毕业设计eq1181型载货汽车变速器取力器设计说明书(编辑修改稿)

毕业设计eq1181型载货汽车变速器取力器设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

at =(度 )； 齿轮 1 分度圆弦齿厚 1hS =(mm)； 齿轮 1 分度圆弦齿高 1h =(mm)； 齿轮 1 固定弦齿厚 1chS =(mm)； 齿轮 1 固定弦齿高 1chh =(mm)； 齿轮 1 公法线跨齿数 1K =5； 齿轮 1 公法线长度 1kW =(mm)； 齿轮 2 分度圆弦齿厚 2hS =(mm)； 齿轮 2 分度圆 弦齿高 2h =(mm)； 齿轮 2 固定弦齿厚 2chS =(mm)； 齿轮 2 固定弦齿高 2chh =(mm)； 齿轮 2 公法线跨齿数 2K =3； 齿轮 2 公法线长度 2kW =(mm)； 齿顶高系数 ah =； 顶隙系数 c =； 压力角  =20(度 )； 本科生毕业设计（论文） 11 端面齿顶高系数 ath =； 端面顶隙系数 tc =； 端面压力角 t =(度 )； 端面啮合角 39。 t =(度 ) 检查项目参数 齿轮 1 齿距累积公差 Fp1=； 齿轮 1 齿圈径向跳动公差 Fr1=； 齿轮 1 公法线长度变动公差 Fw1= 齿轮 1 齿距极限偏差 fpt(177。 )1=； 齿轮 1 齿形公差 ff1=； 齿轮 1 一齿切向综合公差 39。 1if =； 齿轮 1 一齿径向综 合公差 39。 39。 1if =； 齿轮 1 齿向公差 Fβ 1=； 齿轮 1 切向综合公差 39。 1iF =； 齿轮 1 径向综合公差 39。 39。 1iF =； 齿轮 1 基节极限偏差 fpb(177。 )1=； 齿轮 1 螺旋线波度公差 ffβ 1=； 齿轮 1 轴向齿距极限偏差 Fpx(177。 )1=； 齿轮 1 齿向 公差 Fb1=； 齿轮 1x 方向轴向平行度公差 fx1=； 齿轮 1y 方向轴向平行度公差 fy1=； 齿轮 1 齿厚上偏差 Eup1=； 齿轮 1 齿厚下偏差 Edn1=； 齿轮 2 齿距累积公差 Fp2=； 齿轮 2 齿圈径向跳动公差 Fr2=； 齿轮 2 公法线长度变动公差 Fw2=； 齿轮 2 齿距极限偏差 fpt(177。 )2=； 齿轮 2 齿形公差 ff2=； 齿轮 2 一齿切向综合公差 39。 2if =； 齿轮 2 一齿径向综合公差 39。 39。 2if =； 齿轮 2 齿向公差 Fβ 2=； 齿轮 2 切向综合公差 39。 2iF =； 齿轮 2 径向综合公差 39。 39。 2iF =； 齿轮 2 基节极限偏差 fpb(177。 )2=； 本科生毕业设计（论文） 12 齿轮 2 螺旋线波度公差 ffβ 2=； 齿轮 2 轴向齿距极限偏差 Fpx(177。 )2=； 齿轮 2 齿向公差 Fb2=； 齿轮 2x 方向轴向平行度公差 fx2=； 齿轮 2y 方向轴向平行度公差 fy2=； 齿轮 2 齿厚上偏差 Eup2=； 齿轮 2 齿厚下偏差 Edn2=； 中心距极限偏差 fa(177。 )=； 强度校核数据 齿轮 1 接触强度极限应力 σ Hlim1=(MPa)； 齿轮 1 抗弯疲劳基本值 σ FE1=(MPa)； 齿轮 1 接触疲劳强度许用值 [σ H]1=(MPa)； 齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值 [σ F]1=(MPa)； 齿轮 2 接触强度极限应力 σ Hlim2=(MPa)； 齿轮 2 抗弯疲劳基本值 σ FE2=(MPa)； 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 [σ H]2=(MPa)； 齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 [σ F]2=(MPa)； 接触强度用安全系数 SHmin=； 弯曲强度用安全系数 SFmin=； 接触强度计算应力 σ H=(MPa)； 接触疲劳强度校核 σ H≤ [σ H]=满足 ； 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 σ F1=(MPa)； 齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 σ F2=(MPa)； 齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 σ F1≤ [σ F]1=满足 ； 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 σ F2≤ [σ F]2=满足 ； 强度校核相关系数 齿形做特殊处理 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(mm^2/s)； 有一定量点馈 Us=不允许 ； 小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞ 6μ m(Ra≤ 1μ m)； 载荷类型 Wtype=静强度 ； 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz＞ 16μ m(Ra≤ m)； 本科生毕业设计（论文） 13 刀具基本轮廓尺寸 ； 圆周力 Ft=(N)； 齿轮线速度 V=(m/s)； 使用系数 Ka=； 动载系数 Kv=； 齿向载荷分布系数 KHβ =； 综合变形对载荷分布的影响 Kβ s=； 安装精度对载荷分布的影响 Kβ m=； 齿间载荷分布系数 KHα =； 节点区域系数 Zh=； 材料的弹性系数 ZE=； 接触强度重合度系数 Zε =； 接触强度螺旋角系数 Zβ =； 重合、螺旋角系数 Zεβ =； 接触疲劳寿命系数 Zn=； 润滑油膜影响系数 Zlvr=； 工作硬化系数 Zw=； 接触强度尺寸系数 Zx=； 齿向载荷分布系数 KFβ =； 齿间载荷分布系数 KFα =； 抗弯强度重合度系数 Yε =； 抗弯强度螺旋角系数 Yβ =； 抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ =； 寿命系数 Yn=； 齿根圆角敏感系数 Ydr=； 齿根表面状况系数 Yrr=； 尺寸系数 Yx=； 齿轮 1 复合齿形系数 Yfs1=； 齿轮 1 应力校正系数 Ysa1=； 齿 轮 2 复合齿形系数 Yfs2=； 齿轮 2 应力校正系数 Ysa2=； 本科生毕业设计（论文） 14 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 取力器一轴的设计过程 ： 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： ； 功率 :； 转矩： 178。 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； 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： ； 满足设计的最小轴径： 40mm； 轴的结构造型如下：见图 31。 轴各段直径长度 见表 32： 本科生毕业设计（论文） 15 表 32 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 33： 表 33 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 0Nmm 0Nmm mm 0Nmm 轴所受支撑的信息 见表 34： 表 34 一轴支撑 直径 距左端距离 40mm 40mm 图 31 取力器一轴 支反力计算 见 35： 表 35 一轴支反力 距左端距离 水平支反力 Rh1 垂直支反力 Rv1 距左端距离 水平支反力 Rh2 垂直支反力 Rv2 内 力 见表 36 本科生毕业设计（论文） 16 表 36 一轴内力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 40 0 0 42 40 弯曲应力校核如下： 危险截面的 x 坐标： 直径： 40mm 危险截面的弯矩 M： 0N178。 mm； 扭矩 T： 0N178。 mm； 截面的计算工作应力： 0MPa 许用疲劳应力： 291MPa ； 危险截面的 x 坐标： 15mm 直径： 40mm 危险截面的弯矩 M： 178。 mm 扭矩 T： 0N178。 mm 截面的计算工作应力： 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： 178。 mm 扭矩 T： 0N178。 mm 截面的计算工作应力： 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： 直径： 42mm 危险截面的弯矩 M： 178。 mm 扭矩 T： 0N178。 mm 截面的计算工作应力： 许用疲劳应力： 291MPa 弯曲应力校核通过 ； 本科生毕业设计（论文） 17 危险截面的 x 坐标： 42mm 直径： 42mm 危险截面的弯矩 M： 178。 mm 扭矩 T： 0N178。 mm 截面的计算工作应力： 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： 178。 mm 扭矩 T： 0N178。 mm 截面的计算工作应力： 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： 直径： 40mm 危险截面的弯矩 M： 178。 mm 扭矩 T： 0N178。 mm 截面的计算工作应力： 0MPa 许用疲劳应力： 291MPa ； 结论：弯曲 应力校核满足要求 图 32 垂直面剪力图 图 33 水平面剪力图 本科生毕业设计（论文） 18 图 34 垂直面弯矩图 图 35 水平面弯矩图 图 36 合成弯矩图 图 37 扭矩图 取力器二轴设计过程 ： 轴的总体设计信息如下：。