毕业设计EQ1181型载货汽车变速器取力器设计说明书

1、摘 要本次设计的取力器是与EQ1181型载货汽车DF6S850型变速器匹配，变速器最大输出扭矩850Nm，要求：取力器最大输出扭矩450Nm；满足强度、刚度要求；较高的传递效率；良好的加工工艺性和装配工艺性。该取力器的取力形式为变速器左侧盖取力器，总体结构形式采用两轴式，从取力器到专用装置之间的动力传递可以采用机械传动。首先，根据EQ1181型货车发动机和变速器参数及所用专用装置的参数确定取力器传动比，根据装配空间确定取力器内两齿轮中心距范围，根据变速器取力齿轮参数确定取力器两齿轮的模数，压力角，齿宽等参数。其次，对轴、齿轮和键进行校核，验证各部件的可靠性。然后，完成取力器装配图和零件图的绘制

2、。最后，编制部分零件的加工工艺过程。通过计算分析，该取力器结构设计合理，制造工艺简单，基本可以用于实际生产和使用，达到设计要求。关键词：货车；变速器；取力器；设计；工艺。AbstractThis design requires access edge with transmission DF6S850 of EQ1181 Truck matching, Request： the maximum output torque transmission 850Nm，get maximum output torque of Power 450Nm; to meet the strength and s

3、tiffness requirements; high transmission efficiency; good processing process and assembly process of. The devices take power from the power form of power transmission from the left side of cover, and the overall structure of the form of a two-axis, taking power from the device to a dedicated power t

4、ransfer between the devices can be used mechanical transmission. First of all, the EQ1181-type vehicle in accordance with engine and transmission parameters and a dedicated device used to determine the parameters of Power from the transmission ratio, determined in accordance with the assembly of spa

5、ce inside edge from the center distance of two gear range, under the power transmission gear parameters taken from the two gear power devices module, pressure angle, tooth width and other parameters. After the shaft, gear and keys to check to verify the reliability of the components. Then, check our

6、 complete device assembly drawing and components drawing. Finally, the preparation of parts of the processing process. Analysis by calculating the force from a reasonable structure design, manufacturing process is simple, the basic can be used in actual production and use, meet the design requiremen

7、ts. Key words：truck;transmission; power take off; design;technology.目 录第一章 绪 论11.1取力器简介11.2取力器分类1第二章 取力器方案设计及论证22.1取力器设计要求22.2取力器方案论证22.2.1已知东风EQ1181发动机、变速器及专用装置参数：22.2.2方案论证3第三章 取力器参数设计计算53.1 取力器传动比及齿轮齿数的确定53.1.1取力器传动比的确定53.1.2取力器齿轮齿数的确定53.2取力器中心距73.3取力器齿轮计算与校核83.4取力器轴计算与校核143.4.1 取力器一轴的设计过程：143.4.

8、2取力器二轴设计过程：183.5取力器轴承的选用223.5.1取力器一轴轴承223.5.2取力器二轴轴承233.6取力器键连接设计253.6.1取力器一轴平键253.6.2取力器二轴滑移花键253.6.3取力器二轴法兰花键263.6.4取力器齿轮2齿圈26第四章 主要零件加工工艺过程284.1取力器二轴的加工工艺过程284.1.1取力器二轴加工工艺284.1.2二轴中间花键参数计算294.1.3二轴轴端花键294.2取力器二轴齿轮加工工艺过程304.2.1取力器二轴齿轮加工工艺304.2.2二轴齿轮齿圈参数324.3拨叉轴加工工艺过程334.4轴承盖加工工艺过程334.5零件材料的选择354.

9、5.1齿轮材料选择354.5.2轴材料选择354.5.3拨叉轴材料选择354.5.4轴承盖材料选择354.6取力器操纵机构设计35第五章 取力器润滑与密封37第六章 结 论38参考文献39致 谢40文档可自由编辑打印第1章 绪 论1.1取力器简介取力器是连接专用汽车专用装置与发动机的传递动力的重要部件。除少量专用汽车的工作装置因考虑工作可靠和特殊要求而配备专门动力驱动外，绝大多数专用汽车上的专用设备都是以汽车自身的发动机为动力源，经过取力装置，用来驱动专用设备。随着汽车及工程机械的迅速发展，专用汽车以它众多的品种和各自具有的专用装置与功能受到各行各业的重视和欢迎，成为国民经济中不可缺少的交通运

10、输和工程作用的主要装备。取力器也因使用条件的不同，而形式多样。取力器的性能直接影响专用汽车工作的可靠性及经济性。1.2取力器分类按取力器相对汽车底盘变速器的位置，取力器的可分为前置、中置和后置。前置式分为发动机前端取力，飞轮前端取力，飞轮后端取力，钳夹式取力器；中置式分为变速器上盖取力，变速器右侧盖取力，变速器左侧盖取力，变速器后盖取力；后置式分为分动器取力，传动轴取力。按取力器总体结构形式可分为一轴式、两轴式、三轴式、带副箱式、单操纵双输出式和双操纵双输出式等几种形式。其中以两轴式结构最为普遍；一轴式结构最为简单；三轴式主要用于输出有双速异向用途的取力器。带副箱式主要是在原取力器基础上进一步

11、增速或减速，以扩展其使用性能；单操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由同一操纵机构同时控制；双操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由不同的操纵机构独立控制。 第2章 取力器方案设计及论证2.1取力器设计要求1.保证较高的动力性和经济性。根据汽车的发动机参数，变速器参数，专用装置的参数及使用要求，合理选择取力器的传动比，以满足要求。2.工作可靠，操作轻便。取力器在工作过程中不应有自动跳挡、切断动力等现象的发生。取力器在动力切换时，应操作轻便，准确可靠。操作方式可采用手动，线控气操纵，电控气操纵等形式。3.保证较高的传递效率。提高零件的制造和安装精度，以减少动力在传动过程中的损失。4.体积

12、小，重量轻。合理选择取力器中齿轮间的中心距，以满足体积要求，方便安装。此外，取力器还应当满足制造成本低，维修方便等要求。2.2取力器方案论证2.2.1已知东风EQ1181发动机、变速器及专用装置参数：1、发动机发动机型号：EQB210-20；额定功率/转速(KW/rpm)：155/2500；最大扭矩/转速(Nm/rpm):：700/1500；低怠速(rpm)：750；最高空载转速(rpm)：2750；排放法规：Euro；进气气形式：增压中冷；2、变速器变速器型号：DF6S850变速器参数；变速器输入轴与中间轴传动比：1.5；中间齿轮齿数：23；3、选用水泵水泵型号：80QZF-40/120；流

13、量：40/h或666L/min；杨程：120m；输入轴转数：1150rpm；轴功率：20Kw；自吸高度：6.5m；转矩=功率/（转数*2pi）=20000/(19.17*2*3.14)=166Nm；4、设计要求：与EQ1181型载货汽车DF6S850型变速器匹配，变速器最大输出扭矩850NM；取力器最大输出扭矩450Nm；满足强度、刚度要求；较高的传递效率；良好的加工工艺性和装配工艺性。2.2.2方案论证1、取力器的取力形式的确认：取力器的取力方式可分为前置、中置和后置。变速器取力器属于中置式，因DF6S850型变速器取力窗口在变速器左侧，取力器的取力方式为变速器左侧取力，从变速器中间轴取力。

14、2、取力器总体结构形式与输出形式的选择：总体结构：有一轴式、两轴式、三轴式、带副箱式、单操纵双输出式和双操纵双输出式等几种形式。一轴式直接输出，结构简单可靠；两轴式可一定范围调整速比和输出位置，应用较广泛；三轴式主要用来调整输出位置，应用不太普遍；带副箱式主要是在原取力器基础上进一步增速或减速，以扩展其使用性能；单操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由同一操纵机构同时控制；双操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，但由不同的操纵机构独立控制。从取力器到专用装置之间的动力传递可以采用机械传动和液压传动。机械传动的主要部件是万向节和传动轴，设计时应保证传动轴两端万向节的夹角相等，并尽量减小夹角。

15、机械传动结构简单，传递可靠，制造和使用成本低，使用和维修方便。液压传动的主要部件是液压泵和液压马达，液压传动操纵方便，可实现无极变速和长距离传递，能吸收冲击载荷。根据设计要求，与EQ1181型载货汽车DF6S850型变速器匹配，外接专用装置80QZF-40/120型洒水车用水泵。取力器的总体结构形式选用两轴式，输出形式选用机械传动。3、取力器动力切换方式及操纵方式的选择：动力切换方式：可采用滑移齿轮、结合套等形式。由于该变速器的取力齿轮为斜齿轮，不能直接采用滑移齿轮；由于取力窗口宽度限制，取力器齿轮无法做成双联齿轮，与滑移齿轮配合；根据装配条件，采用结合套形式，实现动力的切换。操作方式可采用手

16、动操纵，线控气操纵，电控气操纵等形式。本次设计的取力器操纵方式采用手动操纵，该形式结构简单，成本较低。根据以上设计，绘制简图如图1-1。 图1-1 取力器简图 1-变速器中间轴；2-中间轴取力齿轮；3-取力器齿轮1；4-取力器滑移齿轮；5-取力器输出法兰；6-取力器二轴；7-取力器齿轮2；8取力器一轴第3章 取力器参数设计计算3.1 取力器传动比及齿轮齿数的确定3.1.1取力器传动比的确定已知参数：发动机转速选取发动机最大转矩时转速1500rpm；变速器输入轴与中间轴传动比1.5；中间轴齿轮齿数23；水泵输入轴转数：1150rpm；取力器传动比：中间轴转速=发动机转速/变速器输入轴与中间轴传动

17、比=1500/1.5=1000rpm；取力器传动比=取力器输出轴转速/变速器中间轴转速=1150/1000=1.15。3.1.2取力器齿轮齿数的确定取力器示意图如图3-1所示。取力器齿轮1在动力传递过程中做惰性轮，不改变传动比，则取力器传动比即为i=取力器齿轮2齿数：=/i=23/1.15=20 图3-1 取力器简图1-变速器中间轴；2-中间轴取力齿轮；3-取力器齿轮1；4-取力器滑移齿轮；5-取力器输出法兰；6-取力器二轴；7-取力器齿轮2；8取力器一轴取力器齿轮1参数根据取力器输出轴位置确定。取力器安装位置如图3-2所示。已知变速器中间轴齿轮参数：齿数：23；法向模数：4.25；压力角：2

18、0；螺旋角：23.25°；径向变位系数：0；螺旋方向：右；齿宽：29mm。中间轴齿轮分度圆直径： 图3-2 取力器安装示意图D=23×4.25/cos23.25°=106.390mm； 取力器齿轮2参数：齿数：20；法向模数：4.25；压力角：20；螺旋角：23.25°；径向变位系数：0；螺旋方向：右；齿宽：29mm。分度圆直径：=20×4.25/cos23.25°=92.513mm取力器输出轴中心线距变速器壳体距离h，考虑到安装法兰，h取值不宜太小，考虑到安装空间，h取值不宜太大，初取h=65mm。取力器齿轮1分度圆直径可计算：+/

19、2=h+170-D/2= h+170-D/2-/2=65+170-106.390/2-92.513/2=135mm取力器齿轮2齿数：=135×cos23.25°/4.25=29.1取=29，与齿轮2齿数20，中间轴齿轮齿数23均无公因数。表3.1 取力器齿轮参数名称齿数法向模数压力角螺旋角径向变位系数螺旋方向齿宽齿轮1294.2520°23.25°0左29mm齿轮2204.2520°23.25°0右29mm3.2取力器中心距=4.25×（29+20）/（2 ×cos23.25°）=113.328mm。 （

20、3-1）u-传动比，u=0.69；K=1.45；-使用系数，选取=1.1；-动载荷系数，选取=1.2；-齿向载荷分布系数，选取=1；-齿间载荷分布系数，选取=1.1；-转矩，=450000Nmm；=2.5；-弹性系数，选取=189.8；-计算接触强度的重合度系数，=0.925；-重合度，计算得=1.43330；-齿宽系数，=0.256；-许用接触应力，经计算得=1118.9Mpa；根据公式3-1验算中心距：=110.172mm；A=113.328符合要求。3.3取力器齿轮计算与校核利用机械设计手册软件版计算取力器齿轮传动3.3.1设计参数传递转矩由设计要求得T=450(N·m)；齿轮

21、1转速：n1=793.65(r/min)；齿轮2转速，即是水泵输入轴转速： n2=1150(r/min)； 传动比 i=0.69；原动机载荷特性 SF=轻微振动；工作机载荷特性 WF=均匀平稳；预定寿命 H=15000(小时)。3.3.2布置与结构结构形式 ConS=闭式；齿轮1布置形式 ConS1=对称布置；齿轮2布置形式 ConS2=非对称布置（轴钢性较大）；3.3.4材料及热处理齿面啮合类型 GFace=硬齿面；热处理质量级别 Q=MQ中等；齿轮1材料及热处理 Met1=20CrMnTi<渗碳>；齿轮1硬度取值范围 HBSP1=5662；齿轮1硬度 HBS1=59；齿轮1材料

22、类别 MetN1=0；齿轮1极限应力类别 MetType1=13；齿轮2材料及热处理 Met2=20CrMnTi<渗碳>；齿轮2硬度取值范围 HBSP2=5662；齿轮2硬度 HBS2=59；齿轮2材料类别 MetN2=0；齿轮2极限应力类别 MetType2=13；3.3.4齿轮精度齿轮1第组精度 JD11=7；齿轮1第组精度 JD12=7；齿轮1第组精度 JD13=7；齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F；齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L；齿轮2第组精度 JD21=7；齿轮2第组精度 JD22=7；齿轮2第组精度 JD23=7；齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F；齿轮2齿厚下偏差 JDD2

23、=L；3.3.5齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=4.25(mm)；端面模数 Mt=4.62564(mm)；螺旋角 =23.25(度)；基圆柱螺旋角 b=21.77(度)；齿轮1齿数 Z1=29；齿轮1变位系数 X1=0.00；齿轮1齿宽 B1=25.00(mm)；齿轮1齿宽系数 d1=0.192；齿轮2齿数 Z2=20；齿轮2变位系数 X2=0.00；齿轮2齿宽 B2=20.00(mm)；齿轮2齿宽系数 d2=0.222；总变位系数 Xsum=0.000；标准中心距 A0=113.32825(mm)；实际中心距 A=113.32825(mm)；中心距变动系数 yt=0.00000；齿高变动

24、系数 yt=0.00000；齿数比 U=0.68966；端面重合度 =1.43330；纵向重合度 =0.59130；总重合度 =2.02460；齿轮1分度圆直径 =134.14364(mm)；齿轮1齿顶圆直径 =142.64364(mm)；齿轮1齿根圆直径 =123.51864(mm)；齿轮1基圆直径 =124.71454(mm)；齿轮1齿顶高 =4.25000(mm)；齿轮1齿根高 =5.31250(mm)；齿轮1全齿高 =9.56250(mm)；齿轮1齿顶压力角 =29.036766(度)；齿轮2分度圆直径 =92.51286(mm)；齿轮2齿顶圆直径 =101.01286(mm)；齿轮2

25、齿根圆直径 =81.88786(mm)；齿轮2基圆直径 =86.01003(mm)；齿轮2齿顶高 =4.25000(mm)；齿轮2齿根高 =5.31250(mm)；齿轮2全齿高 =9.56250(mm)；齿轮2齿顶压力角 =31.627424(度)； 齿轮1分度圆弦齿厚 =6.67392(mm)；齿轮1分度圆弦齿高 =4.32011(mm)；齿轮1固定弦齿厚 =5.89495(mm)；齿轮1固定弦齿高 =3.17712(mm)；齿轮1公法线跨齿数 =5；齿轮1公法线长度 =58.65606(mm)；齿轮2分度圆弦齿厚 =6.67176(mm)；齿轮2分度圆弦齿高 =4.35164(mm)；齿轮

26、2固定弦齿厚 =5.89495(mm)；齿轮2固定弦齿高 =3.17712(mm)；齿轮2公法线跨齿数 =3； 齿轮2公法线长度 =32.88126(mm)；齿顶高系数 =1.00；顶隙系数 =0.25；压力角 =20(度)；端面齿顶高系数 =0.91879；端面顶隙系数 =0.22970；端面压力角 =21.6105147(度)；端面啮合角 =21.6105148(度)3.3.6检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.06053；齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04618；齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03353齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01797；齿

27、轮1齿形公差 ff1=0.01430；齿轮1一齿切向综合公差 =0.01936；齿轮1一齿径向综合公差 =0.02540；齿轮1齿向公差 F1=0.01255；齿轮1切向综合公差 =0.07483；齿轮1径向综合公差 =0.06465；齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01671；齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.01779；齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01255；齿轮1齿向公差 Fb1=0.01255；齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01255；齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00627；齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.07188；

28、齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.28750；齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.05179；齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.04233；齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.03113；齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01753；齿轮2齿形公差 ff2=0.01378；齿轮2一齿切向综合公差 =0.01879；齿轮2一齿径向综合公差 =0.02479；齿轮2齿向公差 F2=0.00630；齿轮2切向综合公差 =0.06558；齿轮2径向综合公差 =0.05926；齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01630；齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.01726；齿轮

29、2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630；齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630；齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630；齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315；齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.07011；齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.28044；中心距极限偏差 fa(±)=0.02633；3.3.7强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=1250.0(MPa)；齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=816.0(MPa)；齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=1118.9(MPa)；齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=852.9(MPa)；齿轮

30、2接触强度极限应力 Hlim2=1250.0(MPa)；齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=816.0(MPa)；齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=1118.9(MPa)；齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=852.9(MPa)；接触强度用安全系数 SHmin=1.40；弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40；接触强度计算应力 H=1088.8(MPa)；接触疲劳强度校核 HH=满足；齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=309.6(MPa)；齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=321.2(MPa)；齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足；齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足；3.3.8强度校核相关系数齿形

31、做特殊处理 Zps=特殊处理；齿面经表面硬化 Zas=不硬化；齿形 Zp=一般；润滑油粘度 V50=110(mm2/s)；有一定量点馈 Us=不允许；小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)；载荷类型 Wtype=静强度；齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m(Ra2.6m)；刀具基本轮廓尺寸 ；圆周力 Ft=6709.226(N)；齿轮线速度 V=5.574(m/s)；使用系数 Ka=1.210；动载系数 Kv=1.062；齿向载荷分布系数 KH=1.000；综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.000；安装精度对载荷分布的影响 Km=0.000；齿间载荷分布系数 KH=1.100；节点区域

32、系数 Zh=2.329；材料的弹性系数 ZE=189.800；接触强度重合度系数 Z=0.873；接触强度螺旋角系数 Z=0.959；重合、螺旋角系数 Z=0.837；接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000；润滑油膜影响系数 Zlvr=0.96396；工作硬化系数 Zw=1.00000；接触强度尺寸系数 Zx=1.00000；齿向载荷分布系数 KF=1.000；齿间载荷分布系数 KF=1.100；抗弯强度重合度系数 Y=0.773；抗弯强度螺旋角系数 Y=0.885；抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.685；寿命系数 Yn=1.46323；齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000；齿根表面状况

33、系数 Yrr=1.00000；尺寸系数 Yx=1.00000；齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.05147；齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.66121；齿轮2复合齿形系数 Yfs2=4.20222；齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.59158；3.4取力器轴计算与校核利用机械设计手册软件版完成取力器轴的计算和校核3.4.1 取力器一轴的设计过程：3.4.1.1轴的总体设计信息如下：轴的名称：圆形截面阶梯轴；轴的转向方式：单向恒定；轴的工作情况：无腐蚀条件；轴的转速：793.65r/min；功率:37.4kW；转矩：450034.65N·mm；所设计的轴是实心轴；材料牌号：20CrM

34、nTi渗碳,淬火,回火；硬度(HB)：230；抗拉强度：1100MPa； 屈服点：850MPa；弯曲疲劳极限：525MPa； 扭转疲劳极限：300MPa；许用静应力：440MPa； 许用疲劳应力：291MPa； 3.4.1.2确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴； A值为：98； 许用剪应力范围：4052MPa； 最小直径的理论计算值：35.4mm ； 满足设计的最小轴径：40mm；3.4.1.3轴的结构造型如下：见图3-1。 轴各段直径长度见表3-2： 表3-2 一轴各段长度 长度直径15mm40mm27mm42mm10mm40mm15mm40mm轴的总长度：67mm； 轴的段数：4；

35、 轴段的载荷信息见表3-3：表3-3 一轴各段载荷直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩42mm28.5mm6164.378N0N·mm0N·mm355269.504N·mm0N·mm轴所受支撑的信息见表3-4：表3-4 一轴支撑直径距左端距离40mm7.5mm40mm59.5mm 图3-1 取力器一轴3.4.1.4支反力计算见3-5：表3-5 一轴支反力距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv17.5mm-6832.1N-3674.91N距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv259.5mm6832.11N-2489.45N4.

36、3.1.5内力见表3-6表3-6 一轴内力x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm7.5400028.542162912.55225417.3559.5400.520.523.4.1.6弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：7.5mm 直径：40mm危险截面的弯矩M：0N·mm； 扭矩T：0N·mm； 截面的计算工作应力：0MPa 许用疲劳应力：291MPa 7.5mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：15mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：58183.05N·mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：9.09MPa

37、 许用疲劳应力：291MPa 15mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：15mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：58183.05N·mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：9.09MPa 许用疲劳应力：291MPa 15mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：28.5mm 直径：42mm 危险截面的弯矩M：225417.35N·mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：30.43MPa 许用疲劳应力：291MPa 28.5mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：42mm 直径：42mm 危险截面的弯矩M：127251.79N&

38、#183;mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：17.18MPa 许用疲劳应力：291MPa 42mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：52mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：54536.56N·mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：8.52MPa 许用疲劳应力：291MPa 52mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：59.5mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：0.52N·mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：0MPa 许用疲劳应力：291MPa 59.5mm处弯曲应力校核通过； 结论：弯曲应力校核满

39、足要求图3-2 垂直面剪力图 图3-3 水平面剪力图图3-4 垂直面弯矩图 图3-5 水平面弯矩图图3-6 合成弯矩图 图3-7 扭矩图3.4.2取力器二轴设计过程：3.4.2.1轴的总体设计信息如下： 轴的名称：圆形截面阶梯轴； 轴的转向方式：单向恒定； 轴的工作情况：无腐蚀条件； 轴的转速：1150r/min； 功率:54.19kW； 转矩：450012.61N·mm； 所设计的轴是实心轴； 材料牌号：20CrMnTi渗碳,淬火,回火； 硬度(HB)：230； 抗拉强度：1100MPa； 屈服点：850MPa； 弯曲疲劳极限：525MPa； 扭转疲劳极限：300MPa； 许用静应

40、力：440MPa； 许用疲劳应力：291MPa； 3.4.2.2确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴； A值为：100.5； 许用剪应力范围：4052MPa； 最小直径的理论计算值：36.3mm； 满足设计的最小轴径：37mm；3.4.2.3轴的结构造型如下： 轴各段直径长度见表3-7： 表3-7 二轴各段直径长度直径15mm40mm30mm40mm40mm48mm15mm40mm15mm40mm40mm40mm 轴的总长度：155mm 轴的段数：6 轴段的载荷信息见表3-8： 表3-8 二轴各段载荷直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩40mm30mm0N0N&

41、#183;mm1170.419N206699.205N·mm0N·mm48mm65mm0N0N·mm0N0N·mm450012.61N·mm40mm135mm0N0N·mm0N0N·mm450012.61N·mm 轴所受支撑的信息见表3-9： 表3-9 二轴支撑直径距左端距离40mm7.5mm40mm92.5mm 图4-83.4.2.4支反力计算见表3-10表3-10 二轴支反力距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv17.5mm-3292.33N0N距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv292.5mm2121.

42、94N0N3.4.2.5内力表3-11表3-11 二轴内力x/mmd/mmm1/N·mmm2/N·mm7.54000304074077.41132621.78654858354.8958354.8992.5402.342.34135403.573.573.4.2.6弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：30mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：132621.78N·mm 扭矩T：900025.22N·mm 截面的计算工作应力：93.73MPa 许用疲劳应力：291MPa 30mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：45mm 直径：40mm 危险截面

43、的弯矩M：100793.11N·mm 扭矩T：900025.22N·mm 截面的计算工作应力：92.76MPa 许用疲劳应力：291MPa 45mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：65mm 直径：48mm 危险截面的弯矩M：58354.89N·mm 扭矩T：900025.22N·mm 截面的计算工作应力：53.16MPa 许用疲劳应力：291MPa 65mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：85mm 直径：48mm 危险截面的弯矩M：15916.67N·mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：1.44MPa 许用疲

44、劳应力：291MPa 85mm处弯曲应力校核通过； 危险截面的x坐标：125mm 直径：40mm 危险截面的弯矩M：3.28N·mm 扭矩T：0N·mm 截面的计算工作应力：0MPa 许用疲劳应力：291MPa 125mm处弯曲应力校核通过； 结论：弯曲应力校核满足要求。图4-9 水平面剪力图 图4-10 水平面弯矩图图4-11 扭矩图 图4-12 合成弯矩图3.5取力器轴承的选用利用机械设计手册软件版完成取力器轴承的选用3.5.1取力器一轴轴承3.5.1.1一轴受力分析一轴齿轮1受力：转矩：T=450000Nmm；分度圆直径：=134.144mm；F=3354.604N；

45、径向力：=Ftan=3354.604×tan20°=1220.979N；轴向力：=Fsin=3354.604×sin23.25°=1324.213N；圆周力：=3082.189N；3.5.1.2设计参数径向力 =1220.979 (N)；轴向力 =1324.213 (N)；圆周力 =3082.189 (N)；轴颈直径 d1=40 (mm)；转速 n=793.65 (r/min)；要求寿命 Lh'=15000 (h)；作用点距离 L=56 (mm)；Fr与轴承1距离 L1=33 (mm)；Fr与轴心线距离 La=67.072 (mm)；温度系数 f

46、t=1；润滑方式 Grease=油润滑；3.5.1.3选择轴承型号轴承类型 BType=圆锥滚子轴承；轴承型号 BCode=32908；轴承内径 d=40 (mm)；轴承外径 D=62 (mm)；轴承宽度 B= 15(mm)；基本额定动载荷 C=31500 (N)；基本额定静载荷 Co=46000 (N)；极限转速(油) nlimy=7000 (r/min)；3.5.1.4.计算轴承受力轴承1径向支反力 Fr1=1666.96 (N)；轴承1轴向支反力 Fa1=1350.99 (N)；轴承2径向支反力 Fr2=2935.03 (N)；轴承2轴向支反力 Fa2=2675.2 (N)；3.5.1.

47、5计算当量动载荷当量动载荷 P1=2000.35 (N)；当量动载荷 P2=3522.04 (N)；3.5.1.6校核轴承寿命轴承工作温度 T=<=120 ()；轴承寿命 L10=1484 (106 转)；轴承寿命 Lh=31162 (h)；验算结果 Test=合格。3.5.2取力器二轴轴承3.5.2.1二轴受力分析二轴齿轮2受力：转矩T=450000Nmm；分度圆直径：=92.513mm；F=4864.187N；径向力 =Ftan=4864.187×tan20°=1770.419N；轴向力 =Fsin=4864.187×sin23.25°=1920.108N；圆周力：=4469.172N；3.5.2.2设计参数径向力 =1770.419 (N)；轴向力 =1920.108 (N)；圆周力 =4469.172 (N)；轴颈直径 d1=40 (mm)；转速 n=1150 (r/min)；要求寿命 Lh'=15000 (h)；作用点距离 L=84 (mm)；Fr与轴承1距离 L1=58 (mm)；Fr与轴心线距离 La=46.256 (mm)；温度系数 ft=1；润滑方式 Grease=油润滑；3.5.2.3选择轴承型号轴承类型 BType=圆锥滚子轴承；轴承型号 BCode=32908；轴承内径 d