EQ1181型载货汽车变速器取力器设计说明书

本次设计的取力器是与EQ1181型载货汽车DF6s85豌变速器匹配，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EQ1181H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两齿轮中心距围，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。AbstractThisdesignrequiresaccessedgewithtransmissionDF6S850ofEQ1181Truckmatching,Request:themaximumoutputtorquetransmission850Nm,getmaximumoutputtorqueofPower450Nm;tomeetthestrengthandstiffnessrequirements;hightransmissionefficiency;goodprocessingprocessandassemblyprocessof.Thedevicestakepowerfromthepowerformofpowertransmissionfromtheleftsideofcover,andtheoverallstructureoftheformofatwo-axis,takingpowerfromthedevicetoadedicatedpowertransferbetweenthedevicescanbeusedmechanicaltransmission.Firstofall,theEQ1181-typevehicleinaccordancewithengineandtransmissionparametersandadedicateddeviceusedtodeterminetheparametersofPowerfromthetransmissionratio,determinedinaccordancewiththeassemblyofspaceinsideedgefromthecenterdistanceoftwogearrange,underthepowertransmissiongearparameterstakenfromthetwogearpowerdevicesmodule,pressureangle,toothwidthandotherparameters.Aftertheshaft,gearandkeystochecktoverifythereliabilityofthecomponents.Then,checkourcompletedeviceassemblydrawingandcomponentsdrawing.Finally,thepreparationofpartsoftheprocessingprocess.Analysisbycalculatingtheforcefromareasonablestructuredesign,manufacturingprocessissimple,thebasiccanbeusedinactualproductionanduse,meetthedesignrequirements.Keywords：truck;transmission;powertakeoff;design;technology.第一章绪论1取力器简介1取力器分类1第二章取力器方案设计及论证2取力器设计要求2取力器方案论证2已知东风EQ1181发动机、变速器及专用装置参数：2方案论证3第三章取力器参数设计计算4取力器传动比及齿轮齿数的确定5取力器传动比的确定5取力器齿轮齿数的确定5取力器中心距7取力器齿轮计算与校核7取力器轴计算与校核13取力器一轴的设计过程：13取力器二轴设计过程：17取力器轴承的选用21取力器一轴轴承21取力器二轴轴承23取力器键连接设计24取力器一轴平键24取力器二轴滑移花键25取力器二轴法兰花键25取力器齿轮2齿圈26第四章主要零件加工工艺过程27取力器二轴的加工工艺过程27取力器二轴加工工艺27二轴中间花键参数计算28二轴轴端花键29取力器二轴齿轮加工工艺过程30取力器二轴齿轮加工工艺30二轴齿轮齿圈参数31拨叉轴加工工艺过程32轴承盖加工工艺过程33零件材料的选择34齿轮材料选择34轴材料选择34拨叉轴材料选择34轴承盖材料选择34取力器操纵机构设计35第五章取力器润滑与密封36第六章结论37参考文献38致谢39第1章绪论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。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取力器设计要求.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。.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。.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。.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：DF6s85位速器参数；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：40m3/h或666L/min；程：120m输入轴转数：1150rpm1；轴功率：20Kw自吸高度：6.5m；转矩二功率/〔转数*2pi〕=20000/v19.17*2*3.14>=166Nm；4、设计要求：与EQ1181型载货汽车DF6s85CS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。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DF6s85卵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a相等,并尽量减小夹角a。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DF6s850ffl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

取力器传动比及齿轮齿数的确定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。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=Z3Z2取力器齿轮2齿数：Z2=Z3/i=23/1.15=20图3-1图3-1取力器简图55-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;取力器齿轮1参数根据取力器输出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=Zmn/cos=23M.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：D2=Zmn/cos=20M.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：Di+D2/2=h+170-D/2Di=h+170-D/2-D2/2=65+170-106.390/2-92.513/2=135mm取力器齿轮2齿数：Z1D2cos/mn=135>cos23.2574.25=29.1取Z1=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

齿轮1294.2520°23.250左29mm齿轮2204.2520°23.250右29mm3.2取力器中心距A mn0Z2)/2cos=4.25X29+20〕/〔2>Cos23.25°〕=A mn0KT12Muu-传动比,u=0.69K=KAKvK3K=1.45;Ka-使用系数，选取Ka=1.1；Kv-动载荷系数，选取仆=1.2;K-齿向载荷分布系数,选取K=1；K-齿间载荷分布系数，选取K=1.1；T1-转矩，T1=450000NmmZH=dsn40r寸s^os^=2.5；Ze-弹性系数，选取Ze=.8VMpa；Z「Z「计算接触强度的重合度系数，Z,=£-重合度，计算得e=1.43330;K-齿宽系数,3a=b=29=0.256;a113.328-许用接触应力，经计算得o-H=1118.9Mpa根据公式3-1验算中心距:A为0.691A为0.691321.454500002.5189.80.925=110.172mm20.2560.691118.9A=113.328符合要求。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设计参数传递转矩由设计要求得T=450<Nm>;齿轮1转速：n1=1500纪=793.65<r/min>;1.529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羽匀平稳；预定寿命H=15000<」、时>。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=15t称布置〔轴钢性较大〕；材料及热处理齿面啮合类型GFace啾齿面；热处理质量级别Q=MCfr等；齿轮1材料及热处理Met1=20CrMnTi<渗碳>;齿轮1硬度取值围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;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m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m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;齿轮基本参数模数/面模数>Mn=4.25<mm>端面模数Mt=4.62564<mm>螺旋角B=23.25<度>;基圆柱螺旋角Bb=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①d1=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①d2=0.222;总变位系数Xsum=0.000；标准中心距A0=113.32825Vmm>实际中心距A=113.32825Vmm>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ea=1.43330;纵向重合度e0=0.59130;总重合度e=2.02460;齿轮1分度圆直径d〔二134.14364Vmm>齿轮1齿顶圆直径da1=142.64364Vmm>齿轮1齿根圆直径df1=123.51864<mm>齿轮1基圆直径dm=124.71454<mm>齿轮1齿顶高ha1=4.25000Vmm>齿轮1齿根高hf1=5.31250Vmm>齿轮1全齿高％=9.56250Vmm>齿轮1齿顶压力角at1=29.036766V度>;齿轮2分度圆直径d2=92.51286<mm>齿轮2齿顶圆直径da2=101.01286<mm>齿轮2齿根圆直径df2=81.88786<mm>齿轮2基圆直径db2=86.01003<mm>齿轮2齿顶高ha2=4.25000<mm>齿轮2齿根高hf2=5.31250<mm>齿轮2全齿高h2=9.56250<mm>齿轮2齿顶压力角凯2=31.627424<度》;齿轮1分度圆弦齿厚Shi=6.67392<mm>齿轮1分度圆弦齿高儿广4.32011Vmm>齿轮1固定弦齿厚Sch1=5.89495vmm>齿轮1固定弦齿高上吊=3.17712vmm>齿轮1公法线跨齿数(=5;齿轮1公法线长度Wk1=58.65606Vmm>齿轮2分度圆弦齿厚Sh2=6.67176Vmm>齿轮2分度圆弦齿高％2=4.35164Vmm>齿轮2固定弦齿厚&卜2=5.89495Vmm>齿轮2固定弦齿高hch2=3.17712Vmm>齿轮2公法线跨齿数K2=3;齿轮2公法线长度Wk2=32.88126Vmm>齿顶高系数ha=1.00；顶隙系数c=0.25;压力角=20v度>;端面齿顶高系数hat=0.91879;端面顶隙系数Ct=0.22970;端面压力角t=21.6105147V度,；端面啮合角t=21.6105148V度>检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.06053;齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.04618;齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.03353齿轮1齿距极限偏差fptv上1=0.01797;齿轮1齿形公差ff1=0.01430;齿轮1一齿切向综合公差fi1=0.01936;齿轮1一齿径向综合公差%1=0.02540;齿轮1齿向公差FB1=0.01255;齿轮1切向综合公差Fi1=0.07483;齿轮1径向综合公差品=0.06465;齿轮1基节极限偏差fpb<^1=0.01671;齿轮1螺旋线波度公差ff"=0.01779;齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx<21=0.01255;齿轮1齿向公差Fb1=0.01255;齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01255;齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00627;齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.07188;齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.28750;齿轮2齿距累积公差Fp2=0.05179;齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.04233;齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.03113;齿轮2齿距极限偏差fPt<上2=0.01753;齿轮2齿形公差ff2=0.01378;齿轮2一齿切向综合公差心=0.01879;齿轮2—齿径向综合公差fi2=0.02479;齿轮2齿向公差FB2=0.00630;齿轮2切向综合公差Fi2=0.06558;''齿轮2径向综合公差Fi2=0.05926;齿轮2基节极限偏差fPb<^2=0.01630;齿轮2螺旋线波度公差ff82=0.01726;齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx<22=0.00630;齿轮2齿向公差Fb2=0.00630;齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.00630;齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00315;齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.07011；齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.28044;中心距极限偏差fa<2=0.02633;强度校核数据齿轮1接触强度极限应力(THim1=1250.0<MPa>齿轮1抗弯疲劳基本值(TFE1=816.0<MPa>齿轮1接触疲劳强度许用值[(rH]1=1118.9<MPa>齿轮1弯曲疲劳强度许用值[(rF]1=852.9<MPa>齿轮2接触强度极限应力(THim2=1250.0<MPa>齿轮2抗弯疲劳基本值(TFE2=816.0<MPa>齿轮2接触疲劳强度许用值[(rH]2=1118.9<MPa>齿轮2弯曲疲劳强度许用值[(tF]2=852.9<MPa>接触强度用安全系数SHmin=1.40；弯曲强度用安全系数SFmin=1.40；接触强度计算应力(TH=1088.8<MPa>接触疲劳强度校核crHK[(rH]=满足；齿轮1弯曲疲劳强度计算应力(7Fi=309.6<MPa>齿轮2弯曲疲劳强度计算应力(7F2=321.2<MPa>齿轮1弯曲疲劳强度校核(tFK[(7F]i=满足；齿轮2弯曲疲劳强度校核(7F2<[(TF]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<mmA2/s>有一定量点馈Us=不允许；小齿轮齿面粗糙度Z1R=R>6仙m<R葬1仙m>载荷类型Wtype二静强度；齿根表面粗糙度Zfr=R>16^im<R葬2.6m>刀具基本轮廓尺寸；圆周力Ft=6709.226<N>;齿轮线速度V=5.574<m/s>;使用系数Ka=1.210；动载系数Kv=1.062;齿向载荷分布系数KHB=1.000;综合变形对载荷分布的影响K。s=1.000;安装精度对载荷分布的影响K。m=0.000;齿间载荷分布系数KHa=1.100;节点区域系数Zh=2.329;材料的弹性系数Ze=.800;接触强度重合度系数Z£=0.873;接触强度螺旋角系数Z0=0.959;重合、螺旋角系数Z&==0.837;接触疲劳寿命系数Zn=1.30000;润滑油膜影响系数Z防二0.96396;工作硬化系数Zw=1.0000O;接触强度尺寸系数Zx=1.00000;齿向载荷分布系数Kfb=1.000;齿间载荷分布系数KFa=1.100;抗弯强度重合度系数Ye=0.773;抗弯强度螺旋角系数Yb=0.885;抗弯强度重合、螺旋角系数YeB=0.685;寿命系数Yn=1.46323;齿根圆角敏感系数丫力=1.00000;齿根表面状况系数Yrr=1.00000;尺寸系数Yx=1.00000;齿轮1复合齿形系数Yfs1=4.05147;齿轮1应力校正系数Ysa1=1.66121;齿轮2复合齿形系数Yfs2=4.20222;齿轮2应力校正系数Ysa2=1.59158;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：793.65r/min;功率:37.4kW;转矩：450034.65Nmm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15mm40mm27mm42mm10mm40mm15mm40mm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向剪力水平向个矩轴向扭矩42mm28.5mm6164.378N0NJ-mm0NJ-mm355269.504N-mr10NJ-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跑离40mm7.5mm

40mm59.5mm40mm图3-1取力器一轴支反力计算见3-5:表3-5一轴支反力距左端跑离水平支反力Rh1垂直支反力Rv17.5mm-6832.1N-3674.91N距左端跑离水平支反力Rh2垂直支反力Rv259.5mm6832.11N-2489.45N力见表3-6表3-6一轴力x/mmd/mmm1/N・mmm2/N・mm7.5400028.542162912.55225417.3559.5400.520.5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M0Nmm扭矩t：onmm截面的计算工作应力：0MPa许用疲劳应力：291MPa7.5mm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M58183.05Nmm扭矩T:0Nmm截面的计算工作应力：9.09MPa许用疲劳应力：291MPa15mn#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M58183.05Nmm扭矩T:0Nmm截面的计算工作应力：9.09MPa许用疲劳应力：291MPa15mmy1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M225417.35Nmm扭矩T:0Nmm截面的计算工作应力：30.43MPa许用疲劳应力：291MPa28.5mm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M127251.79Nmm扭矩T:0Nmm截面的计算工作应力：17.18MPa许用疲劳应力：291MPa42mmy1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M54536.56Nmm扭矩T:0Nmm截面的计算工作应力：8.52MPa许用疲劳应力：291MPa52mmy1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M0.52Nmm扭矩T:0Nmm

截面的计算工作应力：0MPa许用疲劳应力：291MPa59.5mm处弯曲应力校核通过；结论：弯曲应力校核满足要求八Fh/N八八Fh/N2520252003:王13640:王13640-6S0-G80C-bJUL图3-2图3-2垂直面剪力图图3-3水平面剪力图h^hrmm0021CJ0M-14COOO图3-5h^hrmm0021CJ0M-14COOO图3-5水平面弯矩图图3-6合成弯矩图图图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: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：450012.61Nmm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：iiooMPa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：100.5;许用剪应力围：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15mm40mm30mm40mm40mm48mm15mm40mm15mm40mm40mm40mm轴的总长度：155mm轴的段数：6轴段的载荷信息见表3-8:

表3-8二轴各段载荷直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平向剪力水平向为矩轴向扭矩40mm30mm0N0N・mmi1170.419N206699.205N・mm0N•mm48mm65mm0N0N・mmi0N0N・mm450012.61N-mm40mm135mm0N0N・mmi0N0N・mm450012.61N-mm轴所受支撑的信息见表3-9:表3-9二轴支撑直径距左端跑离40mm7.5mm40mm92.5mm图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Rv17.5mm-3292.33N0N距左端跑离水平支反力Rh2垂直支反力Rv292.5mm2121.94N0N力表3-11表3-11二轴力x/mmd/mmm1/N・mmm2/N・mm7.54000304074077.41132621.78654858354.8958354.8992.5402.342.34135403.573.5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M132621.78Nmm扭矩T:900025.22Nmm截面的计算工作应力：93.73MPa许用疲劳应力：291MPa30mmy1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M100793.11Nmm扭矩T:900025.22Nmm截面的计算工作应力：92.76MPa许用疲劳应力：291MPa45mmy1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M58354.89Nmm扭矩T:900025.22Nmm截面的计算工作应力：53.16MPa许用疲劳应力：291MPa65mmy1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M15916.67Nmm扭矩T:0Nmm截面的计算工作应力：1.44MPa许用疲劳应力：291MPa85mmy1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M3.28Nmm扭矩T:0Nmm截面的计算工作应力：0MPa许用疲劳应力：291MPa125mnit弯曲应力校核通过；结论：弯曲应力校核满足要求。小Flv收GQ1X)X(.\88C叫3、.7i00JGQ1X)X(.\88C叫3、.7i00J212J-1121212U.嵬图4-11扭矩图图4-12合成弯矩图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取力器一轴轴承一轴受力分析一轴齿轮1受力:转矩：T=450000Nmm分度圆直径：d1=134.144mmlT450000F=-=d1134,144=3354.604N;径向力：Fr=Ftan*3354.604Xan20°=1220.979N;轴向力：Fa=FsinB=3354.604冶n23.25=1324.213N;F3354.163,圆周力：Ft===3082.189N;cosncos20设计参数径向力Fr=1220.979<N>;轴向力Fa=1324.213<N>;圆周力Ft=3082.<N>;轴颈直径d1=40<mm>转速n=793.65<r/min>;要求寿命Lh'=15000<h>;作用点距离L=56<mm>Fr与轴承1品E离Li=33<mm>Fr与轴心线距离La=67.072<mm>温度系数ft=1；润滑方式Grease=油润滑；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>；.计算轴承受力轴承1径向支反力Fr1=1666.96<N>;轴承1轴向支反力Fa1=1350.99<N>;轴承2径向支反力Fr2=2935.03<N>;轴承2轴向支反力Fa2=2675.2<N>;计算当量动载荷当量动载荷P1=2000.35<N>;当量动载荷P2=3522.04<N>;校核轴承寿命

轴承工作温度T=<=120<C>；轴承寿命L10=1484<10A6转>;轴承寿命Lh=31162<h>;验算结果Test=合格。取力器二轴轴承二轴受力分析二轴齿轮2受力：转矩T=450000Nmm分度圆直径：d2=92.513mmF==d2径向力45000092.513=4864.187N;Fr=Ftann=4864.187Xan20=1770.419N;轴向力Fa=FsinB=4864.187注in23.25=1920.108N;F4864.187圆周力：Ft===4469.172N;cosncos20设计参数径向力Fr=1770.419<N>;轴向力Fa=1920.108<N>;圆周力Ft=4469.172<N>;轴颈直径d1=40<mm>转速n=1150<r/min>；要求寿命Lh'=15000<h>;作用点距离L=84<mm>Fr与轴承1品E离L1=58<mm>Fr与轴心线距离La=46.256<mm>温度系数ft=1；润滑方式Grease=油润滑；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>计算轴承受力轴承1径向支反力Fri=1474.11<N>;轴承1轴向支反力Fai=-1577.29<N>;轴承2径向支反力Fr2=3836.65<N>;轴承2轴向支反力Fa2=342.82<N>;计算当量动载荷当量动载荷Pi=1591.49<N>;当量动载荷P2=1649.48<N>;校核轴承寿命轴承工作温度T=<=120<C>；轴承寿命L10=18597<10A6转,；轴承寿命Lh=269527<h>;验算结果Test=合格。二轴齿轮用轴承选用两个32908圆锥磁子轴承，受力与以上轴承相同，作用点距离L=16mn<84mm合格。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=10Nmm轴的直径d=42mm；键的类型sType=A型；键的截面尺寸b>h=12x8mm；键的长度L=22mm；键的有效长度L0=10.000mm;接触高度k=3.200mm；最弱的材料Met=钢；载荷类型PType=静载荷；许用应力[(rp]=135MPa；计算应力叩=0.015MPa；校核计算结果：(7<[(7]满足。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=450000Nmm模数m=2mm；花键压力角a=30°；齿数z=22;分度圆直径d=44.0mm;花键轴大径直径Dee=46.0mm；键齿工作高度h=2.00mm;L=20mm；不均匀系数巾=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；许用挤压应力围(Tpp=30〜60MPa；许用应力[(rp]=45.0MPa;计算应力6p=30.992MPa;校核计算结果：(rp<[(Tp]满足。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=450000Nmm模数m=2mm；花键压力角a=30°；齿数z=17;分度圆直径d=34.0mm;花键轴大径直径Dee=36.0mm；键齿工作高度h=2.00mm;键的长度L=20mm；不均匀系数巾=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；许用挤压应力围(Tpp=60〜100MPa；许用应力[(rp]=80MPa；计算应力叩=51.90MPa；校核计算结果:o-p<[0-p]满足。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=540000Nmm模数m=2mm；花键压力角a=30°；齿数z=33;分度圆直径d=66.0mm;花键大径直径Dew=69.0mm；花键轴大径直径Dee=68.0mm；键齿工作高度h=2.00mm;键的长度L=6mm;不均匀系数巾=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；许用挤压应力围(Tpp=30〜60MPa；许用应力[(rp]=60MPa；计算应力6p=55.096MPa;校核计算结果：(rp<[(Tp]满足。第4章主要零件加工工艺过程取力器二轴的加工工艺过程取力器二轴加工工艺二轴零件图如图4-1所示图4-1二轴毛坯：20CrMnTi棒材。工序：10铳端面，打中心孔；20粗车外圆〔小40长48部分，（|）47部分〕；30粗车外圆〔小37部分，小40长40部分〕；40半精车外圆〔小40长48部分，小47部分〕；50半精车外圆〔小37部分，小40长40部分〕；60倒圆角；70两端倒角；80中间检验；90滚轴端花键；100滚中间花键；110磨外圆；120钻螺纹孔；130攻螺纹；140去毛刺；150最终检验。二轴中间花键参数计算渐开线花键齿数Z=22压力角a=30°模数m=2mm公差等级：f6花键配合长度：g=20mm分度圆直径：D=mZ=44mm分度圆周长之半：LmZ/2=Tt>2>22/2=69.115mm公差因数：fm0.0125D=2+0.0125M4=2.550mm周节积累公差Fp=5jL12.5=5X759.115+12.5=50.943^m齿形公差ff=4f25=4>2.550+25=35.200仙m齿向公差F=1.25后6.3=1.25020+6.3=11.890^m综合公差0.6"(Fp)2(ff)2(F)2=0.6xj(50.943)2(35.200)2(11.890^:37.831m齿槽宽和齿厚的总公差：〔T+入〕=25i1+100i2=25>1.633+100>0.662=92.833ami1=0.45VD+0.001D=0.45>^44+0.001>44=1.633mi2=0.45Vs+0.001S=0.45X^3.142+0.001>3.142=0.662^m基本齿厚S=0.5兀m=3.142mm作用齿厚上Sv偏差esv=-25nm作用齿厚最大值：Smax=S+esv=3.117mm实际齿厚最小值：Smin=Svmax-〔T+入〕=3.117-0.=3.024mm作用齿厚最小值：Svmin=Smin+入=3.+0.038=3.062mm实际齿厚最大值：Smax=Svmax—入=3.117+0.038=3.155mm二轴轴端花键渐开线花键齿数Z=17压力角a=30°模数m=2mm公差等级：h6花键配合长度：g=20mm分度圆直径：D=mZ=34mm分度圆周长之半：LmZ/2=：t>2X7/2=53.407mm公差因数：fm0.0125D=2+0.0125>36=2.450mm周节积累公差Fp=5TL12.5=5053.407+12.5=49.040^m齿形公差ff=4f25=4>2.450+25=34.800仙m齿向公差F=1.2586.3=1.25X720+6.3=11.890^m综合公差0.6，(Fp)2(ff)2(F)2=0.6xj(49.040)2(34.800)2(11.890^:36.778am齿槽宽和齿厚的总公差：〔T+入〕=25i1+100i2=25>1.522+100>0.662=104.25ami1=0.45VD+0.001D=0.45知36+0.001>36=1.522业mi2=0.45Vs+0.001S=0.45X^3.142+0.001>3.142=.6622^m基本齿厚S=0.5兀m=3.142mm作用齿厚上Sv偏差esv=—25nm作用齿厚最大值：Svmax=S+es,=3.117mm实际齿厚最小值:Smin=Svmax-〔T+入〕=3.117-0.104=3.013mm作用齿厚最小值：Svmin=Smin+入=3.013+0.=3.050mm实际齿厚最大值：Smax=Svmax—入=3.117+0.=3.154mm

取力器二轴齿轮加工工艺过程取力器二轴齿轮加工工艺零件图如图4-2所示。图4-2齿轮2毛坯：20CrMnTi锻件工序：10铳两端面；20扩孔〔小59孔〕;30粗车外圆U101部分，小80部分〕；40半精车外圆U101部分〕;50车槽〔小65宽2〕；60车槽〔小71宽2.5〕；70中间检验；80滚齿〔外齿轮〕；90插齿〔齿圈〕；100半精车孔〔小62孔〕；110倒圆角R0.5;120中间检查;130热处理；140磨孔〔小62孔〕；150最终检验。二轴齿轮齿圈参数渐开线花键齿数Z=33压力角a=30°模数m=2mm公差等级：H8小径：Dii=64mm齿形裕度：CF=0.1m=0.1>2=0.2m花键小径Dii极限偏差：300仙m花键配合长度：g=6mm分度圆直径：D=mZ=66mm分度圆周长之半：LmZ/2=Tt>2>33/2=103.672mm公差因数：fm0.0125D=2+0.0125M4=2.550mm周节积累公差Fp=7.1^L18=7.1xJ103.672+18=90.291.m齿形公差ff=6.3f40=6.3>2.550+40=56.065pm齿向公差F=2.0而10=2X76+10=14.899^m综合公差0.6J(Fp)2(ff)2(F)2=0.6xj(90.291)2(56.065)2(14.889)2=64.392am齿槽宽和齿厚的总公差：〔T+入〕=25ii+100i2=25X2.478+100X0.662=128.150^mi1=0.45VD+0.001D=0.45X3/66+0.001>66=2.478mi2=0.45爽+0.001S=0.45&3/42+0.001>3.142=0.662^m基本齿厚S=0.5兀m=3.142mm作用齿厚上Sv偏差esv=-30nm作用齿厚最大值：SVmax=S+esv=3.142-0.03=3.112mm实际齿厚最小值：Smin=SVmax-〔T+入〕=3.112—0.128=2.984mm作用齿厚最小值：Svmin=Smin+入=2.984+0.064=2.920mm实际齿厚最大值：Smax=SVmax—入=3.112+0.064=3.048mm拨叉轴加工工艺过程零件图如图4-3所示。图4.3拨叉轴毛坯：45#B件。10粗车外圆;20铳端面；30铳大端两平面；40半精车外圆；50钻孔〔小6孔〕;60磨外圆；70铳球面〔SR2.5〕；80去毛刺，修正；90最终检验。轴承盖加工工艺过程零件图如图4-4所示。图4-4轴承盖毛坯：HT150#件。工序：10铳端面；20铳另一端面；30粗链小42孔;40车外圆〔小62,小92〕;50粗链小62孔;60半精链（42孔;70磨小62孔；80磨小62孔端面；80车1:5锥面；90倒圆角；100倒角；110钻孔小7;120钻孔小2;130取毛刺；140最终检验零件材料的选择齿轮材料选择齿轮主要的失效形式有齿面点蚀、齿面胶合、齿面塑性变形和轮齿折断等。因此要求齿轮材料有高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，齿面要有足够的硬度和耐磨性，芯部要有一定的强度和韧性。20CrMnTi钢具有较高的机械性能，在渗碳淬火低温回火后，表面硬度为58-62HRC芯部硬度为30-45HRC20CrMnTi的工艺性能较好，锻造后以正火来改善其切削加工性。此外,20CrMnTi还具有较好的淬透性，由于合金元素钛的影响，对过热不敏感，故在渗碳后可直接降温淬火。且渗碳速度较快，过渡层较均匀，渗碳淬火后变形小。适合于制造承受高速中载及冲击、摩擦的重要零件，因此根据齿轮的工作条件选用20CrMnTi钢比较合适。轴材料选择20CrMnTi是性能良好的渗碳钢。具淬透性较高，在保证淬透情况下，具有较高的强度和韧性经渗碳淬火后具有硬而耐磨的表面与坚韧的心部，特别是具有较高的低温冲击韧性。良好的加工性，特加工变形微小，抗疲劳性能相当好。轴材料选用20CrMnTi钢比较合适。拨叉轴材料选择拨叉轴受力比较小，工作条件较好，强度和刚度要求不高，选用45号钢即可。轴承盖材料选择轴承盖材料选用HT15Q在灰口铁中，由于片状石墨的存在使其抗拉强度和塑性大大低于钢材，但片状石墨对抗压强度和硬度影响不大，仍然接近于钢材。而且片状石墨使灰口铁具有良好的消震性，减磨性和切削加工性。HT150的铸造性好,熔炼设备简单，价格便宜，所以轴承盖材料选用HT15岷合适。

取力器操纵机构设计操纵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。操纵机构由手柄套,手柄，销轴，拨叉轴,拨叉，定位机构组成。手柄图如图4-5所示。图4-5手柄第5章取力器润滑与密封为减少摩擦引起的零件磨损和功率损失，须在壳体注入齿轮油。该取力器采用飞溅方式润滑各齿轮副，轴与轴承等零件表面。取力器安装在变速器左侧，高度方向与变速器中间轴相平。变速器中润滑油高度一般到变速器高度三分之二左右，所以取力器部所有零部件均寝泡在润滑油中。安装取力器后，根据取力器部容积增加变速器齿轮油油量。取力器箱体底部为斜面，向变速器箱体倾斜，排油时，将变速器润滑油排净，则取力器箱体润滑油经变速器排净。取力器与变速器结合面密封及取力器箱体与取力器盖密封均采用石棉橡胶垫片〔NY400〕密封，取力器动力输出轴的密封采用油封〔唇形密封圈GB/T13871-1992〕密封，取力器拨叉轴的密封采用油封〔C型防尘圈GB/T10708.3-2000〕密封。第6章结论以上是对EQ1181货车变速器取力器的设计。设计中，充分考虑到车型与专用装置的匹配，经济性及动力性。在结构设计中，做到体积小，质量轻，以保证有足够的空间，使安装和维修更加方便。在设计中，考虑到专用装置〔洒水车用水泵〕工作要求，将取力器设计为两轴式取力器即可，该形式结构简单，制造容易。在设计动力切换方式中，由于变速器中间轴取力器齿轮是斜齿轮，取力器动力输出齿轮不能采用滑移齿轮。变速器取力窗口宽度方向尺寸较小，取力器动力输入齿轮不能做成双联齿轮。考虑到以上两点，采用结合齿圈方式，来实现动力切换。本次设计运用《机械设计手册软件版》完成设计中的大部分计算校核，提高了计算的准确性。通过计算，该取力器到达设计要求。结构紧凑，操作轻便，良好的经济性和动力性。结构设计合理，基本可以用于实际生产和使用。［1］东风汽车商用车公司市场销售总部.《东风商用车车用取力器汇编》［M］.石堰：东风汽车变速箱，2006.［2］东风汽车商用车公司市场销售总部.《08东风国III商用车车用取力器资料汇编》［M］.石堰：东风汽车变速箱2008.［3］春来等.洒水车取力器与水泵的配套应用［J］.:专用汽车，2005.4.［4］雁等.取力器传动比的优选法［J］.:专用汽车,2002.4.［5］成大先.《机械设计手册》［M］.:化学工业，1999.［6］金剑.用车取力器的选型和配套应用［J］.江市：江科技，2006.4.［7］何明辉.《专用汽车设计》［M］.:大学,1994.9［8］徐达.《专用汽车工作装置原理与设计计算》［M］.:理工大学,1998.1［9］东风汽车商用车市场销售总部.《08东风国田汽车取力器资料汇编》［M］.石堰：东风汽车变速箱2008.4［10］周明衡.《减速器选用手册》［M］化学工业,2002.6［11］程及士.《减速器和变速器设计与选用手册》［M］机械工业2207.1［12］展.《减速器设计选用手册》［M］科学技术2002.5［13］徐圣群《简明机械加工工艺手册》［M］科学技术1994.11HchoWH.StudyontheApplicationofModernDesignMethodforAutomobileManualTransmission［J］.InternationalJournalofVehicleDesign.1982H.W.RuhlmanandK.H.Cochey,TheHydre-matic290-ANewManualTransmissionforGeneralMotorsLightDutyTrucks.SAE872226:8890致谢本次毕业设计是在王天利老师的指导下完成的。在毕业实习过程中，老师细心为我们讲解实习过程中遇到的问题，为之后的毕业设计奠定里基础。在毕设设计过程中，尤其是在校外实习过程中，我多次麻烦老师，在此表示忠心感谢。同时感谢工业大学和一汽集团，为我们提供毕业实习的机会。同时也感谢帮助过我同学们。在老师，同学的帮助下，我顺利的完成了毕业设计，同时也锻炼了自己机械设计的能力。在此表示深深谢意。附件1专业外文及翻译Sprinklerpumps,powertakeoffandautomotiveengineistoensurethecorrectmatchingdesignofthenormaloperationofitsfactors,thesprinklerisapreconditionfortheuseofreliability.Day-to-dayoperationofthecorrectuseofstatepoweristoensurethattheaccessdeviceofthekeyconditionsoflife,whentakingacertainratioofpowerdevices,thedrivercontrolthesizeoftheenginethrottlespeedisthekeytorunningwater.Pumpspeedofadirectimpactontheoperationofthecheck'slifeforce.Changesinshaftpower,thelargercoefficientonthedesignofinsuranceintermsofitsimpactonthesmallerpumps,andpowerdevicesfortheimpactofcheckisfatal.AutomotiveDesigntypicallytakethelargestpoweroutputof30kW,normallysufficienttomeettheneedsoftransmissionandpower,butforproduct-drivenpumpsshouldbetakenintoaccountthepowerandspeedisdirectlyproportionaltothecubicrelationship,duetotakepowertransmissiondevice41.47kWdesignpowerismuchlargerthan30kW,sonow'sinjuryfrompowerisinevitable,itshouldtakepowerdevicemanufacturersandusersofhighpriority.Sprinklercertainchassis,thepumpsandcheckourselectionofmatchingdevicesistoensurereliableandeconomicoperationofitskeyfactors.Checkpowerdesigntoincreasemaximumoutputpowerandusersusethecorrectstateistoreducetheforcefromthedeterminantsoffailure.Productiononlyfrompowerplants,sprinklerFactoryandusersworktogethertoensurethatsprinklerinastateofcontinuousworktominimizethefailurerateinordertoimproveaccessofPowerplant,sprinklerFactorycredibilityandtheefficiencyofusers.ToSelectthetypeofpowertakeoffTherapiddevelopmentofChina'sSpecialVehicle,togetourcar'sIncreasingdemand.However,becausemanymanufacturersandusersadaptedtotheCheckourperformanceisnotveryunderstanding,duetotakepowerwiththevehicletomakeSelectionEmploymentstatusdoesnotmatchtheforceresultingfromshorteningthedevicelife,andevenmadeIntothequalityofincidentsoccurfromtimetotime,tomanufacturersanduserswithmodifiedToalotofinconvenienceandeconomiclosses.InresponsetotheseconditionsSituationistakenonthevehicle'sabilitytomakeabriefintroductionSelectionforFactoryHomeandtheuserreference.1determinetheforcerequiredtochecktheperformanceandparametersofthemainbrowserDifferentusesneedtoconfigurethedifferentvehiclesusedexclusivelyontheperformanceparametersCheckpowerdevices.CheckourperformanceandparametersarebasedmainlyontheuseofvehiclesMaybe,andmustbeconnectedwiththetransmission,engine,gearpumpOraircompressortomatchtheperformanceProcessisinstrictaccordancewithindustrystandards,andhasbeenlargelydetermineitsThescopeofuseconditions.Suchasdumptruck,duetorestrictionsonitsuse,one-timeConsecutiveworkinghoursisnotverylong,sodonothavetoomuchpowertochoose,itisnecessarytoOrdertocheckfortheworkforce,andinordertoavoidunnecessarywasteofresources.Andfiretrucks,bulkcementtruck,cementmixertruck,truckandSpecialPurposeVehicle,suchasoil,duetotheneedforalongerperiodoftimeofcontinuouswork,itisnecessarytochooseGreaterpowertoforcecontinuousoperationoftheaccessdevice.Atpresent,havebeensuccessfullyCheckenginedevelopmentandmaintenanceofpoweruseandlowcost,reliabilityandBetteraccesstopowergraduallytoreplacetheclutch,andtransmissionofPowerfromashaftAndsoon,andbecomethefirstchoiceforthesevehicles.CheckourperformanceparametersincludeCheckpowertransmissiondevicetomatchthemaximumoutputtorque,speedratiofromedgedevices,gymnasticsLongitudinalapproach,sustainableworkinghours,workingtemperatureandsoon.TheperformanceThechoiceofparameterstheuserneedsvaryaccordingtotherequirementsofDeterminednotelaborate.todeterminethewayfromedgePowertakeoffmodedevicesneedtotakepowerinfavorofvehiclelayout.TakepowerfromthedeviceThecarthewayfromthemainpowerfromtheflywheelpower<thatis,directlyfromthelaunchPowermachinecheck>,checktheclutch,andacheck-axisforceandpowertransmissioncheck.ItsIntransmission,includingtransmissionaccessandpowerpre-check,andchecktherearedge,topCheck,andcheckoursideandsoon.Poweroutputfromavarietyofways,thereareSingle-output,dualoutput,withoutputflange,internalandexternalsplineoutput,adirectlinkPumpandsoon.ManufacturersanduserstobemodifiedaccordingtotheirdifferentneedsChooseadifferentwayoftakingpowerfromthepowerdevice.todeterminethesizecheckourinterfacePowertakeoffinstalledindifferentways,interfacesarenotthesamesize.CheckourinterfacemodelandenginesizeandtransmissiontypedirectlyClearance.EngineandtransmissionmanufacturersofdifferentsizeandconnectivityCheckthepoweropenwindowisnotthesame,theusermustknowtheselectedchassisEnginemodel,transmissionmodel,conditionandmatchtheuseoftheaccessedgeParameters,powerdevicemanufacturersaccesstoinformationbasedonuserandCheckthematchingofPower.AsaresultofChina'scurrentpowerproductiondevicemanufacturersgetmoreaccessDevelopmentofbasicdeviceistheabilitytoimitate,absorb,assimilatethestructureofsimilarproductsabroadAndtechnology,socheckthequalityofourproductsdependsprimarilyonmanufacturingtechnologyAndtestingwhetherthemeansofadvancedandreasonable.ConvertedthemajorityofmanufacturersandusersTakepowerinthechoiceofwhenthosewhoonlylookforthestrongforcefromProductionManufacturerstoobtaintherelevanttechnicalsupportinordertoavoidunnecessaryEconomiclosses.取力器使用寿命的影响分析洒水车水泵、取力器和汽车发动机的正确匹配是保证其正常运行的设计因素，这些只是洒水车使用可靠性的前提条件。日常正确的操作使用状态是确保取力器使用寿命的关键条件，当取力器的速比一定时，司机控制发动机油门的大小是水泵运转快慢的关键。水泵运转的快慢直接影响了取力器的寿命。轴功率的变化，对设计保险系数较大的水泵而言其影响较小，而对于取力器的影响则是致命的。汽车取力器一般设计最大输出功率为30kW,正常情况下足以满足传动与功率的需求，但对于驱动水泵类产品时应考虑其功率与转速的立方成正比关系，由于取力器要传输41.47kW远远大于设计功率30kW,所以此时取力器的损伤是必然的，这一点应该引起取力器生产厂家和用户的高度重视。洒水车底盘一定时，水泵和取力器的匹配选型是保证其可靠和经济运行的关键因素。取力器设计最大输出功率的提高和用户正确的使用状态是减少取力器故障的决定因素。只有取力器生产厂、洒水车改装厂和用户共同努力，才能确保洒水车在连续工作状态下故障率减少到最小，以提高取力器生产厂、洒水车改装厂的信誉和用户的工作效率。关于汽车取力器选型我国专用车迅猛发展，对汽车取力器的需求日益增大。但是