)分配各檔傳動比12： q i i i i i i i i 5 4 4 3 3 2 2 1 400 . 1 78 . 0 3 4 4 5 1 i i q 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 10 095 . 1 400 . 1 531 . 1 531 . 1 400 . 1 143 .

36、2 143 . 2 400 . 1 3 3 4 2 3 1 2 q i i q i i q i i 3.1.43.1.4中心距的選擇中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)以往的設計經(jīng)驗公式計算14： 3 1maxgeA iTKA （3.5） 式中： A 變速器中心距（mm） ； 中心距系數(shù)，乘用車=8.99.3； A K A K 發(fā)動機最大輸出轉距為 89（Nm） ； maxe T 變速器一檔傳動比為 3.05； 1 i 變速器傳動效率，取 96%。 g （8.99.3）=（8.9-9.3） 6.352=56.53559.076mmA 3 96. 0389 轎車變速器的中心距在 6080mm 范圍內(nèi)變

37、化。初取A=58mm。 3.1.53.1.5外形尺寸外形尺寸 在設計變速器的橫向外形尺寸時，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪 和換檔機構的布置初步確定。變速器殼體軸向尺寸的影響因素：檔數(shù)、換檔機構形式 以及齒輪形式14。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： 2 .19717458)4 . 30 . 3()4 . 30 . 3(ALmm 初選長度為 196mm。 3.1.6齒輪參數(shù)的選擇 1、模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時根據(jù)設計要求，一般要遵守的原則是14： 在變速器中心距相同的條件下，盡量選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)， 同時增加齒寬可使齒輪粘合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，

38、所以為了減少噪聲應合 理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量輕便，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝 方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 11 小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。14 表 3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 14 a m 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表 3.2 選取各檔模數(shù)為，由5 . 2 n m 于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，根據(jù)本次設計要求，各檔均采用斜齒輪。 2、壓力角 設計壓力角較小時，齒輪傳動就會出現(xiàn)

39、重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力 角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度，從而延長齒輪壽命。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用 14.5、15、16、16.5等小些的壓力 角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用 22.5或 25等大些的壓力角15。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角 為 20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有 20、25、30等，普遍采用 30壓 力角。14 為了加工方便，本次設計變速器，全部選用標準壓力角 20。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角不僅對齒輪工作噪聲有影響，對輪齒的強度和軸向力也有影響。選 用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加

40、，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 根據(jù)齒輪傳動原理和試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒輪的強度會相應提高，但 當螺旋角大于 30時，其抗彎強度會驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從 提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以 15 到 25 度為宜；而從 提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。14 本設計初選螺旋角全部為 22。 4、齒寬b 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒 輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。14 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。此外根 據(jù)設計原則，齒寬應盡量減小，應使斜齒輪傳動平

41、穩(wěn)的優(yōu)點被削弱。此時雖然可以用 增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，反而會使其壽命降 低。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加，不利于齒輪傳動。選用較大的齒寬，工作中 會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力 降低，并在齒寬方向磨損不均勻。14 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬14： n mm 斜齒，取為 6.08.5，取 7.8 ncm kb c k 乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t a m 車 型 1.014 a m 模數(shù)/mm n m 2.252.752.753.003.504.504.506.00 天津科技大學 2013

42、 屆本科畢業(yè)論文 12 mm 5 . 195 . 28 . 7 ncm kb 5、齒頂高系數(shù)14 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒 頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的 彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上 受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.750.80 的短齒制齒輪。 在齒輪加工中，加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)的標準，基本上規(guī)定齒頂高系 數(shù)取為 1.00。 為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高 系數(shù)大與 1.00 的細高齒。

43、綜合以上分析，本次設計取為 1.00。 3.1.73.1.7各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在上一章中初選了中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角，根據(jù)設計原則以及變速器的檔數(shù)、 傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。必須注意的是齒數(shù)的選取，各檔齒輪的齒 數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻16。根據(jù)圖 3.1 確定各檔齒輪齒數(shù)和 傳動比。 1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： 3 1 2 1 z z i 02.43 5 . 2 22cos582 5 . 2 22 cos2 h n n h z m m A z 取整得 43。小轎車可在 1217 之間選取，取 13

44、，則。 1 z30 2 z 則一檔傳動比為： 308. 2 13 30 1 2 1 z z i 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 13 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒 輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動 齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪 圖 3.1 五檔變速器傳動方案簡圖 2、對中心距 A 進行修正 cos2 hnz m A 97.57 22cos2 435 . 2 A 取整得mm，為標準中心矩。60 0 A 0 A 3、二檔齒數(shù)及傳動比的確

45、定 （3.6） 143 . 2 3 4 2 z z i cos2 )( 43 0 zzm A n （3.7） 已知：=60mm，=2.143，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.6） 、 （3.7）兩 0 A 2 i n m 22 式，齒數(shù)取整得：，14 3 z29 4 z 所以二檔傳動比為： 071 . 2 14 29 3 4 2 z z i 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 14 4、三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 550. 1 5 6 3 z z i （3.8） cos2 )( 65 0 zzm A n （3.9） 已知：=60mm，=1.531，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.8） 、 （3.9）兩

46、0 A 3 i n m 22 式，齒數(shù)取整得：，所以三檔傳動比為：17 5 z26 6 z 529 . 1 17 26 5 6 3 z z i 5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 094 . 1 7 8 4 z z i （3.10） cos2 )( 87 0 zzm A n （3.11） 已知：=60mm，=1.094，=2. 5，；將數(shù)據(jù)代入（3.10） 、 （3.11） 0 A 4 i n m 22 兩式，齒數(shù)取整得：，所以四檔傳動比為：21 7 z22 8 z 048. 1 21 22 7 8 4 z z i 6、計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 78 . 0 9 10 5 z z i （3.12）

47、cos2 )( 109 0 zzm A n （3.13） 已知：=60mm，=0.78，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.12） 、 （3.13）兩 0 A 5 i n m 22 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 15 式，齒數(shù)取整得：，所以五檔傳動比為：25 9 z18 10 z 72 . 0 25 18 9 10 5 z z i 7、計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=23，輸入軸齒輪齒數(shù)=11，為保證倒檔齒輪的嚙 12 z 11 z 合不產(chǎn)生運動干涉齒輪 11 和齒輪 13 的齒頂圓之間應保持有 0.5mm 以上的間隙，即滿 足以下公式： 0 11 1311 5 . 02

48、cos2 )( Am mzz n n （3.14） 已知：，把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)取整，解 21 11 5 . 2 n m70 0 A 得：，則倒檔傳動比為：37 13 z 36 . 3 11 37 11 13 z z iR 輸入軸與倒檔軸之間的距離： mm84.45 21cos2 )2311(5 . 2 cos2 )( 11 1211 zzm A n 取 46 A 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm963.70 21cos2 )2330(5 . 2 cos2 )( 11 1213 zzm A n 取 .70 A 3.1.83.1.8變速器齒輪的變位變速器齒輪的變位 齒輪通過變位可以提高

49、齒輪強度，采用變位齒輪可以配湊中心距；提高齒輪的強 度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲17。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔，其它各檔齒輪的總變位系數(shù)，要選 用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。 本次設計螺旋角定為：一檔至五檔 倒檔 22 21 根據(jù)機械設計手冊及相關圖表得17： 1、一檔齒輪的變位 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 16 當 A0=60 Z1=13 Z2=30 時，查得總變位系數(shù) X =0.839 22 變位系數(shù)分配為 X1=0.450 X2=0.389 2、二檔齒輪的變位 當 A0=60 Z3=14 Z4=29 時，查得總變位系

50、數(shù) X =0.839 變 22 位系數(shù)分配為 X3=0.311 X4=0.211 3、三檔齒輪的變位 當 A0=60 Z5=17 Z6=26 時，查得總變位系數(shù) X =0.839 22 變位系數(shù)分配為 X5=0.296 X6=0.226 4、四檔齒輪的變位 當 A0=60 Z7=21 Z8=22 時，查得總變位系數(shù) X =0.839 22 變位系數(shù)分配為 X7=0.210 X8=0.629 5、五檔齒輪的變位 當 A0=60 Z9=25 Z10=18 時，查得總變位系數(shù) X =0.839 22 變位系數(shù)分配為 X9=0.197 X10=0.642 6、倒檔齒輪的變位 輸入軸與倒檔軸之間： 當

51、A0=46 Z11=11 Z12=23 時，查得總變位系數(shù) X =0.200 21 變位系數(shù)分配為 X11=0.17 X12=0.03 輸出軸與倒檔軸之間： 當 A0=70 Z12=23 Z13=30 時，查得總變位系數(shù) X =0.13 21 變位系數(shù)分配為 X12=0.03 X13=0.16 3.1.93.1.9總結各檔齒輪參數(shù)總結各檔齒輪參數(shù) 一檔齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪五檔齒輪倒檔齒輪 主動從主動從主從主從主從 輸 入 倒 檔 輸 出 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 17 動動動動動動動動 齒 輪 齒 輪 齒 輪 齒數(shù)13301429172621222522182330 分度

52、 圓 直 徑 35.0580.8 9 37.7578.1 9 45.8 4 70.1 0 56.6 2 59.3 2 67.4 1 48.5 3 29.4 6 61.5 9 80.3 3 齒頂 高 3.6253.47 3 3.2883.813.08 8 4.013.02 5 4.07 2 2.99 2 4.10 5 2.92 5 2.57 5 2.1 齒根 高 22.15 3 2.3381.81 5 2.53 8 1.61 5 2.61.55 3 2.63 3 1.522.73.053.52 5 全齒 高 5.6255.62 6 5.6265.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5

53、 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 齒頂 圓 直 徑 42.387.8 36 44.32 6 85.8 1 52.0 16 78.1 2 62.6 7 67.4 64 73.3 94 56.7 4 35.3 1 66.7 4 84.5 3 齒根 圓 直 徑 31.0576.5 84 33.07 4 74.5 6 40.7 64 66.8 7 51.4 2 56.2 14 62.1 44 45.4 9 24.0 6 55.4 9 73.2 8 節(jié)圓 直徑 36.2883.7 2 39.0780.9 3 47.4 4 72.5 6 58.6 0 6

54、1.4 0 69.7 7 50.2 3 29.7 6 62.2 4 81.7 6 3.23.2 變速器齒輪強度校核變速器齒輪強度校核 3.2.13.2.1 齒輪材料的選擇原則齒輪材料的選擇原則18 18 （1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對 齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度 和耐磨性，而且應具備齒面硬，齒芯軟。 （2）根據(jù)工藝要求合理選擇材料。如對硬度350HBS 的軟齒面齒輪，如果要使 兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪。應該使兩輪硬度差在 3050HBS 左 右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料

55、。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄 鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪，加工常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼 制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳 合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度350HBS） 常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼或中碳合金鋼，切齒后表面淬火， 以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨 齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的 齒輪18。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷

56、作用也大，抗彎強度 要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用 20CrMnTi 滲碳后表面淬火處 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 18 理，硬度為 5862HRC。 3.2.23.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核變速器齒輪彎曲強度校核19 19 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (3.15) btyK KF w 1 式中： 圓周力（N） ，； 1 F d T F g 2 1 計算載荷（Nmm） ； g T 節(jié)圓直徑（mm） ， ，為法向模數(shù)（mm） ；d cos zm d n n m 斜齒輪螺旋角；)( 應力集中系數(shù)，=1.50； K K 齒面寬（mm） ；b 法向齒距，； t n m

57、t 齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖 3.2 中查得；y 3 cos z zn 重合度影響系數(shù)，=2.0。 K K 圖 3.2 齒形系數(shù)圖13 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 19 將上述有關參數(shù)據(jù)代入公式（3.15） ，整理得到 (3.16) KyKzm KT cn g w 3 cos2 （1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 3 1089 g T Nmm；mm；X1=0.450； 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K0 . 2 K ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.157，把以上數(shù)據(jù)代入30.16 22cos 13 cos 33 z zn (3.16)式，得：

58、 MPa59.176 72157 . 0 5 . 21314 . 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 1 1 KyKmz KT cn g w 從動齒輪： 已知： Nmm；mm； 33 1038.20510 13 30 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K ；X2=0.389；，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：0 . 2 K64.37 22cos 30 cos 33 z zn y=0.167，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa01.166 72167 . 0 5 . 23014 . 3 5 . 122cos1038.2052 cos2 3

59、3 3 2 2 KyKmz KT cn g w （2）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： 3 1089 g T Nmm；mm；X3=0.315； 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K0 . 2 K ，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入58.17 22cos 14 cos 33 z zn (3.16)式，得： MPa17.167 72154 . 0 5 . 21414 . 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 3 3 KyKmz KT cn g w 從動齒輪： 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 20 已知：Nmm；mm； 33 10

60、36.18410 14 29 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m ；X4=0.524；，查齒形系數(shù)圖 3.20 . 7 c K0 . 2 K424.36 22cos 29 cos 33 z zn 得：y=0.175，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa11.147 72175 . 0 5 . 22914. 3 5 . 122cos1036.1842 cos2 3 3 3 4 4 KyKmz KT cn g w (3)三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： Nmm；mm；X5=0.235； 3 1089 g T 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K ；，查齒形系

61、數(shù)圖 3.2 得：y=0.146，把以上0 . 2 K352.21 22cos 17 cos 33 z zn 數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa21.145 72146 . 0 5 . 21714 . 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 5 5 KyKmz KT cn g w 從動齒輪： 已知：Nmm；mm； 33 1012.13610 17 26 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m ；X6=0.604；，查齒形系數(shù)圖 3.20 . 7 c K0 . 2 K656.32 22cos 26 cos 33 z zn 得：y=0.183，把以上數(shù)據(jù)代入(3.1

62、6)式，得： MPa85.115 72183 . 0 5 . 22614 . 3 5 . 122cos1012.1362 cos2 3 3 3 6 6 KyKmz KT cn g w （4）四檔齒輪的校核 主動齒輪： 已知： Nmm；mm；X7=0.21； 3 1089 g T 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K0 . 2 K ；，查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入38.26 22cos 21 cos 33 z zn (3.16)式，得： MPa44.111 72154 . 0 5 . 22114. 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 7 7 KyKmz KT cn g w 天津科技大學 2013 屆本科畢業(yè)論文 21 從動齒輪： 已知：Nmm；mm； 33 1024.9310 21 22 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m ；X8=0.629；，查齒形系數(shù)圖 3.20 . 7 c K0 . 2 K63.27 22cos 22 cos 33 z zn 得：y=0.174，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： Nmm64.98 72174 . 0 5 . 22214 . 3 5 . 122cos1024.932 cos2 3 3 3 8 8