取力器的设计

设计计算说明书设计题目 取力器的设计 院(系) 班设计者 指导老师 _ _年 月 日目 录一、设计任务书1（一）总体布置简图1（二）设计要求1（三）原始技术数据1二、主要零部件的设计计算4（一）齿轮传动设计计算6（二）轴的设计计算9（三）滚动轴承的选择及计算17（四）键连接的选择及校核计算18（五）联轴器的选择18三、箱体及附件的设计选择（一）附件的选择19（二）润滑与密封19四、参考文献20一、设计任务书题目：取力器的设计电动机额定功率140p.转矩80n.m，空调车额定功率2.8KW（一）总体布置图1.1设计方案选型与分析方案一：取力器箱体内采用三个圆柱齿轮，其工作原理：取力器输入轴上的一圆柱齿轮跟变速箱里的倒档齿轮外啮合获得动力，获得动力后，通过轴传动，带动同轴的圆柱齿轮转动，输出轴上的齿轮与之外啮合转动，最后，输出轴带动皮带轮，皮带轮通过皮带带动空调机的运转。工作传动简图如下图所示： 方案二：取力器采用一个双联齿轮和一个圆柱齿轮传动，双联齿轮的其中一个齿轮跟变速箱的倒桩齿轮外啮合获得动力，双联齿轮转动后，输出轴上的圆柱齿轮跟双联齿轮的另一个齿轮外啮合转动，最后输出轴带动皮带轮，皮带轮通过皮带带动空调机的运转，而取力器的输入轴采用滚针轴承，箱体上的输入轴的孔采用孔表面镀铜，输入轴与箱体采用过盈配合。工作传动简图如下图。 1.2方案的确定 选择方案二，因为方案二中取力器采用了双联齿轮，用滚针轴承代替滚珠轴承，输入轴与箱体过盈配合，不用密封圈，轴承盖，造型小，成本低，精度高，减少取力器箱体的体积，使结构紧凑，便于实现集中控制. 1.3方案的特点及创新（1）使空调车取力器结构简单紧凑，安装、使用及维护方便。（2）传动效率高、传递运动准确可靠，不影响整车性能、布局。（3）设计标准化、系列化、通用化，具有适用性和经济性。（4）取力器输入轴与箱体采用过盈配合。（5）采用滚针轴承。二、主要零部件的设计计算（一）齿轮传动设计计算（以下图表、公式均查自机械设计第八版）1、选精度等级、材料及齿数（1）选用直齿齿轮传动；（2）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）精度等级选用7级精度；（4）试选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=2X20=40；2、按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109a）进行试算，即 确定公式内的各计算数值（1）试选Kt1.3（2）T =80N*m（3）由表107选取尺宽系数d1（4）由表106查得材料的弹性影响系数（5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限（6）由式（1013）计算应力循环次数N160n1jLh60194.671（2830010）N2N1/3（7）由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.90600MPa540MPa 0.95550MPa522.5MPa 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t=99mm（2）计算齿宽b及模数mtb=dd1t=1100mm=100mm齿高h=2.25mt=2.255mm=11.25mmb/h=110/10.3=10.1（4）计算载荷系数 7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；直齿轮已知载荷平稳，所以取KA=1由表104，用插值法查得7级精度，小齿轮非对称布置时，查的由b/h=10.1，查图10-13，得故载荷系数3、按齿根弯曲强度设计由式(105) （1） 确定计算参数1）由图1020c查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯由疲劳极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.903）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S1.4，由式（1012）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数和应力校正系数由表105查得；6）计算大小齿轮的并加以比较=大齿轮的数值大。（2）设计计算取标准值m=5mm按接触强度算得分度圆直径d1=100mm算出小齿轮齿数取Z1=20大齿轮齿数 Z2=uZ1=404、计算中心距1.计算分圆周直径、 d1=100mmd2=200mm2.计算中心距3.计算齿轮宽度 b=dd1=72mm d取值0.72取B2=72 ,B1=67.3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构第二组 齿轮传动设计计算（以下图表、公式均查自机械设计第八版）1、选精度等级、材料及齿数（1）选用直齿齿轮传动；（2）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）精度等级选用7级精度；（4）试选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=2X20=40；2、按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109a）进行试算，即 确定公式内的各计算数值（1）试选Kt1.3（2）T =80N*m（3）由表107选取尺宽系数d1（4）由表106查得材料的弹性影响系数（5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限（6）由式（1013）计算应力循环次数N160n1jLh60194.671（2830010）N2N1/3（7）由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.90600MPa540MPa 0.95550MPa522.5MPa 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t=99mm（2）计算齿宽b及模数mtb=dd1t=1100mm=100mm齿高h=2.25mt=2.255mm=11.25mmb/h=110/10.3=10.1（4）计算载荷系数 7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；直齿轮已知载荷平稳，所以取KA=1由表104，用插值法查得7级精度，小齿轮非对称布置时，查的由b/h=10.1，查图10-13，得故载荷系数3、按齿根弯曲强度设计由式(105) （2） 确定计算参数1）由图1020c查得小齿轮的弯曲强度极限；大齿轮的弯由疲劳极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.903）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S1.4，由式（1012）得 4）计算载荷系数5）查取齿型系数和应力校正系数由表105查得；6）计算大小齿轮的并加以比较=大齿轮的数值大。（2）设计计算取标准值m=5mm按接触强度算得分度圆直径d1=100mm算出小齿轮齿数取Z1=20大齿轮齿数 Z2=uZ1=404、计算中心距1.计算分圆周直径、 d1=100mmd2=200mm2.计算中心距3.计算齿轮宽度 b=dd1=72mm d取值0.72取B2=72 ,B1=67.3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构（三）轴的设计计算1 初步I确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，选取A0=126，于是得2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=118dA (PI/ n1)1/3=126 (100/1500)mm1/3 =51考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=51(1+5%)=53mm2 求作用在齿轮上的受力3 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II段轴用于安装轴承6410，直径为50mm。长度为54.5mm。2）II-III段用于安装小齿轮，直径为55mm。长度为122mm。3）III-IV段为分隔两齿轮，外径65mm。长度为117.5mm。4）IV-V段安装大齿轮，直径为55mm。长度为117mm。5）V-VI段安装轴承，直径为50mm。长度为57mm。4 求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 5 按弯矩合成应力校核轴的强度从弯矩和扭矩图中可以看出截面A受的载荷较大，判断为危险截面。故在此只校核截面A的强度。由于轴受的载荷脉动循环变应力，所以取。轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计查得。因此，故安全。6 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面 截面A上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径较大，故不必校核。截面应力集中，且左侧轴直径较小。故对截面左侧进行较核即可。（2）截面左侧截面左侧的弯矩M为截面左侧的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的转切应力为轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-1查得，由机械设计附表3-2经插值后查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，又由机械设计附图3-1查得轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为由机械设计附图3-2查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，轴采用磨削加工，由机械设计附图3-2查得表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，按机械设计式（3-12）及式（3-12a）得综合系数值为又由机械设计第三章1、2节所学内容得碳钢的特性系数，于是，计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。（四）滚动轴承的选择及计算1、轴（高速轴）：轴承6309 由于轴外伸部分接皮带轮，上面带轮设计计算出带轮压轴力所以显然轴承2所受径向力比轴承1受到的径向力大，故以轴承2进行验算轴承2所受径向力由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命2、（中间轴）：轴承6410 显然轴承1受的径向力较大，故用轴承1进行验算径向力由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命3、 轴（低速轴）：轴承6314水平面垂直面径向力 由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命（五）键连接的选择及校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速5162.415中间轴16101105594546836.216111105594546836.2低速轴2012110759061348.166.6181190（单头）60815.51348.1100.9由于键采用静联接，冲击轻微，最大许用挤压应力为，所以上述键皆安全。（六）联轴器的选择(1)由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为1.3，计算转矩从GB/T 50141985中查得TL5弹性柱销联轴器的许用转矩为，许用的最大转速为3500r/min，轴径为5575之间。故合用。四、箱体及附件的设计选择（一）附件的选择1、通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.52、油面指示器选用游标尺M163、螺塞选用外六角油塞及垫片M181.5（二）润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为64.89r/min，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为60mm。1、 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为584r/min，所以采用脂润滑。选用ZL-1润滑脂。2、 润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，故齿轮选用L-AN15润滑油。3、 密封方法的选取采用凸缘式端盖加毡圈油封实现密封。轴承盖结构尺寸与毡圈尺寸按轴承与轴径尺寸决定。设计总结毕业设计是我毕业之前要经历的一个重要环节通过毕业设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。参考文献1.濮良贵，纪名刚主编，机械设计（第八版），北京：高等教育出版社， 2006。2.王大康，卢颂峰主编，机械设计课程设计，北京：北京工业大学出版社， 2000。3.王训杰，邱映辉主编，机械设计 机械设计基础课程设计，大连：大连理工大学出版社， 2007。4.孔凌斌，张春林主编，机械基础综合课程设计，北京：北京理工大学出版社， 2004。5.何铭新，钱可强主编，机械制图（第五版），北京：高等教育出版社， 2004。6.王世彤主编，机械原理与零件，北京：高等教育出版社， 1992。7.机械设计手册编委会，机械设计手册（新版）第一卷，北京：机械工业出版社， 2004。8. 机械设计手册编委会，机械设计手册（新版）第二卷，北京：机械工业出版社， 2004。9. 机械设计手册编委会，机械设计手册（新版）第三卷，北京：机械工业出版社， 2004。10.杨可桢，程光蕴，李仲生主编，机械设计基础（第五版），北京：高等教育出版社， 2006。11.陆玉主编，机械设计课程设计（第四版），北京：机械工业出版社， 2007。12.全永昕，施高义编著，摩擦磨损原理，杭州，浙江大学