EQ1181型载货汽车变速器取力器设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 I 摘 要 本 次 设计的 取力器 是 与 载货汽车 变速器匹配，变速器最大输出扭矩 850求： 取力器最大输出扭矩 450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 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内两齿轮中心距范围，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 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5050to of of of of a to a be of in a to in of of to to of of of by a is be in 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 录 第一章 绪 论 . 1 力器简介 . 1 力器分类 . 1 第二章 取力器方案设计及论证 . 2 力器设计要求 . 2 力器方案论证 . 2 知东风 速器及专用装置参数： . 2 案论证 . 3 第三章 取力器参数设计计算 . 4 力器传动比及齿轮齿数的确定 . 5 力器传动比的确定 . 5 力器齿轮齿数的确定 . 5 力器中心距 . 7 力器齿轮计算与校核 . 8 力器轴计算与校核 . 13 力器一轴的设计过程： . 13 力器二轴设计过程： . 18 力器轴承的选用 . 21 力器一轴轴承 . 22 力器二轴轴承 . 23 力器键连接设计 . 24 力器一轴平键 . 24 力器二轴滑移花键 . 25 力器二轴法兰花键 . 25 力器齿轮 2齿圈 . 26 第四章 主要零件加工工艺过程 . 27 力器二轴的加工工艺过程 . 27 力器二轴加工工艺 . 27 轴中间花键参数计算 . 28 轴轴端花键 . 29 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 力器二轴齿轮加工工艺过程 . 30 力器二轴齿轮加工工艺 . 30 轴齿轮齿圈参数 . 31 叉轴加工工艺过程 . 32 承盖加工工艺过程 . 33 件材料的选择 . 34 轮材料选择 . 34 材料选择 . 34 叉轴材料选择 . 34 承盖材料选择 . 34 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 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 第 1 章 绪 论 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。 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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 第 2 章 取力器方案设计及论证 力器设计要求 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。 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。 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。 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。 力器方案 论证 知东风 动机、变速器及专用装置参数： 1、发动机 发动机型号： 额定功率 /转速 (KW/ 155/2500； 最大扭矩 /转速 (Nm/： 700/1500； 低怠速 ( 750； 最高空载转速 ( 2750； 排放法规： 进气气形式：增压中冷； 2、变速器 变速器型号： 变速器输入轴与中间轴传动比： 中间齿轮齿数： 23； 3、选用水泵 水泵型号： 8020； 流量： 40 3m /h 或 666L/ 杨程： 120m； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 输入轴转数： 1150 轴功率： 20 自吸高度： 转矩 =功率 /（转数 *2=20000/(*166 4、设计要求： 与 货汽车 速器最大输出扭矩 850力器最大输出扭矩 450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。 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 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；两轴式可一定范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 相等，并尽量减小夹角 。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 载货汽车 变速器匹配，外接专用装置 8020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。本次设计的取买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 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 图 1力器简图 123； 4 56轴； 7； 8取力器一轴 第 3 章 取力器参数设计计算 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 力器传动比及齿轮齿数的确定 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 1500 变速器输入轴与中间轴传动比 中间轴齿轮齿数 23； 水泵输入轴转数： 1150 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 =1500/000 取力器传动比 =取力器输出轴转速 /变速器中间轴转速 =1150/1000= 力器齿轮齿数的确定 取力器示意图如图 3 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=3 2齿数： 2Z=3Z/i=23/0 图 3力器简图 123； 4 567； 8取力器一轴 取力器齿轮 1 参数根据取力器输出轴位置确定。 取力器安装 位置如图 3示。 已知变速器中间轴齿轮参数： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 齿数： 23； 法向模数： 压力角： 20； 螺旋角： 径向变位系数： 0； 螺旋方向：右； 齿宽： 29 中间轴齿轮分度圆直径： 图 3力器 安装示意图 D= / =23 = 取力器齿轮 2 参数： 齿数： 20； 法向模数： 压力角： 20； 螺旋角： 径向变位系数： 0； 螺旋方向：右； 齿宽： 29 分度圆直径： 2D= / =20 =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=65 取力器齿轮 1 分度圆直径可计算： 1D+2D/2=h+170 1D= h+170=65+=135力器齿轮 2 齿数： 12c o s / m=135 ，与齿轮 2 齿数 20，中间轴齿轮齿数 23 均无公因数。 表 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 齿宽 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 齿轮 1 29 0 0 左 29轮 2 20 0 0 右 29力器中心距 12( ) / 2 c o m Z Z = 29+20） /（ 2 = 21 H Z Z （ 3 u= K= K = 取 动载荷系数，选取 K 取 K =1； K 取 K = 1T=450000 2= 2s i n 2 0 c o s 2 0= 取 计算接触强度的重合度系数， 4 3 = 算得= a= 许用接触应力，经计算得 根据公式 3 23 1 . 4 5 4 5 0 0 0 0 2 . 5 1 8 9 . 8 0 . 9 2 50 . 6 9 1 2 0 . 2 5 6 0 . 6 9 1 1 1 8 . 9A = 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 A= 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 计参数 传递转矩 由设计要求得 T=450(N m)； 齿轮 1 转速 ： 500 9=r/ 齿轮 2 转速 ，即是水泵输 入轴转速： 150(r/ 传动比 i= 原动机载荷特性 微振动 ； 工作机载荷特性 匀平稳 ； 预定寿命 H=15000(小时 )。 置与结构 结构形式 式 ； 齿轮 1 布置形式 称布置 ； 齿轮 2 布置形式 对称布置（轴钢性较大） ； 料及热处理 齿面啮合类型 齿面 ； 热处理质量级别 Q=等 ； 齿轮 1 材料及热处理 0 齿轮 1 硬度取值范围 6 62； 齿轮 1 硬度 9； 齿轮 1 材料类别 ； 齿轮 1 极限应力类别 3； 齿轮 2 材料及热处理 0 齿轮 2 硬度取值范围 6 62； 齿轮 2 硬度 9； 齿轮 2 材料类别 ； 齿轮 2 极限应力类别 3； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 轮精度 齿轮 1 第组精度 ； 齿轮 1 第组精度 ； 齿轮 1 第组精度 ； 齿轮 1 齿厚上偏差 ； 齿轮 1 齿厚下偏差 ； 齿轮 2 第组精度 ； 齿轮 2 第组精度 ； 齿轮 2 第组精度 ； 齿轮 2 齿厚上偏差 ； 齿轮 2 齿厚下偏差 ； 轮基本参数 模数 (法面模数 ) 端面模数 螺旋角 = )； 基圆柱螺旋角 b= )； 齿轮 1 齿数 9； 齿轮 1 变位系数 齿轮 1 齿宽 齿轮 1 齿宽系数 齿轮 2 齿数 0； 齿轮 2 变位系数 齿轮 2 齿宽 齿轮 2 齿宽系数 总变位系数 标准中心距 实际中心距 A= 中心距变动系数 齿高变动系数 齿数比 U= 端面重合度 = 纵向重合度 = 总重合度 = 齿轮 1 分度圆直径 1d= 齿轮 1 齿顶圆直径 1 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 齿轮 1 齿根圆直径 1 齿轮 1 基圆直径 1 齿轮 1 齿顶高 1 齿轮 1 齿根高 1 齿轮 1 全齿高 1h= 齿轮 1 齿顶压力角 1 )； 齿轮 2 分度圆直径 2d= 齿轮 2 齿顶圆直径 2 齿轮 2 齿根圆直径 2 齿轮 2 基圆直径 2 齿轮 2 齿顶高 2 齿轮 2 齿根高 2 齿轮 2 全齿高 2h= 齿轮 2 齿顶压力角 2 )； 齿轮 1 分度圆弦齿厚 1 齿轮 1 分度圆弦齿高 1h= 齿轮 1 固定弦齿厚 1 齿轮 1 固定弦齿高 1 齿轮 1 公法线跨齿数 1K=5； 齿轮 1 公法线长度 1 齿轮 2 分度圆弦齿厚 2 齿轮 2 分度圆 弦齿高 2h= 齿轮 2 固定弦齿厚 2 齿轮 2 固定弦齿高 2 齿轮 2 公法线跨齿数 2K=3； 齿轮 2 公法线长度 2 齿顶高系数 顶隙系数 c = 压力角 =20(度 )； 端面齿顶高系数 端面顶隙系数 端面压力角 t= )； 端面啮合角 t= ) 查项目参数 齿轮 1 齿距累积公差 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 齿轮 1 齿圈径向跳动公差 齿轮 1 公法线长度变动公差 轮 1 齿距极限偏差 )1= 齿轮 1 齿形公差 齿轮 1 一齿切向综合公差 1 齿轮 1 一齿径向综 合公差 1 齿轮 1 齿向公差 = 齿轮 1 切向综合公差 1 齿轮 1 径向综合公差 1 齿轮 1 基节极限偏差 )1= 齿轮 1 螺旋线波度公差 = 齿轮 1 轴向齿距极限偏差 )1= 齿轮 1 齿向 公差 齿轮 1x 方向轴向平行度公差 齿轮 1y 方向轴向平行度公差 齿轮 1 齿厚上偏差 齿轮 1 齿厚下偏差 齿轮 2 齿距累积公差 齿轮 2 齿圈径向跳动公差 齿轮 2 公法线长度变动公差 齿轮 2 齿距极限偏差 )2= 齿轮 2 齿形公差 齿轮 2 一齿切向综合公差 2 齿轮 2 一齿径向综合公差 2 齿轮 2 齿向公差 = 齿轮 2 切向综合公差 2 齿轮 2 径向综合公差 2 齿轮 2 基节极限偏差 )2= 齿轮 2 螺旋线波度公差 = 齿轮 2 轴向齿距极限偏差 )2= 齿轮 2 齿向公差 齿轮 2x 方向轴向平行度公差 齿轮 2y 方向轴向平行度公差 齿轮 2 齿厚上偏差 齿轮 2 齿厚下偏差 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 中心距极限偏差 )= 度校核数据 齿轮 1 接触强度极限应力 齿轮 1 抗弯疲劳基本值 齿轮 1 接触疲劳强度许用值 H1= 齿轮 1 弯曲疲劳强度许用值 F1= 齿轮 2 接触强度极限应力 齿轮 2 抗弯疲劳基本值 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 H2= 齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 F2= 接触强度用安全系数 弯曲强度用安全系数 接触强度计算应力 H= 接触疲劳强度校核 H H=满足 ； 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 F1=满足 ； 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 F2=满足 ； 度校核相关系数 齿形做特殊处理 殊处理 ； 齿面经表面硬化 硬化 ； 齿形 般 ； 润滑油粘度 10()； 有一定量点馈 允许 ； 小齿轮齿面粗糙度 z 6 m(1 m)； 载荷类型 强度 ； 齿根表面粗糙度 z 16 m(m)； 刀具基本轮廓尺寸 ； 圆周力 )； 齿轮线速度 V=m/s)； 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数 综合变形对载荷分布的影响 K s= 安装精度对载荷分布的影响 K m= 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 齿间载荷分布系数 节点区域系数 材料的弹性系数 接触强度重合度系数 接触强度螺旋角系数 重合、螺旋角系数 接触疲劳寿命系数 润滑油膜影响系数 工作硬化系数 接触强度尺寸系数 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 抗弯强度重合度系数 抗弯强度螺旋角系数 抗弯强度重合、螺旋角系数 寿命系数 齿根圆角敏感系数 齿根表面状况系数 尺寸系数 齿轮 1 复合齿形系数 齿轮 1 应力校正系数 齿 轮 2 复合齿形系数 齿轮 2 应力校正系数 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 力器一轴的设计过程 ： 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 : 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 转矩： 所设计的轴是实心轴 ； 材料牌号： 20碳 ,淬火 ,回火 ； 硬度 ( 230； 抗拉强度： 1100 屈服点： 850 弯曲疲劳极限： 525 扭转疲劳极限： 300 许用静应力： 440 许用疲劳应力： 291 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 52 最小直径的理论计算值： 满足设计的最小轴径： 40 的结构造型如下：见图 3 轴各段直径长度 见表 3 表 3 一轴各段长度 长度 直径 150720050的总长度： 67 轴的段数： 4； 轴段的载荷信息 见表 3 表 3 一轴各段载荷 直径 距左端 垂直面剪 垂直面 水平面 水平面弯矩 轴向扭买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 距离 力 弯矩 剪力 矩 42NNN所受支撑的信息 见表 3 表 3 一轴支撑 直径 距左端距离 400 3力器一轴 反力计算 见 3 表 3 一轴支反力 距左端距离 水平支反力 直支反力 左端距离 水平支反力 直支反力 力 见表 3 3 一轴内力 x/mm d/mm mm 0 0 0 2 0 曲应力校核如下： 危险截面的 x 坐标： 直径： 40险截面的弯矩 M： 0N 扭矩 T： 0N 截面的计算工作应力： 0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 许用疲劳应力： 291弯曲应力校核通过 ； 危险截面的 x 坐标： 15 直径： 40险截面的弯矩 M： 扭矩 T： 0N 面的计算工作应力： 许用疲劳应力： 2915弯曲应力校核通过 ； 危险截面的 x 坐标： 15 直径： 40险截面的弯矩 M： 扭矩 T： 0N 面的计算工作应力： 许用疲劳应力： 2915弯曲应力校核通过 ； 危险截面的 x 坐标： 直径： 42险截面的弯矩 M： 扭矩 T： 0N 面的计算工作应力： 许用疲劳应力： 291 弯曲应力校核通过 ； 危险截面的 x 坐标： 42 直径： 42险截面的弯矩 M： 扭矩 T： 0N 面的计算工作应力： 许用疲劳应力： 2912弯曲应力校核通过 ； 危险截面的 x 坐标： 52 直径： 40险截面的弯矩 M： 扭矩 T： 0N 面的计算工作应力： 买文档就送您 纸全套， Q 号