轿车主减速器差速器毕业设计【图纸丢失，只有论文】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 i 轿车主减速器差速器设计  摘     要  汽车的驱动桥位于传动系的末端，其基本功用是增大由传动轴或者直接由变速器传来的转矩，将转矩分配给左右车轮，并获得差速要求。在驱动桥中，实现这一系列功用的主要部件有主减速器、差速器、半轴，还包括其他传动装置和桥壳。本设计主要就驱动桥的原理进行了仔细的了解与陈述，对桑塔纳 2000 的驱动桥中的主减速器、差速器、半轴等重要部件等进行了详细的设计。在设计过程中，根据汽车设计的原则与步骤，进行了详细的计算。在设计过程中，还分析了有关部件需要采用的方法、可行性方案讨论等，并对可能 出现的故障进行了思考，最后就重要的部件与装配用工程图纸的方式展示。  关键词： 驱动桥    主减速器    差速器    半轴  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 of at of to is to or to In of of of of 000, as a In to of a In of to of of on    文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985    录  摘     要  . i .    录  . 一章   绪论  . 1 选题的背景与意义  . 1 研究的基本内容  . 1 . 1 . 1 . 1 . 2 课题研究内容  . 2 第二章   驱动桥结构方案分析  . 4 第三章   主减速器的设计  . 6 主减速器概述  . 6 主减速器方案的选择  . 6 主减速器主从动齿轮的支承形式  . 6 . 6 . 6 主减速器的基本参数选择与设计计算  . 7 . 7 . 9   . 11 . 16 . 19 . 20 第四章   差速器设计  . 25 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 差速器的结构形式选择  . 25 差速器齿轮的基本参数选择  . 25 . 25 . 25 . 26 . 27 . 27 差速器齿轮的集合计算  . 28 差速器齿轮的强度计算  . 30 第五章   驱动半轴的设计  . 31 半浮式半轴计算载荷的确定  . 31 . 31 . 33 . 34 半轴花键的强度计算  . 34 半轴的结构设计、材料与热处理方式  . 35 第六章   结论  . 36 参考文献  . 37 致    谢  . 38 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1  第一章   绪论  题的背景与意义  桑塔纳型汽车是日常生活中常见的轿车，通过学校的实习我也对此车的构造及各总成的原理有了 一定的了解，同时结合以前课堂学习的理论知识，对于进行汽车一些总成的设计有了一定的理论基础，现选择课题内容为对该汽车的使用性能的驱动桥（主减速器及差速器与壳体）进行设计。通过本课题可以进一步加深汽车构造、汽车设计及汽车各总成的工作原理、特别是本课题的驱动桥中主减速器及差速器与半轴的认识和了解；同时经过设计过程，了解学习一些现代汽车工业的新设计方法及新技术；对于即将从事汽车行业工作的我也是一种锻炼，为即将的工作做铺垫。  究的基本内容  减速器的作用  汽车传动系的总任务是传递发动 机的动力，使之适应于汽车行驶的需要。在一般汽车的机械式传动中，有了变速器还不能解决发动机特性与汽车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。而主减速器是在汽车传动系中起降低转速，增大转矩作用的主要部件。当发动机纵置时还具有改变转矩旋转方向的作用。它是依靠齿数少的齿轮带齿数多的齿轮来实现减速的，采用圆锥齿轮传动则可以改变转矩旋转方向。汽车正常行驶时，发动机的转速通常在 200至 3000r/右，如果将这么高的转速只靠变速箱来降低下来，那么变速箱内齿轮副的传动比则需要很大，齿轮的半径也相应加大，也就是说变速箱的尺 寸会加大。另外，转速下降，扭矩必然增加，也加大了变速箱与变速箱后一级传动机构的传动负荷。所以，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器，可以使主减速器前面的传动部件，如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小，同时也减小了变速箱的尺寸和质量，而且操控灵敏省力。  减速器的工作原理  从变速器或分动器经万向传动装置输入驱动桥的转矩首先传到主减速器，主减速器的一对齿轮增大转矩并相应降低转速，以及当发动机纵置时还具有改变转矩的旋转方向。  内主减速器的状况   现在国家大力发展高速公路网，环保、舒适、快捷成为汽车市场的主旋律。对整车主要总成之一的驱动桥而言，小速比、大扭矩、传动效率高、成本低逐渐成为汽车主减速器买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2  技术的发展趋势。  在产品上，国内汽车市场用户主要以承载能力强、齿轮疲劳寿命高、结构先进、易维护等特点的产品为首选。目前己开发的产品，如陕西汉德引进德国撇 N 公司技术的 485单级减速驱动桥，一汽集团和东风公司的 13 吨级系列车桥为代表的主减速器技术，都是在有效吸收国外同类产品新技术的基础上，针对国内市场需求开发出来的高性能、高可靠性、高品质的车桥产品。 这些产品基本代表了国内车用减速器发展的方向。通过整合和平台化开发，目前国内市场形成了 457、 460、 480、 500 等众多成型稳定产品，并被用户广泛认可和使用。设计开发上， 及 D、 限元分析、数模建立、虚拟试验分析等也被采用 ;齿轮设计也初步实现了计算机编程的电算化。新一代减速器设计开发的突出特点是 :不仅在产品性能参数上进一步进设计上完全遵从模块化设计原则，产品配套实现车型的平台化，造型和 结构更加合理，更宜于组织批量生产，更适应现代工业不断发展，更能应对频繁的车型换代和产品系列化的特点，这些都对基础件产品提出愈来愈高的配套要求，需要在产品设计上不断地进行二次开发和持续改进，以满足快速多变的市场需求。  内与国外差距  我国的车用减速器开发设计不论在技术上、制造工艺上，还是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齿轮制造技术缺乏独立开发与创新能力，技术手段落后 (国外己实现计算机编程化、电算化 )。目前比较突出的问题是，行业整体新产品开发能力弱、工艺创新及管理水平低，企业管理方式较 为粗放，相当比例的产品仍为中低档次，缺乏有国际影响力的产品品牌，行业整体散乱情况依然严重。这需要我们加快技术创新、技术进步的步伐，提高管理水平，加快与国际先进水平接轨，开发设计适应中国国情的高档车用减速器总成，由仿制到创新，早日缩小并消除与世界先进水平的差距。目前，上汽集团、东风、一汽、北汽等各大汽车集团也正在开展合作项目，希望早日实与世界先进技术的接轨，争取设计开发的新突破。  题研究内容  车用减速器发展趋势和特点是向着六高、二低、二化方向发展，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、 高可靠性、高传动效率，低噪声、低成本，标准化、多样化，计算机技术、信息技术、自动化技术广泛应用。从发动机的大马力、低转速的发展趋势以及商用车的最高车速的提升来看，公路用车桥减速器应该向小速比方向发展 :在最大输出扭矩相同时齿轮的使用寿命要求更高 (齿轮疲劳寿命平均可达 50 万次以上 );在额定轴荷相同时，车桥的超载能力更强 ;主减速器齿轮使用寿命更长、噪音更低、强度更大，润滑密封性能更好 ;整体刚性好，速比范围宽。  汽车主减速器的汽车驱动桥中的一个重要部件，汽车驱动桥处于动力传动系的末端，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3  其基本功能是增大由传动轴或变速 器传来的转矩，并将动力合理的分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳组成。 设计主减速器时应满足如下基本要求：  1）选择适当的主减速比，以保证汽车在给定条件下具有最佳的动力性和燃油经济性；  2）在各种足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；  3）驱动桥各零部件在强度高、刚性好、工作可靠及使用寿命长的条件下，应力求做到质量小，特别是非悬挂质量应尽量小，以减少不平路面给驱动桥的冲击载荷，从而 改善汽车的平顺性；  4）外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性要求；  5）齿轮及其他传动件工作平稳，无噪声或低噪声；  6）驱动桥总成及零部件的设计应能尽量满足零件的标准化、部件的通用化和产品的系列化及汽车变型的要求；  7）在各种载荷和转速工况下有高的传动效率；  8）结构简单，维修、保养方便；机件工艺性好，制造容易。  本次设计主要先了解驱动桥的原理，对桑塔纳 2000驱动桥中的主减速器、差速器、半轴等重要部件等进行了详细的设计。在设计过程中，根据汽车设计的原则与步骤，进行了详细的计算。在设计过程中 ，还分析了有关部件需要采用的方法、可行性方案讨论等，并对可能出现的故障进行了思考，最后对重要的部件与装配关系用工程图和部分三维模型表示出来。在本设计中还采用了 过对 握了从 类零件图的创建与绘制的方法，并且理解了机械图绘制的工作流程。另外还运用 用初步的操作绘制出了主减速器的主、从动锥齿轮，差速器的行星齿轮、半轴齿轮等的实体造型，为今后更好的学习和掌握各种应用软 件和技能打下坚实的基础。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4  第二章   驱动桥结构方案分析  由于要求设计的是家用型轿车，要设计这样一个级别的驱动桥，一般选用非断开式结构以与非独立悬架相适应，该种形式的驱动桥的桥壳是一根支撑在左右驱动车轮的刚性空心梁，一般是铸造或钢板冲压而成，主减速器，差速器和半轴等所有传动件都装在其中，此时驱动桥，驱动车轮都属于簧下质量。  驱动桥的结构形式有多种，基本形式有三种如下：  1)中央单级减速驱动桥。此是驱动桥结构中最为简单的一种，是驱动桥的基本形式，  在载重汽车中占主导地位。一般在主传动比小于 6 的情况下，应尽量采用中央单级减速驱动桥。目前的中央单级减速器趋于采用双曲线螺旋伞齿轮，主动小齿轮采用骑马式支承，  有差速锁装置供选用。  2)中央双级驱动桥。在国内目前的市场上，中央双级驱动桥主要有 2种类型：一类如伊顿系列产品，事先就在单级减速器中预留好空间，当要求增大牵引力与速比时，可装入圆柱行星齿轮减速机构，将原中央单级改成中央双级驱动桥， 这种改制“三化”（即系列化，通用化，标准化）程度高，  桥壳、主减速器等均可通用，锥齿轮直径不变；另一类如洛克威尔系列产品，当要增大牵引力与速比时，需要改制第一级伞齿轮后，再装入第二级圆柱直齿轮或斜齿轮，变成要求的中央双级驱动桥，这时桥壳可通用，主减速器不通用，  锥齿轮有 2个规格。  由于上述中央双级减速桥均是在中央单级桥的速比超出一定数值或牵引总质量较大时，作为系列产品而派生出来的一种型号，它们很难变型为前驱动桥，使用受到一定限制；因此，综合来说，双级减速桥一般均不作为一种基本型驱动桥来发展，而是作为某一特殊考虑而派生出来的驱动桥存在。  3)中央单级、轮边减速驱动桥。轮边减速驱动桥较为广泛地用于油田、建筑工地、矿山等非公路车与军用车上。当前轮边减速桥可分为 2类：一类为圆锥行星齿轮式轮边减速桥；另一类为圆柱行星齿轮式轮边减速驱动桥。  圆锥行星齿轮式轮边减速桥。由圆锥行星齿轮式传动构成的轮边减速器，轮边减速比为固定值 2，它一般均与中央单级桥组成为一系列。在该系列中，中央单级桥仍具有独立性，可单独使用，需要增大桥的输出转矩，使牵引力增大或速比增大时，可不改变中央主减速器而在两轴端加上圆锥行星齿轮式减速器即可变成双级 桥。这类桥与中央双级减速桥的区别在于：降低半轴传递的转矩，把增大的转矩直接增加到两轴端的轮边减速器上  ，其“三化”程度较高。但这类桥因轮边减速比为固定值 2，因此，中央主减速器的尺寸仍较大，一般用于公路、非公路军用车。  圆柱行星齿轮式轮边减速桥。单排、齿圈固定式圆柱行星齿轮减速桥，一般减速比在 3 至 间。由于轮边减速比大，因此，中央主减速器的速比一般均小于 3，这样大买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5  锥齿轮就可取较小的直径，以保证重型汽车对离地问隙的要求。这类桥比单级减速器的质量大，价格也要贵些，而且轮穀内具有齿轮传动，长时间在公路上行驶 会产生大量的热量而引起过热；因此，作为公路车用驱动桥，它不如中央单级减速桥。  综上所述，由于设计的驱动桥的传动比为 于 6。况且由于随着我国公路条件的改善和物流业对车辆性能要求的变化，驱动桥技术已呈现出向单级化发展的趋势，主要是单级驱动桥还有以下几点优点：  (l) 单级减速驱动桥是驱动桥中结构最简单的一种，制造工艺简单，成本较低，  是驱动桥的基本类型，在重型汽车上占有重要地位；  (2) 汽车发动机向低速大转矩发展的趋势，使得驱动桥的传动比向小速比发展；  (3) 随着公路状况的改善，特别是高速公路的 迅猛发展，汽车使用条件对汽车通过性的要求降低。因此，汽车不必像过去一样，采用复杂的结构提高通过性；  (4) 与带轮边减速器的驱动桥相比，由于产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提高，易损件减少，可靠性提高。  单级桥产品的优势为单级桥的发展拓展了广阔的前景。从产品设计的角度看，  本设计主减速比小于 6下，应尽量选用单级减速驱动桥。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6  第三章   主减速器的设计  主减速器概述  桑塔纳 2000泛采用单级主传动，该主传动结构简单，质量小，成本低，使用简单 ，但主传动比0般0 ，而轿车一般0 因为进一步提高0而减少离地间隙和使从动轮热处理复杂。  单级主减速器有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮等两种形式。  主减速器的齿轮有弧齿锥齿轮 ，双曲面齿轮，圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。在此选用弧齿锥齿轮传动，其特点是主、从动齿轮的轴线垂直交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两个以上的轮齿同时啮合，因此可以承受较大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端，所以工作平稳，噪声和振动小。而弧齿锥齿轮还存在一些缺点，比如对啮合精度比较敏感，齿轮副的锥顶稍有不吻合就会使工作条件急剧变坏，并加剧齿轮的磨损和使噪声增大；但是当主传动比一定时，主动齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮比相应的弧齿锥齿轮小，从而可以得到更大的离 地间隙，有利于实现汽车的总体布置。  主减速器方案的选择  因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。所以一般情况下，当要求传动比大于 4 5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。  主减速器主从动齿轮的支承形式  动双曲面齿轮  对于在轿车和装载质量在 2T 一下的载货汽车上，由于载荷较小，主减速器主动齿轮的轴线偏转角 的绝对值不大，所以主动锥齿轮最好采用结构 简单，布置方便及成本较低的悬臂式支承，  动齿轮  主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布即载荷离两端轴承支承中心间的距离和 端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使它们的圆锥滚子大端朝内相向，小端朝外相背。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性， c+d 应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是 d。  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7  图 3动锥齿轮支承形式  主减速器的基本参数选择与设计计算  按实际需要，桑塔纳 2000 为前驱二轮驱动，根据汽车轮廓，查阅相关资料，初定主减速比为 于是较普通家用汽车，查阅桑塔纳 2000具体的功率可知：  表 3桑坦纳 2000有关参数  参数  发动机最大功率/r/动机最大转矩/速 /r/减速比 胎型号  变速器传动比 ig 高档  7 2 5 2 0 0 / m i  r1 5 0 3 1 0 0 / m i nN m r95/60据公式 a x.( 0 . 3 7 7 0 . 4 7 2 ( 0 . 3 7 7 0 . 4 7 2 3 . 8 4 . 8a g h f h L i i i 0 2 7 2 5 2 0 0） ）1 7 2 0 . 8，由于 取主减速比为 主减速器计算载荷的确定  1）、按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩a x / ( )c e e   i K n N m (3式中 :   发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传               动比，在此取 数据此参考桑塔纳 2000 车型；   发动机的输出的最大转矩，此数据参考桑塔纳 2000车型在此取 150；  T 传动系上传动部分的传动 效率，在此取  n 该汽车的驱动桥数目在此取 1；   由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取 性能系数 0时可取  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8  m a x e m a m a x1 m g m  - 0 . 1 9 5             0 . 1 9 5 1 61 0 0 T                                             0 . 1 9 5 1 6 当当(3（汽车满载时的总质量在此取 1640  因为   1 6 4 0 1 00 . 1 9 5 2 1 . 3 2 1 6150 所以   0  1 0   即 1 由以上各参数可求 0 1 5 . 3 5 4 1 0 . 9 2 0 7 2 . 7 91 m N m (32）、  按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 2i                                      (3式中  :  2G   汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，预设前桥所承载 7301 轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取 于越野汽车取 于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取 取值  r 车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为 195/60动半径为 B， 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比，取 于没有轮边减速器取  所以                2r 7 3 1 0 0 . 8 0 . 2 8 7 1 8 6 2 . 60 . 9 1 L  m N   3）、  按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩 对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：   () ( ) ( N m )a T r R H  L  rf f f                  (3式中： 汽车满载时的总重量，参考桑塔纳 2000在此取 14602N ；  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9   所牵引的挂车满载时总重量，但仅用于牵引车的计算，故为 0；   道路滚动阻力系数，对于轿车可取 此取 f 汽车正常行驶时的平均爬坡能力系数，对于轿车可取 在此取   汽车的性能系数在此取 0；  B， n 见上式的说明。  所以              () ()a T r R H  L  rf f f  1 4 9 0 0 0 . 2 8 7 ( 0 . 0 1 2 0 . 0 8 0 ) 4 7 4 . 60 . 9 1 1 N m N m 以上公式参考 1式（ 3式（ 3 主减速器基本参数的选择  主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动齿轮的齿数1从动锥齿轮大端分度圆直径1d、2d、端面模数从动锥齿轮齿面宽1点螺旋角 、法向压 力角 等。  1）、主、从动锥齿轮齿数1动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：  1、为了磨合均匀，1z，2 2、为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于 50；  3、主传动比较小时，1 12，但还要考虑离地间隙；  4、对于不同的主传动比，和应有适宜的搭配。  以上要求参考 1中表 3 3取1z=9、2z=40。  2）、从动锥齿轮大端分度圆直径2  2 32  T（ 3 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10  式中：2 直径系数，一般取   从动锥齿轮的计算转矩，为 所以           2 332 ( 1 3 1 6 ) 1 8 6 2 . 6 1 6 0 1 9 6 T m m m m 初选    2 180 m 则   22180 4 . 540z  参考 1， 可取  故初选 ，2 180 m 校核 是否合适，其中 故此处       33 ( 0 . 3 0 . 4 ) 1 8 6 2 . 6 3 . 6 9 4 . 9 2t m  T ，因此满足校核。  3）、从动齿轮齿面宽 F 双曲面齿轮的齿面宽一般取为：20 . 1 5 5 0 . 1 5 5 1 8 0 2 7 . 8F d m m m m 4）、双曲面齿轮的偏移距 E 对于轿车、轻型客车、货车、 0%，或接近于2  故偏移距         22 0 % 2 0 % 1 8 0 3 6E d m m m m 故初取偏移距 =305）、中点螺旋角 的选择  双曲面齿轮传动由于有了偏移距 E，使主、从动齿轮的中点螺旋角不等，且主动齿轮的大，从动齿轮的小。但是，在选择螺旋角的时，应考虑它对齿面重叠系数轮齿强度和轴向力的影响。螺旋角应足够大，以使 。因动就愈平稳、噪声就愈低。对于轿车，应使 。当 时可得到很好的效果，但螺旋角过大会使轴向力过大，因此兼顾考虑。  汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为 35 40，而商用车选用较小的 值以防止轴向力过大，通常取 35，在此初选用为 40。  6） 、螺旋方向  主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11  向力的方向，当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋，从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进。  7）、法向压力角  加大压力角可以提高轮齿的强度、减少齿轮不产生根切的最少齿数。对“格里森”  制主减速 器螺旋锥齿轮来说，规定轿车选用 14 30或 16的法向压力角，为了避免非工作面压力角过大，现代轿车用的“格里森”制双曲面齿轮的平均压力角为 19。  减速器准双曲面圆锥齿轮的集合计算（由 成）  表 3双曲面齿轮具体参数  序号  名称  代号  数值  说明  1 小轮齿数    2 大轮齿数  0  3 齿数比的倒数  2 4 齿宽  8  5 偏置距  E 30  6 大轮分度圆直径  80  7 刀盘名义直径  8 初选小轮螺旋角   9 切值  10 初选大轮分度锥角之余切值  c 11 2c 之正弦值  c 12 初定大轮中点分度圆半径  13 大、小轮螺旋角差角正弦值   c 14  c 15 初定小轮 扩大系数  16 小轮小点分度圆半径换算值  17 初定小轮中点分度圆半径  18 轮齿收缩系数  H 19 近似计算公法线 Q 20 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角正切  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12  21 角余弦  22 角正弦  23 大轮轴线在小轮回转平面内偏置角    24 初算大轮回转平面内偏置角正弦  c 25 c 角正切  c 26 初算小轮分锥角正切  c 27 1c 角余弦  c 28 第一次校正螺旋角差值的正弦    29 角余弦    30 第一次校正 小轮螺旋角正切  31 扩大系数的修正量   K 2 大轮扩大系数修正量的换算值   3 校正后大轮偏置角的正弦值  34 角正切  35 校正后小轮分度锥角正切   36 1 角   1 37 1 角的余弦   38 第二次校正后小轮螺旋角的正切值    39 值    40 角余弦    41 第二次校正后小轮螺旋角的正切值  42   43 弦  44 确定大轮螺旋角   45 弦  46 切  47 大轮分锥角余切  2 48 2值   2 49 2正切  2 50 2余切  2 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13  51  52  53 两背锥之和  54 大轮锥距在螺旋线中点切线方 向投影  55 小轮锥距在螺旋线中点切线方向投影  56 极限齿形角正切负值   57 极限齿形角负值   0 58 0的余弦   0 59  60  1  62  63  64  65 齿形中点曲率半径  r 0 66 比较 r 0与 值  V 67 68 69  70 71 大轮分锥顶点至轴线交叉点距离  72 大轮分锥上中点锥距  73 大轮分锥上外锥距  74 大轮分锥上齿宽之半  75 大轮在平均锥距上工作齿高  h m 0 K 76  77  78 两侧压力角总和   c 38 查表所得  79  c 80 平均压力角    19  81  买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14  82  83  84 齿顶角与齿根角总和    85 大轮齿顶高系数  h 表所得  86 大轮齿根高系数  h 87 大轮中点齿顶高    88 大轮中点齿根高  89 大轮齿顶角   90  91 大轮齿根角   92  93 大轮大端齿顶高  94 大端齿根高  95 径向间隙  c 96 大端齿高  97 大轮大端工作齿高  h 98 大轮顶锥角   99  100  101 大轮根锥角   102  103  104  105 大轮大端齿项圆直径  106 大端分度圆中心至轴线交叉点距离  107 大轮轮冠至轴线交叉点距离  108 大端顶圆齿顶与分度圆处齿高之差   109 大端分度圆处与根圆处在齿高