工程洒水车设计（五吨载重量）车架改造设计和后悬架校核【含CAD图纸】
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1工程洒水车设计（五吨载重量）车架改造设计和工程洒水车设计（五吨载重量）车架改造设计和后悬架校核后悬架校核摘摘 要要本文详细介绍了此次设计的内容和相关的设计指导思想、方法。此次设计的内容是五吨载重量工程洒水车的设计（改装） ，其中重点介绍和研究分析车架的改装设计和整车的总体布置。在各个与车架进行联的接部件联接方式的设计中，要根据总体布置时确定的各总成的位置来进行布置这些联接件的位置，既要能使联接合理、可靠，又要符合专用车改装原则中对车架进行改装的要求，以保证在不影响车架强度和刚度的前提下对车架改装和保证联接可靠。同时，还需根据各联接部件不同的受力情况，进行具体设计与计算。在联接部件结构设计中，根据其功能、位置进行合理的结构设计，在选材方面以“标准化”原则选择。在车架改装设计中，在满足总体布置方案的同时，对其进行轴荷分配、车架强度和刚度的校核，以保证其在满足各种技术性能要求的同时，使各总成布局合理、紧凑、可靠，并兼顾整车外型的美观。本文同时介绍了整车设计的其他方面设计，有水管总成、水罐总成的设计，还有取力器总成的设计和变速器的改装设计。本车载重量 5-8 吨，主要用于城镇绿化及街道清洗、降尘，也可用作紧急消防和移动泵站，由于其功能多，载重量适宜，所以目前具有广阔的市场。关键词关键词：车架，联接，强度，标准化，洒水量MODIFICATION DESIGN OF FRAME AND 2CHECK REAR SUSPENSION OF ENGINEERINGSPRINKLER (5 TONS LOAD)ABSTRACTThis paper describes the current design of content and related design total guiding ideology, and methods. This design is 5 tons deadweight works for sprinkler design (modified), which focuses on research and analysis of the car frame design modifications and integral layout of car. In the design of each component which connected to car frame. According to determine the overall layout of the assembly location for the layout of these pieces connected to the location, it is necessary to make a reasonable connection, reliable, but also consistent with the principle of exclusive cars modified to modify the frame, in order to ensure not affect the strength and stiffness of the chassis under the premise of the chassis modifications and ensure reliable connectivity. Meanwhile, specific design and calculation should be done, according to the different frame condition of each connection component. Connected components in structural design, based on their function and location for a reasonable structure design, in the choice of material to standardize the principle of choice. In the chassis design modifications, in meeting the overall layout of the program at the same time, its axle - load distribution, chassis strength and stiffness of the coupling, to ensure their performance meet the technical requirements of the same time, the assembly rational layout, compact, reliable, take into account the vehicles aesthetic appearance. This paper also introduced the design of the other vehicle designs, pipe assembly, and tank assembly design; there edge assembly was for the design and transmission design modifications. The 5 -8 vehicle weight tons, mainly for urban greening and cleaning the streets, dust, also can be used as a emergency fire and mobile pumping station, because of its multi-functional, load appropriate, there is vast market. KEY WORDS: frame, connectivity, strength, standardization, sprinkler volume34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.32.1 总体设计要求.32.2 各总成的布置或参数要求.6第三章第三章 车架的改装设计车架的改装设计.93.1 整车质心的计算.93.1.1 各总成质量的估算.9 3.1.2 质心的计算与轴载质量的分配.103.2 车架的改装设计.133.2.1 车架联接件的设.133.2.2车车架强度的校核.253.2.3 后悬架的校核.283.2.4 后轮轮胎的校核.30第四章第四章管路系统的设计管路系统的设计.31第五章第五章水罐总成的设计水罐总成的设计.33第六章第六章变速器的改装设计变速器的改装设计.34第七章第七章取力器、减速机构设计取力器、减速机构设计.39第八章第八章 成本估算成本估算.45第九章第九章 结论结论.46参考文献参考文献.47致谢致谢.4856第一章第一章 前前 言言 随着国民经济的发展，道路建设、城市化进程不断加快，各种附属园林绿化得以推广开来，对园林绿化的需求不断扩大，包括城市、道路园林设施的绿化、植保喷药、树林冲洗、行道树的灌溉以及城市、厂矿和学校等企业事单位的路面和园林的洒水作业。尤其是在“构件和谐社会”方针政策的引导下，人们开始更加关注自身生活环境的舒适与优美，城市环境的整洁和园林的推广成为人们日益强烈的需求。同时基于中国国情的特点，国内城市建筑、设施多属于上个世纪早中期的产物，这些陈旧的面貌与现代化城市的形象是相悖的，所以各大中小城市加快了对陈旧社区、道路的改建和翻修的步伐，但随之而来的的严重的扬尘污染问题成为困扰。城市社区和道路两旁多为人口和商业密集区，施工引起的扬尘会危害人体健康，影响植物生长、破坏生态的平衡，不仅造成极坏的社会影响，而且会给国家和企业造成极大的经济损失。针对上述情况，对能进行喷洒农药护林、植被浇灌、道路冲洗、净化空气降尘，同时要求有安全消防灭火及用作移动泵站的可满足市政、环卫、环保、工业及民用等方面的多功能工程洒水车成为社会的需求，所以对洒水车的改装设计是完全符合当前的实际需求的。国外发达国家洒水车起步较早，其技术和市场均十分先进和成熟，其中以美国、欧洲和日本为突出代表。这些国家的工程洒水车早已从只注重其功能性转向提高劳动生产率、降低人工劳动强度的智能化、多功能化方向发展，同时还十分注重其专用底盘性能的可靠、技术先进性，专用装置最大限度发挥其功能，因此大量的先进技术被移植到洒水车上。零件设计标准化、模块化，注重互换性设计，整车轻量化、多功能更环保的突出发展趋势，功能越来越多，技术越来越细腻，体积越来越精巧，产品自动化程度越来越高，是国外工程洒水车的现状特点。国内洒水车发展较晚，受相应技术和法规的限制，整体水平远落后于发达国家。整体表现为：产品做工不精良，性能不够稳定，防腐性差，多功能和自动化程度不高，外型不够美观。但近几年来也出现了新工艺、新材料应用的新型环保洒水车，说明国内部分产商开始注重起整车的性能稳定和环保性，同时开始出现对国外先进技术的吸收，使新工艺、新材料的应用及机、电、液一体化成为今后7发展的另一方向。8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一、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。5、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6、要对一些重要的总成结构件进行强度校核。7、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。92、可靠性：所选的总成工作应可靠，出现故障的机率少，零部件要有足够的 强度和寿命，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。二、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、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。三、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2.5m，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。在设计洒水车时，其质心位置及轴载质量应满足以下条件：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： 10汽车最大总质量（Kg）10000150002000030000前轴轴载质量（Kg）3000500070006000后轴轴载质量（Kg）70001000013000212000 轴载质量不得超过法规的规定。 取力器传动比应根据水泵的转速、功率、和发动机外特性来选择，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，这样发动机的燃油经济性会比较好。四、主车架改装注意事项由于本车结构的特点，为布置管路系统、水罐、水泵，工作台，需要对车架进行一些改装。车架是受载荷情况最恶劣的部分，除承受整车静载荷外，还要受到车辆行驶时的动载荷。为保证主车架的强度和刚度，在改装车架时要注意一些基本的事项，具体要求如下：在车架上钻孔和焊接时，应避免在高应力区钻孔、焊接。车架的纵梁高应力区是轴距之间纵梁的下翼面和后悬上翼面。因为这些部位受力较大，钻孔和焊接易产生应力集中。对车架纵梁非高应力区进行钻孔时，应注意尽量减少孔径，增加孔间距离，对钻孔的位置和规范见图 2-1 和表 2-1。表 2-1 尺寸重型车中型车轻型车A706050B504030孔间距C504030孔直径151311ABC 图 2-111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，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，五吨洒水车属于中型车，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一、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水车，而市场上现有汽车厂商供应的通用二类底盘中，有平头、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、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，选取东风长头 EQF140 中型货车底盘。东风 EQF140 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： 驾驶室座位数 3 装载质量 5000kg 外形尺寸：总长 6910mm 总宽 2170mm 总高 2370mm轴距 3950mm2、使用数据：12 最高车速 90km/h 最大爬坡度 1538（28） 3、发动机参数： 最大功率 135PS/3000r/min 最大扭矩 36kgfm/1200-1400r/min4、底盘结构参数： 变速器： 型式与排挡数 五个前进挡、一个倒车挡，二、三、四、五挡装有锁环惯性式同步器 各挡变速比：一挡 7.31 二挡 4.31 三挡 2.45 四挡 1.54 五挡 1.00 倒挡 7.66 排挡位置 驱动桥减速比 6.33 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轮胎型式 普通帘线宽轮车用轮胎 规格 9.00-20-10 气压 前轮 普通轮胎 4.0kgf/2cm后轮 普通轮胎 5.3kgf/2cm 轮辋 7.0-20 等辐盘式13二、变速器参数的要求根据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，通过取力器给泵传递功率，达到洒水的目的。三、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 1000 r/min,即水泵要求的转速。四、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，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。五、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 40m 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 车架的改装设计车架的改装设计14车架的改装设计要求对整车的质心进行确定从而进行轴载质量的校核，车架强度的校核，后悬架强度校核及轮胎负荷的校核；还包括对相应与车架联接部件的联接设计。3.1 整车质心的计算整车质心的计算3.1.1 各总成质量的估算一、作台质量的估算：（1）工作台底板选用 GB3277-1991 扁豆花纹钢板，其厚度，其理论质mm0 . 5量为,则其质量为2/5 .40mkgW kgm7 .45105 .402)8080190550(1030100061（2）工作台护拦钢管选用 GB13793-1992 直缝电焊钢管，小管外径 D=15mm，厚度，其理论质量；大管外径 D=25mm，厚度，mm0 . 1mkgW/345. 0mm0 . 1其理论质量，则其质量为mkgW/592. 0592. 0) 103. 1175. 0995. 023 . 027 . 0473. 0(2m 34. 0)3 . 019. 027 . 02535. 069. 0( kg06629. 625925. 180704. 4（3）工作台支撑梁选用 GB6723-1986 冷弯等边槽钢，腰高 H=180mm，厚度，翼宽 B=80mm，其理论质量为，长 L=750mm，两mm0 . 4mkgW/184.10根，其质量为 kgm276.15184.10275. 03则工作台的总质量为 kgmmmm1 .67276.1506629. 67 .45321其质心位置定于距工作台尾部边缘 400mm 的中心线上。二、水罐质量的估算：水罐外型为椭圆状截面，其长轴 a=2000mm,短轴 b=1200mm,水罐长,厚 t=6mm。mml3740其体积为： 12002000)121200)(122000(43740)2)(2(441abtbtalablV31132. 0m15边缘封板及隔板体积：320452. 061200200044mabtabtV水罐采用 Q235 钢板制造，其密度是3/85. 7cmg水罐质量为kgVVVm44.1243)0452. 01132. 0(1085. 7)(3211水罐总成的质量是水罐加上副车架和工具箱的质量，取其他部分质量为 75kg，则水罐总成的质量为：kgm44.13187544.12433.1.2 质心的计算与轴载质量的分配： 由于选用的 EQF140 型底盘提供的数据资料是其原装货车的参数，故得分别对其原车和除去货抖之后的质心及轴载质量进行计算和校核rearfront图 3-1空车的载荷分布如图 2-1 所示，其中，汽车货抖质量 G21000kg， 汽车底盘质量 G13080kg， 前轴承载质量 N1 = 1930kg, 后轴承载质量 N2 = 2150kg, 货抖质心距后轴轴线水平距离 x2=1970mm, 底盘质心距后轴轴线水平距离为 x1, 轴距 L=3950mm。由力矩平衡得 LNxGxG12211得16mmGxGLNx18363080197010003950193012211去掉货抖之后的底盘轴载质量分配情况如下：rearfront图 3-2由力矩平衡得111xGLN得 kgLxGN1432395018363080111 kgNGN164814323080112表 3-1 洒水车各总成、部件位置及自身物理特征参数：序号总成名称（kg）0im（mm）iy（mm）ix13 人+随车工具653+15=210122210342底盘308084021143水罐总成1318.44171031404工作台总成67.184156665水泵总成5065023006取力器总成308009007备胎17050048808前部水管185506509水泵附近水管15940220010后部水管25840588117为各总成部件在装备好的质量，为各总成或部件质心离地面的高度， 为0imiyix各总成或部件质心距前轴轴线的水平距离，加上额定装载质量的水 5 吨后对其进行质心的计算和轴载质量的计算及校核。由以下公式可以求得整车的质心高度和水平位置： (3-1)001iiimxml (3-2)00iiigmymh示中：为整车质心距前轴的水平距离1l为整车质心的离地面的高度gh计算得23005056661 .67314088.63182114308010342100iixm2 .2811167558812522001565018488017090030kgmi54.998325151817030501 .6744.631830802100mmmxmliii8 .281554.99832 .28111675001则后轴载质量由力矩平衡原理可得12GlLN求得 kgLGlN9 .711539508 .281554.998312则后轴分配的载质量系数为 %3 .7154.99839 .711622GN则前轴为%7 .28121满足专用车设计中要求的对长头货车前轴分配轴载质量不小于 25%的原则，同时也接近汽车设计中对长头货车满载时的前轴载质量占 25%27%的要求，所以本车轴载质量是合理的，其总体布置算是成功的。由式（3-2）可求得整车的质心高度：650508411 .67171054.6318840308012222100iiym5 .138696838402594015550185001708003018mmmymhiiig26.138954.99835 .1386968300为保证汽车在行驶时的安全稳定性，不发生侧翻要求；ghB2保证汽车不发生纵翻，要求。ghL2其中： B 表示汽车的轮距表示汽车质心到后轴中心的距离2L 表示汽车质心高度gh表示路面附着系数，一般取=0.70.8B=2400 mm, 取=0.75，=1134.2 mm2L则由上两式可得：75. 0224002gghhB求得mmhg160075. 02 .11342gghhL求得mmhg26.1512由前面质心的计算结果可知，整车的质心高度mmmmmmhg160026.151226.1389因此满足不发生侧翻和纵翻的质心高度要求。3.2车架的改装设计3.2.1 车架联接件的设计一、水泵支座联接的设计与强度校核： 1螺栓结构的设计：采用如图 3-3 所示的结构，螺栓数 z4，对称布置。2螺栓的受力分析： (1).支座采用 6mm 厚的热轧钢板冲压而成，由 GB709-1988 查得其理论质量W47.1kg/,横（纵）板质量为=(350 200+350 20 2) 47.10=3.9564kg2m2m水泵在出厂之前都进行过动平衡实验，故不考虑水泵本身工作时其旋转件的19离心力冲击，即不考虑水泵自身旋转件给水泵支座与车架相联接的螺栓组的轴向力。但是由于水泵工作时，流过水泵的水流的不均匀性，应适当考虑一定的离心冲击力，也就是给螺栓组的轴向力，水平向右，作用于螺栓组中心，以 5% 图 3-3的重力计=G 5%=50 9.8 5%=24.5 N hF横向力（作用于结合面，垂直向下） =g +g =(50+2 3.9564) 9.8=567.5 NvF1m2m翻转力矩（逆时针方向）M=g (140+)+ g=50 225 9.8+3.9564 175 9.8=7275.2 N mm1m21702m2350(2).在轴向力的作用下，各螺栓组所受的工作拉力为=24.5/4=6.125 NaFhFz(3).在翻转力矩 M 的作用下，下面的螺栓受到加载作用，而上面两螺栓受到减载作用，故下面的两螺受力较大，所受的载荷为= (3-3)maxFziiLML12max其中表示螺栓中心到螺栓组的旋转中心线的最大距离，表示各螺栓到螺栓maxLiL20组的旋转中心线的距离= =36.376 NmaxFziiLML12max2504502 .7275所以下面的螺栓所受的轴向力工作载荷为6.12536.37642.501 NmaxFFFa(4).在横向力的作用下，侧面联接接合面可能会产生滑移，根据侧面不发生滑vF移的条件 (3-4)vsmbmFKCCCzFf)(0由机械设计查得接合面为轧制表面的摩擦系数,并取螺栓联接的相对3 . 0f刚度=0.2 ，则=，取防滑系数=1.2，则各螺mbbCCCmbmCCC8 . 01bmbCCCsK栓所需要的预紧力为 =572.4 N)(10hmbbvsFCCCfFKzF)5 .248 . 03 . 05 .5672 . 1(41（5）下面两个螺栓每个螺栓所受的总拉力为，按公式可以2FFCCCFFmbb02求得，即 =572.4 + 0.2 42.501=580.9002 NFCCCFFmbb023.确定螺栓直径选择材料为 Q235，性能等级为 4.6 级的螺栓，由机械设计查得材料的屈服极限Mpa，查得螺栓联接在静载荷情况下，M6M16 的安全系数240sS=54，取 S=4，故螺栓材料的许用应力=60Mpa。Ss4240根据公式可以求得螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为3 . 1421Fd1d= 4.003 mm3 . 1421Fd609002.5803 . 1421考虑到洒水车行驶至有一定不平度的路面产生颠簸冲击，故应适当选用大的螺栓尺寸，按照粗牙螺纹标准（GB196-81） ，选用螺纹公称直径为 d=12 mm（螺纹小径=10.106 mm4.003 mm） 。1d4校核螺栓组联接接合面的工作能力（1）.联接接合面上端的挤压应力不超过许用值，以防止接合面压碎，由下面公式可求得 （3-5） WMCCCzFAmbbp)(10max 62352002 .7275)5 .246 . 0175.5714(23520012004. 00483. 0 Mpa0523. 0由机械设计查得 Mpa 1922408 . 08 . 0sp ,故联接接合面上端不致压碎。maxpp联接接合面下端应保持一定的残余应力，以防止支座受力时接合面间产生间隙，即，根据公式（3-5-a）可求得0minp （3-5-a）WMFCCCzFAhmbbp)(10min 004. 00483. 0 Mpa 00443. 0故接合面下端受压最小处不会产生间隙。5校核螺栓所需的预紧力是否合适 对碳素钢螺栓，要求10)7 . 06 . 0(AFs 已知，取预紧力下限，MPas24022211214.80106.1044mmdA即NAs8 .11550214.802406 . 06 . 01要求的预紧力 N，小于上值，故满足要求。175.5710F每组两个螺母 GB6170-86 M12选取螺栓 GB5782-86 M12 45选取两个螺母与螺栓配套，既可以省去考虑垫圈的程序，也可以实现对顶螺22擦防母的摩松。二、水泵进出口附近水管支架联接的设计与强度校核1结构的设计：采用如图所示的结构,螺栓数 z = 2G图 3-42螺栓的受力分析：（1）在总载荷的作用下,螺栓组联接承受以下的力和力矩的作用：由于F此处附近水管有三处分别与水泵进水口、水罐、车架相连，可视为定位和固定，使得水管对螺栓组无轴向力的施加，而只受横向力（作用于接合面，垂直向下）和倾覆力矩（顺时针方向） 。横向力 NmgFv1478 . 915倾覆力矩NmgM29400200147200（2）在倾覆力矩 M 的作用下，上面螺栓受到加载作用，而下面的；螺栓受到减载的作用，故上面的螺栓受力较大，而受的载荷按公式（3-3）计算，其中表示螺栓中心到螺栓组的旋转中心线的最大距离，表示各螺栓到螺栓组的maxLiL旋转中心线的距离23NLMLFzii1967527529400212maxmax故上面的螺栓所受到轴向工作载荷为= 0 +196 =196 NmaxFFFa（3）在横向力的作用下，底板联接接合面可能产生滑移，根据底板不vF发生滑移的条件 vsmbmFKCCCzFf)(0由机械设计查得接合面为轧制表面的摩擦系数,并取=0.2 ，3 . 0fmbbCCC则=，取防滑系数=1.2，则各螺栓所需要的预紧力为mbmCCC8 . 01bmbCCCsK NFCCCfFKzFhmbbvs294)08 . 03 . 01472 . 1(21)(10（4）上面螺栓受的总拉力为 NFCCCFFmbb2 .3331962 . 0294023.确定螺栓直径选择材料为 Q235，性能等级为 4.6 级的螺栓，由机械设计查得材料的屈服极限Mpa，由机械设计查得螺栓联接在静载荷情况下，M6M16240s的安全系数 S=54，取 S=4，故螺栓材料的许用应力=60Mpa。Ss4240根据公式可以求得螺栓危险截面的直径（螺纹小径）为3 . 1421Fd1d= 3.03 mm3 . 1421Fd602 .3333 . 14考虑到洒水车行驶至有一定不平度的路面产生颠簸冲击，故应适当选用大的螺栓尺寸，按照粗牙螺纹标准（GB196-81） ，选用螺纹公称直径为 d=12 mm（螺纹小径=10.106 mm3.03 mm）1d244校核螺栓组联接接合面的工作能力（1）.联接接合面上端的挤压应力不超过许用值，以防止接合面压碎，由公式（3-5）得 WMCCCzFAmbbp)(10max 62354029400)08 . 02942(2354012079. 00626. 0 Mpa1416. 0由机械设计查得 Mpa 1922408 . 08 . 0sp ,故联接接合面上端不致压碎。maxpp联接接合面下端应保持一定的残余应力，以防止支座 0 受力时接合面间产生间隙，即，根据公式（3-5-a）求得0minp 0079. 00626. 0故接合面上端受压最小处会产生间隙，故应加大预紧力，由 得0)(10minWMFCCCzFAhmbbp6 N.742023540079. 00mbbCCCWMAF取.7440NF 下端螺栓 )235406294007432(235401)(120minWMFCCCzFAhmbbp =192 MpaMPa23. 008. 0158. 0p从而保证下端接合面无间隙5校核螺栓所需的预紧力是否合适对碳素钢螺栓，要求10)7 . 06 . 0(AFs已知，MPas240WMFCCCzFAhmbbp)(10min25，取预紧力下限，即22211214.80106.1044mmdANAs8 .11550214.802406 . 06 . 01要求的预紧力 N，小于上值，故满足要求。7440F每组两个螺母 GB6170-86 M12选取螺栓 GB5782-86 M12 45选取两个螺母与螺栓配套，既可以省去考虑垫圈的程序，也可以实现对顶螺母的摩擦防松。三、工作台支撑梁的联接设计与校核螺栓组受力分析：由于工作台的结构知，工作台由两根支撑梁支撑，故可简化为对一根支撑梁进行分析。如图 3-5 所示，转矩为mmNmgGT25.2118882/8 . 9350)256521 .67(2/3502/ )400750( 作用在联接接合面内，在转矩 T 的作用下，接合面支撑梁的底板将绕通过螺栓组中心 O 并与接合面垂直的轴线转动。为了防止它的转动，可以采用普通螺栓联接，也可以用绞制孔用螺栓联接。其传力方式和受横向载荷的螺栓组联接相同。采用普通螺栓，此时靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。假设各螺栓的预紧程度相同，即各螺栓的预紧力均为 F，则各螺栓联接处产生的摩擦力均相等，并假设此摩擦力集中作用于螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转动，各摩擦力应该与各该螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O 的连线（即力臂）ir相垂直。根据作用在底板上的力矩平衡及联接强度的条件，应该有TKrrrrfFs)(4321026O 图 3-5由上式可得各螺栓所需的预紧力为 （3-6）ziissrfTKrrrrfTKF143210)(示中：表示接合面的摩擦系数；f 表示地 i 个螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O 的距离；ir z 表示螺栓数目；表示防滑系数，=1.11.3。sKsK取=1.2 ，=0.3 ，sKfmmrrrr27.679010021224321则预紧力为NrfTKrrrrfTKFziiss8 .314927.6743 . 025.2118882 . 1)(143210螺栓危险截面的拉伸强度条件为43 . 1210dFcaMPa6027可得mmFd322. 9608 .314943 . 143 . 101考虑到工作中由于路面不平造成的颠簸冲击力，根据粗牙普通螺纹标准（GB196-81） ，选用螺纹公称直径(螺纹小径)。mmd16mmmmd322. 9835.131为达到防松效果选配两个螺母与一个螺栓组合。螺栓为 GB5782-86 M16 55螺母为 GB6170=86 M16由专用车设计知，对车架钻孔的限制仅限于对车架承载区，由本车底盘结构可知，工作台处在非承载区，故对于其要求的在承载区钻孔孔径10.46mm）,由于车架纵梁的结构与标准 U 型螺栓的样式不能匹配，故选用标准双头螺柱进行相应弯曲：GB-88 M20 550-Q五、止推联接板工艺分析： 图 3-6此联接样式是目前较为新颖的板式联接，与大梁联接的部分采用四组螺栓各分两组紧固在大梁侧面，它与上装副梁联接部分为图示形状。在与上装副梁焊接后，相对于直接用矩形板焊接的长度要长，故上装联接牢固可靠，其外型也很美观。在板的下侧中间部位预留两孔，可视上装要求考虑是否增加联接螺栓，同时也起到车辆行驶颠簸时板自身应力的释放。此联接件为板式原料，45 钢，其外型需采用冲压成型，所以其主要加工部分为六个孔的钻取。以其竖直对称线为工艺基准，用自动对心夹紧机构夹紧板的左右侧面，此时定位基准和工艺基准重合，无基准不重合误差。热处理为调质。工艺流程为：冲压钻 6 个孔热处理检验入库mm11303.2.2 车架强度的校核： 在所有总成都已经设计好以后，要根据他们各自的分布情况，对车架进行强度的校核。将前端横向水管、工作台处水管、水罐不计入整车时，对其进行轴载质量的分配计算得：1034210220015488017090030230050211430800iixm =7732860kgmi35552101517030503080035557732860001iiimxml则后轴轴载质量为kgLlmNi7 .195739507732860102其轴载质量系数为%1 .5535557 .195702imN可见此时前后轴载质量分配是比较均匀的，所以在对车架进行强度校核时将车架简化为简单的模型，并作出如下假设：（1） 、就以上述分布情况的底盘而言，其质量看成均匀分布于两纵梁的全长之上；（2） 、两纵梁为支于前后轴间的简支梁；（3） 、所有作用力均通过车架截面的弯心，而且不计局部扭转造成的影响。此时的载荷分布情况如图 3-7 所示。设的底盘重力为=3555g ，水罐（载五吨水）总成重力为=6318.44g ，前1G2G端横向水管重力为=18g，工作台处水管重力为=25g。3G4G由前面可知，前轴轴载质量为=2866.64mm，则前轴支反力为1NNgNF07.280938 . 964.2866131 图 3-7在前后轴间的纵梁的弯矩有： （3-9）)()(4)(1333131111xlGdllxlGxFMx （3-10）)(4)()(4)(13322232231212xlGaxlaGdllxlGxFMx由此可见，最大弯矩在前后轴之间，即有极值：02)()(2)(3223231122GaxlaGdllxlGFdxdMx可求得=983.1mm2x代入式（3-10）得mmNM65.19248961max考虑到行驶中受到动载荷，因此在最大静载荷之上乘以一动载系数，取,则最大动载弯矩为：31Kmaxmax3MMd总梁弯曲应力：纵梁的截面如图 2-8 所示：H = 235mm , B = 80mm , t = 6.5mm32A1A3A2YZYC 图 3-8则它的抗弯截面系数的计算为：三部分各自面积及质心位置： 21520805 . 6mmAmmz75.23125 . 62351 212520mmAAmmz25. 325 . 62 2314432225 . 6mmAmmz5 .1175 . 622223则截面的形心为mmAAAzAzAzAz5 .117321332211_三部分对的惯性矩为cy422133.6789423520)5 .11775.231(5 . 680121mmIcy12ccyyII42359264012225 . 6121mmIcy整个图形的惯性矩为：432166.19505247mmIIIIccccyyyy则截面系数为333max1 .1660022mmHIzIWccyy弯曲应力为MPaWMd8 .3471 .16600295.57746884max车架材料一般为 16MnL，因为前面已经考虑了动载荷，相当于考虑了其安全系数，所以只需用其屈服强度进行校核，其屈服强度为，则 MPas353，满足强度要求。s3.2.3后悬架的校核： 在考虑了车架的强度校核之后，还应对汽车的后悬架进行相应的强度校核，因为这也关系到底盘本身的承载能力。而对本车后悬架的校核主要是对其钢板弹簧进行强的校核。本车底盘后悬架型式为：滑板式钢板弹簧（双凹钢板） ，装有副钢板弹簧。钢板弹簧的强度校核验算如下：汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在其前半段出现的最大应力为 （3-11）)/()(1220212122maxbhmGWllcllmG式中：为作用在后轮上的垂直静负荷2G 为驱动时后轴负荷转移系数，货车=1.101.20，取 1.102m2m为道路附着系数，取 0.8为钢板弹簧的片宽b为钢板弹簧主片厚度1h、为钢板弹簧前、后段长度1l2l为钢板弹簧总截面系数0W为弹簧固定点到路面的距离c钢板弹簧的截面尺寸参数为：=10mm , =730mm , b=75mm ,板簧片数1h1l2ln=19。其截面的惯性转矩计算如下：34A1A2A3A1A2 图 3-9三部分各自面积及质心位置： 211001010mmAmmz51 2270107mmAmmz5 . 32 236001060mmAmmz53形心位置为mmz78. 46002701002560025 . 37051002_则三部分对的惯性矩为cy422117.838100)78. 45(1010121mmIcy422252.40070)5 . 378. 4(710121mmIcy422304.5029600)78. 45(1060121mmIcy432142.750604.5029252.400217.83822mmIIIIccccyyyy截面系数为 3max01.143878. 41042.7506mmzIWcyWnWW190由式（3-11）得)/()(1220212122maxbhmGWllcllmG10758 . 01 . 18 . 99 .71161901.14382730)7408 . 0730(7301 . 18 . 99 .711635 MPa6 .185MPa1000还应考虑到汽车行驶到不平路面时钢板弹簧的强度问题。假设此时的后轴轴荷增加了 50%，即此时的垂直方向的加速度为 0.5g，则有：)/()(1220212122maxbhmGWllcllmG 10758 . 01 . 15 . 18 . 99 .71161901.14382730)7408 . 0730(7301 . 15 . 18 . 99 .7116 MPa4 .278MPa1000由上面分析可知，后悬架的强度是满足要求的。3.2.4后轮轮胎的校核：轮胎作为支撑整车的唯一部件，其承载能力关系到整车的一切功用和安全，所以要对其负荷能力进行校核。查得 9.00-20-10 普通轮胎的最大负荷质量为 2300kg，而后轴载质量为7116.9kg，则每个轮胎的负荷为 7116.9/4=1779.2kg，所以轮胎对此载重量的整车是完全有能力承载的。第四章第四章 管路系统的设计管路系统的设计36 管路系统是整个洒水工作的关键部分之一，它的布局也是整体结构布置的前提之一，它是输送水流的唯一枢纽。水罐水泵12345678cba 图 4-1 管路系统组成一、工作原理管道系统组成见图 3-1。洒水车工作原理是：水从水罐出口出来通过三通阀与水泵进口连通，水泵出水口通过各球阀与方向不同的管道相连，实现相应的的洒水作业。具体操作步骤如下：1、装水将球阀 1、2、3、6、7、8 及三通球阀 5 的 b 端关闭，球阀 4 的接头与吸水管一端连接，吸水管另一端放入水中。打开球阀 4，启动发动机，将取力器挂上档，带动水泵旋转。泵将水吸到管路进入罐内。通过液位显示器观察罐内水位。或直接从人孔注水。2、前端冲洗 打开球阀 7、8（只需冲洗一边时，关闭 7 或 8） ，三通球阀 5 的 c 向关闭，其他球阀也关闭。水泵将水从罐内吸出，再从出水口进入管道即可实现前端冲洗作业。3、后端洒水 打开球阀 1 和 2，三通球阀 5 的 c 向关闭，其它球阀皆关闭，即可实施后洒37水作业。4、水炮喷水 三通球阀 5 的 c 向关闭，打开水炮管路上的球阀，其它球阀关闭，即可实现高空喷水。根据需要调节喷头即可实现柱状喷水和雾状喷药。二、管路系统主要参数计算1、水泵选择根据要求的洒水宽度、洒水量和作业速度，选型号为 65QZ-60/60 的水泵。流量为 60/h ，扬程为 60m。满足任务书的要求。3m2、管路内径的确定管径与流量和流速有关，以水泵最大流量确定其内径 3210QdmmV式中 Q水泵的额定流量，60/h；3m V水常用流速，取 1.52m/s；得 d=103118mm 选用内径 d=100mm 水管。 管路系统按方案做好后，需要进行必要的压力实验。根据要求进行 1-1.5 个大气压试压实验，要求无泄露。它的安装是在整车安装时才进行的，即根据其他总成的安装位置进行相应装配与调整。38第五章第五章 水罐总成的设计水罐总成的设计水罐为钢板焊接结构，罐体须能承受 20kpa 气压而无泄漏，内装横向防波板，将罐体分隔成相通的三个部分，减少行驶中水的动荡和冲击。一、罐体形状及容积计算1、罐体形状： 采用椭圆形的优点是：椭圆罐形受力状况、加工工艺、外观造型、综合性能最佳，可降低罐体自重 20%，增加罐体容积 50%，其罐内压力小于 0.1Mpa，重心低，稳定性高。长轴：a=2000mm 短轴 b=1200mm 水罐长度：3740mm人孔尺寸为：圆形孔（直径） 500mm罐体壁厚为：6mm2、罐体容积椭圆罐体实际容积： 4abVL3.14 2000 1200437407.046163mm二、罐体材料以及防腐蚀处理罐体的材料选取普通碳素钢板。普通碳素钢板机械性能好，有足够的强度、韧性，焊接性和工艺性也好；价格便宜。为提高罐体的耐蚀性和使用寿命，罐体内表面要求作涂锌防腐蚀处理。 水罐的安装以车架上的定位块为基准上车装配，定位好以后才进行止推联接板的焊接和螺栓联接装配，然后安装 U 型螺栓固定。39第六章第六章 变速器改装设计变速器改装设计根据洒水量要求，通过改变原变速器一、二档的传动比，降低车速，通过取力器给泵响应转速，达到洒水量要求。一、档传动比的确定东风牌 EQF140 型载货汽车的具体参数如下：变速器一轴和二轴的中心距 130mm，其他数据见第一章。变速器各档传动比:变速器传动布置方案分析：采用中间轴式变速器，传动方案如图 6-1： 图 61变速器传动方案发动机结构参数：EQ6100- 型最大功率min3000225.99rkw最大扭矩；min140012008 .352rmN 轮胎：外直径 1018mm。 选择洒水宽度 h=10m，洒水量 q=0.9，则：2mLhqvt=Qt v=6.67hqQ90. 01060sm40再选择洒水宽度 h=10m，洒水量 q=0.45，则：2mL v=13.33hqQ45. 01060sm发动机工作范围为 14003300minr取 n=2000,传动比为 =0.377minra0iirng=0.377ig0irna一档 =0.377 =9.04ig10irna二档 =0.377=4.52ig20irna二、档齿轮齿数的确定一档 Z ，Z：初选259101Z =Z Z=67.3h910nmAcos25 . 325cos1302取 Z 67h货车中间轴一挡齿轮可在 1217 之间选用，试取 Z17,则 Z 50.109螺旋角arccosarccos =251AmZZn2)(10913025 . 3671735与初选相差不大，故合适.1确定常啮合传动齿轮副五挡的齿数：初选205=i=9.04=3.073612ZZ1910ZZ5017Z +=12ZnmAcos25 . 320cos1302求得 Z =17.1, =52.7, 取 Z =17=5212Z12Z螺旋角arccosarccos =215AmZZn2)(2113025 . 3693944与初选20 相差不大，故合适.5确定其他各挡的齿数：41二挡：=i87ZZ221ZZA=287cos2)(ZZmn25tantan)ZZ 1 (87212 ZZZ求得29.32Z =43.33 =12.0556 ， 取Z =43178Z778Z 则arccos =17AZZmn2)(arccos8721302)2843(5 . 317 6同理，可算得三挡，四挡的齿数和螺旋角如下三挡：Z =32 Z =39 =1756317 6 四挡： 24Z 47=173Z4417 6倒挡齿数确定：倒挡齿轮采用直齿，模数 m=3.5mm,为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 11 和齿轮 12 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙.因此：AhZmhZmaa12)2(2)2(*12*11 211211ZZiZZ倒 代入数据13012) 12(5 . 32) 12(5 . 31211ZZ521766. 71211ZZ求得Z=49 Z=201112取惰轮Z=2713改装后的变速器各档传动比如下：表 61 改装后变速器各档传动比一档9.00（）1752175042二档4.70（）17522843计算各齿轮参数得到如下表：其中分度圆直径 d=;齿顶高 h =m h ;cosnzmana齿根高 h =m (h +c );齿顶圆直径 d =d+2h ;齿根圆直径 d =d-2h .（单fn*a*naaff位：mm）表 62 各档齿轮参数表：二挡一挡7Z8Z9Z10Z齿数43285017螺旋角17 617173525分度圆157.46102.54194.0365.97齿根圆148.7193.79185.2857.22齿顶圆164.46109.54201.0372.97齿宽21262126三、 变速器轴直径选择变速器轴直径选择：第一轴花键部分直径 d（mm）可按下式初选：d=K,3maxeT43式中 K 为经验系数，取 K=4.0; 为发动机最大转矩(N mm)。maxeT代入数据，得：d=4.0=28.2638 .352取 d=28mm；第二轴和中间轴中部直径 d0.45A=58.5mm,取 d=52mm；四、变速器轴键选择1、键选择 14 9 L=32mm2、键选择 16 10 L=56mm 变速器因为要接取力器，所以在设计时应该在它的右侧预留取力器接口。 此变速器变速器满足工作性能要求，能在一、二挡时提供相应的洒水速度。第七章第七章 取力器、减速器机构设计取力器、减速器机构设计44 取力器是水泵的动力源传递部件，它将从变速器分出的转矩提供给水泵，从而保证洒水工作的要求。由于水泵转速的要去，从取力器出来的转速偏高，所以还需有一级减速机构。一、设计各级齿轮的传动比传动图如下，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. 110001990i211Z232Z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17Z取力器的传动比为，则减速箱的传动比为23. 1172111ZZi1 . 12123122ZZi47. 11 . 123. 199. 1213iiii计算各齿轮转速 min/1611199021171rnmin/1471231719902rn min/147123rnnmin/10004rn 计算各轴转矩mNnP5 .9510001095509550T4mNnnzzT9 .64147110005 .95TT344434345mNTT9 .6432mNTT3 .5923219 .64232121二、设计取力器齿轮取力器从变速箱中间轴常啮合齿轮上取力，因为变速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 404421 404421三、设计减速箱齿轮1、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 大齿轮齿数241z 取28.3547. 12412uzz352z2、按齿面接触强度设计 （1）计算公式 3211)(12HEHadttZZuuTKd （2）确定公式内各计算数值 试选 6 . 1tK区域系数 425. 2HZ765. 01a815. 02a 则58. 121aaa材料的弹性影响系数为MPaZE8 .189接触疲劳强度 MPaHH6002lim1lim由式 10-13 计算应力循环次数 8111041. 181002114716060hjLnN88121096. 07 . 11041. 1uNN接触疲劳寿命系数为 97. 01HNK96. 02HNK计算接触疲劳许用应力取实效概率 1%，安全系数 S=1 ，得 MPaSKHHNH576160096. 01lim1146MPaSKHHNH582160097. 02lim22 MPaHHH5792/ )582576(2/ )(21取齿轮齿宽系数6 . 0d小齿轮转矩mNT9 .641（3） 、数值代入公式计算得3211)(12HEHadttZZuuTKdmm5 .61计算圆周速度 smndvt/7 . 4600014715 .61600011计算齿宽 b 及模数ntm mmdbtd9 .365 .616 . 01 mmzdmtnt475. 22415cos5 .61cos11 mmmhnt57. 5475. 225. 225. 2 62. 657. 59 .36hb计算纵向重合度 227. 115tan246 . 0318. 0tan318. 01zd计算载荷系数 K已知使用系数由 v=4.7m/s，6 级齿轮精度，动载荷系数5 . 1Ak07. 1vk的计算公式Hk3221015. 06 . 0118. 011. 1ddHk19. 1 165. 1Fk4 . 1FHkk载荷系数 67. 219. 14 . 107. 15 . 1HHVAkkkkk按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mmkkddtt9 .726 . 167. 25 .613311计算模数nm47 mmzdmn93. 22415cos9 .72cos113、按齿根弯曲强度设计（1） 、计算公式32121cos2FSFadnYYzYKTm（2） 、确定公式中的计算参数计算载荷系数 62. 2165. 14 . 107. 15 . 1HHVAkkkkk根据纵向重合度，查得螺旋角影响系数227. 187. 0Y计算当量齿数 63.2615cos24cos3311zzv84.3815cos35cos2332zzv查取齿型系数 583. 21FaY411. 22FaY查取应力校正系数 598. 11SaY665. 12SaY弯曲疲劳极限为MPaFEFE50021弯曲疲劳寿命系数 95. 01HNK96. 02HNK计算弯曲疲劳许用应力 取 ，得4 . 1S 3394 . 150095. 04 . 1111FEFNFK3434 . 150096. 04 . 1222FEFNFK计算大小齿轮的 并加以比较FSAFaYY 0122. 0339598. 1583. 2111FSAFaYY 0117. 0343665. 1411. 2222FSAFaYY 小齿轮的值较大48（3） 、将数值代入公式计算 =1.84mm32121cos2FSFadnYYzYKTm齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模nm数，取，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触mmmn2疲劳强度算得的分度圆直径mmd9 .721 2 .35215cos9 .72cos11nmdz 取 取351z45.513547. 112 uzz522z（4）几何尺寸计算中心矩mmmzzan07.9015cos22)5235(cos2)(21圆整得 mma90修正螺旋角 21650149022)5235(arccos2)(arccosamzzn 的值改变的不大， ， 等不必修正。KHZ
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