santana轿车主减速器设计与分析(编辑修改稿)

santana轿车主减速器设计与分析(编辑修改稿)内容摘要：

工具书的繁琐劳动，极大地提高了劳动生产率。 本课题利用 UG 中的参数化实体造型方法建立汽车主减速器的实体模型， 对主、从动锥齿轮进行运动分析，为进一步研究和开发设计汽车底盘和参数化设计技术研究打下基础，因此具有一定的理论和 实际意义。 1 主减速器 零部件的尺寸计算 及强度分析 初步设计 已知 主动锥齿轮 齿数 91Z ， 从动锥齿轮 齿数 372 Z ， SANTANA 轿车的主传动比 u ， 发动机最大扭矩（转速）： mN （ 3500 转 /分） ，中点螺旋角 35。 大小齿轮选用材料 CrMnMo20 ， 6256HRC ，希望齿轮能够长期工作。  设计公式 321 1 6 3 6 HPee uKTd ；  载荷系数 K ；  估算时的齿轮许用接触应力 2l im /1 3 64 5 00 mmNS HHHP   上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 15 式中， 试 验齿轮的接触强度疲劳强度极限 2lim /1500 mmNH  估算时的安全系数 HS ；  计算结果 mmde 3 21 ,取 mmde 501  ； 几何计算  大端模数 11  Zdm ee (GB1236890取标准值 6)；  大端分度圆直径 mmZmd mmZmd ee ee 2225422 11  ；  齿顶高系数 * ah ，顶隙系数 * c ； 压力角 20n （ GB1236990）；  径向变位系数 x ，  xx ；  切向变位系数 tx ，  tt xx ；  分锥角  14arc tan211 ZZ ,  7690 12   ；  外锥矩 mmdR ee in2 11  ；  齿宽系数 取 R ；  齿宽 mmdb e 2  ；  中点 模 数 mmmm Rem )(  ；  中点法向模数 mmmm mmnm s  ；  中点分度圆直径 mmdd mmdd Rem Rem )( 46)(22 11   ；  齿宽中 点锥矩 mmbRRem ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 16  顶隙 mmmcc e *  ；  大端齿顶高 mmmxhh mmmxhh eaa eaa )( )( 2*2 1*1 ；  大端齿根高 mmmxchhmmmxchheafeaf )( 4)(2**21**1   ；  工作齿高 mmmhh eak *  ；  全齿高 mmmhhh efa 3 2 8  ；  齿顶圆直径 mmhdd mmhdd aeeae aeeae 223c os2 68c os2 2222 1111   ；  齿根圆直径 mmhdd mmhdd fefe fefe 2 0 8c o s2 46c o s2 2222 1111   ；  大端螺旋角  23)(a r c t a nbR mbR e eee  取 33e ；  冠顶距 mmhdAmmhdAaekaek in210 9s in212121121；  齿根角 2ar c tan 11  eff Rh， 4ar c ta n 22  eff Rh；  齿顶角 421  fa  ， 212  fa  ；  顶锥角 18111  aa  ， 78222  aa  ；  根锥角 12111  ff  ， 72222  ff  ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 17  导圆半径 mmRr met 69s in   ；  分度圆齿厚 mmsmsmmmxxsnmmmnmmtnmnm os)t a n2c os2(12111 ；  中点 法向弦齿厚 )61( 2nmnmnm ss  式中r a dZmsr a dZmsmmnmnmmmnmnm o sc o s o sc o s2222221111 mmsnm  ， mmsnm  ；  法向弦齿高 mmdshhmmdshhenmaamenmaam c o s c o s222222112111；  当量齿数 c o sc o s 31 11  mv ZZ ， 8c o sc o s 32 22  mv ZZ ；  端面重合度 va ；  纵面重合度 v ；  总重合度   vva ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 18 表 主、从动锥齿轮尺寸 项目 符号 小齿轮 大齿轮 齿顶圆直径 aed 68 223 齿根圆直径 fed 46 208 大端螺旋角 e 33176。 33176。 3176。 齿根角 f 2176。 4176。 齿顶角 a 4176。 2176。 顶锥角 a 18176。 78176。 根锥角 f 12176。 72176。 导圆半径 tr 69 69 分度圆齿厚 nms 法向弦齿厚 nms 法向弦齿高 amh 当量齿数 vZ 端面重合度 va 纵面重合度 v 总重合度  齿面接触强度校核  计算公式 HPKHEm tHHVAH ZZZZbdFKKKKuu    12；  切向力 Nd TF m et 8200 01 ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 19  使用系数 AK ；  动载荷系数 11100)( 2121  u uVZKbFK KK mtAV； 式中 smdV mm / 14401  ， 系数 K ， K VK ；  载荷分布系数 beHH KK   式中支承情况系数 beHK  HK ；  载荷分配系数 HK ；  节点区域系数 vtvbHZ 2s inc o s2 式中，当量齿轮基圆螺旋角 32)c o sa r c s in ( s in  nmvb  当量齿轮端面压力角 24)c o s/a r c t a n ( t a n  mnvt  HZ ；  弹性系数 2/ mmNZ E  ；  重合度和螺旋角系数  ZZZ  式中，重合度系数   vZ 螺旋角系数 o s  mZ  Z ；  锥齿轮系数 1KZ ；  接触应力 2/ mmNH  ；  许用接触应力 WXLV RNHHHP ZZZZS limlim ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 20  试验齿轮 接触疲劳强度极限 2lim /1500 mmNH  ；  最小安全系数 HS ；  寿命系数 1NZ （长期工作，取为无限寿命设计） ；  润滑油膜影响系数 LVRZ ；  尺寸系数 1XZ ；  工作硬化系数 1WZ ；  许用接触应力值 2/ mmNHP  ； 综上所述， 2/ mmNH   2/ mmNHP  ， 符合条件 ， 齿根弯曲疲劳强度校核  计算公式 FPFSnm tFFVAF YYbmFKKKK   ；  复合齿形系数 FSY ；  重合度和螺旋角系数 Y ；   HF KK  ，  HF KK  ；  计算齿根应力 2/ mmNF  ；  许用弯曲应力 XR re lTre lTNF FEFP YYYYS m in ；  齿根应力基本值 2/1000 mmNFE  ；  最小安全系数 FS ；  寿命系数 1NY （长期工作，取为无限寿命设计） ；  相对齿根圆角敏感系数 1relTY ；  相对齿根表面状况系数 1RrelTY ；  尺寸系数 XY ； 上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 21  许用齿根应力值 2/ mmNFP  ； 综上所述， 2/ mmNF   2/ mmNFP  ，符合条件。 2 主减速器零件的模型建立 第一 步： 创建新零件文件 新建文件 Crown gear： 文件→新建或 ，文件名（ N） → Crown gear；单位→毫米 第二步：打开应用模块的实体模型 进入建模应用模块： → 第三步：建立草图 sketch_000，并生成实体外型轮廓  建 立需要用的基准平面： 选择基准面图标 ，弹出基准面对话框，并在 Z、 Y 平面上建立基准上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 22 面。 图 基准面的建立  建立需要用的基准轴： 选择基准轴图标 ，弹出基准轴对话框，并在 Z、 Y 平面上建立基准轴。 图 基准轴的建立 上海工程技术大学毕业设计（论文） SANTANA 轿车主减速器设计与分析 23 图 基准轴和基准面的建立  选择草图平面： 进入草图绘制菜单：选择草图图标 ，弹出生成草图平面对话框。