毕业设计EQ1181型载货汽车变速器取力器设计说明书

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。

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。

Abstract
This 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 stiffness 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 transfer 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 space 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 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 requirements.
Key words：truck;transmission; power take off; design;technology.
目录
第一章绪论 (1)
1.1取力器简介 (1)
1.2取力器分类 (1)
第二章取力器方案设计及论证 (2)
2.1取力器设计要求 (2)
2.2取力器方案论证 (2)
2.2.1已知东风EQ1181发动机、变速器及专用装置参数： (2)
2.2.2方案论证 (3)
第三章取力器参数设计计算 (5)
3.1 取力器传动比及齿轮齿数的确定 (5)
3.1.1取力器传动比的确定 (5)
3.1.2取力器齿轮齿数的确定 (5)
3.2取力器中心距 (7)
3.3取力器齿轮计算与校核 (8)
3.4取力器轴计算与校核 (14)
3.4.1 取力器一轴的设计过程： (14)
3.4.2取力器二轴设计过程： (18)
3.5取力器轴承的选用 (22)
3.5.1取力器一轴轴承 (22)
3.5.2取力器二轴轴承 (23)
3.6取力器键连接设计 (25)
3.6.1取力器一轴平键 (25)
3.6.2取力器二轴滑移花键 (25)
3.6.3取力器二轴法兰花键 (26)
3.6.4取力器齿轮2齿圈 (26)
第四章主要零件加工工艺过程 (28)
4.1取力器二轴的加工工艺过程 (28)
4.1.1取力器二轴加工工艺 (28)
4.1.2二轴中间花键参数计算 (29)
4.1.3二轴轴端花键 (29)
4.2取力器二轴齿轮加工工艺过程 (30)
4.2.1取力器二轴齿轮加工工艺 (30)
4.2.2二轴齿轮齿圈参数 (32)
4.3拨叉轴加工工艺过程 (33)
4.4轴承盖加工工艺过程 (33)
4.5零件材料的选择 (35)
4.5.1齿轮材料选择 (35)
4.5.2轴材料选择 (35)
4.5.3拨叉轴材料选择 (35)
4.5.4轴承盖材料选择 (35)
4.6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)
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：EuroⅡ；
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；
流量：403
m/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。

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α相等，并尽量减小夹角α。

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=32Z Z
取力器齿轮2齿数：
2Z =3Z /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：20；
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=/cos n Z m β⋅=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：
2D =/cos n Z m β⋅=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：
1D +2D /2=h+170-D/2
1D = h+170-D/2-2D /2=65+170-106.390/2-92.513/2=135mm
取力器齿轮2齿数：
12cos /n Z D m β=⋅=135×cos23.25°/4.25=29.1
取1Z =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1 29 4.25 20° 23.25° 0 左 29mm 齿轮2
20
4.25
20°
23.25° 0
右
29mm
3.2取力器中心距
12()/2cos n A m Z Z β=+=4.25×（29+20）/（2 ×cos23.25°）=113.328mm 。

([]2
1H E 3
a H KT Z Z Z u 12u A ⎛⎫
± ⎪ ⎪⎝⎭
ε≥φσ （3-1） u-传动比，u=0.69； K=A K K K K v αβ=1.45；
A K -使用系数，选取A K =1.1；
K v -动载荷系数，选取K v =1.2；
K β-齿向载荷分布系数，选取K β=1； K α-齿间载荷分布系数，选取K α=1.1；
1T -转矩，1T =450000Nmm ； H Z 2sin cos αα2
sin 20cos 20
=2.5；
E Z -弹性系数，选取E Z Mpa Z ε-计算接触强度的重合度系数，Z ε43
α
-ε； αε-重合度，计算得αε=1.43330；
a φ-齿宽系数，a φ=
b a =
29
113.328
=0.256； []H σ-许用接触应力，经计算得[]H σ=1118.9Mpa ；
根据公式3-1验算中心距：
(2
3
1.45450000
2.5189.80.9250.69120.2560.691118.9A ⨯⨯⨯⎛⎫
± ⎪⨯⨯⎝⎭
≥；
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1转速： n1=
150023
1.529⋅=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=56～62； 齿轮1硬度 HBS1=59； 齿轮1材料类别 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=56～62；
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Ⅰ组精度JD11=7；
齿轮1第Ⅱ组精度JD12=7；
齿轮1第Ⅲ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Ⅰ组精度JD21=7；
齿轮2第Ⅱ组精度JD22=7；
齿轮2第Ⅲ组精度JD23=7；
齿轮2齿厚上偏差JDU2=F；
齿轮2齿厚下偏差JDD2=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β=23.25(度)；
基圆柱螺旋角βb=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Φd1=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Φd2=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；
齿高变动系数△yt=0.00000；
齿数比U=0.68966；
端面重合度εα=1.43330；
纵向重合度εβ=0.59130；
总重合度ε=2.02460；
齿轮1分度圆直径
d=134.14364(mm)；
1
齿轮1齿顶圆直径
d=142.64364(mm)；
1a
齿轮1齿根圆直径
d=123.51864(mm)；
1f
齿轮1基圆直径
d=124.71454(mm)；
1b
齿轮1齿顶高
h=4.25000(mm)；
1a
齿轮1齿根高
h=5.31250(mm)；
1f
齿轮1全齿高
h=9.56250(mm)；
1
α=29.036766(度)；齿轮1齿顶压力角
at
1
齿轮2分度圆直径
d=92.51286(mm)；
2
齿轮2齿顶圆直径
d=101.01286(mm)；
2
a
齿轮2齿根圆直径
d=81.88786(mm)；
2
f
齿轮2基圆直径
d=86.01003(mm)；
b
2
齿轮2齿顶高
h=4.25000(mm)；
a
2
齿轮2齿根高
h=5.31250(mm)；
2
f
齿轮2全齿高
h=9.56250(mm)；
2
α=31.627424(度)；齿轮2齿顶压力角
at
2
S=6.67392(mm)；齿轮1分度圆弦齿厚
1h
齿轮1分度圆弦齿高
h=4.32011(mm)；
1h
齿轮1固定弦齿厚
S=5.89495(mm)；
ch
1
h=3.17712(mm)；齿轮1固定弦齿高
ch
1
齿轮1公法线跨齿数
K=5；
1
齿轮1公法线长度
W=58.65606(mm)；
1k
S=6.67176(mm)；齿轮2分度圆弦齿厚
2
h
齿轮2分度圆弦齿高
h=4.35164(mm)；
h
2
S=5.89495(mm)；齿轮2固定弦齿厚
2
ch
h=3.17712(mm)；齿轮2固定弦齿高
2
ch
K=3；
齿轮2公法线跨齿数
2
W=32.88126(mm)；齿轮2公法线长度
2
k
齿顶高系数
h*=1.00；
a
顶隙系数c*=0.25；
压力角α*=20(度)；
端面齿顶高系数
h*=0.91879；
at
端面顶隙系数
c*=0.22970；
t
α*=21.6105147(度)；
端面压力角
t
α=21.6105148(度)
端面啮合角'
t
3.3.6检查项目参数
齿轮1齿距累积公差F p1=0.06053；
齿轮1齿圈径向跳动公差F r1=0.04618；
齿轮1公法线长度变动公差F w1=0.03353
齿轮1齿距极限偏差f pt(±)1=0.01797；
齿轮1齿形公差ff1=0.01430；
齿轮1一齿切向综合公差'
f=0.01936；
1i
齿轮1一齿径向综合公差''
f=0.02540；
1i
齿轮1齿向公差Fβ1=0.01255；
齿轮1切向综合公差'
F=0.07483；
1i
齿轮1径向综合公差''
F=0.06465；
1i
齿轮1基节极限偏差f pb(±)1=0.01671；
齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.01779；
齿轮1轴向齿距极限偏差F px(±)1=0.01255；
齿轮1齿向公差F b1=0.01255；
齿轮1x方向轴向平行度公差f x1=0.01255；
齿轮1y方向轴向平行度公差f y1=0.00627；
齿轮1齿厚上偏差E up1=-0.07188；
齿轮1齿厚下偏差E dn1=-0.28750；
齿轮2齿距累积公差F p2=0.05179；
齿轮2齿圈径向跳动公差F r2=0.04233；
齿轮2公法线长度变动公差F w2=0.03113；
齿轮2齿距极限偏差f pt(±)2=0.01753；
齿轮2齿形公差f f2=0.01378；
齿轮2一齿切向综合公差'
f=0.01879；
2i
齿轮2一齿径向综合公差''
f=0.02479；
2i
齿轮2齿向公差Fβ2=0.00630；
齿轮2切向综合公差'
F=0.06558；
2i
齿轮2径向综合公差''
F=0.05926；
2i
齿轮2基节极限偏差f pb(±)2=0.01630；
齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.01726；
齿轮2轴向齿距极限偏差F px(±)2=0.00630；
齿轮2齿向公差F b2=0.00630；
齿轮2x方向轴向平行度公差f x2=0.00630；
齿轮2y方向轴向平行度公差f y2=0.00315；
齿轮2齿厚上偏差E up2=-0.07011；
齿轮2齿厚下偏差E dn2=-0.28044；
中心距极限偏差f a(±)=0.02633；
3.3.7强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力σH lim1=1250.0(MPa)；
齿轮1抗弯疲劳基本值σF E1=816.0(MPa)；
齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=1118.9(MPa)；
齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=852.9(MPa)；
齿轮2接触强度极限应力σH lim2=1250.0(MPa)；
齿轮2抗弯疲劳基本值σF E2=816.0(MPa)；
齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=1118.9(MPa)；
齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=852.9(MPa)；
接触强度用安全系数SH min=1.40；
弯曲强度用安全系数SF min=1.40；
接触强度计算应力σH=1088.8(MPa)；
接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足；
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=309.6(MPa)；
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=321.2(MPa)；
齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足；
齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足；3.3.8强度校核相关系数
齿形做特殊处理Z ps=特殊处理；
齿面经表面硬化Z as=不硬化；
齿形Zp=一般；
润滑油粘度V50=110(mm^2/s)；
有一定量点馈Us=不允许；
小齿轮齿面粗糙度Z1R=R z＞6μm(Ra≤1μm)；
载荷类型Wtype=静强度；
齿根表面粗糙度Z FR=R z＞16μm(Ra≤2.6μm)；
刀具基本轮廓尺寸；
圆周力F t=6709.226(N)；
齿轮线速度V=5.574(m/s)；
使用系数K a=1.210；
动载系数K v=1.062；
齿向载荷分布系数K Hβ=1.000；
综合变形对载荷分布的影响Kβs=1.000；
安装精度对载荷分布的影响Kβm=0.000；齿间载荷分布系数K Hα=1.100；
节点区域系数Z h=2.329；
材料的弹性系数Z E=189.800；
接触强度重合度系数Zε=0.873；
接触强度螺旋角系数Zβ=0.959；
重合、螺旋角系数Zεβ=0.837；
接触疲劳寿命系数Z n=1.30000；
润滑油膜影响系数Z lvr=0.96396；
工作硬化系数Z w=1.00000；
接触强度尺寸系数Z x=1.00000；
齿向载荷分布系数K Fβ=1.000；
齿间载荷分布系数K Fα=1.100；
=0.773；
抗弯强度重合度系数Y
ε
抗弯强度螺旋角系数Y
=0.885；
β
抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.685；寿命系数Y n=1.46323；
齿根圆角敏感系数Y dr=1.00000；
齿根表面状况系数Y rr=1.00000；
尺寸系数Y x=1.00000；
齿轮1复合齿形系数Y fs1=4.05147；
齿轮1应力校正系数Y sa1=1.66121；
齿轮2复合齿形系数Y f s2=4.20222；
齿轮2应力校正系数Y sa2=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：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：40～52MPa；
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
15mm 40mm
27mm 42mm
10mm 40mm
15mm 40mm
轴的总长度：67mm；
轴的段数：4；
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
42mm 28.5mm 6164.378N 0N·mm 0N·mm 355269.504N·mm 0N·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
40mm 7.5mm
40mm 59.5mm
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Rv1
7.5mm -6832.1N -3674.91N
距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2
59.5mm 6832.11N -2489.45N
4.3.1.5内力见表3-6
表3-6 一轴内力
x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm
7.5 40 0 0
28.5 42 162912.55 225417.35
59.5 40 0.52 0.52 3.4.1.6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
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·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：40～52MPa；
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
15mm 40mm
30mm 40mm
40mm 48mm
15mm 40mm
15mm 40mm
40mm 40mm 轴的总长度：155mm
轴的段数：6
轴段的载荷信息见表3-8：
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
40mm 30mm 0N 0N·m
m 1170.419
N
206699.205
N·mm
0N·mm
48mm 65mm 0N 0N·m
m 0N 0N·mm 450012.61
N·mm
40mm 135mm 0N 0N·m
m 0N 0N·mm 450012.61
N·mm
轴所受支撑的信息见表3-9：
直径距左端距离
40mm 7.5mm
40mm 92.5mm
图4-8
3.4.2.4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Rv1
7.5mm -3292.33N 0N
距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2
92.5mm 2121.94N 0N
3.4.2.5内力表3-11
表3-11 二轴内力
x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm
7.5 40 0 0
30 40 74077.41 132621.78
65 48 58354.89 58354.89
92.5 40 2.34 2.34
135 40 3.57 3.57 3.4.2.6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：1d =134.144mm ； F=1T d =450000134.144
=3354.604N ； 径向力：r F =Ftan n α=3354.604×tan20°=1220.979N ； 轴向力：a F =Fsin β=3354.604×sin23.25°=1324.213N ；
圆周力：t F =cos n F
α=3354.163cos 20=3082.189N ；
3.5.1.2设计参数
径向力 r F =1220.979 (N)； 轴向力 a F =1324.213 (N)； 圆周力 t F =3082.189 (N)； 轴颈直径 d1=40 (mm)； 转速 n=793.65 (r/min)； 要求寿命 L h '=15000 (h)； 作用点距离 L=56 (mm)； Fr 与轴承1距离 L 1=33 (mm)； Fr 与轴心线距离 L a =67.072 (mm)；
温度系数 f 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 F r1=1666.96 (N)； 轴承1轴向支反力 F a1=1350.99 (N)； 轴承2径向支反力 F r2=2935.03 (N)； 轴承2轴向支反力 F a2=2675.2 (N)； 3.5.1.5计算当量动载荷
当量动载荷 P 1=2000.35 (N)； 当量动载荷 P 2=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 L 10=1484 (10^6 转)； 轴承寿命 L h =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：2d =92.513mm ； F=2T d =45000092.513
=4864.187N ； 径向力 r F =Ftan n α=4864.187×tan20°=1770.419N ； 轴向力 a F =Fsin β=4864.187×sin23.25°=1920.108N ；
圆周力：t F =cos n
F
α=4864.187cos 20=4469.172N ；
3.5.2.2设计参数
径向力
F=1770.419 (N)；
r
轴向力
F=1920.108 (N)；
a
圆周力
F=4469.172 (N)；
t
轴颈直径d1=40 (mm)；
转速n=1150 (r/min)；
要求寿命L h'=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L a=46.256 (mm)；
温度系数f t=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=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C o=46000 (N)；
极限转速(油) nlimy=7000 (r/min)；3.5.2.4计算轴承受力
轴承1径向支反力F r1=1474.11 (N)；
轴承1轴向支反力F a1=-1577.29 (N)；
轴承2径向支反力F r2=3836.65 (N)；
轴承2轴向支反力F a2=342.82 (N)；
3.5.2.5计算当量动载荷
当量动载荷P1=1591.49 (N)；
当量动载荷P2=1649.48 (N)；
3.5.2.6校核轴承寿命
轴承工作温度T=<=120 (℃)；
轴承寿命L10=18597 (10^6 转)；
轴承寿命L h=269527 (h)；
验算结果Test=合格。

二轴齿轮用轴承选用两个32908圆锥磙子轴承，受力与以上轴承相同，作用点距离L=16mm＜84mm；合格。

3.6取力器键连接设计
利用《机械设计手册软件版》计算取力器中键连接计算和校核
3.6.1取力器一轴平键
取力器一轴平键不传递大的转矩，只做连接齿轮1与一轴用，取转矩T=10N。

传递的转矩T =10 N·mm；
轴的直径 d =42 mm；
键的类型sType =A型；
键的截面尺寸b×h =12x8 mm；
键的长度L =22 mm；
键的有效长度L0 =10.000 mm；
接触高度k =3.200 mm；
最弱的材料Met =钢；
载荷类型PType =静载荷；
许用应力[σp] =135 MPa；
计算应力σp =0.015 MPa；
校核计算结果：σ≤[σ] 满足。

3.6.2取力器二轴滑移花键
渐开线花键连接（动连接）校核计算结果
传递的转矩T = 450000 N·mm；
模数m = 2 mm；
花键压力角α= 30°；
齿数z = 22；
分度圆直径 d = 44.0 mm；
花键轴大径直径Dee = 46.0 mm；
键齿工作高度h = 2.00 mm；
键的长度L = 20 mm；
不均匀系数ψ= 0.75；
使用和制造情况PType = 中等；
齿面热处理W = 齿面经热处理；
移动情况Y = 空载下移动；
许用挤压应力范围σpp = 30～60 MPa；
许用应力[σp] = 45.0 MPa；
计算应力σp = 30.992 MPa；
校核计算结果：σp≤[σp] 满足。

3.6.3取力器二轴法兰花键
渐开线花键连接（静连接）校核计算结果
传递的转矩T = 450000 N·mm；
模数m = 2 mm；
花键压力角α= 30°；
齿数z = 17；
分度圆直径 d = 34.0 mm；
花键轴大径直径Dee = 36.0 mm；
键齿工作高度h = 2.00 mm；
键的长度L = 20 mm；
不均匀系数ψ= 0.75；
使用和制造情况PType = 中等；
齿面热处理W = 齿面未经热处理；
许用挤压应力范围σpp = 60～100 MPa；
许用应力[σp] = 80 MPa；
计算应力σp = 51.90 MPa；
校核计算结果：σp≤[σp] 满足。

3.6.4取力器齿轮2齿圈
该齿圈根据渐开线花键（动连接）标准计算传递的转矩T = 540000 N·mm；
模数m = 2 mm；
花键压力角α= 30°；
齿数z = 33；
分度圆直径 d = 66.0 mm；
内花键大径直径Dew = 69.0 mm；
花键轴大径直径Dee = 68.0 mm；
键齿工作高度h = 2.00 mm；
键的长度L = 6 mm；
不均匀系数ψ= 0.75；
使用和制造情况PType = 中等；
齿面热处理W = 齿面经热处理；
移动情况Y = 空载下移动；
许用挤压应力范围σpp = 30～60 MPa；许用应力[σp] = 60 MPa；
计算应力σp = 55.096 MPa；
校核计算结果：σp≤[σp] 满足。