PAGE19設計計算說明書設計題目取力器的設計院(系)班設計者指導老師____年月日目錄一、設計任務書………1（一）總體布置簡圖……………………1（二）設計要求…………1（三）原始技術數據……………………1二、主要零部件的設計計算………4（一）齒輪傳動設計計算………………6（二）軸的設計計算……………………9（三）滾動軸承的選擇及計算…………17（四）鍵連接的選擇及校核計算………18（五）聯軸器的選擇……………………18三、箱體及附件的設計選擇（一）附件的選擇………19（二）潤滑與密封………19四、參考文獻…………20一、設計任務書題目：取力器的設計電動機額定功率140p.轉矩80n.m，，空調車額定功率2.8KW（一）總體布置圖1.1設計方案選型與分析方案一：取力器箱體內采用三個圓柱齒輪，其工作原理：取力器輸入軸上的一圓柱齒輪跟變速箱里的倒檔齒輪外嚙合獲得動力，獲得動力后，通過軸傳動，帶動同軸的圓柱齒輪轉動，輸出軸上的齒輪與之外嚙合轉動，最后，輸出軸帶動皮帶輪，皮帶輪通過皮帶帶動空調機的運轉。工作傳動簡圖如下圖所示：方案二：取力器采用一個雙聯齒輪和一個圓柱齒輪傳動，雙聯齒輪的其中一個齒輪跟變速箱的倒樁齒輪外嚙合獲得動力，雙聯齒輪轉動后，輸出軸上的圓柱齒輪跟雙聯齒輪的另一個齒輪外嚙合轉動，最后輸出軸帶動皮帶輪，皮帶輪通過皮帶帶動空調機的運轉，而取力器的輸入軸采用滾針軸承，箱體上的輸入軸的孔采用孔表面鍍銅，輸入軸與箱體采用過盈配合。工作傳動簡圖如下圖。1.2方案的確定選擇方案二，因為方案二中取力器采用了雙聯齒輪，用滾針軸承代替滾珠軸承，輸入軸與箱體過盈配合，不用密封圈，軸承蓋，造型小，成本低，精度高，減少取力器箱體的體積，使結構緊湊，便于實現集中控制.

1.3方案的特點及創新（1）使空調車取力器結構簡單緊湊，安裝、使用及維護方便。（2）傳動效率高、傳遞運動準確可靠，不影響整車性能、布局。（3）設計標準化、系列化、通用化，具有適用性和經濟性。（4）取力器輸入軸與箱體采用過盈配合。（5）采用滾針軸承。二、主要零部件的設計計算（一）齒輪傳動設計計算（以下圖表、公式均查自《機械設計》第八版）1、選精度等級、材料及齒數（1）選用直齒齒輪傳動；（2）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（3）精度等級選用7級精度；（4）試選小齒輪齒數Z1=20，大齒輪齒數Z2=2X20=40；2、按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（10—9a）進行試算，即確定公式內的各計算數值（1）試選Kt＝1.3（2）T=80N*m（3）由表10－7選取尺寬系數φd＝1（4）由表10－6查得材料的彈性影響系數（5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的解除疲勞強度極限（6）由式（10－13）計算應力循環次數N1＝60n1jLh＝60×194.67×1×（2×8×300×10）＝N2＝N1/3＝（7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得＝0.90×600MPa＝540MPa＝0.95×550MPa＝522.5MPa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t=99mm（2）計算齒寬b及模數mtb=φdd1t=1×100mm=100mm

齒高h=2.25mt=2.25×5mm=11.25mmb/h=110/10.3=10.1（4）計算載荷系數 7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；直齒輪已知載荷平穩，所以取KA=1由表10—4，用插值法查得7級精度，小齒輪非對稱布置時，查的由b/h=10.1，，查圖10-13，得故載荷系數3、按齒根彎曲強度設計由式(10—5)確定計算參數1）由圖10－20c查得小齒輪的彎曲強度極限；大齒輪的彎由疲勞極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 KFN1＝0.85，KFN2＝0.903）計算彎曲疲勞許用應力取安全系數S＝1.4，由式（10－12）得4）計算載荷系數5）查取齒型系數和應力校正系數由表10－5查得；；6）計算大小齒輪的并加以比較==大齒輪的數值大。（2）設計計算取標準值m=5mm按接觸強度算得分度圓直徑d1=100mm 算出小齒輪齒數 取Z1=20大齒輪齒數Z2=uZ1=404、計算中心距1.計算分圓周直徑、 d1=100mmd2=200mm2.計算中心距3.計算齒輪寬度b=φdd1=72mmφd取值0.72取B2=72,B1=67.3>.輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用實心打孔式結構第二組齒輪傳動設計計算（以下圖表、公式均查自《機械設計》第八版）1、選精度等級、材料及齒數（1）選用直齒齒輪傳動；（2）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（3）精度等級選用7級精度；（4）試選小齒輪齒數Z1=20，大齒輪齒數Z2=2X20=40；2、按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按式（10—9a）進行試算，即確定公式內的各計算數值（1）試選Kt＝1.3（2）T=80N*m（3）由表10－7選取尺寬系數φd＝1（4）由表10－6查得材料的彈性影響系數（5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的解除疲勞強度極限（6）由式（10－13）計算應力循環次數N1＝60n1jLh＝60×194.67×1×（2×8×300×10）＝N2＝N1/3＝（7）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.90；KHN2＝0.95（8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得＝0.90×600MPa＝540MPa＝0.95×550MPa＝522.5MPa2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t=99mm（2）計算齒寬b及模數mtb=φdd1t=1×100mm=100mm

齒高h=2.25mt=2.25×5mm=11.25mmb/h=110/10.3=10.1（4）計算載荷系數 7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；直齒輪已知載荷平穩，所以取KA=1由表10—4，用插值法查得7級精度，小齒輪非對稱布置時，查的由b/h=10.1，，查圖10-13，得故載荷系數3、按齒根彎曲強度設計由式(10—5)確定計算參數1）由圖10－20c查得小齒輪的彎曲強度極限；大齒輪的彎由疲勞極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 KFN1＝0.85，KFN2＝0.903）計算彎曲疲勞許用應力取安全系數S＝1.4，由式（10－12）得4）計算載荷系數5）查取齒型系數和應力校正系數由表10－5查得；；6）計算大小齒輪的并加以比較==大齒輪的數值大。（2）設計計算取標準值m=5mm按接觸強度算得分度圓直徑d1=100mm 算出小齒輪齒數 取Z1=20大齒輪齒數Z2=uZ1=404、計算中心距1.計算分圓周直徑、 d1=100mmd2=200mm2.計算中心距3.計算齒輪寬度b=φdd1=72mmφd取值0.72取B2=72,B1=67.3>.輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用實心打孔式結構（三）軸的設計計算初步I確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據《機械設計》表15-3，選取A0=126，于是得2、估算軸的基本直徑根據課本P225式13-1，并查表13-3，取A=118d≥A(PI/n1)1/3=126[(100/1500)mm1/3]=51考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d1=51×(1+5%)=53mm求作用在齒輪上的受力軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段軸用于安裝軸承6410，直徑為50mm。長度為54.5mm。2）II-III段用于安裝小齒輪，直徑為55mm。長度為122mm。3）III-IV段為分隔兩齒輪，外徑65mm。長度為117.5mm。4）IV-V段安裝大齒輪，直徑為55mm。長度為117mm。5）V-VI段安裝軸承，直徑為50mm。長度為57mm。求軸上的載荷根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。按彎矩合成應力校核軸的強度從彎矩和扭矩圖中可以看出截面A受的載荷較大，判斷為危險截面。故在此只校核截面A的強度。由于軸受的載荷脈動循環變應力，所以取。軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計》查得。因此，，故安全。精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑較大，故不必校核。截面Ⅱ應力集中，且左側軸直徑較小。故對截面Ⅱ左側進行較核即可。 （2）截面Ⅱ左側截面Ⅱ左側的彎矩M為

截面Ⅱ左側的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的轉切應力為軸的材料為45鋼，調質處理。由《機械設計》表15-1查得，由《機械設計》附表3-2經插值后查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數，，又由《機械設計》附圖3-1查得軸的材料敏感系數為，，故有效應力集中系數為由《機械設計》附圖3-2查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，軸采用磨削加工，由《機械設計》附圖3-2查得表面質量系數為，軸表面未經強化處理，即，按《機械設計》式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數值為又由《機械設計》第三章1、2節所學內容得碳鋼的特性系數，于是，計算軸的疲勞安全系數為故軸的選用安全。（四）滾動軸承的選擇及計算1、Ⅰ軸（高速軸）：軸承6309由于Ⅰ軸外伸部分接皮帶輪，上面帶輪設計計算出帶輪壓軸力所以顯然軸承2所受徑向力比軸承1受到的徑向力大，故以軸承2進行驗算軸承2所受徑向力由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為軸承壽命2、Ⅱ（中間軸）：軸承6410顯然軸承1受的徑向力較大，故用軸承1進行驗算徑向力由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為軸承壽命Ⅲ軸（低速軸）：軸承6314水平面垂直面徑向力由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為軸承壽命（五）鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉矩（N·m）極限應力（MPa）高速軸14×9×11050964.5162.415中間軸16×10×1105594546836.216×11×1105594546836.2低速軸20×12×110759061348.166.618×11×90（單頭）60815.51348.1100.9由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，最大許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。（六）聯軸器的選擇(1)由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為1.3，計算轉矩從GB/T5014—1985中查得TL5彈性柱銷聯軸器的許用轉矩為，許用的最大轉速為3500r/min，軸徑為55~75之間。故合用。四、箱體及附件的設計選擇（一）附件的選擇1、通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.52、油面指示器選用游標尺M163、螺塞選用外六角油塞及墊片M18×1.5 （二）潤滑與密封1、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為64.89r/min，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為60mm。滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為584r/min，所以采用脂潤滑。選用ZL-1潤滑脂。潤滑油的選擇考慮到該裝置用于小型設備，故齒輪選用L-AN15潤滑油。密封方法的選取采用凸緣式端蓋加氈圈油封實現密封。軸承蓋結構尺寸與氈圈尺寸按軸承與軸徑尺寸決定。設計總結畢業設計是我畢業之前要經歷的一個重要環節通過畢業設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準在設計的過程中，培養了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。由于本次設計是分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。參考文獻1.濮良貴，紀名剛主編，機械設計（第八版），北京：高等教育出版社，2006。2.王大康，盧頌峰主編，機械設計課程設計，北京：北京工業大學出版社，2000。3.王訓杰，邱映輝主編，機械設計機械設計基礎課程設計，大連：大連理工大學出版社，2007。4.孔凌斌，張春林主編，機械基礎綜合課程設計，北京：北京理工大學出版社，2004。5.何銘新，錢可強主編，機械制圖（第五版），北京：高等教育出版社，2004。6.王世彤主編，機械原理與零件，北京：高等教育出版社，1992。7.機械設計手冊編委會，機械設計手冊（新版）第一卷，北京：機械工業出版社，2004。8.機械設計手冊編委會，機械設計手冊（新版）第二卷，北京：機械工業出版社，2004。9.機械設計手冊編委會，機械設計手冊（新版）第三卷，北京：機械工業出版社，2004。10.楊可楨，程光蘊，李仲生主編，機械設計基礎（第五版），北京：高等教育出版社，2006。11.陸玉主編，機械設計課程設計（第四版），北京：機械工業出版社，2007。12.全永昕，施高義編著，摩擦磨損原理，杭州，浙江大學出版社，1988。13.陳秀寧主編，機械設計基礎，浙江：浙江大學出版社，1994。14.成大仙主編，機械設計手冊（第五版）第一卷，北京：化學工業出版社，2008。15.成大仙主編，機械設計手冊（第五版）第二卷，北京：化學工業出版社，2008。16.花家壽主編，新型聯軸器與離合器，上海：上海科學技術文獻出版社，1989。17.洪孟仁，汪信遠主編，機械原理及機械零件，上海：同濟大學出版社，1990。18.成大仙主編，機械設計手冊（第五版）第三卷，北京：化學工業出版社，2008。19.朱文堅，黃平主編，機械設計課程（第二版），廣州：華南理工大學出版社，2004。目錄第一章總論11、項目名稱及承辦單位12、編制依據43、編制原則54、項目概況65、結論6第二章項目提出的背景及必要性81、項目提出的背景82、項目建設的必要性9第三章項目性質及建設規模131、項目性質132、建設規模13第四章項目建設地點及建設條件171、項目建設地點172、項目建設條件17第五章項目建設方案251、建設原則252、建設內容253、工程項目實施33第六章節水與節能措施371、節水措施372、節能措施38第七章環境影響評價391、項目所在地環境現狀392、項目建設和生產對環境的影響分析393、環境保護措施……404、環境影響評價結論……………..……………42第八章勞動安全保護與消防441、危害因素和危害程度442、安全措施方案443、消防設施…………...45第九章組織機構與人力資源配置461、組織機構462、組織機構圖46第十章項目實施進度481、建設工期482、項目實施進度安排483、項目實施進度表48第十一章投資估算及資金籌措491、投資估算依據492、建設投資估算49目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第一章總論 41.1項目概況 41.2編制依據 51.3項目建設內容及規模 51.4項目投資概算及資金籌措 141.5產品方案 151.6原材料及動力 161.7主要技術經濟指標 171.8項目實施進度 181.9研究結論 18第二章項目建設背景和必要性 192.1項目建設背景 192.2項目建設必要性 20第三章市場分析和預測 223.1市場現狀 223.2**縣市場 233.3全國市場 233.4雞肉市場分析 243.5雞蛋市場分析 243.6有機肥市場分析 243.7銷售預測 25第四章項目區概況 264.1項目區基本情況 264.2項目區畜牧業生產現狀 274.3水、電、路、通訊、技術等條件 27第五章項目建設方案 295.1項目建設原則 295.2項目設計依據的規范與規程 295.3項目設計方案 305.4工程設計標準 335.5技術標準 365.6設備選型 53第六章消防安全 576.1消防依據 576.2消防工作程序 576.3消防安全流程 59第七章節水與節能 607.1節水工程與科技措施 607.2養殖節能措施 617.3飼料加工節能措施 617.4電氣節能措施 627.5減排 62第八章環境影響和保護措施 638.1環境保護依據 638.2項目區環境現狀 638.3環境影響評價 648.4工程環境保護措施 648.5“三廢”處理措施 658.6環境影響綜合評價 65第九章項目組織管理 679.1基本思路 679.2組織管理 679.3施工組織及質量管理 689.4建設及運作方式 69第十章招投標方案 7010.1項目招標執行文件及標準 7010.2項目招標范圍、組織形式及方式 7010.3招投標組織 71第十一章建設實施進度安排 7311.1項目建設期 7311.2項目建設進度安排 73第十二章投資估算和資金籌措 7412.1投資概算 7412.2資金籌措方案 86第十三章財務分析評價 8713.1財務評價依據 87