江淮征途皮卡驱动桥优化设计

江淮征途皮卡驱动桥优化设计摘 要驱动桥是构成汽车的四大总成之一，一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成，它位于传动系末端，其基本作用是增矩、降速，承受作用于路面和车架或车身之间的力。它的性能好坏直接影响整车性能，而对于载重汽车显得尤为重要，采用传动效率高的单级减速驱动桥已经成为未来载重汽车的发展方向。本文参照传统驱动桥的设计方法进行了江淮征途皮卡驱动桥的设计。本次设计首先对驱动桥的特点进行了说明，根据给定的数据确定汽车总体参数，再确定主减速器、差速器、半轴和桥壳的结构类型及参数，并对其强度进行校核。数据确定后，利用CATIA建立三维模型，并使用其工程制图模块生成二维图。再使用ANSYS的静力学分析模块对满载轴荷下的桥壳进行四种典型工况的分析，并根据分析结果将桥壳模型一步步优化，最终得到既符合力学分析又轻量化的驱动桥壳。本设计具有以下的优点：由于的是采用中央单级减速驱动桥，使得整个后桥的结构简单，制造工艺简单，从而大大的降低了制造成本。并且，弧齿锥齿轮的单级主减速器提高了后桥的传动效率，提高了传动的可行性。关键词：驱动桥；CAD；CATIA；有限元分析Design of drive axle for PickupAbstractDrivie axle is one of the four parts of a car, it is generally constituted by the main gear box,the differential device, the wheel transmission device and the driving axle s- hell and so on it is at the end of the powertrain.Its basic function is increasing the tor- que and reducing speed and bearing the force between the road and the frame or body. Its performance will have a direct impact on automobile performance,and it is particu- larly important for the truck. Using single stage and high transmission efficiency of the drive axle has become the development direction of the future trucks.In this paper, with reference to the traditional design method of drive axle drive axle of jianghuai journey pickup design. The characteristics of the design of drive axle first described, according to the given data to determine the cars overall parameter, to determine the main reducer, differential and half shaft, and the structure of bridge housing type and parameters, and to check its strength. Data is determined, the 3 d model was established based on CATIA, and using the engineering drawing module to generate 2 d figure. Using statics analysis module of ANSYS to full bridge shell under axial load on the analysis of the four kinds of typical working condition, and according to the analysis result will bridge shell model is optimized step by step, finally get both conform to the mechanical analysis and lightweight drive axle shell.This design has the following advantages: the adoption of the central drive axle, single reduction is make the rear axle of simple structure, simple manufacturing process, thus greatly reduces the manufacturing cost. And spiral bevel gear of single stage to improve the transmission efficiency of rear axle main reducer, improve the feasibility of the transmission.Key Words： drive axle,CAD,CATIA,ANSYS,finite element analysis目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 课题研究的目的和意义11.2 国内外研究现状11.3 本文主要研究内容2第 2 章 驱动桥设计32.1 概述32.2 主减速器的设计32.2.1主减速比的计算32.2.2主减速器的结构形式42.2.3主减速齿轮计算载荷的确定72.2.4主减速器齿轮参数的选择82.2.5主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算102.2.6主减速器螺旋锥齿轮的强度计算112.2.7主减速器轴承的计算132.3 差速器设计172.3.1差速器的作用172.3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构172.3.3差速器齿轮的基本参数的选择182.3.4差速器齿轮的几何计算202.3.5差速器齿轮的强度计算212.4 驱动半轴的设计222.4.1驱动半轴的介绍222.4.2全浮式半轴计算载荷的确定232.4.3全浮式半轴的结构设计242.4.4全浮式半轴的强度计算242.4.5半轴的结构设计及材料与热处理252.4.6半轴花键的强度计算252.5 本章小结26第 3 章 CATIA模型的建立273.1 CATIA的介绍273.2 建模思路273.3 模型展示283.4 本章小结31第 4 章 驱动桥壳的优化设计324.1 驱动桥壳概述324.2 驱动桥壳结构方案分析324.3 桥壳实体模型的建立324.4 材料属性及网络划分334.5 施加载荷和约束344.6 桥壳的静力学分析354.6.1引言354.6.2四种工况的分析354.6.3小结384.7 驱动桥第一次优化设计384.7.1概述384.7.2四种工况的分析384.7.3小结404.8 驱动桥第二次优化设计404.8.1概述404.8.2桥壳装配体减重后的静力学分析414.8.3板簧座处应力集中处理414.8.4小结424.9 驱动桥第三次优化设计424.9.1概述424.9.2桥壳模型的优化修改434.9.3模型的静力学分析434.9.4小结444.10 本章小结44结论45致谢46参考文献47- VII -第 1 章 绪论1.1 课题研究的目的和意义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直接由变数器传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动车轮具有汽车行驶运动学所要求的差速功能；同时驱动桥还要承受作用于路面和车架或承载式车身之间的铅垂力、纵向力和横向力及其力矩1。在一般的汽车结构中，驱动桥包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件。驱动桥在整车中占有十分重要的位置，设计出结构简单、工作可靠的、制造成本不高的驱动桥，能大大的降低整车生产的成本，可以大大的推动汽车经济的发展。为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及国内外汽车产业发展的新趋势，推进汽车产业的健康发展，提高汽车产业的竞争力。驱动桥是汽车中的重要部件，它承受着来自路面和悬架之间的一切力和力矩，是汽车中工作条件最恶劣的总成之一，如果设计不当会造成严重的后果。作为主减速器、差速器和半轴的装配基体，驱动桥壳是汽车的主要承载件和传力件，支撑着汽车的荷重，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、横向力，也是经过桥壳传到悬挂及车架或者车厢上的。因此，驱动桥壳的使用寿命直接影响汽车的有效使用寿命，合理地设计驱动桥壳，使其具有足够的强度、刚度和良好的动态特性，减少桥壳的质量，有利于降低动载荷，提高汽车行驶平顺性和舒适性2。使用有限元法对汽车驱动桥壳进行强度分析，只要计算模型简化得合理，受力与约束条件处理恰当，就可以得到比较理想的计算结果。而且，可以得到比较详细的应力和变形的分布情况，以及应力集中区域和应力变化趋势，大大缩短了产品开发周期，这些都是传统方法难以做到的。以CATIA软件的三维参数化设计和ANSYS的有限元分析能力，进行驱动桥壳的三维建模和有限元分析，迅速找出应力集中的地方，为驱动桥壳优化设计提供理论依据。1.2 国内外研究现状汽车和汽车工业在国民经济、现代社会及人民生活中具有十分重要的作用。在当前中国的经济建设事业中，汽车处于十分突出和优先的地位。近年来汽车工业中国机械工业各行业中，其增长速度相对比其它行业都要高得多。但是中国汽车业的发展仍然远远赶不上需求，每年都要进口大量的各种汽车及其零部件。由于种种原因，中国汽车工业距国际水平还有相当的差距，特别在驱动桥产品设计和研究方面距离更大一些，这方面应该为中国的许多部门和企业所认识。目前，我国的驱动桥设计，基本上尚处在类比设计和经验设计阶段，这样的设计往往偏于保守而限制了驱动桥性能的提高和产品成本的降低。因此，我国驱动桥产品设计与国外的主要差距之一是所设计的驱动桥过于笨重3。在现代驱动桥设计中，要使其做到尽可能的轻量化不但可以节省材料消耗和降低成本，而且可以合理的规划汽车簧上簧下质量、降低动载和提高汽车的平顺性。但是驱动桥作为各种车辆的组成部分，要求应该具有高度的可靠性和安全性，这与轻量化常常是矛盾的，所以轻量化设计要保证同时具有足够的可靠性和绝对的安全性，即在满足上述基本要求的情况下减轻重量。驱动桥设计与分析理论对于我国的驱动桥设计具有十分重要的现实意义。1.3 本文主要研究内容本文以江淮征途皮卡的基本参数为依据，对驱动后桥主要部件进行设计计算，使用CATIA对后桥建模，同时使用ANSYS对桥壳进行有限元优化分析。为了使设计研究结果建立在科学、严谨的基础上，使设计更符合实际情况，研究思路和方法的选择与运用至关重要。对驱动桥设计提出了以下研究思路和方法4： 1.通过实习、调查、上网以及文献检索等多种有效方法，系统收集驱动桥的研究成果和相关信息。2.在对国内外驱动桥的技术现状、发展趋势、市场等情况进行系统分析研究的基础上，确定设计策略，作为构思总体设计方案的指导思想； 3.参数化设计：根据整体设计要求与主要参数，确定主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳的件结构形式和基本参数； 4.计算机三维造型：根据理论计算的主要参数，运用CATIA对各零件和总成进行三维造型和装配，要遵循三维造型的原则。并画出二维装配图5.有限元分析：基于ANSYS对驱动桥壳进行有限元分析。第 2 章 驱动桥设计2.1 概述驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功用首先是增扭、降速，改变转矩的传递方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩,并将动力合理的分配给左、右驱动轮，其次，驱动桥还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力、纵向力和横向力，以及制动力矩和反作用力矩等 。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成,转向驱动桥还有等速万向节。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1.选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2.外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3.齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4.在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5.具有足够的强度和刚度，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；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6.与悬架导向机构运动协调。7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便5。2.2 主减速器的设计2.2.1主减速比的计算主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系统的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在不同工况的下的功率平衡图来计算对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0的值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性6。表2-1 基本参数表名称数值驱动形式42满载质量/t1.88+0.75=2.63轴距/mm3500前轮距/mm1540后轮距/mm1560最小离地间隙/mm220排量/L2.351发动机最大功率/kw及转速/r/minPemax-np 110/5500发动机最大转矩/及转速/r/minTemax-nT 190/(3000-4500）轮胎型号235/55R17变速器传动比igigl 2.9igh 1最高车速/km/hVamax 130为了得到足够的功率而使最高车速稍有下降，一般选得比最小值大10%25%，即按下式选择：i0=(0.3770.472)rrnpVamaxighiFhiLB 2-1式中：rr车轮的滚动半径，rr=0.345； igh变速器最高档传动比，igh=1；iFh分动器或加力器的高档传动比，iFh= 1；iLB轮边减速器的传动比，iLB =1。经计算，本文选取i0=5.503-6.889取i0=52/9=5.782.2.2主减速器的结构形式主减速器的结构型式多样，主减速器可根据齿轮类型，减速形式以及主，从动齿轮的支承形式不同分类7。1.主减速器的齿轮类型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。表2-2 准双曲面齿轮与弧齿锥齿轮的优缺点比较特点准双曲面齿轮弧齿锥齿轮运转平稳性优良抗弯强度提高30%较底接触强度高较底抗胶合能力较弱强滑动速度大小效率约96%约99%对安装误差的敏感性取决于支撑刚度和刀盘直径同左轴承负荷小齿轮的轴向力大小齿轮的轴向力小润滑油有多种添加剂的特种润滑油普通润滑油弧齿锥齿轮传动的特点是主从动齿轮的轴线垂直相交于一点。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此螺旋锥齿轮能承受大的负荷，加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，面是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向，另端使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的，但弧齿锥齿轮对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍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。比较几种齿轮的特点，本次设计选用弧齿锥齿轮传动。2.主减速器的减速形式影响减速形式选择的因素有汽车类型、实用条件、驱动桥处的离地间隙、驱动桥数和布置形式以及主传动比i0。其中，i0的大小影响汽车的动力性和经济性8。(1)中央单级减速器单级主减速器具有结构简单，质量小，尺寸紧凑，制造成本低等优点，因而广泛应用于主传动比i040 满足以上要求。2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms对于单级主减速器，增加尺寸D2会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙，减小D2又影响跨置式主动齿轮的前支撑座得安装空间和差速器的安装。D2可根据经验公式初选，即D2=KD23Tc (2-4)式中： D2从动齿轮大端分度圆直径(mm)； KD2直径系数，一般取13.016； Tc从动锥齿轮的计算转矩，Nm，Tc=minTce,Tcs；故D2=13.01635728.3=232.6286.3mm 初选D2=286 则mt=D2z2=5.5mm (2-5)参考机械设计手册选取mt=5.5mm，则D2=286mm3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2对于从动齿轮的齿面宽b1，推荐不大于其节锥距A0的0.3倍，而且b2应满足，b210m一般也推荐b2=0.155D2。对于弧齿锥齿轮，b1一般比b2大10%。b2=0.155D2=0.155286=44.33mm b1=1.1b2=48.76mm 4.中点螺旋角螺旋角沿齿宽是变化的，齿轮大端的螺旋角最大，轮齿小段的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的重点螺旋角是相等的。同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且齿轮的强度越高。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为3540，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35。5.螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的螺旋方向影响其受轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止齿轮因卡死而损坏11。汽车主减速器小锥齿轮一般为左旋，而大锥齿轮为右旋。6.法向压力角法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减小齿轮不发生根切的最小齿数。对于弧齿锥齿轮，乘用车的一般选用14.5或16，商用车的为20或22.5，这里取20。2.2.5主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表2-4 主减速器齿轮的几何尺寸计算用表序号项 目计 算 公 式计 算 结 果1主动齿轮齿数z192今动齿轮齿数z2523模数m5.54齿面宽bb1=44.33b2=48.765工作齿高hg=H1mhg=9.356全齿高h=H2mh=10.3847法向压力角=208轴交角=909节圆直径d=mzd1=49.5d2=28610节锥角1=arctanz1z22=90-11=9.822=80.1811节锥距A0=d12sin1A=145.11612周节t=mt=17.2813齿顶高ha1=hg-ha2ha2=kamha1=6.756ha2=1.03414齿根高hf=h-hahf1=3.628hf2=7.7915径向间隙c=h-hgc=1.03416齿根角f=arctanhfA0f1=1.432f2=3.07317面锥角a1=1+f2a2=2+f1a1=12.893a2=81.61218根锥角f1=1-f1f2=2-f2f1=8.388f2=71.10722齿侧间隙B=0.3050.4060.4mm23螺旋角=352.2.6主减速器螺旋锥齿轮的强度计算在完成主减速器齿轮的几何计算之后，应对其强度进行计算，以保证其有足够的强度和寿命以及安全可靠性地工作。1.单位齿长圆周力主减速器锥齿轮的表面耐磨性，通常轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即 P=Fb2 (2-6)式中：P作用在齿轮上的圆周力，按发动机最大转矩和最大附着力矩两种载荷工况进行计算，N； F 作用在齿轮上的圆周力，N； b2从动齿轮的齿面宽，在此取50mm。(1)按发动机最大转矩计算时：P=2TemaxigD1b1103MPa (2-7)式中： ig变速器一档的传动比，2.9； D1主动锥齿轮分度圆直径：D1=mz1=49.5mm；Temax发动机输出的最大转矩，在此取193Nm；按上式P=2TemaxigD1b1103=459.1MPa P=459.1P，校核满足要求。(2)按驱动轮打滑转矩计算：P=2G2m2rrD2b2imm103 2-8式中：G2后驱动桥在满载状态下的静载荷：G2=15464.4N；m2汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数：m2=1.2；轮胎与路面之间的付着系数： =0.85；rr车轮滚动半径：rr=0.345m；im主减速器从动齿轮到车轮间的传动比：im=1；m主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率：m=0.95。D2从动齿轮分度圆直径：D2=286mm；b2从动齿轮齿宽：b2=44.33mm 将各参数代入上式得：P= 828.336MpaLh，故轴承符合使用要求。(2)对于轴承B 采用圆锥滚子轴承，采用HR32207J，此轴承的额定动载荷Cr=70.5KN， e=0.38，Y=1.6根据图2-6带入数据求得当量动载荷P=10889.5NLA=1705001.210889.5103106=2.76108LhB=2.76108601559=2950.6h因为LhBLh，故轴承符合使用要求对于从动齿轮的轴承C ，D 用圆锥滚子轴承，选用HR32911，轴承的额定动载荷为Cr=45.5KN，经过校核，符合使用要求。2.3 差速器设计2.3.1差速器的作用根据汽车行驶运动学的要求和实际上的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等原因引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会是轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料以及驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不同时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了汽车行驶运动学的要求。在此，选用对称锥齿轮式差速器12。2.3.2对称式圆锥行星齿轮差速器的结构普通的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图2.5所示。由于其具有结构简单、工作平稳、制造方便、用于公路汽车上也很可靠等优点，故广泛用于各类车辆上。有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦原件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置，如差速锁等。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。图2-5 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器2.3.3差速器齿轮的基本参数的选择1.行星齿轮数n行星齿轮数n需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下可取两个，反之取n=4，由于设计的是皮卡，具有一定的承载能力，取n=4。2.行星齿轮球面半径RB行星齿轮球面半径RB反映了差速器锥齿轮节锥距的大小和承载能力，可根据经验公式来确定。圆锥行星齿轮差速器的结构尺寸，通常取决于行星齿轮的背面的球面半径RB，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，因此在一定程度上也表征了差速器的强度。 球面半径RB可按如下的经验公式确定：RB=KB3T mm (2-23)式中：KB行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值； T计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，2912Nm.根据上式RB=2.732912=38.5mm 所以预选其节锥距A0=38mm3.行星齿轮与半轴齿轮的选择为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会曾大，于是又要求行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用1425，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z2/z1在1.52.0的范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左右两半轴齿轮的齿数z2L、z2R之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，否则，差速器将无法安装，即应满足的安装条件为：z2L+z2Rn=m (2-24)式中：z2L、z2R左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，左右半轴齿数相同；n行星齿轮数目；m整数。在此z1=10，z2 =18 满足以上要求。4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角1，21=arctanz1z2=29.055 2=90-1=60.945 (2-25)再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数mm=2A0z1sin1=3.69mm (2-26)取m=3.5mm得d1=mz1=3.510=35mm d2=mz2=3.518=63mm5.压力角汽车差速器的齿轮大都采用22.5的压力角，齿高系数为0.8的齿形。某些总质量较大的商用车采用25压力角，以提高齿轮强度。在此选22.5的压力角。6.行星齿轮安装孔的直径及其深度L行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同，而行星齿轮的安装孔的深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度，通常取：L=1.1 (2-27)L=1.12=T0103cnl 2-28=T01031.1cnl 2-29式中：T0差速器传递的转矩，Nm；在此取2912 Nm；n行星齿轮的数目，在此为4；l行星齿轮支承面中点至锥顶的距离，mm，l0.5d2，d2为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而d2=0.8d2； c支承面的许用挤压应力，在此取98 MPa根据上式 d2=0.863=50.4mm l=0.550.4=25.2mm=29121031.198425.215mm L=1.115=16.5mm2.3.4差速器齿轮的几何计算表2-5汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表项目计算公式计算结果行星齿轮齿数z110，应尽量取最小值z1=10半轴齿轮齿数z2=1425z2=18模数mm=3.5齿面宽b=(0.250.30)A0;b10m11mm工作齿高5.6 mm全齿高6.309压力角22.5轴交角90节圆直径d1=mz1； d2=mz2d1=35mm d2=63mm节锥角1=arctan z1z2;2=90-11=29.0552=60.945节锥距A0=d12sin1A0=36.03mm周节t=3.1416mmt=10.9956mm齿顶高ha1=3.695mmha2=1.905mm齿根高hf1=1.788m-ha1; hf2=1.788m-ha2hf1=2.563mm;hf2=4.353mm径向间隙c=h-hg=0.188m+0.051c=0.709mm齿根角1=arctanhf1A0; 2=arctanhf2A01=4.069; 2=6.889面锥角o1=1+2; o2=2+1o1=35.944o1=65.014根锥角R1=1-1；R2=2-2R1=24.986R2=54.056外圆直径do1=d1+2ha1cos1;do2=d2+2ha2cos2do1=41.46mmdo1=64.85