工程洒水车(五吨载重量)变速箱取力器及水泵传动设计

1、1 工程洒水车（五吨载重量）变速箱取力器及水泵工程洒水车（五吨载重量）变速箱取力器及水泵 传动设计传动设计 摘摘 要要 本文详细介绍了本次设计的方法及指导思想，本次设计的内容是五吨载重量 工程洒水车的设计。设计是通过对一个现有的二类底盘的改装进行的，重点介绍 了总体设计与布局的思想和取力器的设计方法。总体布局本着在保证强度的条件 下体现美观。取力器是将变速箱中的动力通过齿轮分出一部分，并驱动水泵工作。 设计取力器首先要保证动力传输的稳定性。由于空间布局的限制，要求取力器尽 可能的小，在性能与体积之间寻求完美的结合点。本次设计始终本着“标准化， 系列化，通用化”的设计理念，务求设计的洒水车以合理

2、的成本体现出美观的外 形和卓越的性能。本书同时还介绍了车架改装，管路布局，水罐设计和变速箱的 改装。本书设计的五吨洒水车可用来灌溉植被，并且可以在炎日的夏季通过向路 面喷水，以达到养护路面、减少扬尘，降低地表温度，也可用作紧急消防车和移 动泵站。目前由于我国洒水车等特种车辆的改装生产还处于起步阶段，面对的市 场非常的广泛，发展空间很大。 关键词： 二类底盘，取力器，水泵，标准化 2 DESIGN OF POWER TAKE-OFF AND WATER PUMP DRIVING OF ENGINEERING SPRINKLER (5 TONS LOAD WEIGHT) ABSTRACT This

3、 paper details the design of this method and the guiding ideology.The design is the subject of five tons deadweight engineering sprinkler design. Design is one of the II chassis for the Reequipment, focus on the thinking of overall design and layout and the design methods of the power take-off. Over

4、all layout embodied beauty guarantee the conditions of the strength. Power take-off takes part of the driving force from the gear box, and drives pumps to work.Design of Power take-off guarantee the stability of power transmission first. Due to space layout restrictions, demanded the power take-off

5、as possible for the small, search for the perfect point between Performance and size. The design has the spirit of standardization, serialization, and generalized design philosophy, in order for showing the Beautiful Shape and excellent performance by the Reasonable cost .The book also introduces a

6、modified frame, pipe distribution, tank design and the modified gearbox . The design of the five-ton sprinkles available to irrigate vegetation, and in the summer through sprinkles the road, to conservate the road, reduce dust, reduce the surface temperature, and can be used as a emergency fire truc

7、k and emergency pumping station. Because the special vehicles like sprinkler production is still at the initial stage in china, the market is very broad, there is vast market. KEY WORDS: II chassis, power take off, pumps, standardization 3 目目 录录 第一章第一章 前言前言.1 第二章第二章 洒水车的总体设计洒水车的总体设计.2 2.1 总体设计要求.2 2

8、.1.1 洒水车设计要求.2 2.1.2 总体布置的原则.3 2.1.3 总体参数的要求.3 2.1.4 主车架改装注意事项.4 2.2 各总成的布置或参数要求.5 2.2.1 底盘的选取.5 2.2.2 变速器参数的要求.6 2.2.3 取力器参数的要求.6 2.2.4 水罐参数的要求.7 2.2.5 管道系统的布置及要求.7 第三章第三章 取力器与减速器机构设取力器与减速器机构设. .8 3.1 设计各级齿轮的传动比并计算各轴的转速及扭矩.8 3.1.1 分配传动比.8 3.1.2 计算各齿轮转速.8 3.1.3 计算各轴转矩.9 3.2 设计并校核各级齿轮.9 3.2.1 设计并校核取力

9、器齿轮.9 3.2.2 设计并校核减速箱齿轮. 12 3.3 轴的设计与校核.16 3.3.1 根据扭转强度设计轴.16 3.3.2 按弯扭合成强度校核轴.17 3.4 轴承的校核.20 3.4.1 滚针轴承的校核.20 3.4.2 减速箱输出轴轴承的校核.20 3.5 键的设计与校核.22 3.5.1 花键的设计与校核.22 4 3.5.2 平键的设计与校核.23 3.6 减速器输出轴齿轮工艺分析.23 第四章第四章 变速器改装与设计变速器改装与设计.25 4.1 、档传动比的确定.25 4.2 、档及倒挡齿轮齿数的确定.26 4.3 变速器轴直径选择.29 第五章第五章 车架的改装设计车架

10、的改装设计.30 5.1 整车质心的计算.30 5.2 车架的改装设计.32 5.2.1 水泵支座联接的设计与强度校核.32 5.2.2 水泵进出口附近水管支架联接的设计与 强度校核.35 5.2.3 工作台支撑梁的联接设计与校核.36 5.2.4 水罐的联接设计.37 第六章第六章 管路系统的设计管路系统的设计.39 6.1 管路的工作原理.39 6.1.1 水罐上水.39 6.1.2 前喷水.40 6.1.3 后洒水.40 6.1.4 高炮喷水.40 6.2 管路系统主要参数计算.40 6.2.1 水泵的选择.40 6.2.2 管路内径的计算.40 第七章第七章 洒水车水罐设计洒水车水罐设

11、计.42 7.1 罐体形状及容积计算.42 7.1.1 罐体形状.42 7.1.2 罐体容积.42 7.2 罐体材料以及防腐蚀处理.43 7.2.1 罐体材料.43 7.2.2 防腐蚀处理.43 第八章第八章 成本估算成本估算.44 5 第九章第九章 结论结论.45 参考文献参考文献.46 致谢致谢.47 6 第一章第一章 前前 言言 改革开放以来，经济得到了快速发展，城镇化进程不断加快，人们对生活环 境的要求不断提高，城市绿化面积大幅增加，对绿地维护保养工作的要求不断提 高。 我国大部分城镇建于上世纪中期,规划并不合理,由于缺乏有效的保养,部分建 筑已老化成危房。近几年,市政开始对那些布局不

12、合理和提前老化的建筑进行拆除 重建。拆迁时容易扬起大量的尘土，污染空气，影响交通，对周围居民的健康产 生影响，并会妨碍植被的生长。 在炎热的夏季，高温容易引起中暑，而且高温会加速路面的损坏，甚至会影 响交通安全，对人们的出行造成不便。 洒水车具有植被灌溉，喷洒药物，冲洗道路，洒水降温，除尘净化空气等众 多功能，可以满足城市建设的要求。 欧美等发达国家和地区的专用车起步较早，技术已非常成熟，其种类的划分 也非常细致，洒水车正朝向多功能方向发展，集多种技术于一身，功能更加齐全， 普遍采用了新工艺，新技术，自动化水平高，其装备技术正朝向集成化，环保化， 人性化，数字化方向发展。 我国的专用车(洒水车

13、)起步较晚，技术上与发达国家相比相差甚远，与发达 国家相比存在着巨大的差距，主要表现在以下几个方面： 一、缺乏科技含量较高的产品; 二、转为洒水车制造的专用底盘较为缺乏； 三、洒水车专用装置的开发能力和制造水平，对其发展的限制较大； 四、生产存在散、乱、差的现状，制约其发展； 五、国内洒水车的内涵较低，与世界先进国家的技术差距较大。 7 第二章第二章 洒水车的总体设计洒水车的总体设计 作为洒水车设计来说，应该属于整车设计的范畴，所以本设计应该是以总体 设计开头的，只有总体设计（总体布置）做好以后才能在其原则方案中进行其他 部件总成的设计。 2.1 总体设计要求总体设计要求 2.1.12.1.1

14、 洒水车设计的要求洒水车设计的要求： 作为一种专用车，其设计也应该符合专用车设计的要求。专用车与普通汽车 的区别主要是改装了具有专用功能的上装部分，能完成某些特殊的运输和作业功 能。因此，在设计上除了要满足基本车型汽车的性能要求外，还要满足专用车功 能的要求： 1、专用车设计多选用定型的基本车型汽车底盘进行改装设计，一般选用二、三 类底盘进行改装。 2、专用车设计的主要工作是总体布置和专用工作装置匹配：设计时既要保证专 用功能满足其性能要求，也要考虑汽车底盘的基本性能不受影响。 3、专用车设计应考虑产品的系列化，以便于根据不同用户的需要而能很快的进 行产品变型。对专用车零部件的设计，应该按“三

15、化”的要求进行，最大限度的 选用标准件，或选用已经定型产品的零部件，尽量减少自制件。 4、对专用车自制件的设计，应遵循单件或小批量的生产特点，要更多地考虑通 用设备加工的可能性。 1、 对专用车工作装置中的某些核心部件和总成，如水泵等，要从专业生产厂家 中优选 2、 要对一些重要的总成结构件进行强度校核。 3、 应满足交通安全法规，了解掌握行业相应的规范、标准。 专用车底盘或总成选型方面，一般应满足下述要求： 1、适用性：对各种专用改装车的总成应适用于汽车特殊功能的要求，并以此为 主要目标进行改装选型设计，例如各种取力器的输出接口。 2、可靠性：所选的总成工作应可靠，出现故障的机率少，零部件要

16、有足够的 强 8 度和寿命，且同一车型各总成零部件的寿命应趋于平衡。 3、先进型：所选的底盘活总成，应该使得整车在动力性、经济性、制动性、操 纵稳定性、行驶平顺性及通过性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进 水平，且在专用性能上要满足国家或行业标准的要求。 4、方便性：便于安装、检查、保养和维修，处理好结构紧凑与装配调试空间合 理的矛盾。 还有：汽车底盘价格，它是专用车购置成本中很大的部分，一定要考虑到用 户可以接受；汽车底盘供货要有来源。 2.1.22.1.2 总体布置的原则总体布置的原则： 专用车总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件，使 取力器装置、专用工作装置、

17、其它附件与所选底盘构成相互协调和匹配的整体， 达到设计任务书所提出的整体基本性能和专用性能的要求。其原则是： 1、尽量避免对底盘各总成位置的改变。 2、应满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分的发挥。 3、应对装载质量、轴载质量等参数的估算和校核。 4、应避免工作装置的布置对车型造成集中载荷。 5、应尽量减少专用车的整车整备质量，提高其装载质量。 6、应符合相关法规的要求。 2.1.32.1.3 总体参数的要求总体参数的要求： 总体参数包括总体布置参数和整车性能参数，在选用时应考虑其专用功能、 使用条件等因素。 外廓尺寸属于总体参数，我国法规规定：车辆高不超过 4m，车宽不超过 2.5

18、m，外开窗、后视镜等突出部分距车身不超过 250mm，车长货车不超过 12m。 轴距和轮距是影响汽车基本性能的主要尺寸参数。轮距则对汽车的机动性和横向 稳定性有较大的影响，减少轴距可提高其通过性，但轴距过短，将导致制动或上 坡时轴载质量转移增大，使汽车的制动性和操纵稳定性变坏。 质心位置及轴载质量的分配。在选择洒水车的质心位置及轴载质量时应满足以下 条件：轴载质量不得超过法规的规定。根据 JT701-88公路工程技术标准对各 种汽车的轴载质量规定如下： 9 表 2-1 汽车最大总质量（Kg） 10000150002000030000 前轴轴载质量（Kg） 3000500070006000 后轴

19、轴载质量（Kg） 70001000013000242000 2.1.42.1.4 主车架改装注意事项主车架改装注意事项 水罐总成是洒水车上一重要部件，它的装配要对主车架进行一些改装。而主 车架是受载荷很大的部件，除承受整车静载荷外，还要受到车辆行驶的动载荷， 为了保持主车架的强度和刚度，在改装主车架的时候需要注意一些基本的事项， 具体要求如下。 在主车架上钻孔和焊接时，应避免在高应力区钻孔和焊接。主车架的纵梁高应力 区在轴距之间纵梁的下翼面和后悬上翼面处。因为这些部位受力较大，钻孔容易 产生应力集中。 对于主车架纵梁高应力区以外的其余的地方需要钻孔或焊接时，应注意尽量减少 孔径，增加孔间距离，

20、对钻孔的位置和规范如下表所示： A B C 图 2-1 表 2-2 尺寸重型车中型车轻型车 A 7060 50 B 504030 孔间距 C 504030 孔直径151311 禁止在纵梁的边、角区域钻孔和焊接，因为这些区域极易引起车架早期开裂， 10 严禁将车架纵梁和横梁加工的翼面加工成缺口形状。 按照以上的要求，吨的的洒水车属于轻型车，在改装主车架的时候严格遵守 以上的规范，保证主车架的强度和刚度。 2.2 各总成的布置或参数要求 2.2.12.2.1 底盘的选取底盘的选取 洒水车目前市场上还没有为之专门生产的专用底盘，故选用定型汽车二类底 盘进行改装。根据任务书，要求设计五吨载重量的工程洒

21、水车，而市场上现有汽 车厂商供应的通用二类底盘中，有中国一汽、东风等汽车厂商的平头、长头类五 吨汽车通用底盘。 长头货车的优点有：发动机及其附件的接近性好，便于检修；满载时前轴负 荷小，有利于在坏路面上行驶时提高其通过能力；发动机的噪声、气味、热量和 振动对驾驶员影响小；正面碰撞时，驾驶员及前排乘员受到的伤害比平头货车好 得多。缺点是：总长及轴距较长，转弯半径较大，机动性不好；整备质量大；驾 驶员的视野不如平头货车；面积利用率低。 平头货车的优点是：机动性好；整备质量少；视野宽；面积利用率高。缺点 是：空载时前轴负荷较大，在坏路面的通过性变坏；进、出驾驶室不如长头货车 方便；发动机的工作噪声、

22、气味、热量和振动对驾驶员等均有较大影响；正面碰 撞时，易使驾驶员和前排乘员受到严重伤害的可能性增加。 为秉承以人为本的原则，增强驾驶员和乘员的舒适及安全性，本设计选用长 头式货车进行改装设计。经查资料筛选，选取东方牌 EQ140 中型载货汽车底盘。 东风 EQ140 货车底盘的上户吨位为五吨，相关尺寸和技术参数如下： 1、一般数据： 驱动型式 42 发动机位置 前置 驾驶室型式 长头、全金属封闭式 驾驶室座位数 3 装载质量 5000kg 汽车质量及轴荷分配： 空车质量 4080kg 11 前轴 1930kg 后轴 2150kg 外形尺寸： 总长 6910mm 总宽 2170mm 总高 237

23、0mm 轴距 3950mm 轮距 前轮（沿地面） 1810mm 后轮（双胎中心线间距离） 1800mm 最小离地间隙 265mm 2、发动机参数： 最大功率 135PS/3000r/min 最大扭矩 36kgfm/1200-1400r/min 3、底盘结构参数： 车架 结构型式 边梁式 纵梁断面尺寸 235806.5 车架上平面离地面高度 805mm 车架纵梁宽 861mm 2.2.22.2.2 变速器参数的要求变速器参数的要求 由于洒水车洒水量的要求，原装底盘的变速器的相应挡位下的速度是不能满 足其要求的，所以要对原变速器的一、二挡（洒水工作挡）进行速比改装设计。 洒水车变速器改装的目的就是

24、要根据洒水量的要求，通过增加原变速器一、二档 的传动比，从而降低车速，通过取力器给泵提供功率，达到洒水的目的。 2.2.32.2.3 取力器参数的要求取力器参数的要求 取力器是水泵的动力传递源，它由变速器传出的速比及扭矩同样关系到整车 洒水工作性能能否达到任务书的要求。一般取力器的布置有前置式、中置式、后 置式，本设计则确定采用中置式，即取力器布置在变速器的上，从变速器的中间 轴上取力。取力器的最终传动转速要求为 1000r/min,即水泵要求的转速。 12 2.2.42.2.4 水罐参数的要求水罐参数的要求 水罐的容积关系到本车设计要求的装载水的吨位问题，所以要对它的要求是 上户吨位为五吨，

25、实际要求为 5-8 吨。由于所选车型底盘的特点，要求水罐在保 证装载容积的前提下，其长度不超过 3940mm，宽不能超过 2500mm，它置于底盘 之上时的高度不能超过 4000mm.其联接副车架应与管道系统的走向进行相应的配 合，开出水管通过的口子。 2.2.52.2.5 管道系统的布置及要求管道系统的布置及要求 洒水车要求前面有能向两边同时提供路面冲洗的喷头，后部要求有位于车两 边的同时提供喷水的喷头；以及一个能提供可以在喷射柱状和雾状水之间进行调 节的射程大于 20m 的人工操作水炮（喷枪） ，使其能提供冲洗、雾化喷药、和消 防功能。 第三章第三章 取力器，减速器机构设计取力器，减速器机

26、构设计 13 3.1 设计各级齿轮的传动比,并计算各轴的转速及扭矩 3.1.13.1.1 分配传动比分配传动比 传动图如下，变速箱工作转速为 1990r/min，水泵额定转速为 1000r/min，总 传动比为 。令取力器的小齿轮齿数，.因为变速箱99 . 1 1000 1990 u21 1 Z23 2 Z 第一轴的常啮合齿轮齿数为，所以减速箱与取力器之间的传动比为17 Z 取力器的传动比为，则减速箱的传动比为23 . 1 17 21 1 1 Z Z u1 . 1 21 23 1 2 2 Z Z u 47 . 1 1 . 123 . 1 99 . 1 21 3 uu u u 图 3-1 3.1

27、.23.1.2 计算各齿轮转速计算各齿轮转速 min/16111990 21 17 1 rn min/1471 23 17 1990 2 rn min/1471 23 rnn min/1000 4 rn 3.1.33.1.3 计算各轴转矩计算各轴转矩 14 mN n P 5 . 95 1000 10 95509550T4 mN n n z z T 9 . 64 1471 1000 5 . 95TT 3 4 4 4 3 43 mNTT 9 . 64 32 mNTT 3 . 59 23 21 9 . 64 23 21 21 3.2 设计并校核各级齿轮 取力器从变速箱中间轴常啮合齿轮上取力，因为变速

28、箱中间轴常啮合齿轮的 模数是 3.5。螺旋角为。所以取力器齿轮的模数也是 3.5，螺旋角为 40 4421 40 4421 3.2.13.2.1 设计并校核取力器齿轮设计并校核取力器齿轮 一,选精度等级，材料，齿数 1,大小齿轮均选用 20Cr2Ni4(渗碳后淬火)，硬度为 350HBS 齿面硬度 60HRC 2,齿轮精度选为 7 级 3,小齿轮齿数是大齿轮齿数是传动比是2,21 1 z,23 2 z1 . 1 21 23 1 2 z z u 二,按齿面接触疲劳强度校核 1,校核公式 3-13 2 1 1 ) ( 12 H EH u uTK d zz ad t t 2,确定计算值 (1)试选

29、6 . 1 t K (2)由参考文献机械设计图 10-30 选取区域系数 35 . 2 H Z (3)由参考文献机械设计图,10-26 查得 72 . 0 1 a 74 . 0 2 a 则46 . 1 21 aaa (4)由参考文献机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数为 15 MPaZE 8 . 189 (5)由参考文献机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强 度MPa HH 1500 2lim1lim (6)由参考文献机械设计式 10-13 计算应力循环次数 8 11 1055 . 1 81002116116060 h jLnN 8 8 1 2 1041 . 1

30、1 . 1 1055 . 1 u N N (7)由参考文献机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数为 12 . 1 2 HN K13 . 1 1 HN K (8)计算接触疲劳许用应力 168012 . 1 1500 1 H 169513 . 1 1500 2 H (9)取齿轮齿宽系数5 . 0 d 3,代入公式(3-1)计算 mm ZZ u uTK d H EH ad t t 7 . 32 ) 1680 8 . 18935 . 2 ( 1 . 1 11 . 1 46 . 1 5 . 0 10 3 . 596 . 12 ) ( 12 3 2 3 3 21 1 合格 齿宽35.16 7 . 3

31、25 . 0b 三,按齿根弯曲强度校核 1,计算公式 .3-2 3 2 1 2 1 cos2 F SF ad n YY z YKT m 2,确定计算参数 (1)计算载荷系数 5 . 1 A K 齿轮圆周速度 sm nd v t /67 . 6 100060 161111.79 100060 11 由参考文献机械设计图 10-8 查得09 . 1 v K 由参考文献机械设计表 10-4 查得接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数 16 的简化计算公式为 H K 3 22 1015 . 0 6 . 0118 . 0 11 . 1 ddH K 代入数值计算得 322 1015. 05 . 05 . 06

32、 . 0118. 011 . 1 H K =1.17 由参考文献机械设计图 10-13 查得11 . 1 F K 由参考文献机械设计表 10-3 查得1 . 1 FH KK 1 . 217 . 1 1 . 109 . 1 5 . 1 HHVA KKKKK (2)根据纵向重合度由33 . 1 404421tan215 . 0318. 0tan318. 0 1 z d 参考文献机械设计图 10-28 查得88. 0 Y (3)计算当量齿数 21.26 404421cos 21 cos 33 1 1 z zv 70.28 404421cos 23 cos 33 1 1 z zv (4)查取齿形系数由

33、参考文献机械设计表 10-5 查得 689 . 2 1 Fa Y541 . 2 2 Fa Y (5)查取应力校正系数由参考文献机械设计表 10-5 查得 596 . 1 1 Sa Y617 . 1 2 Sa Y (6)由参考文献机械设计图 10-20c 查得大小齿轮的弯曲疲劳极限为 MPa FEFE 600 21 由参考文献机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 95 . 0 1 FN K96 . 0 2 FN K 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得 407 4 . 1 60095 . 0 4 . 1 11 1 FEFN F K 411 4 . 1 60096. 0 4 . 1 22 2

34、 FEFN F K 0102 . 0 407 596 . 1 589 . 2 1 11 F SAFaY Y 17 01 . 0 411 617 . 1 541 . 2 2 22 F SAFa YY 取大值代入公式(3-2)计算得 mm YY z YKT m F SF ad n 82 . 1 0102 . 0 46 . 1 215 . 0 4221cos 3 . 591 . 22 cos2 3 2 2 3 2 1 2 1 所以 m=3.5 合格 齿轮的分度圆直径为 mm mz d13.79 404421cos 5 . 321 cos 1 1 mm mz d67.86 404421cos 5 .

35、323 cos 2 2 齿宽 mm30 1 Bmm26 2 B 3.2.23.2.2 设计并校核减速箱齿轮设计并校核减速箱齿轮 一，选精度等级，材料，齿数 1,大小齿轮均选用 40Cr（调质处理）硬度 280HBS 2，选用圆柱斜齿轮传动 初选螺旋角 15 3，选用 7 级精度 4，小齿轮齿数 传动比 u=1.47 大齿轮齿24 1 z 取28.3547 . 1 24 12 uzz35 2 z 二，按齿面接触强度设计 1,计算公式 .3-33 21 1 ) ( 12 H EH ad t t ZZ u uTK d 2,确定公式内各计算数值 (1),试选 6 . 1 t K (2),由参考文献机械

36、设计图 10-30 选取区域系数425 . 2 H Z (3),由参考文献机械设计图 10-26 查得 则765 . 0 1 a 815 . 0 2 a 58 . 1 21 aaa (4),由参考文献机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数为 18 MPaZE 8 . 189 (5),由参考文献机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强 度MPa HH 600 2lim1lim (6),由参考文献机械设计式 10-13 计算应力循环次数 8 11 1041 . 1 81002114716060 h jLnN 8 8 1 2 1096 . 0 7 . 1 1041 . 1

37、u N N (7),由参考文献机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数为 97 . 0 1 HN K96 . 0 2 HN K (8),计算接触疲劳许用应力,取实效概率 1%，安全系数 S=1 ，由参考文献机 械设计式 10-12 得 MPa S K HHN H 576 1 60096 . 0 1lim1 1 MPa S K HHN H 582 1 60097 . 0 2lim2 2 MPa HHH 5792/ )582576(2/ )( 21 (9),取齿轮齿宽系数6 . 0 d (10),小齿轮转矩mNT 9 . 64 1 3,数值代入公式计算得 (1) 代入公式(3-3)计算得齿轮分

38、度圆直径为 mm ZZ u uTK d H EH ad t t 5 . 61 ) 579 8 . 189425 . 2 ( 47 . 1 147 . 1 58 . 1 6 . 0 10 9 . 646 . 12 ) ( 12 3 2 3 3 21 1 (2)计算圆周速度 sm nd v t /7 . 4 6000 1471 5 . 61 6000 11 (3)计算齿宽 b 及模数 nt m mmdb td 9 . 36 5 . 616 . 0 1 19 mm z d m t nt 475 . 2 24 15cos5 .61cos 1 1 mmmh nt 57 . 5 475 . 2 25 .

39、2 25 . 2 62 . 6 57 . 5 9 . 36 h b (4)计算纵向重合度 227 . 1 15tan246 . 0318 . 0 tan318 . 0 1 z d (5)计算载荷系数 K 已知使用系数5 . 1 A k 由 v=4.7m/s，6 级齿轮精度，由参考文献机械设计图 10-8 查得动载荷系 数07 . 1 v k 由参考文献机械设计表 10-4 查得的计算公式 H k 3 22 1015 . 0 6 . 0118 . 0 11 . 1 ddH k 322 1015 . 0 6 . 06 . 06 . 0118 . 0 11 . 1 19 . 1 由参考文献机械设计图

40、 10-13 查得165 . 1 F k 由参考文献机械设计表 10-3 查得4 . 1 FH kk 载荷系数 67 . 2 19 . 1 4 . 107 . 1 5 . 1 HHVA kkkkk (6) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献机械设计式 10- 10a 得 mm k k dd t t 9 . 72 6 . 1 67 . 2 5 . 61 3 3 11 (7) 计算模数 n m mm z d mn93 . 2 24 15cos 9 . 72cos 1 1 二,按齿根弯曲强度设计 1,计算公式 .3-4 3 2 1 2 1 cos2 F SF ad n YY z YKT

41、 m 2,确定公式中的计算参数 20 (1)计算载荷系数 62 . 2 165 . 1 4 . 107 . 1 5 . 1 HHVA kkkkk (2)根据纵向重合度，从参考文献机械设计图 10-28 查得螺旋角227 . 1 影响系数87 . 0 Y (3)计算当量齿数 63.26 15cos 24 cos 33 1 1 z zv 84.38 15cos 35 cos 2 33 2 z zv (4)查取齿型系数,由参考文献机械设计表 10-5 查得 583. 2 1 Fa Y411 . 2 2 Fa Y (5)查取应力校正系数,由参考文献机械设计表 10-5 查得 598 . 1 1 Sa

42、Y665 . 1 2 Sa Y (6)由参考文献机械设计图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳极限为 MPa FEFE 500 21 (7)由参考文献机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 95 . 0 1 HN K96 . 0 2 HN K (8)计算弯曲疲劳许用应力,取 有参考文献机械设计式 10-12 得4 . 1S 339 4 . 1 50095 . 0 4 . 1 11 1 FEFN F K 343 4 . 1 50096. 0 4 . 1 22 2 FEFN F K (9)计算大小齿轮的 并加以比较 F SAFaY Y 0122 . 0 339 598 . 1 583 . 2

43、1 11 F SAFaY Y 0117 . 0 343 665 . 1 411 . 2 2 22 F SAFa YY 小齿轮的值较大 3,将数值代入公式(3-4)计算 3 2 1 2 1 cos2 F SF ad n YY z YKT m 21 mm84 . 1 0122 . 0 58 . 1 246 . 0 15cos88 . 0 10 9 . 6462 . 2 2 3 2 23 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳 n m 强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触mmmn2 疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径,所以mmd 9 . 72

44、 1 2 . 35 2 15cos 9 . 72cos 1 1 n m d z 取 取35 1 z45.513547 . 1 12 uzz52 2 z 4,几何尺寸计算 (1),计算中心矩 mm mzz a n 07.90 15cos2 2)5235( cos2 )( 21 将中心矩圆整 mma90 (2),按圆整后的中心矩修正螺旋角 21 65014 902 2)5235( arccos 2 )( arccos a mzz n 因的值改变的不大，故参数 ， 等不必修正。 K H Z (3),计算大小齿轮的分度圆直径 mm mz d 4 . 72 65014cos 235 cos 1 1 mm

45、 mz d 6 . 107 65014cos 252 cos 2 2 (4),计算齿宽 mmdb d 44.43 4 . 72 6 . 1 圆整后 mm50 1 Bmm44 2 B 3.3 轴的设计与校核 3.3.13.3.1 根据扭转强度设计轴根据扭转强度设计轴 . 3-5 T T T d n P W T 3 2 . 0 9550000 22 式中：扭转切应力，单位a； T T轴所受的扭矩，单位；mmN 轴的抗扭结面系数，单位； T W 3 mm n轴的转速，单位 r/min; P轴传递的功率，单位 kW; d 计算界面处轴的直径，单位； 3 mm 许用扭转切应力，单位a。 T 一,取力器的

46、第一轴为心轴，不产生扭转应力 第二轴选用材料为 40Cr ，承受的扭矩为，由式 MPa T 50mNT 9 . 64 2 3-5 得 mm T d T 7 . 18 502 . 0 10 9 . 64 2 . 0 3 3 3 2 所以取。mmd20 2 mmd20 1 二,变速器的第一轴选用材料为 40Cr, ,承受的扭矩为， MPa T 50mNT 9 . 64 1 由式 3-5 得 mm T d T 7 . 18 502 . 0 10 9 . 64 2 . 0 3 3 3 1 所以取。mmd20 1 第二轴选用材料为 40Cr, ,承受的扭矩为，由式 3-5 MPa T 50mNT 5 .

47、 95 2 得 mm T d T 2 . 21 502 . 0 10 5 . 95 2 . 0 3 3 3 2 所以取。mmd25 2 3.3.23.3.2 按弯扭合成强度校核轴按弯扭合成强度校核轴 选取变速箱的第二轴进行校核 齿轮受力为 N d T Ft 1 . 1775 6 . 107 10 5 . 9522 3 N aF F nt r 4 . 668 65014cos 20tan 1 . 1775 cos tan 23 NFF ta 2 . 47065014tan 1 . 1775tan 轴的受力图以及弯扭图如下， 图 3-2 水平方向受力如上图“H 面” ，建立受力方程组 NFFF t

48、HH 1 . 1775 21 4 . 414 .43 21HH FF 解上述方程组得NFNF HH 5 . 908, 6 . 866 21 产生的弯矩mmNmmNFM HH 37610 4 . 43 6 . 866 4 . 43 1 24 垂直方向受力如图“V 面” ，建立受力方程组如下 NFF aa 2 . 470 1 NFFF rvv 4 . 668 21 avv MFF 4 . 41 4 . 43 21 mmN dF M a a 25203 2 6 . 107 2 . 470 2 解上述方程组得NFNF vv 9 . 44, 5 . 623 21 所以产生的弯矩为 mmNmmNFM vv

49、 27060 4 . 43 5 . 623 4 . 43 11 mmNmmNmmNMMM avv 20372520327060 12 弯矩合成的 mmNMMM Hv 463333761027060 2 222 11 mmNMMM Hv 37665376102037 2 222 22 危险截面为齿轮中心所在截面 由参考文献机械设计式 15-5 1 2 2 W TM ca 其中 mmNMM46333 1 mmNT 3 10 5 . 953 . 0 3 2 3 2 3 1855125.30013.2155 282 5 . 3285 . 38 32 28 232 mm d tdbtd W 得 MPa

50、W TM ca 37.27 1855 955003 . 046333 2 2 2 2 ，。MPa70 1 MPa ca 70 1 合格 3.4 轴承的校核 3.4.13.4.1 滚针轴承的校核滚针轴承的校核 滚针轴承仅承受径向力，不承受任何轴向力。 25 所以 N a d T aF F n nt r 587 404421cos 20tan 11.79 10 3 . 592 cos tan 2 cos tan 3 选用的滚针轴承 C=11.2kN,根据工作情况由参考文献机械设计表 13-6 查得 ，1 . 1 P f NNFfP aP 6465871 . 1 由参考文献机械设计式 13-5 得

51、h P C n Lh 5 3 10 366 104 . 1 646 10 2 . 11 161160 10 60 10 合格 3.4.23.4.2 减速箱输出轴轴承的校核减速箱输出轴轴承的校核 1，所选轴承为 7205C 角接触球轴承，其中kNCkNC95 . 8 , 8 . 12 0 输出轴受力如图 图 3-3 由上可知NFNF HH 5 . 908, 6 . 866 21 NFNF vv 9 . 44, 5 . 623 21 ， NFae 2 . 470 所以轴承的受径向力为 26 NFFF vHr 1068 6 . 866 5 . 623 22 2 1 2 11 NFFF vHr 910

52、 9 . 44 5 . 908 22 2 2 2 22 2，对于 7205C 型的轴承，由参考文献机械设计表 13-7 查得轴承的派生轴向 力其中 e 为表 13-5 中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴 rd eFF 0 C Fa 承的轴向力未知，故先初选 e=0.4,因此可估算 a F NNFF rd 2 . 42710684.04 . 0 11 NNFF rd 3649104.04 . 0 22 按参考文献机械设计式 13-11 得 NNFFF aeda 2 . 834 2 . 470364 11 NFF da 364 12 0932 . 0 8950 2 . 834 0 1 C

53、Fa 0407 . 0 8950 364 0 2 C Fa 由参考文献机械设计表 13-5 查得并进行差值计算得 462 . 0 1 e412 . 0 2 e 再计算派生轴向力 NNFeF rd 4 . 4931068462 . 0 111 NNFeF rd 9 . 743910412.0 222 NNFFF aeda 1 . 845 2 . 470 9 . 374 21 NFF da 9 . 374 22 0944 . 0 8950 1 . 845 0 1 C Fa 0419 . 0 8950 9 . 374 0 2 C Fa 两次计算的值相差不大，因此确定 0 C Fa 462 . 0 1

54、 e412 . 0 2 e NFa 1 . 845 1 NFa 9 . 374 2 27 3，求当量动载荷， 1 P 2 P 因为 1 1 1 791 . 0 1069 1 . 845 e F F r a 2 2 2 412 . 0 910 9 . 374 e F F r a 由参考文献机械设计表 13-5 分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向 载荷系数， 对轴承 1 44 . 0 1 X36 . 1 1 Y 对轴承 2 1 2 X0 2 Y 因轴向运转中有轻微冲击载荷，按参考文献机械设计表 13-6 取2 . 10 . 1 p f1 . 1 p f NFYFXfP arp 3 .161

55、9 1 . 84536. 1106844 . 0 1 . 1 11111 NFYFXfP arp 1001 9 . 374091011 . 1 22222 4，验算寿命 因为，所以按轴承 1 的受力大小验算 21 PP h P C n Lh8231 3 .1619 10 8 . 12 100060 10 60 10 3 366 式中：n 轴的转速，单位 r/min 合格 3.5 键的设计与校核 3.5.13.5.1 花键的设计与校核花键的设计与校核 取力器的输出轴花键选用渐开线花键，m=3mm,z=11,压力角 30 由公式得 p m p zhld T 3 102 mm zhd T l pm

56、21 . 1 140333117 . 0 10 9 . 642102 33 取 l=10mm 式中：载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取；8 . 07 . 0 花键的齿数； 齿的工作长度，单位 mm； 花键齿侧面的工作高度，单位 mm； 28 花键平均直径，单位 mm； m d im dd 花键联结的许用挤压应力，单位 MPa。 p 3.5.23.5.2 平键的设计与校核平键的设计与校核 减速器输入轴采用平键联结，选用的型平键78hb 由公式得 pp kld T 3 102 mm kd T l p 11 1402475 . 0 10 9 . 642102 33 取mm则=40mm32l 减

57、速器输出轴采用平键联结，选用的型平键78hb 由公式得 pp kld T 3 102 mm kd T l p 2 . 16 1402475 . 0 10 5 . 952102 33 取 则 L=36mmmml28 式中：T 传递的转矩，单位;mN 键于轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,单位 mm; 键的工作长度，单位 mm; 轴的直径，单位 mm; 键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位 MPa。 p 3.63.6 减速器输出轴齿轮工艺分析 表 3-1 工序号工序内容设备 1 扩孔立式钻床 29 第四章第四章 变速器改装与设计变速器改装与设计 2 车轮毂端面车床 3 精车另一端面车床

58、4 车齿胚八轴立式车床 5 中间检查 6 去毛刺 7 滚齿双轴滚齿机 8 倒齿端圆角倒角机 9 清洗清洗机 10 中间检查 11 剃齿或冷挤齿剃齿机或挤齿机 12 拉键槽拉床 13 清洗清洗机 14 中间检查 15 热处理 16 磨内孔内圆磨床 17 清洗清洗机 18 修理齿面 19 最终检查 30 汽车变速器具有这样几个功用：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变 化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较 低)的工况下工作；在发动机旋转方向不变情况下，是汽车能倒退行驶；利 用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动 力输出。变速器是由变

59、速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输 出器。 洒水车变速器改装的目的是根据洒水量的要求而进行的，主要是通过增加原 变速器一、二档的传动比，从而降低车速，通过取力器给泵提供功率，达到洒水 的目的。 4.1 、档传动比的确定 东风牌 EQF140 型载货汽车的具体参数从有关手册查得如下： 变速器:五个前进挡，一个倒车挡，一、倒、二、三、四、五挡装有锁环惯性式 同步器.变速器一轴和二轴的中心距 A 为 130mm. 变速器传动布置方案分析：采用中间轴式变速器，传动方案如下图 图 41 中间轴式五档变速器 主减速比： =6.33； i0 发动机结构参数：EQ6100- 型 最大功率min

60、3000225.99rkw 31 最大扭矩；min14001200 8 . 352rmN 轮胎：普通斜交胎 9.002010,断面宽度 259mm,外直径 1018mm。 从常用泵智能选择与查询手册选择泵 650Z60/32，其具体参数如下表： 表 4-1 泵 650Z-60/32 的参数 Q/(m /h) 3 H/m轴功率/kw 60326.2 选择洒水宽度 h=10m，洒水量 q=0.9，则： 2 mL hqvt=Qt v=6.67 hq Q 90 . 0 10 60 sm 再选择洒水宽度 h=10m，洒水量 q=0.45，则： 2 mL v=13.33 hq Q 45 . 0 10 60