齿轮型无级变速传动装置设计与运动仿真.doc

摘要本文在学习相关知识，理解非圆齿轮基本概念和基本方法的基础上，系统地阐述了非圆齿轮实现无级变速的工作原理、设计方法及计算校核过程，绘制了齿轮型无级变速装置装配总图和部分零件图，并进行了运动仿真。采用无级变速传动装置取代传统的汽车多挡有级变速器，不仅有利于节能（降低油耗）和环保（减少废气排放），而且变速操作简便。齿轮型无级变速装置由可控相位的多组（本设计中为6组）并列非圆齿轮无级变速定轴轮系超越离合器圆齿轮变速机构组成。关键词：非圆齿轮 无级变速 传动速比AbstractThis paper is studying related knowledge, comprehending a non- circle gear which the foundation of the basic concept and basic method, systematically elaborated a non- circle gear how to work, the principle of the design method and match process. Have drawn the assemble diagram and parts of spare parts diagrams. The adoption has transmission equipment of continuously variable transmission to replace a traditional automobile to block the class gearbox more soon, not only being advantageous to the economy energy(lower oil to consume) and environmental protection(reduce waste gas to exhaust), but also becoming to operate soon simple.The gear CVT type has some(this design in for 6 sets of) parallel non-circle gears-overrunning clutch-common gears, whose phase-angle be controlled by the certain equipment .Key words: non-circle gear continuously variable transmission transmission ratio目 录第一章 概论 11.1 课题的来源、意义及国内外的现状和发展11.2 课题任务2第二章 非圆齿轮实现无级变速的原理32.1 非圆齿轮的基本理论知识32.2 非圆齿轮的传动特性3第三章 传动方案的选定63.1 星型布局方式63.2 并列布局方式83.3 方案对比选择10第四章 非圆齿轮设计114.1 非圆齿轮的中心距与节曲线方程114.2 中心距的确定124.3非圆齿轮的齿廓144.4装置结构图14第五章 非圆齿轮定轴轮系强度计算165.1 变速器的中心距A165.2 齿宽B的计算 175.3齿形、压力角及螺旋角17第六章 变速装置齿轮和轴的材料选用及强度校核 196.1材料选用196.2强度计算及校核196.3变速器轴的设计计算216.4蜗轮蜗杆设计25第七章 其他零件的设计选用307.1轴承的选用307.2超越离合器的选用307.3齿轮连接装置31第八章 箱体设计33第九章 非圆齿轮传动的运动仿真349.1运动学仿真的概念349.2非圆齿轮机构无级变速的运动学方程349.3 两级非圆齿轮传动的运动分析369.4非圆齿轮传动装置的运动分析38第十章 技术经济意义分析及改进意见44第十一章 结论45致谢 46参考文献47第一章 概论1.1课题的来源、意义及国内外的现状和发展1本课题来源于湖北汽车工业学院机械工程系机械设计教研室的研究课题。本课题要求设计一种由可控相位的多组并列非圆齿轮无级变速定轴轮系-超越离合器-圆齿轮变速机构组成的齿轮型无级变速器，并进行运动仿真。随着全球汽车工业的飞速发展，汽车新技术的不断使用，在汽车传动系统中又一项新技术得到重新使用，那就是汽车无级变速器技术-CVT（Continuously Variable Transmission）。目前，在汽车广泛使用的自动变速器技术，是将变矩器和行星齿轮机构组合的自动变速器技术，但这种组合还存在着明显的缺陷：传动比不连续，只能实现分段范围内的无级变速，同时，靠液力传递的动力效率影响了整车的动力性能和经济性能，只有增加前进档档位数来扩大速比范围，这样就必须增加使用换档执行元件和行星排数量来实现多档速比，因此无形中又增加了产品结构复杂性和成本费用，而且由于结构复杂给维修带来诸多不便，现在真正意义的无级变速器恰恰解决了这一技术难题。无级变速器现在可以说是当今汽车变速器的理想目标。因为从原始的橡胶带无级变速器开始，到有级的齿轮变速器过渡，再到现代的金属链以及金属带无级变速器，百年大回转说明只有无级变速器才是汽车最理想的变速器。目前，汽车上应用的无级变速器以摩擦式为主，但是，摩擦式CVT承载能力有限，最大输入的转矩为300N.m，传动效率仅84.6%（记入油泵的功率损耗），目前国外汽车公司只装在小排量的轿车上。一对非圆齿轮传动具有非匀速比传动的特性，其传动比是一个函数，属于共轭啮合传动，利用两级非圆齿轮的传动特性可以连续实现可变定传动比，对提高传动装置的最大输入转矩具有很大的潜力。在课题的调查阶段，本人在学校图书馆阅览室，利用目前查阅科技文献常用的万方数据库和维普数据库输入“非圆齿轮无级变速器”等关键词，检索有关“非圆齿轮无级变速器”的期刊和学术论文资料，鲜有实质性资料。非圆齿轮应用于无级变速传动早在1975年就得到了实现，Keer首先采用非圆齿轮（non-circle gear）和含锥齿轮传动和超越离合器的加法差速器机构实现无级变速技术,并申请了差速器CVT专利。此后,又有几种以不同形式的非圆齿轮和加法机构组成的无级变速器被开发出来，并制成样机进行实验，证实了非圆齿轮应用于无级变速技术的可行性。最近，由Dooner和Seireg推出一种能够产生锯齿型速比的非圆齿轮传动的无级变速器，非圆齿轮装置间采用可控相位和行星加法差速器，其可以在规定的范围内实现无级变速传动。但是由于此装置采用非圆齿轮和行星加法差速器来实现无级变速技术，而造成传动装置中有大于六倍输入功率的封闭功率损失，从而使传动效率降低。国内对非圆齿轮的研究起步较晚，在二十世纪八十年代到九十年代末，我国不少学者从非圆齿轮的齿廓形状、节曲线设计、重合度计算以及实际应用等方面对非圆齿轮传动技术进行了深入的研究，并取得了一定的研究成果；之后随着计算机技术的迅速发展，许多学者利用计算机技术，对非圆齿轮传动设计、模拟仿真作了研究探讨。1995年，周祖焕设计出了心形非圆齿轮无级变速装置，其变速比为1.41；之后在2002年又设计出鱼形非圆齿轮无级变速装置，其变速比为2.381。这两种非圆齿轮无级变速装置均是采用定轴非圆齿轮轮系实现的无级变速传动，与国外非圆齿轮无级变速传动装置相比，消除了内部的封闭功率，提高了传动效率。但是，这两种非圆齿轮无级变速装置中，非圆齿轮的节曲线不平滑，故只能应用于低速传动装置当中。1.2课题任务课题名称：齿轮型无级变速传动装置设计与运动仿真本课题要求设计一种由可控相位的多组并列非圆齿轮无级变速定轴轮系-超越离合器-圆齿轮变速机构组成的齿轮型无级变速器，并进行运动仿真。主要技术要求：1、能够用于商用车，可传递最大扭矩大于400N·m2、运转平稳可靠，无明显冲击3、传动速比范围较大，能实现连续无级变速传动第二章 非圆齿轮实现无级变速的原理22.1非圆齿轮的基本理论知识非圆齿轮可以认为是圆齿轮的一种变形，即其滚动节圆巳变为非圆形，称之为节曲线。反之，也可以认为非圆齿轮是圆齿轮的一种普遍情况，而圆齿轮则是非圆齿轮中的一个特例，即其节曲线的曲率半径为常量。由于非圆齿轮的节曲线曲率半径是变量，故由回转中心到啮合节点的向量也是变量，因而在一对非圆齿轮的啮合过程中，其传动比是变化的。传动比的变化规律是由两轮节曲线向径的变化规律决定或者，两节曲线的形状由传动比的变化规律决定 。非圆齿轮机构在运动学方面的特征，就是能实现主动件和从动件转角间的非线性关系。通常用于实现这种非线性关系的机构有连杆机构、凸轮机构，非圆齿轮机构与这两种常用机构相比具有结构紧凑，传动精确、可靠、平稳，易于动平衡的特点。非圆齿轮与其它机构组合，还可实现摆动、振荡及问歇等各种复杂特殊的运动，而且还可获得较好的传动性能。非圆齿轮传动具有变传动比的特性，可以实现函数运算。2.2非圆齿轮的传动特性当一对非圆齿轮传动时。其传动比是以齿轮转角为自变量的函数。如图2.1中轮A和轮B为两个非圆齿轮，啮合时其传动比函数 可为极角 数的函数，即 ( >1，k为常数) （2.1）对图2.2所示的二级非圆齿轮传动，令第一、二级的传动比函数分别为：图2.1 单级非圆齿轮传动图2.2 二级非圆齿轮传动 （2.2） (2.3)则式(2.3)除以式(2.2)，可得到总传动比为：= (2.4)上式中 为级间相位角，由式(3)知，当 保持为常量时，总传动比 为定值，即获得了定传动比传动，若 连续改变时，则 也相应地连续改变了，从而实现了无级变速传动。但是，由于图2所示的非圆齿轮节曲线不封闭，轮A、B和C都只能作往复摆动，而不能作整周转动。我们可以采用具有封闭节曲线的二级非圆齿轮机构来实现无级变速传动其传动比函数如下：单级传动比函数为： （2.5） （2.6）-=（b>>0），则两级传动比函数为：= （2.7）第三章 传动方案的选定 非圆齿轮实现无级变速可以采用多种布置方案，根据非圆齿轮定轴轮系在传动装置中布局，大体可分为星型布局方式和并列布局方式两种。3.1星型布局方式3 4该方案通过改变级间相位角实现无级变速传动，其原理如下：图所示的是二级二支流传动轮系：A轮为首轮，K轮为末轮。当 轮系运转时，有上下两条传动支流。每个支流有带有惰轮的非圆齿轮传动，其中M轴为恒星轴，N轴为行星轴，H为系杆。上支流，旋转依次为A、B、C、D、E、F、G到K。由于传动比（不考虑旋转方向），棘轮的传动比，所以，当处于最小值时，。同理，在下传动支流中，当处于最小值时。由于和处于最小值的时间是错开的，所以成为一个常量，整个轮系的传动比为一常量。通过同步调整上下传动支流中的行星轴的行星位置，就调整了整个轮系的传动比。 该非圆齿轮传动装置有一个主轴，主轴四周分布二四个恒星轴，每个恒星轴都有一个行星轴，这就是行星轴布局方式的技术特征。 图3.1二级二组传动轮系图3.2D轮的轴轮位置发生变化图3.3 变速轴图图3.4星型布局中传动组中非圆齿轮的相对位置图中V为后轴的花盘，W为变速盘，Y为装飞轮的大轴挡。3.2并列布局 该方案也是通过改变级间相位角实现无级变速传动，其原理如下：图3.5为一种新型定轴轮系非圆齿轮无级变速运动简图图3.5 非圆齿轮无级变速运动简图图3.5中1为箱体，1、2、4、5、7、8、10、11、15、16、17、18、19、20、21、22为非圆齿轮， 13为级间相位调节轴，3、6、9、12为超越离合器，14为中间轴，24、25为圆柱齿轮，26为支撑架，27为蜗轮蜗杆。本传动装置采用三轴非圆齿轮轮系，并由4组结构相同的传动支流组成。每个传动分支由输入轴、两对非圆齿轮、中间轴、超越离合器、相位调节轴以及圆齿轮、输出轴组成，4个组的相位差为90。该传动装置采用4个传动组交替工作，通过相位调节轴13沿着中间轴l4的转动来改变两级非圆齿轮相位夹角的大小，来实现非圆齿轮机构无级变速传动而为了能够使两级非圆齿轮的相位夹角在020的弧度范围内变化，此装置在中间轴l4上采用两个相位不同的相同非圆齿轮(其相位夹角为120。)。如图7中的非圆齿轮B、B 。图3.6为单分支的4个非圆齿轮的分布情况其中图3.6 a、b分别为、时非圆齿轮C的两个不同位置。当A、B、B轮的轮轴位置不变时C轮可以从图3.6 a变化到图3.6 b。其传动比就从1变化到 (a>1)。当该装置以某一转速的动力从输入轴输入时，其动力就传递到4个非圆齿轮(16、18、20、22)上，经过中间轴(14)上的4个非圆齿轮(1、4、7、10)传递到相位调节轴(13)图3.6 单组4个非圆齿轮分布上的4个非圆齿轮(2、5、8、11)上，通过超越离合器(3、6、9、12)将转速恒定的动力传递到相位调节轴(13)上，并输入到圆柱齿轮变速箱里，从而由输出轴将转速恒定的动力输出。3.3方案对比选择方案的选择主要着眼于非圆齿轮在无级变速装置中的布局方式上，因为，根据非圆齿轮传动的特性，其实现无级变速都需要改变相应的级间相位角，在这一点上，上面的两种方案是一样的。星型布局方式虽然轴向长度不大，但径向尺寸过大，这一点很不适合应用与汽车变速传动，由此势必会增大汽车变速装置的高度，很难应用于汽车行业。同时，行星轮系应用于汽车变速装置（尤其是中、重型货车）中，其稳定性有待考证。平行轴布局方式，结构布局匀称，结构相比之下也很简单，功能实现起来也容易一些，可以传递较大转矩。鉴于此，本设计选用非圆齿轮的并列布局方式。第四章 非圆齿轮设计4.1非圆齿轮的中心距与节曲线方程在作连续回转运动的非圆齿轮传动装置中。非圆齿轮的节曲线应该是封闭的、连续的，且节曲线必须满足以下条件：1)两个啮合的非圆齿轮封闭节曲线的周长必须相等或成整数倍：2)每一瞬时两个非圆齿轮节曲线半径之和应恒等于中心距；3)每一对非圆齿轮啮合的节曲线周长应等于m(m为模数)的整数倍。也就是说节曲线上必须均能切出整齿数；即L=P×Z=×m×Z。而非圆齿轮的节曲线周长L的计算公式为： （4.1）根据以上的条件，令中心距为A，可以得出非圆齿轮封闭的节曲线。则： （4.2）将式（2.5）代入式（4.2）得： （0b） （4.3） （b2）则另一非圆齿轮节曲线为： （4.4）则非圆齿轮的节曲线周长满足以下关系：=m （4.5）=m （4.6）=n (n为整数) (4.7)4.2中心距的确定在非圆齿轮的传动比函数已知的情况下，一旦非圆齿轮的中心距确定，非圆齿轮的节曲线就唯一的确定下来了该设计中非圆齿轮传动的传动比函数式为：非圆齿轮1、2的传动比函数为：（参见图9.1）（） （4.8）（） 非圆齿轮1、3传动比函数为：（4.9）则两级非圆齿轮的传动比函数为： （04.2-） （4.10） 是关于的函数，为定值时，也是定值。当连续改变时，也相应的连续改变。 非圆齿轮节曲线的计算式为下面的式子： （4.11）同时我们可以得到： (4.12) (4.13)根据式（19）（20），可以得到非圆齿轮1的模数、齿数与中心距a之间的关系式为：=3.0690×a （4.14）下表为非圆齿轮1在不同的模数、齿数的情况下，得到的不同的非圆齿轮传动的中心距。表4.1参考模数下的齿数及中心距值模数（m）齿数（z）中心距（a）2.53076.774033092.1288345138.1932430122.8384560307.09614.3非圆齿轮的齿廓在非圆齿轮传动过程中，两非圆齿轮的节曲线确定之后，其他齿形参数取决于数控插齿几中齿轮插刀的齿型参数。图 4.1非圆齿轮副4.4装置结构图图4.2 结构图图4.3改进后的结构图最初的结构图虽然也考虑到了整个变速装置的受力情况，对各受力较大的部位实行了强化加固，但箱体结构过于复杂，不利于加工和最后的安装调试。同时，亦没有对轴3的外伸端加以考虑。改进后的结构图，进一步简化了箱体结构，同时对轴3的外伸端加以强化加固，减少了外伸端的长度，进而提高了轴3的刚度和弯曲强度。第五章 非圆齿轮定轴轮系强度计算55.1变速器的中心距A 此处省略 NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩5.3齿形、压力角及螺旋角按下表选取，但有些轻、中型货车的高档齿轮也采用了小压力角。表5.1齿形、压力角及螺旋角车型齿型压力角（°）螺旋角（°）轿车高齿并修形的齿形14.5，15，16，16.52545一般货车GB1356规定的标准齿形202030重型车GB1356规定的标准齿形22.5，25低档倒档齿轮小螺旋角汽车变速器齿轮都采用渐开线齿廓。加大齿根圆角半径和采用齿根圆角过度等能显著提高齿轮的承载能力及疲劳寿命。国家规定的齿轮标准压力角为20°。压力角增大使齿根圆厚度及节圆处渐开线曲率半径都加大，从而使齿轮的弯曲强度和接触强度都会提高。重型汽车可采用大压力角、小螺旋角，以提高齿轮的承载力、减小轴向力。啮合套接合齿多选用30°压力角，也有20°和25°的。 该设计中的非圆齿轮采用GB1356规定的标准齿形，压力角为20°，由于是直齿轮故螺旋角的值为零。第六章 变速装置齿轮和轴的材料选用及强度校核566.1 材料选用我们选用汽车变速箱齿轮常用的材料，作为该传动装置中非圆齿轮的材料，其中表6.1汽车变速箱齿轮常用的材料汽车变速箱、分动箱、启动机及驱动桥的各类齿轮常用材料20Cr,20CrMnTi,20CrMnMo,20MnTiB,20MnVB,20CrMo我们在本设计中初步选定材料为20CrMnTi6.2强度计算及校核直齿轮的接触应力可按下式进行简化计算 =0.418 (MPa) （6.1）式中F法面内基圆周切向力,即齿面法向力;F= (N) （6.2）-端面内分度圆切向力,即圆周力; = （6.3）T-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，钢材取MPa;b齿轮接触的实际宽度；、-主、从动齿轮节点处的齿廓曲率半径（对直齿轮：=sin,= sin）,mm;、-分别为主、从动齿轮的节圆半径，mm。弯曲应力可按下式进行简化计算（对直齿轮） =400850 （N/mm） （6.4）式中： -圆周力，= ,N;-计算载荷，N·mm;-应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5；-摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b齿轮接触的实际宽度，mm;-端面周节， =m;-法面周节， =；-齿形系数，由图可查图6.1齿形系数-重合度影响系数，=2。变速器齿轮及轴多用渗碳合金钢（20Cr,20CrMnTi,20CrMnMo,20MnTiB,20MnVB, 20CrMo）制造。则有：=559.8400-850 （N/）易知，该设计满足强度校合6.3变速器轴的设计计算变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径D与支承间的距离L可按下列关系式初选。第一轴及中间轴=0.160.18第二轴=0.180.21三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A按下式初选d(0.450.60)A (mm)第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩（N·mm）按下式初选d=(4.0 4.6) (mm)计算：一轴：=(4.04.6)=29.955534.4489(mm) 二轴：=（0.450.60）×143.3115=64.490285.9869(mm） 三轴：=（0.450.60）×143.3115=64.490285.9869(mm）对各轴长度及变速装置大小的初步估算： 一轴：（20×2+10）×6+10×5+150=300+50+150=500（mm） 二轴：（20×2+10）×6+10×5+150=300+50+150=500（mm）三轴：500+150=650（mm）整个变速装置的大小估计有750×650×300这样一来，整个变速装置的体积显然过大，必须加以修正： 首先我们须知，要缩短整个变速装置的长度，必须将其中传动轴的长度缩短，这样又取决与，非圆齿轮的齿宽，于是，我们将齿宽B降低到最小限度：B=Kcmn 直齿轮取Kc=4.77.0Kc值取最小值4.7，则B=4.73.5=16.45(mm)取整数值B=16.5(mm)同时对各齿轮之间的间距进行调整，于是有以下长度：一轴、二轴：（16.5×2+7）×6+10×5+100=390(mm)余量修正：390+10=400(mm)三轴：400+150=550（mm）变速装置整体尺寸估算：650×650×300 单位：mm初选的轴还须根据变速装置的结构布置，轴承与花键、弹性挡圈的标准，以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。由于该无级变速装置是一个升速装置，工作时三个轴的转速是依次是上升的，根据降速增扭，增速降扭的基本原理，在该无级变速装置中，一轴在理论上受的转矩是最大的，其他各轴所受转矩均不超过一轴。故其余各轴的直径应一一轴直径上下浮动。 计算用的齿轮啮合的圆周力，径向力和轴向力可按下式求得：=式中：I-至计算齿轮的传动比;D-计算齿轮的节圆直径，mm;-节点处压力角；-螺旋角。=2.4747×（N） =5.5365×（N）=0（直齿轮不存在轴向力）作用在齿轮上的和和使轴在铅垂面内弯曲变形，并产生垂直挠度，而使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的铅垂反力后，计算相应的垂向弯矩和水平弯矩。则在弯矩和转矩联合作用下的轴的应力为： （Mpa） （6.5）式中：=-计算转矩，N·mm；d轴在断面处的直径，花键处取内径，mm；-弯曲截面系数，；-在计算断面处轴的垂向弯矩，N·mm；-在计算断面处轴的水平弯矩，N·mm；-许用应力在抵挡工作时取=400 Mpa 对一轴的第三非圆齿轮进行受力分析：，（N·mm）（N·mm）=318.6173MPa400 Mpa易知一轴的强度校核符合要求图6.3.3是一轴受力分析简图，图中标注数值单位除尺寸为mm外,其余都为N·mm。图6.3.3一轴受力分析简图6.4普通圆柱蜗杆传动设计结果报告7一、普通蜗杆设计输入参数 1. 传递功率 P 0.03 (kW) 2. 蜗杆转矩 T1 2.00 (N.m) 3. 蜗轮转矩 T2 34.56 (N.m) 4. 蜗杆转速 n1 120.00 (r/min) 5. 蜗轮转速 n2 3.00 (r/min) 6. 理论传动比 i 40.00 7. 实际传动比 i' 40.00 8. 传动比误差 0.00 () 9. 预定寿命 H 20000(小时) 10. 原动机类别 电动机 11. 工作机载荷特性 平 稳 12. 润滑方式 浸油 13. 蜗杆类型 阿基米德蜗杆 14. 受载侧面 一侧 二、材料及热处理 1. 蜗杆材料牌号 45(表面淬火) 2. 蜗杆热处理 表面淬火 3. 蜗杆材料硬度 HRC4555 4. 蜗杆材料齿面粗糙度 1.60.8 (m) 5. 蜗轮材料牌号及铸造方法 ZCuZn38Mn2Pb2(砂模) 6. 蜗轮材料许用接触应力H' 0 (N/mm2) 7. 蜗轮材料许用接触应力H 215 (N/mm2) 8. 蜗轮材料许用弯曲应力F' 62 (N/mm2) 9. 蜗轮材料许用弯曲应力F 62 (N/mm2) 三、蜗杆蜗轮基本参数(mm) 1. 蜗杆头数 z1 1 2. 蜗轮齿数 z2 40 3. 模 数 m 2.00 (mm) 4. 法面模数 mn 1.99 (mm) 5. 蜗杆分度圆直径 d1 18.00 (mm) 6. 中心距 A 50.00 (mm) 7. 蜗杆导程角 6.340° 8. 蜗轮当量齿数 Zv2 40.74 9. 蜗轮变位系数 x2 0.50 10. 轴向齿形角 x 20.000° 11. 法向齿形角 n 19.887° 12. 齿顶高系数 ha* 1.00 13. 顶隙系数 c* 0.20 14. 蜗杆齿宽 b1 33.00 (mm) 15. 蜗轮齿宽 b2 15.00 (mm) 16. 是否磨削加工 否 17. 蜗杆轴向齿距 px 6.28 (mm) 18. 蜗杆齿顶高 ha1 2.00 (mm) 19. 蜗杆顶隙 c1 0.40 (mm) 20. 蜗杆齿根高 hf1 2.40 (mm) 21. 蜗杆齿高 h1 4.40 (mm) 22. 蜗杆齿顶圆直径 da1 22.00 (mm) 23. 蜗杆齿根圆直径 df1 13.20 (mm) 24. 蜗轮分度圆直径 d2 298.00 (mm) 25. 蜗轮喉圆直径 da2 304.00 (mm) 26. 蜗轮齿根圆直径 df2 295.20 (mm) 27. 蜗轮齿顶高 ha2 3.00 (mm) 28. 蜗轮齿根高 hf2 1.40 (mm) 29. 蜗轮齿高 h2 4.40 (mm) 30. 蜗轮外圆直径 de2 308.00 (mm) 31. 蜗轮齿顶圆弧半径 Ra2 7.00 (mm) 32. 蜗轮齿根圆弧半径 Rf2 11.40 (mm) 33. 蜗杆轴向齿厚 sx1 3.14 (mm) 34. 蜗杆法向齿厚 sn1 3.12 (mm) 35. 蜗轮分度圆齿厚 s2 3.87 (mm) 36. 蜗杆齿厚测量高度 ha1' 2.00 (mm) 37. 蜗杆节圆直径 d1' 20.00 (mm) 38. 蜗轮节圆直径 d2' 298.00 (mm) 四、蜗杆蜗轮精度- 项目名称 蜗 杆 蜗 轮 -