【正文】 糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)；　　載荷類型 Wtype=靜強度；　　齒根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm(Ra≤)；　　刀具基本輪廓尺寸 ；　　圓周力 Ft=(N)；　　齒輪線速度 V=(m/s)；　　使用系數(shù) Ka=；　　動載系數(shù) Kv=；　　齒向載荷分布系數(shù) KHβ=；　　綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=；　　安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=；　　齒間載荷分布系數(shù) KHα=；　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=；　　材料的彈性系數(shù) ZE=；　　接觸強度重合度系數(shù) Zε=；　　接觸強度螺旋角系數(shù) Zβ=；　　重合、螺旋角系數(shù) Zεβ=；　　接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=；　　潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=；　　工作硬化系數(shù) Zw=；　　接觸強度尺寸系數(shù) Zx=；　　齒向載荷分布系數(shù) KFβ=；　　齒間載荷分布系數(shù) KFα=；　　抗彎強度重合度系數(shù) Yε=；　　抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=；　　抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=；　　壽命系數(shù) Yn=；　　齒根圓角敏感系數(shù) Ydr=；　　齒根表面狀況系數(shù) Yrr=；　　尺寸系數(shù) Yx=；　　齒輪1復合齒形系數(shù) Yfs1=；　　齒輪1應力校正系數(shù) Ysa1=；　　齒輪2復合齒形系數(shù) Yfs2=；　　齒輪2應力校正系數(shù) Ysa2=；利用《機械設計手冊軟件版》完成取力器軸的計算和校核 取力器一軸的設計過程：：軸的名稱：圓形截面階梯軸；軸的轉向方式：單向恒定；軸的工作情況：無腐蝕條件；軸的轉速：；功率:；轉矩：)1=；　　齒輪1齒向公差 Fb1=；　　齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=；　　齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=；　　齒輪1齒厚上偏差 Eup1=；　　齒輪1齒厚下偏差 Edn1=；　　齒輪2齒距累積公差 Fp2=；　　齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=；　　齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=；　　齒輪2齒距極限偏差 fpt(177。m)；齒輪1轉速：n1==(r/min)；齒輪2轉速，即是水泵輸入軸轉速： n2=1150(r/min)； 傳動比 i=；　　原動機載荷特性 SF=輕微振動；　　工作機載荷特性 WF=均勻平穩(wěn)；　　預定壽命 H=15000(小時)。0右29mm=（29+20）/（2 176。 取力器齒輪參數(shù)名稱齒數(shù)法向模數(shù)壓力角螺旋角徑向變位系數(shù)螺旋方向齒寬齒輪12920176。分度圓直徑：==20176。；徑向變位系數(shù)：0；螺旋方向：右；齒寬：29mm。取力器示意圖如圖31所示。操作方式可采用手動操縱，線控氣操縱，電控氣操縱等形式。根據(jù)設計要求，與EQ1181型載貨汽車DF6S850型變速器匹配，外接專用裝置80QZF40/120型灑水車用水泵。從取力器到專用裝置之間的動力傳遞可以采用機械傳動和液壓傳動。 取力器的取力形式的確認：取力器的取力方式可分為前置、中置和后置。，重量輕。取力器在動力切換時，應操作輕便，準確可靠。 第2章 取力器方案設計及論證。前置式分為發(fā)動機前端取力，飛輪前端取力，飛輪后端取力，鉗夾式取力器；中置式分為變速器上蓋取力，變速器右側蓋取力，變速器左側蓋取力，變速器后蓋取力；后置式分為分動器取力，傳動軸取力。隨著汽車及工程機械的迅速發(fā)展，專用汽車以它眾多的品種和各自具有的專用裝置與功能受到各行各業(yè)的重視和歡迎，成為國民經(jīng)濟中不可缺少的交通運輸和工程作用的主要裝備。 power take off。 to meet the strength and stiffness requirements。最后，編制部分零件的加工工藝過程。該取力器的取力形式為變速器左側蓋取力器，總體結構形式采用兩軸式，從取力器到專用裝置之間的動力傳遞可以采用機械傳動。首先，根據(jù)EQ1181型貨車發(fā)動機和變速器參數(shù)及所用專用裝置的參數(shù)確定取力器傳動比，根據(jù)裝配空間確定取力器內兩齒輪中心距范圍，根據(jù)變速器取力齒輪參數(shù)確定取力器兩齒輪的模數(shù)，壓力角，齒寬等參數(shù)。通過計算分析，該取力器結構設計合理，制造工藝簡單，基本可以用于實際生產(chǎn)和使用，達到設計要求。 high transmission efficiency。 design。取力器也因使用條件的不同，而形式多樣。按取力器總體結構形式可分為一軸式、兩軸式、三軸式、帶副箱式、單操縱雙輸出式和雙操縱雙輸出式等幾種形式。根據(jù)汽車的發(fā)動機參數(shù)，變速器參數(shù)，專用裝置的參數(shù)及使用要求，合理選擇取力器的傳動比，以滿足要求。操作方式可采用手動，線控氣操縱，電控氣操縱等形式。合理選擇取力器中齒輪間的中心距，以滿足體積要求，方便安裝。變速器取力器屬于中置式，因DF6S850型變速器取力窗口在變速器左側，取力器的取力方式為變速器左側取力，從變速器中間軸取力。機械傳動的主要部件是萬向節(jié)和傳動軸，設計時應保證傳動軸兩端萬向節(jié)的夾角α相等，并盡量減小夾角α。取力器的總體結構形式選用兩軸式，輸出形式選用機械傳動。本次設計的取力器操縱方式采用手動操縱，該形式結構簡單，成本較低。取力器齒輪1在動力傳遞過程中做惰性輪，不改變傳動比，則取力器傳動比即為i=取力器齒輪2齒數(shù)：=/i=23/=20 圖31 取力器簡圖1變速器中間軸；2中間軸取力齒輪；3取力器齒輪1；4取力器滑移齒輪；5取力器輸出法蘭；6取力器二軸；7取力器齒輪2；8取力器一軸取力器齒輪1參數(shù)根據(jù)取力器輸出軸位置確定。中間軸齒輪分度圓直徑： 圖32 取力器安裝示意圖D==23176。=取力器輸出軸中心線距變速器殼體距離h，考慮到安裝法蘭，h取值不宜太小，考慮到安裝空間，h取值不宜太大，初取h=65mm。176。）=。　　結構形式 ConS=閉式；　　齒輪1布置形式 ConS1=對稱布置；　　齒輪2布置形式 ConS2=非對稱布置（軸鋼性較大）；　　齒面嚙合類型 GFace=硬齒面；　　熱處理質量級別 Q=MQ中等；　　齒輪1材料及熱處理 Met1=20CrMnTi滲碳；　　齒輪1硬度取值范圍 HBSP1=56～62；　　齒輪1硬度 HBS1=59；　　齒輪1材料類別 MetN1=0；　　齒輪1極限應力類別 MetType1=13；　　齒輪2材料及熱處理 Met2=20CrMnTi滲碳；　　齒輪2硬度取值范圍 HBSP2=56～62；　　齒輪2硬度 HBS2=59；　　齒輪2材料類別 MetN2=0；　　齒輪2極限應力類別 MetType2=13；　　齒輪1第Ⅰ組精度 JD11=7；　　齒輪1第Ⅱ組精度 JD12=7；　　齒輪1第Ⅲ組精度 JD13=7；　　齒輪1齒厚上偏差 JDU1=F；　　齒輪1齒厚下偏差 JDD1=L；　　齒輪2第Ⅰ組精度 JD21=7；　　齒輪2第Ⅱ組精度 JD22=7；　　齒輪2第Ⅲ組精度 JD23=7；　　齒輪2齒厚上偏差 JDU2=F；　　齒輪2齒厚下偏差 JDD2=L；　　模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=(mm)；　　端面模數(shù) Mt=(mm)；　　螺旋角 β=(度)；　　基圓柱螺旋角 βb=(度)；　　齒輪1齒數(shù) Z1=29；　　齒輪1變位系數(shù) X1=；　　齒輪1齒寬 B1=(mm)；　　齒輪1齒寬系數(shù) Φd1=；　　齒輪2齒數(shù) Z2=20；　　齒輪2變位系數(shù) X2=；　　齒輪2齒寬 B2=(mm)；　　齒輪2齒寬系數(shù) Φd2=；　　總變位系數(shù) Xsum=；　　標準中心距 A0=(mm)；　　實際中心距 A=(mm)；　　中心距變動系數(shù) yt=；　　齒高變動系數(shù) △yt=；　　齒數(shù)比 U=；　　端面重合度 εα=；　　縱向重合度 εβ=；　　總重合度 ε=；　　齒輪1分度圓直徑 =(mm)；　　齒輪1齒頂圓直徑 =(mm)；　　齒輪1齒根圓直徑 =(mm)；　　齒輪1基圓直徑 =(mm)；　　齒輪1齒頂高 =(mm)；　　齒輪1齒根高 =(mm)；　　齒輪1全齒高 =(mm)；　　齒輪1齒頂壓力角 =(度)；　　齒輪2分度圓直徑 =(mm)；　　齒輪2齒頂圓直徑 =(mm)；　　齒輪2齒根圓直徑 =(mm)；　　齒輪2基圓直徑 =(mm)；　　齒輪2齒頂高 =(mm)；　　齒輪2齒根高 =(mm)；　　齒輪2全齒高 =(mm)；　　齒輪2齒頂壓力角 =(度)；　 齒輪1分度圓弦齒厚 =(mm)；　　齒輪1分度圓弦齒高 =(mm)；　　齒輪1固定弦齒厚 =(mm)；　　齒輪1固定弦齒高 =(mm)；　　齒輪1公法線跨齒數(shù) =5；　　齒輪1公法線長度 =(mm)；　　齒輪2分度圓弦齒厚 =(mm)；　　齒輪2分度圓弦齒高 =(mm)；　　齒輪2固定弦齒厚 =(mm)；　　齒輪2固定弦齒高 =(mm)；　　齒輪2公法線跨齒數(shù) =3；　 齒輪2公法線長度 =(mm)；　　齒頂高系數(shù) =；　　頂隙系數(shù) =；　　壓力角 =20(度)；　　端面齒頂高系數(shù) =；　　端面頂隙系數(shù) =；　　端面壓力角 =(度)；　　端面嚙合角 =(度)　　齒輪1齒距累積公差 Fp1=；　　齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=；　　齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=　　齒輪1齒距極限偏差 fpt(177。)2=；　　齒輪2齒形公差 ff2=；　　齒輪2一齒切向綜合公差 =；　　齒輪2一齒徑向綜合公差 =；　　齒輪2齒向公差 Fβ2=；　　齒輪2切向綜合公差 =；　　齒輪2徑向綜合公差 =；　　齒輪2基節(jié)極限偏差 fpb(177。mm；所設計的軸是實心軸；材料牌號：20CrMnTi滲碳,淬火,回火；硬度(HB)：230；抗拉強度：1100MPa； 屈服點：850MPa；彎曲疲勞極限：525MPa； 扭轉疲勞極限：300MPa；許用靜應力：440MPa； 許用疲勞應力：291MPa； ： 所設計的軸是實心軸； A值為：98； 許用剪應力范圍：40～52MPa； 最小直徑的理論計算值： ； 滿足設計的最小軸徑：40mm；：見圖31。mm0Nmm； 扭矩T：0Nmm 扭矩T：0Nmm 扭矩T：0Nmm 扭矩T：0Nmm0Nmm40mm135mm0N0Nmmm2/Nmm 扭矩T：mm 扭矩T：0N圖49 水平面剪力圖 圖410 水平面彎矩圖 圖411 扭矩圖 圖412 合成彎矩圖利用《機械設計手冊軟件版》完成取力器軸承的選用一軸齒輪1受力：轉矩：T=450000Nmm；分度圓直徑：=；F===；徑向力：=Ftan=tan20176。二軸齒輪2受力：轉矩T=450000Nmm；分度圓直徑：=；F===；徑向力 =Ftan=tan20176。二軸齒輪用軸承選用兩個32908圓錐磙子軸承，受力與以上軸承相同，作用點距離 L=16mm＜84mm；合格。漸開線花鍵連接（動連接）校核計算結果傳遞的轉矩 T = 450000 Nmm；模數(shù)　m = 2 mm；花鍵壓力角　α = 30176。；齒數(shù)　z = 33；分度圓直徑　d = mm；內花鍵大徑直徑 Dew = mm；花鍵軸大徑直徑　Dee = mm；鍵齒工作高度　h = mm；鍵的長度　L = 6 mm；不均勻系數(shù)　ψ = ；使用和制造情況　PType = 中等；齒面熱處理　W = 齒面經(jīng)熱處理；移動情況　Y = 空載下移動；許用擠壓應力范圍　σpp = 30～60 MPa；許用應力　[σp] = 60 MPa；計算應力　σp = MPa； 校核計算結果： σp≤[σp] 滿足。漸開線花鍵齒數(shù)Z=22壓力角α=30176。工序：10 銑兩端面；20 擴孔（φ59孔）；30 粗車外圓（φ101部分，φ80部分）；40 半精車外圓（φ101部分）；50 車槽（φ65寬2）；60 車槽（）；70中間檢驗；80滾齒（外齒輪）；90插齒（內齒圈）；100半精車內孔（φ62孔）；110 ；120 中間檢查；130 熱處理；140磨內孔（φ62孔）；150最終檢驗。10 粗車外圓；20 銑端面；30 銑大端兩平面；40 半精車外圓；50 鉆孔（φ6孔）；60 磨外圓；70 銑內球面（）；80 去毛刺，修正；90 最終檢驗。