毕业设计（论文）-绿化洒水车设计（三吨载重量）底盘变速箱改造设计与校核【全套图纸】

1 绿化洒水车设计（三吨载重量）底盘变速箱绿化洒水车设计（三吨载重量）底盘变速箱 改造设计和校核改造设计和校核 摘摘 要要 洒水车作为一种城市洒水和公路养护的专用作业车辆，其功能越来越细化， 使用范围越来越来广，而且作业频次的提高和连续作业时间的延长，也对其使用 的可靠性提出了更高的要求。因此，设计一辆安全、可靠、耐用的洒水车的市场 前景很广阔，市场潜力巨大，同时也能积极响应自主创新的政策。 本次洒水车的设计主要是在原有二类底盘的基础上，通过改变原有变速器一、 二档的传动比，使其增加来增大扭矩；然后通过取力器从变速器中间轴常啮合齿 轮取力，通过传动轴从而带动水泵工作。水泵通过安装在底盘车架上的水箱总成 和管路总成，根据作业工况的不同进行喷洒作业。 其中原有变速器一、二档传动比的改变主要是洒水量的要求而进行的。一档 传动比的改变主要是适应于洒水量多的作业工况，因为一档传动比大，车速慢， 在水箱容积和洒水宽度不变的情况下，洒水距离短，洒水量就多。而二档传动比 的改变主要是适应于洒水量少的作业工况，因为二档传动比相对小些，车速快， 在水箱容积和洒水宽度不变的情况下，洒水距离长，洒水量就相应的变少。 关键词：洒水车，底盘，变速器，取力器，洒水量 2 REBUILT DESIGN AND CHECK OF CHASSIS GEAR-BOX OF GREEN SPRINKLER (3 TONS DEADWEIGHT) ABSTRACT Watering Machine as a city and highway maintenance sprinkler special operations vehicles, its function increasingly refined, and serviceable range become wider, but the operating frequency of continuous improvement and the extension of operating hours, also on the reliability of the use of a higher demand. Therefore, the design of a safe, reliable, durable sprinkler has broad prospects and give huge market potential, it can also respond positively to the policy of independent innovation. The design for sprinkler can mainly increase torque by increasing the transmission ratio of the first and the second stall of original transmission on the basic of the chassis. Then take-power transmission devices from the intermediate shaft normally engage gears, through the drive shaft drive pump working work. Through the installation of pumps to the chassis frame assembly on the tank and piping assembly, operating under different working conditions for spraying operations. Design of transmission ratio of the first and second stallof transmission depends on the quantity of spraying water. The first stall transmission ratio change is mainly adapted to the sprinkler volume of operating conditions, as a stall transmission ratio, slow speed, volume in tanks and sprinkler width of the same circumstances; a short distance from the sprinkler, sprinkler volume is high. And the second stalls transmission ratio change is mainly adapted to the less watering working status, because two stalls drive more than a relatively small, rapid speed, volume in tanks and sprinkler width of the same circumstances, a long distance from the sprinkler, sprinkler volume corresponding decrease. 3 Key words：Watering Machine，chassis，transmission，Power-take ，Sprinkler volume 4 目目 录录 第一章第一章 前言前言1 第二章第二章 洒水车总体设计洒水车总体设计3 2.1 洒水车设计的特点和要求.3 2.2 洒水车的总体布置参数.3 2.3 洒水车各总成质量.4 2.4 洒水车轴荷质量计算与质心位置的确定6 第三章第三章 变速器改装与设计变速器改装与设计.9 3.1 、档传动比的确定.9 3.2 、档齿轮齿数的确定.10 3.3 变速器轴直径选择与校核13 3.4 变速器齿轮校核18 3.5 变速器轴承选择与校核23 3.6 变速器轴键选择与校核.26 第四章第四章 取力器的设计取力器的设计28 第五章第五章 水管的设计水管的设计33 第六章第六章 水箱的设计水箱的设计36 第七章第七章 洒水车的经济分析洒水车的经济分析41 第八章第八章 结论结论43 参考文献参考文献44 致谢致谢45 5 第一章第一章 前言前言 洒水车作为专用车的一种，在城市洒水和绿化中具有重要的地位。国外最早 发展洒水车车产品的是美国和西欧的一些国家。二战后，相继在日本、前苏联等 国得到了一些发展，国外洒水车企业对其产品外观质量的重视程度给人留下了深 刻的印象，有许多零部件制作得非常精致，真可以说是一件工艺品。 其中值得一提得是日本洒水车企业，他们设计得罐式车绝大多数采用铝合金 和不锈钢材料做罐体。这样既能减轻车辆自重，又能提高罐体的抗腐能力。大多 数国外企业采用的车架都是镀锌的，这样既可以防腐蚀又可以起到美观的作用。 有些车辆采用的侧面防护采用不锈钢钢管制作的，既美观又可以起到很好的防护 性能。设计洒水车采用的取力器、水泵，效率高，可靠性好，稳定性强。 国内洒水车开发和研制相对比较晚，到目前为止，虽然数量比较多，但质量 还是与国外洒水车企业有差距的。具体体现在以下几个方面： 1、国内企业采用的洒水车车架只是涂漆的，这样很容易腐蚀且不美观，有 些汽车没出厂就已是锈迹斑斑了。 2、国内企业洒水车产品在尺寸精度、外观设计及外部涂层的光亮程度等方 面，都远远落后与发达国家。 3、洒水车的侧面防护装置甚至算不上真正的工业产品。 4、洒水车的取力器、水泵，效率低，稳定性，而且常出现漏水、漏油的现 象。 在国家宏观经济持续向好的背景下，我国的汽车产业取得了突飞猛进的发展， 而且增长依然强劲，发展前景普遍看好。而作为汽车产业重要组成部分的专用汽 车，在各种利好因素的推动下，产销规模迅速膨胀，现有产品优化升级和新产品 开发速度不断加快，技术水平有了明显提升。 随着精神文明建设的深入发展和人们对于环境保护的日益重视，洒水车作为 一种城市洒水和公路养护的专用作业车辆，其功能越来越细化，使用范围越来越 来广，而且作业频次的提高和连续作业时间的延长，也对其使用的可靠性提出了 更高的要求。因此，设计一辆安全、可靠、耐用的洒水车的市场前景很广阔，市 场潜力巨大，同时也能积极响应自主创新的政策。 洒水车是装有专用罐型容器的专用汽车，具有吸水、洒水的功能。正规生产 6 厂家一般采用汽车生产厂家的汽车底盘进行改装、安装专用装置生产而成。洒水 车的总载质量和主要布置参数必须符合原汽车制造厂的有关规定。一般洒水车的 结构如图1.1所示，由汽车底盘、水箱总成、传动总成、水泵管路和操纵系统组 成。 一、水箱总成 洒水车的水罐一般由罐身、支撑腿、人孔以及内部隔仓、防波板等部分组成。 水罐通常用钢板卷制焊接加工制作，形状可以是圆形、椭圆形或方形等，具体情 况要依据最大容积、重心高度等技术参数加以确定。 二、传动总成 二类底盘汽车专用装置的动力来自汽车发动机，这决定了洒水车专用装置的 动力也必须取自汽车发动机，否则必然要增加改造投资。传动总成的作用是将汽 车发动机的动力传输给水泵，并满足水泵的转速和旋向要求，一般是从汽车的变 速箱取力，通过取力器来满足水泵转速和旋向的要求。 三、水泵管路总成 为了满足洒水车的功能，洒水车的水泵管路总成必须具有吸水-水罐和水罐 -洒水的双重传输功能，洒水时既可以前喷，又可以后喷或者同时喷洒，并具有 一定的洒水压力。 四、操纵系统总成 洒水车的操纵系统总成包括两大部分，取力箱挂档操纵和水泵吸水洒水操纵。 依据自卸汽车取力箱挂档操纵方式，洒水车通常采用气动操纵方式，吸水洒水主 要采用手动操纵方式，通过控制阀来决定水的流向，达到吸水和洒水的目的。 图 11 洒水车 第二章第二章 洒水车总体设计洒水车总体设计 7 2.1 洒水车设计的特点和要求 洒水车的设计有自身的特点和要求，洒水车汽车的设计既要考虑到作为汽车 设计的要求，更要以获得优异的专用性能为主要目的。要使汽车底盘和专用装置 合理匹配，构成一个理想的整体，使汽车的基本性能和专用性能都得到充分的发 挥。 在洒水车总体设计时，应该考虑到以下的几个要求： 1、应有利于洒水车专用功能的充分发挥； 2、应满足汽车底盘性能的要求。例如，轴载质量的分配对于汽车的行驶性能有 重大的影响，而洒水车的总体布置是决定轴载质量分配的关键因素。因此在 洒水车的总体布置完成后应对其进行轴载质量的校核，看它是否满足汽车底 盘的性能要求。 3、应满足有关法规的要求。例如，有关法规对汽车的长宽高以及最大轴载质量 都有具体的规定。 4、应避免专用装置引起集中载荷。在洒水车的总体布置中特别注意水箱总成的 位置布置，因为其是满载是的重要部件。 5、应尽量减少对汽车底盘各总成的改动。洒水车由于其专有设备及其功能的要 求，需要对底盘上部件总成的结构和位置进行必要的改动，如果改装不当， 不仅会增加成本，而且还会影响洒水车专用功能的发挥。洒水车对汽车底盘 最重要的改动是变速箱的改动，以满足水泵功率的要求，再者就是水箱在底 盘上的布置，保证前后轴载质量的合理分配，还有取力器的布置。 6、应尽量减少洒水车的整车整备质量，提高其工作性能。 2.2 洒水车的总体布置参数 洒水车的总布置参数包括外廓尺寸、轴距和轮距、前悬和后悬、以及质量参 数等。 对于外廓尺寸，世界各国对运输车辆均有法定限制，我国法规规定：车辆高 不超过 4m，车宽不超过 2.5m，外开窗、后视镜等突出部分距车身不超过 250mm， 车辆长对货车不超过 12m，半挂车不超过 16.5m，全挂汽车的列车不超过 20m。轴 距和轮距是影响汽车基本性能的主要尺寸参数。轴距减少可提高机动性，减少纵 8 向通过半径（纵向通过角） ，提高通过性。但轴距过短，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。轮距对汽车的机动性和横向 稳定性有较大的影响。 取力器的传动比应根据洒水车的水泵的转速、功率、和发动机外特性来选择， 其基本原则是，在满足水泵所需功率的前提下，选择较低的发动机转速和较高的 发动机功率，此时发动机的燃油经济性较好。 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做了明确的规定（参考表 2.1） 。 表 21 轴载质量的规定 汽车最大总质量（Kg） 10000150002000030000 前轴轴载质量（Kg） 3000500070006000 后轴轴载质量（Kg） 70001000013000242000 要求质心位置尽可能低。从汽车行驶的稳定性考虑，质心的高度应满足以下 条件： 保证汽车不发生侧翻： ； g h B 保证汽车不发生纵翻： 。 g h l 2 2 式中 B-汽车轮距； 汽车质心到后轴中心的距离； 2 l 汽车质心高度； g h 路面附着系数，一般取 =0.70.8。 2.3 洒水车的各总成质量计算 1 1、水管总成质量的计算、水管总成质量的计算 水管采用输送液体用冷拔无缝钢管（GB8163-1987） ，外径为 68mm， 壁厚 1.5mm，每米的理论质量为： =2.46kg/m；W 管路系统的总长度 =15.7m。l 故其理论质量为： 9 lWm 38.4kg 2 2、工作台质量的计算、工作台质量的计算 1）工作台底版采用花纹钢板（GB3277-1991） ，基本厚度为 5mm 的菱形花纹钢板， 每平方米的理论质量=42.3kg/W 工作台的实际长度 =1.09m，宽为 d=0.7m，l 其质量为： =42.31.090.7=32.3； 1 m 2）工作台的钢管用直缝电焊钢管（GB13793-1992） ，外径为 10，壁厚 1，每 平方米的理论质量=0.222/m，外径为 25，壁厚 1，每平方米的理论W 质量=0.592/m。W 外径为 10的钢管长度 l1=4.7m,其质量是： ；04. 17 . 4222 . 0 2 m 外径为 25的钢管长度 l2=9.2m，其质量是： =0.5929.2=5.45； 3 m 3）与主车架联接的联接件采用热轧钢板（GB709-1988） ，基本厚度 5，每平方 米的理论质量=39.25/，有两个联接件，每个的长为 1.04m，宽为W 0.125m。 其质量是： =239.250.40.125=3.93； 4 m 则工作台的总质量是： =+m 1 m 2 m 3 m 4 m =32.3+1.04+5.45+3.93=42.7243。 3 3、水箱总成质量的计算、水箱总成质量的计算 水箱的材料是 Q235，厚度是5，密度 =7.85/。水箱是椭圆形， 它的长径 a=1.4m，短径 b=1.1m，长为 =3.4m。l 1）水箱圆柱面的体积是，由下式： lbabaV22 4 1 =0.0665； 3 m 10 2）两侧椭圆面和两个隔板的体积由下式； 4 4 2 abV =； 3 0242 . 0 m 故水箱材料的总体积是： 21 VVV =0.0907； 3 m 则水箱的质量是： Vm =712。 2.4 洒水车轴荷质量计算和质心位置的确定 洒水车的轴荷对其操纵稳定性有重大的影响，经过计算确定各总成的质心位 置如下表所示： 表 22 各总成质心位置 序号总成名称质量（）距前轴的距离（m）距地面的距离（m） 1 底盘总成 26601.4870.55 2 水箱总成 38002.541.41 3 水泵 501.550.57 4 取力器总成 300.810.56 5 备胎 1254.590.45 6 工作人员 653=19501.25 7 工作台 434.590.83 8 水管总成 321.650.61 质心位置和轴荷质量的计算如下式： i ii m xm l1 i ii g m ym h 11 i m l ll m 1 1 i m l l m 1 2 式中-第 i 个总成的质量； i m -轴距(3308mm)；l -前轴轴载质量； 1 m -后轴轴载质量； 2 m -第 i 个总成的质心距前轴中心线的水平距离； i x -第 i 个总成的质心到地面的距离； i y -整车质心的高度。 g h 则 = 1 l 6935 65 . 1 3259 . 4 4359 . 4 12581 . 0 3055 . 1 5054 . 2 3800487 . 1 2660 =2.096m； g h 6935 61 . 0 3283 . 0 4325 . 1 19545 . 0 12556 . 0 3057 . 0 5041 . 1 380055 . 0 2660 =1.041m； =2541； 1 m6935 3308 20963308 =6935-2541=4394； 2 m 满载状态下前轴的轴量占总质量的百分数为： a=100%=36.6%。 6935 2541 对于平头货车，前轴的质量一般占总质量的 30%以上，符合轴载性能的要求。 从汽车行驶的稳定性考虑，质心的高度应满足以下条件： 保证汽车不发生侧翻： ； g h B 12 保证汽车不发生纵翻： 。 g h l 2 2 式中 B-汽车轮距； 汽车质心到后轴中心的距离； 2 l 路面附着系数，一般取 =0.70.8。 由于 B=1584/1485（前后轴的轮距） ； = -=3308-2096=1212mm 2 ll 1 l =0.713； g h B 2 10412 1485 =1.164。 g h l2 1041 1212 故洒水车不会发生侧翻和纵翻；各总成的位置安排总体上满足要求。 13 第三章第三章 变速器改装与设计变速器改装与设计 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。 3.1 、档传动比的确定 跃进 NJ131 型的具体参数从有关手册查得如下： 变速器型号为 CAS5-20； 变速器各档传动比: 表 31 变速器各档传动比 1 档2 档3 档4 档倒档 640309169100576 排档位置： 13 24 倒 图 31 变速器排档位置 主减速比： =6.67； i0 最高车速 80，最低稳定车速 45，最低经济车速 40，最大爬坡度hkmhkmhkm 16 40 ； 发动机结构参数 NJ70L 型，最大功率,最大扭矩 1 min330068.64rkw ；min1400196rmN 轮胎：普通斜交胎 7.0020,断面宽度 200mm,外直径 904。 14 从常用泵智能选择与查询手册选择泵 650Z60/32，其具体参数下表： 表 32 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=8，洒水量 q=1.03，则： 2 mL hqvt=Qt v=7.0 hq Q 03 . 1 8 60 hkm 再选择洒水宽度 h=8，洒水量 q=0.48，则： 2 mL v=15 hq Q 48 . 0 8 60 hkm 因为发动机工作范围 14003300minr 取 n=2000,并计算传动比minr =0.377 a 0 ii rn g =0.377 ig 0 i rn a 一档 =0.377 ig1 0 i rn a =0.377 67 . 6 0 . 7 2000 2 904. 0 =7.02 二档 =0.377 ig2 0 i rn a =0.377 67 . 6 15 2000 2 904. 0 =3.27 3.2 、档齿轮齿数的确定 齿轮的计算： 15 档齿轮 Z ，Z 的计算： 78 Z Z =54 78 n m A2 75 . 2 29cos852 =i=6.81=3.76 8 7 Z Z 1 2 1 Z Z 38 21 3.76 Z + Z =54 88 Z =11.34,取 Z =11, 88 则 Z 43。 7 档 7.00（） 。 21 38 11 43 档齿轮 Z ，Z 的计算： 56 Z Z =59 56 n m A2 5 . 2 29cos852 =i=3.27=1.81, 6 5 Z Z 2 2 1 Z Z 38 21 1.81 Z + Z =59, 66 Z =20.99,取 Z =21, 66 则 Z =38。 5 档 3.27（） 。 21 38 21 38 改装后的变速器各档传动比如下： 表 32 改装后变速器各档传动比 1 档7.0（） 21 38 11 43 2 档3.27（） 21 38 21 38 3 档1.634（） 21 38 31 28 4 档 1 16 倒档7.2 （） 21 38 17 68 计算各齿轮参数得到如下表： 表 33 各档齿轮参数表： 名称 Z d= cos n zm h =m h an a h=m (h +c ) fn * a * n d =d+2h aa d=d-2h ff 2160.032.53.12565.0353.78 常啮合 38108.622.53.125113.62102.37 1134.592.753.437540.0927.715 1 档 43135.202.753.4375140.70128.325 2160.032.53.12565.0353.78 2 档 38108.622.53.125113.62102.37 2880.032.53.12585.0373.78 3 档 3188.612.53.12593.6182.36 1721.252.53.12547.536.25 30752.53.12580.068.75 倒档 45112.52.53.125117.5106.25 图 32 中间轴式四档变速器 17 3.3 变速器轴直径选择与校核 变速器轴直径选择： d=K, 3 maxe T 取 K=4.5=26.14 3 196 取 d =28mm； 轴 d0.45A =0.45 85 =38.25mm, 取 d =40mm； 中间轴 取 d0.45A =0.45 85 =38.25mm, d=40mm。 中间 中间轴的校核： 图 33 变速器轴的受力情况 1、各轴转速 n =3300， minr n=3300=1823.68, 中 38 21 minr n =3300=484.58 38 21 43 11 minr 2、各轴功率 18 P =64.68 kw P=P 中01 2 3 =64.68 0.97 0.95 0.97 =57.81kw P = P 中4 5 =57.81 4 5 =57.81 0.97 0.95 =53.28kw， 3、各轴转矩 T =9550=9550=187.18Nm, 0 0 n P 3300 68.64 T=9550=9550=302.73 Nm, 中 n P 68.1823 81.57 T =9550=9550=1050.03 Nm。 n P 28.484 28.53 1、中间轴的刚度 若轴垂直面内挠度为 f ，在水平面内挠度 f 和转角为， cs 由汽车设计知： f = c EIL baF 3 22 1 f = s EIL baF 3 22 2 =； EIL ababF 3 )( 1 其中 F =6530.07N 2 d Tg2 06003 . 0 73.3022 F =2717.47 1 cos tan 2n F 29cos 20tan07.6530 I=30156.56mm 64 4 d 4 19 f =0.089 c EIL baF 3 22 1 30156056 7 . 330101 . 23 5 . 106 2 . 22447.2717 5 22 f =0.14 s EIL baF 3 22 2 30156056 7 . 330101 . 23 5 . 106 2 . 22407.6530 5 22 全挠度： f= 22 sc ff = 22 14 . 0 089 . 0 =0.166mm0.2mm = EIL ababF 3 )( 1 = 7 . 33056.30156101 . 23 ) 5 . 106 2 . 224( 5 . 106 2 . 22447.2717 5 =0.0012rad0.002rad 故合格。 2、轴的弯矩校核： 由机械设计知斜齿轮的的法向力 F 、径向力 F 、圆周力 F 和轴向力 F nrt 的计算如下： a F =16935.9N t 1 1 2 d T 03575 . 0 73.3022 F =7047.84N r cos tan nt F 29cos 20tan 9 . 16935 F = F tan=16935.9 tan29 =9387.72N at F =20606.46N n coscos n t F coscos 9 . 16935 n 20 v a b c 图 34 中间轴的受力图 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图 34b）和水平面（图 34c） 两个平面力系。其中：图 34c 中的 F 为通过另加弯矩而平移到指向曲线；图 te a 中的 F亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由上图力分析知：F= aevr1 7 . 330 4 . 17 5 . 106 aere FF = 7 . 330 4 . 1772.9387 5 . 10684.7047 =2763.66N F=FF vr2revr1 =7047.842763.66 =4284.18N 由上图知： F=F hr1te 7 . 330 5 . 106 =16935.9 7 . 330 5 . 106 21 =5454.11N F= F F hr2tehr1 =16935.95454.11 =11481.8N F= 1r 2 1 2 1hrvr FF = 22 01.545466.2763 =6114.33N F= 2r 2 2 2 2hrvr FF = 22 8 . 1141818.4284 =12255.04N a b c d 图 35 中间轴的弯矩图 由以上计算知： M = F0.2242 cvr1 =2763.66 0.2242 =619.61Nm M = F0.2242 shr1 =5454.1 0.2242 =1222.81 Nm T =302.73 Nm n 22 M= 222 TMM sc = 222 73.30281.122261.6191 =1403.86 Nm =1403000 Nm = W M 3 32 d M = 3 2814 . 3 86.140332 =485.6MPa F， ae2d1d 轴承 1 压紧。 30 F= FF 1aae1d =9387.726970.34 =2417.38N F= F=13970.75N 2a2d 3、求轴承当量动载荷 P 、P 12 =0.39150MPa 可知联接的强度不够，因此要用双键， 双键的工作长度为 l=1.5 15=22.5mm = p kld T 3 102 = 35 5 . 224 101962 3 =124.44 MPa150MPa, 故符合要求 2、键选择 10 8 L=32mm l 为键的工作长度， l=L-b=3210=22mm = p kld T 3 102 = 35224 101962 3 =120.39 MPa150MPa 故符合要求。 32 第四章第四章 取力器的设计取力器的设计 何谓取力器，取力器就是从变速器取出动力的装置。洒水车上采用的变速器 就是从变速器中间轴常啮合齿轮上取出动力，通过传动轴把动力传给水泵，从而 实现洒水的目的。 取力器工作原理： 本次设计的取力器为变速器侧盖取力。由取力机构齿轮箱、操纵机构、传动 轴、一级增速齿轮箱等组成。取力器壳体（21）由定位销（2）定位，用螺钉 （6）紧固在洒水车变速器的侧下方。滚针轴承（4）套在轴上，输入齿轮（3） 与变速器中间轴上的齿轮长啮合。图示位置为取力器空挡位置。此时，发动机工 作，变速器也工作，但由于输出轴大齿轮（17）是安装在滚针轴承上，只能绕输 出轴（18）空转，：动力不能由输出轴传出，水泵不工作。 当操纵洒水车驾驶室内仪表板上的手动气阀，给取力机构汽缸（11）供气时， 压缩空气进入汽缸（11）推动活塞杆（15）向前移动。通过拨叉（16）将啮合套 （20）向左推移，使之与小齿轮（19）啮合。由于啮合套与输出轴花键配合，动 力便从变速器经输入齿轮、输出齿轮、啮合套、输出轴、万向节传动轴、一级增 速齿轮箱传给水泵，使之工作。此时，发动机的转速为 2000r/min，水泵的工作 转速为 1450r/min。若操纵手动气阀使汽缸放气，在弹簧（13）的回力作用下， 拨叉带动啮合套脱离小齿轮，动力被切断，水泵停止工作。 33 图 41 取力器 一、取力器齿轮的设计 已知基本数据： （1） 、发动机： 最大功率：62.5kw；转速：n =2000r/min 发 （2） 、变速器：一轴常啮合齿轮；中间轴常啮合齿轮；模数 1 21z 2 38z ；螺旋角2.75 n m 29 （3）水泵： 轴功率：62kw；转速：n =1450r/min 泵 （4）； 2000 1.38 1450 n i n 发 总 泵 （5）变速箱内常啮合齿轮的传动比： 2 1 38 1.8095 21 z i z (1) 弯曲强度计算：斜齿轮的弯曲应力 3 2cos g w nC TK zm yK K 式中： 34 为计算载荷（） ； g TN m 螺旋角（ ） ； 为应力集中系数，；K1.50K 齿形系数，可按当量齿数在汽车设计教材图 3-19 中y 3 cos N z z 查得，；0.145y 为重合度影响系数，；K2.0K 3 3 2 35.2 cos291.5 10 197.234250 3.14 25 2.750.145 2 ww MPaMPa 所以，满足弯曲强度要求。 （2）接触强度计算：齿轮的接触应力 11 0.418 j zb FE b 因为，； 1 coscos F F 3 1 2 2 35.2 10 895.67 78.6 g T FN d 所以， 895.67 1089.8 cos20 cos29 FN 22 31 2.75sin sin20 21.79 coscos 29 cos292 z z r mm 22 25 2.75sin sin20 17.75 coscos 29 cos292 b b r mm ；查材料力学教材表 2.1 得；18bmm186206EGPa: 3 1089.8 206 1011 0.41847313001400 1821.7917.57 jj MPaMPa : 所以，齿轮满足接触强度要求。由（1） 、 （2）可得取力器齿轮的设计合格。 一、取力器轴的设计 增速箱输出轴校核: 4 3 2266dm zmm 3 4 22 40.8345 10 1237.4 66 t T FN d 增出 tan1237.4 tan20450.38 rt FFN 35 12 45038 225.19 22 r vv F FFN 1 32225.19 327206 vv MFNmm 12 1237.4 618.7 22 t HH F FFN 1 32618.7 3219798.4 HH MFNmm 2222 19798.4720621069 HV MMMNmm 按照弯扭合成应力校核轴的强度 用第三强度定理计算应力 ca 0.621069MNmm 1 40.8345TNm 23 3 21069(0.6 40.8343 10 ) 1.5 0.1 60 ca MPa 因此轴安全 取力机构输出轴校核: 输出轴大齿轮分度圆直径为 2 2 2.75 25 78.6 coscos29 n mz dmm 3 6.2 9550 1040.8345 1450 TTNm 增出泵轴 2 35.2 1.16 T TTMm 增出 取出 3 2 22 35.2 10 89.567 78.6 t T FN d 2 tantan20 89.56737.273 coscos29 rt FFN tan89.567tan2949.65 at FFN 由 可得到12(1248) TH FF 2 98.567 12 17.9134 60 H FN 12 89.567 17.913471.6533 HtH FFFN 36 1 1271.65 12859.84 HH MFNmm 2 78.6 49.651951.245 22 aa d MFNmm 由 可得到 1 (1248)48 vr FF 1 37.273 60 46.59 48 v FN 21 49.6546.593.06 vrv FFFN 2 483.06 48146.88 vv MFNmm 2222 859.841804.371996.2655 H MMMNmm 2222 859.84146.88872.3 Hv MMMNmm 按照弯扭合成应力校核轴的强度 用第三强度定理计算应力 ca 0.61996.2655MNmm 2 353.2TNm (根据机械设计手册) 22 2 () ca MT W 23 3 1996.2655(0.6 35.2 10 ) 6.474 0.1 32 ca MPa 由于轴材料为 45 钢,调治处理,查机械设计手册得 1 60MPa 1 ca 因此轴安全。 37 第五章第五章 水管的设计水管的设计 在水泵系统的设计中往往对流体阻力因素考虑不周或忽略不计，使水泵的性 能达不到额定值。流体在管壁壁面的附着力及流体分子间的相互吸引力的这种特 性使流体经管道截面上的各点的流速不同。管道中心处的流速最大；越靠近管壁 的流速越小，在管壁处的流速几乎为零。而且，激流的流体内部会形成大小漩涡， 流体质点的速度大小和方向也会发生急剧的变化而会损失掉流体的能量。流体具 有的这种粘滞性是产生流体阻力的内因，而受流体条件的影响是产生流体阻力的 外因。 本设计水管一般由直管、管件（三通、弯头等） 、阀件等组成。 管径主要取决于流量和流速，不同流体介质的流速不同，而且还要考虑液体 在层流、紊流时管路中产生的气蚀、气穴、噪声，因为本次设计为洒水车管路的 设计，计算时全部按照紊流计算。 则按水泵的最大流量确定内径Q 根据计算选择水管的内径为 65m m 管材的选定 选取直通管材料为镀锌钢管 液体阻力损失计算 液体阻力可分为直管阻力和局部阻力二种 A、直管阻力 直管阻力是液体在管径不变的直管中流动时，由于流道内壁产生的摩 擦所引起的流体的压力损失。 其计算是为：= 直 h 3 1081 . 9 d L g2 2 式中：流体流过直管的阻力（即压力损失） ，Pa; 直 h L 直管长度， ；m 直管内径， ；dm 流体在直管中的常用流速， / ；ms 重力加速度， ；g 2 /sm 摩擦阻力系数。 38 大量实验数据得出，摩擦阻力系数与流体的流速，管径，液体的粘度d ，密度以及管壁的粗糙度有关。复合数群、被定义为雷诺数，d/Re 仅是和管壁粗糙度的函数，取值 0.0060.100，在相同情况下，光滑管ReRe 的摩擦阻力系数较粗糙管壁要小。 则管壁厚取 1.5，m m 即 =9.81=132467.34 Pah直 3 10 065 . 0 8 . 16 1 . 0 8 . 92 2 . 3 2 B、局部阻力 局部阻力是流体流过管路中的管件（如三通、弯头等） ，阀件、管子的出 入口时，由于受到局部障碍，致使流体流通方向或流速发生突然改变，造成大量 旋涡而形成比较集中的阻力。 其计算式为：=。h局 3 9.81 10 式中： 局部阻力（即压力损失） Pa；h局 局部阻力系数， 局部阻力系数 是通过大量实验得到，不同的结构有不同的局部阻力系数。 表 51 各种管件、阀件等的阻力系数 名称标准弯头标准三通球阀 阻力系数 0.750.751.01.56.4 其数值是将流体通过管件等处损失的压力（局部阻力）折合成相当于流体通过相 同管径长度为 直管所损失的压力，直管长度 称为当量长度。由于标准L当L当 三通管因流体在流道内的流向不同，则阻力系数 取值也不一样。 局部总阻力系数： 12345 流体阻力虽无法完全消除，但在掌握了特点后，可以将影响降至最小。通过 上诉分析可知，水泵管路设计布置时，应综合考虑直管、管件、阀件等所产生的 不同流体阻力使水泵性能得到改善。 C、管路总阻力 流体在管路中流动时的总阻力为各段直管阻力与各个局部阻力之和。若整个 管路直径不变， 则管路总阻力的计算公式为： 39 hhh 局损直 式中： 流体流过直管的阻力；h直 流体流过管路中的管件、阀件、管子的出入口等处的h局 阻力。 洒水车的水泵一般是根据具体改装要求选用成熟的相关产品，在选用水泵的 基础上加以改进，达到吸水和洒水的功能。洒水车配备水泵的主要技术参数有： 流量Q为900L/min1000L/min；洒水主管压力p不低于0.3；水泵吸程Mpa 为4 6 ；水泵满足自吸泵浊水泵的功能。mm 通过水泵的技术参数可以计算出水泵的输入功率为： （）。/1000PQpkw 其中： 为水泵流量(L/m