工程洒水车（五吨载重量）变速箱取力器及水泵传动设计（有cad图）.doc
工程洒水车（五吨载重量）变速箱取力器及水泵传动设计（有cad图）带CAD图
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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2DESIGN OF POWER TAKE-OFF AND WATER PUMP DRIVING OF ENGINEERINGSPRINKLER (5 TONS LOAD WEIGHT)ABSTRACTThis 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. Overall 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 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 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 truck 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.22.1 总体设计要求.22.1.1 洒水车设计要求.22.1.2 总体布置的原则.32.1.3 总体参数的要求.32.1.4 主车架改装注意事项.42.2 各总成的布置或参数要求.52.2.1 底盘的选取.52.2.2 变速器参数的要求.62.2.3 取力器参数的要求.62.2.4 水罐参数的要求.72.2.5 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. .83.1 设计各级齿轮的传动比并计算各轴的转速及扭矩.83.1.1 分配传动比.83.1.2 计算各齿轮转速.83.1.3 计算各轴转矩.93.2 设计并校核各级齿轮.93.2.1 设计并校核取力器齿轮.93.2.2 设计并校核减速箱齿轮. 123.3 轴的设计与校核.163.3.1 根据扭转强度设计轴.163.3.2 按弯扭合成强度校核轴.173.4 轴承的校核.203.4.1 滚针轴承的校核.203.4.2 减速箱输出轴轴承的校核.203.5 键的设计与校核.223.5.1 花键的设计与校核.2243.5.2 平键的设计与校核.233.6 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.254.1 、档传动比的确定.254.2 、档及倒挡齿轮齿数的确定.264.3 变速器轴直径选择.29第五章第五章 车架的改装设计车架的改装设计.305.1 整车质心的计算.305.2 车架的改装设计.325.2.1 水泵支座联接的设计与强度校核.325.2.2 水泵进出口附近水管支架联接的设计与强度校核.355.2.3 工作台支撑梁的联接设计与校核.365.2.4 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.396.1 管路的工作原理.396.1.1 水罐上水.396.1.2 前喷水.406.1.3 后洒水.406.1.4 高炮喷水.406.2 管路系统主要参数计算.406.2.1 水泵的选择.406.2.2 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计.427.1 罐体形状及容积计算.427.1.1 罐体形状.427.1.2 罐体容积.427.2 罐体材料以及防腐蚀处理.437.2.1 罐体材料.437.2.2 防腐蚀处理.43第八章第八章 成本估算成本估算.445第九章第九章 结论结论.45参考文献参考文献.46致谢致谢.476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)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 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、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2.5m，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。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后轴轴载质量（Kg）700010000130002420002.1.42.1.4 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，对钻孔的位置和规范如下表所示：ABC图 2-1表 2-2尺寸重型车中型车轻型车A706050B504030孔间距C504030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、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 4080kg11 前轴 1930kg 后轴 2150kg外形尺寸： 总长 6910mm 总宽 2170mm 总高 2370mm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 265mm2、发动机参数： 最大功率 135PS/3000r/min 最大扭矩 36kgfm/1200-1400r/min3、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 861mm2.2.22.2.2 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。122.2.42.2.4 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，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，减速器机构设计133.1 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. 110001990u211Z232Z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. 1172111ZZu1 . 12123122ZZu47. 11 . 123. 199. 1213uuuu图 3-13.1.23.1.2 计算各齿轮转速计算各齿轮转速 min/1611199021171rnmin/1471231719902rnmin/147123rnnmin/10004rn 3.1.33.1.3 计算各轴转矩计算各轴转矩14mNnP5 .9510001095509550T4mNnnzzT9 .64147110005 .95TT3444343mNTT9 .6432mNTT3 .5923219 .642321213.2 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 4044213.2.13.2.1 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 60HRC2,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2,211z,232z1 . 1212312zzu二,按齿面接触疲劳强度校核1,校核公式3-13211)(12HEHuuTKdzzadtt2,确定计算值(1)试选 6 . 1tK(2)由参考文献机械设计图 10-30 选取区域系数35. 2HZ(3)由参考文献机械设计图,10-26 查得 72. 01a74. 02a则46. 121aaa(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15MPaZE8 .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MPaHH15002lim1lim(6)由参考文献机械设计式 10-13 计算应力循环次数8111055. 181002116116060hjLnN88121041. 11 . 11055. 1uNN(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. 12HNK13. 11HNK(8)计算接触疲劳许用应力 168012. 115001H169513. 115002H(9)取齿轮齿宽系数5 . 0d3,代入公式(3-1)计算mmZZuuTKdHEHadtt7 .32)16808 .18935. 2(1 . 111 . 146. 15 . 0103 .596 . 12)(123233211合格齿宽35.167 .325 . 0b三,按齿根弯曲强度校核1,计算公式.3-232121cos2FSFadnYYzYKTm2,确定计算参数(1)计算载荷系数 5 . 1AK齿轮圆周速度smndvt/67. 6100060161111.7910006011由参考文献机械设计图 10-8 查得09. 1vK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HK 3221015. 06 . 0118. 011. 1ddHK代入数值计算得3221015. 05 . 05 . 06 . 0118. 011. 1HK=1.17由参考文献机械设计图 10-13 查得11. 1FK由参考文献机械设计表 10-3 查得1 . 1FHKK1 . 217. 11 . 109. 15 . 1HHVAKKKKK(2)根据纵向重合度由33. 1404421tan215 . 0318. 0tan318. 0 1zd参考文献机械设计图 10-28 查得88. 0Y(3)计算当量齿数21.26404421cos21cos 3311zzv70.28404421cos23cos 3311zzv(4)查取齿形系数由参考文献机械设计表 10-5 查得 689. 21FaY541. 22FaY(5)查取应力校正系数由参考文献机械设计表 10-5 查得 596. 11SaY617. 12SaY(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MPaFEFE60021由参考文献机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 95. 01FNK96. 02FNK取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得4074 . 160095. 04 . 1111FEFNFK4114 . 160096. 04 . 1222FEFNFK0102. 0407596. 1589. 2111FSAFaYY1701. 0411617. 1541. 2222FSAFaYY取大值代入公式(3-2)计算得 mmYYzYKTmFSFadn82. 10102. 046. 1215 . 04221cos3 .591 . 22cos232232121所以 m=3.5 合格齿轮的分度圆直径为 mmmzd13.79404421cos5 . 321cos 11mmmzd67.86404421cos5 . 323cos 22齿宽 mm301Bmm262B3.2.23.2.2 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 280HBS2，选用圆柱斜齿轮传动 初选螺旋角153，选用 7 级精度4，小齿轮齿数 传动比 u=1.47 大齿轮齿241z 取28.3547. 12412uzz352z二，按齿面接触强度设计1,计算公式 .3-33211)(12HEHadttZZuuTKd2,确定公式内各计算数值 (1),试选 6 . 1tK(2),由参考文献机械设计图 10-30 选取区域系数425. 2HZ(3),由参考文献机械设计图 10-26 查得 则765. 01a815. 02a58. 121aaa(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18MPaZE8 .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MPaHH6002lim1lim(6),由参考文献机械设计式 10-13 计算应力循环次数 8111041. 181002114716060hjLnN88121096. 07 . 11041. 1uNN(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. 01HNK96. 02HNK(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 MPaSKHHNH576160096. 01lim11MPaSKHHNH582160097. 02lim22 MPaHHH5792/ )582576(2/ )(21(9),取齿轮齿宽系数6 . 0d(10),小齿轮转矩mNT9 .6413,数值代入公式计算得(1) 代入公式(3-3)计算得齿轮分度圆直径为mmZZuuTKdHEHadtt5 .61)5798 .189425. 2(47. 1147. 158. 16 . 0109 .646 . 12)(123233211(2)计算圆周速度smndvt/7 . 4600014715 .61600011(3)计算齿宽 b 及模数ntmmmdbtd9 .365 .616 . 0119mmzdmtnt475. 22415cos5 .61cos11mmmhnt57. 5475. 225. 225. 262. 657. 59 .36hb(4)计算纵向重合度227. 115tan246 . 0318. 0tan318. 01zd(5)计算载荷系数 K已知使用系数5 . 1Ak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. 1vk由参考文献机械设计表 10-4 查得的计算公式Hk3221015. 06 . 0118. 011. 1ddHk3221015. 06 . 06 . 06 . 0118. 011. 119. 1由参考文献机械设计图 10-13 查得165. 1Fk由参考文献机械设计表 10-3 查得4 . 1FHkk载荷系数67. 219. 14 . 107. 15 . 1HHVAkkkkk(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mmkkddtt9 .726 . 167. 25 .613311(7) 计算模数nmmmzdmn93. 22415cos9 .72cos11二,按齿根弯曲强度设计1,计算公式.3-432121cos2FSFadnYYzYKTm2,确定公式中的计算参数20(1)计算载荷系数 62. 2165. 14 . 107. 15 . 1HHVAkkkkk(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. 0Y(3)计算当量齿数 63.2615cos24cos3311zzv84.3815cos35cos2332zzv(4)查取齿型系数,由参考文献机械设计表 10-5 查得 583. 21FaY411. 22FaY(5)查取应力校正系数,由参考文献机械设计表 10-5 查得 598. 11SaY665. 12SaY(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MPaFEFE50021(7)由参考文献机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 95. 01HNK96. 02HNK(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 . 1S3394 . 150095. 04 . 1111FEFNFK3434 . 150096. 04 . 1222FEFNFK(9)计算大小齿轮的 并加以比较FSAFaYY0122. 0339598. 1583. 2111FSAFaYY0117. 0343665. 1411. 2222FSAFaYY 小齿轮的值较大3,将数值代入公式(3-4)计算 32121cos2FSFadnYYzYKTm21mm84. 10122. 058. 1246 . 015cos88. 0109 .6462. 223223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nm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mmd9 .7212 .35215cos9 .72cos11nmdz取 取351z45.513547. 112 uzz522z4,几何尺寸计算(1),计算中心矩mmmzzan07.9015cos22)5235(cos2)(21将中心矩圆整 mma90(2),按圆整后的中心矩修正螺旋角 21650149022)5235(arccos2)(arccosamzzn因的值改变的不大，故参数 ， 等不必修正。KHZ(3),计算大小齿轮的分度圆直径mmmzd4 .7265014cos235cos 11mmmzd6 .10765014cos252cos 22(4),计算齿宽 mmdbd44.434 .726 .1圆整后 mm501Bmm442B3.3 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 TTTdnPWT32 . 0955000022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；TW3mmn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；3mm许用扭转切应力，单位a。 T一,取力器的第一轴为心轴，不产生扭转应力第二轴选用材料为 40Cr ，承受的扭矩为，由式 MPaT50mNT9 .6423-5 得 mmTdT7 .18502 . 0109 .642 . 03332所以取。mmd202mmd201二,变速器的第一轴选用材料为 40Cr, ,承受的扭矩为， MPaT50mNT9 .641由式 3-5 得 mmTdT7 .18502 . 0109 .642 . 03331所以取。mmd201第二轴选用材料为 40Cr, ,承受的扭矩为，由式 3-5 MPaT50mNT5 .952得 mmTdT2 .21502 . 0105 .952 . 03332所以取。mmd2523.3.23.3.2 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NdTFt1 .17756 .107105 .95223NaFFntr4 .66865014cos20tan1 .1775costan 23NFFta2 .47065014tan1 .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NFFFtHH1 .1775214 .414 .4321HHFF解上述方程组得NFNFHH5 .908,6 .86621产生的弯矩mmNmmNFMHH376104 .436 .8664 .43124垂直方向受力如图“V 面” ，建立受力方程组如下NFFaa2 .4701NFFFrvv4 .66821avvMFF4 .414 .4321mmNdFMaa2520326 .1072 .4702解上述方程组得NFNFvv9 .44,5 .62321所以产生的弯矩为mmNmmNFMvv270604 .435 .6234 .4311mmNmmNmmNMMMavv2037252032706012弯矩合成的 mmNMMMHv463333761027060222211mmNMMMHv37665376102037222222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 122WTMca其中 mmNMM463331mmNT3105 .953 . 0 323231855125.30013.21552825 . 3285 . 383228232mmdtdbtdW得MPaWTMca37.271855955003 . 0463332222 ，。MPa701MPaca701 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NadTaFFnntr587404421cos20tan11.79103 .592costan2costan 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 . 1PfNNFfPaP6465871 . 1由参考文献机械设计式 13-5 得hPCnLh5310366104 . 1646102 .11161160106010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 .120输出轴受力如图图 3-3由上可知NFNFHH5 .908,6 .86621NFNFvv9 .44,5 .62321， NFae2 .470所以轴承的受径向力为26NFFFvHr10686 .8665 .6232221211NFFFvHr9109 .445 .90822222222，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rdeFF 0CFa承的轴向力未知，故先初选 e=0.4,因此可估算aF NNFFrd2 .42710684.04 . 011 NNFFrd3649104.04 . 022按参考文献机械设计式 13-11 得 NNFFFaeda2 .8342 .47036411NFFda364120932. 089502 .83401CFa0407. 0895036402CFa 由参考文献机械设计表 13-5 查得并进行差值计算得 462. 01e412. 02e再计算派生轴向力NNFeFrd4 .4931068462. 0111NNFeFrd9 .743910412.0222NNFFFaeda1 .8452 .4709 .37421NFFda9 .374220944. 089501 .84501CFa0419. 089509 .37402CFa两次计算的值相差不大，因此确定0CFa462. 01e412. 02e NFa1 .8451NFa9 .3742273，求当量动载荷，1P2P因为 111791. 010691 .845eFFra222412. 09109 .374eFFra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. 01X36. 11Y对轴承 2 12X02Y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 . 1pf1 . 1pfNFYFXfParp3 .16191 .84536. 1106844. 01 . 111111NFYFXfParp10019 .374091011 . 1222224，验算寿命 因为，所以按轴承 1 的受力大小验算21PP hPCnLh82313 .1619108 .121000601060103366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 pmpzhldT3102 mmzhdTlpm21. 1140333117 . 0109 .64210233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；mdimdd 花键联结的许用挤压应力，单位 MPa。 p3.5.23.5.2 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 ppkldT3102 mmkdTlp111402475 . 0109 .64210233取mm则=40mm32l减速器输出轴采用平键联结，选用的型平键78hb由公式得 ppkldT3102 mmkdTlp2 .161402475 . 0105 .95210233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。 p3.63.6 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min3000225.99rkw31最大扭矩；min140012008 .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)3H/m轴功率/kw60326.2选择洒水宽度 h=10m，洒水量 q=0.9，则：2mLhqvt=Qtv=6.67hqQ90. 01060sm再选择洒水宽度 h=10m，洒水量 q=0.45，则：2mLv=13.33hqQ45. 01060sm因为发动机工作范围 14003300minr取 n=2000,并计算传动比minr =0.377 a0iirng=0.377ig0irna一档 =0.377=0.377 =9.04ig10irna33. 667. 620002018. 1二档 =0.377 =4.52ig20irna4.2 、档及倒挡齿轮齿数的确定齿轮的计算：一档齿轮 Z ，Z的计算：910初选251Z =Z Z=67.3h910nmAcos25 . 325cos130232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验证螺旋角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, =52.7,12Z取 Z =17=5212Z验证螺旋角arccosarccos5AmZZn2)(2113025 . 369 =213944与初选20 相差不大，故合适.5确定其他各挡的齿数：二挡计算同上：求得 Z =431778Z则arccos=17AZZmn2)(arccos8721302)2843(5 . 317 6倒挡齿数确定同上：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 42 改装后变速器各档传动比一档9.00（）1752175033二档4.70（）17522843三档2.51（）17523932四挡 1.56（）17524724五档1（）17525217倒档7.49（）17522049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=m (h +c );齿顶圆直径 d =d+2h ;齿根圆直径 d =d-2h .（单位：fhn*a*naaffmm）表 43 各档齿轮参数表：五挡四挡三挡二挡一挡倒挡1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z齿数17522447323943285017492027螺旋角39442117 61717 61717 617173525分度圆64.06195.9487.89172.11117.18142.82157.46102.54194.0365.97171.57094.5齿根圆55.31187.1979.14163.36108.43134.07148.7193.79185.2857.22162.7561.2585.7534齿顶圆71.06202.9494.89179.11124.18149.82164.46109.54201.0372.97178.577101.5齿宽262126212621212621262126214.3 变速器轴直径选择4.3.14.3.1 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,3maxeT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=0.45 130=58.5mm,取 d=52mm；第五章第五章 车架的改装设计车架的改装设计35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。5.1 整车质心的计算表 5-1 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65 3+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258405881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， 0imiyix为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： 001iiimxml00iiigmymh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 .67314088.63182114308010342100iixm 2 .2811167558812522001565018488017090030kgmi54.998325151817030501 .6744.63183080210036mmmxmliii8 .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。由得整车的质心高度00iiigmymh650508411 .67171054.6318840308012222100iiym5 .1386968384025940155501850017080030mmmymhiiig26.138954.99835 .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：3775. 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。5.2 车架的改装设计5.2.15.2.1 水泵支座联接的设计与强度校核水泵支座联接的设计与强度校核：1.螺栓结构的设计：采用如图所示的结构，螺栓数 z4，对称布置。 图 5-12.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) 2m2m47.10=3.9564kg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%的重力计38=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 1m21702m2350N mm(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= 其中表示螺栓中心到螺栓组的旋转中心线的最大距离，maxFziiLML12maxmaxL表示各螺栓到螺栓组的旋转中心线的距离iL= =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vsmbmFKCCCzFf)(0由参考文献表 5-6 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mbmCCC8 . 01bmbCCCsK39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2FFCCCFFmbb02以求得，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，由参考文献表 5-8 查得材料的屈服极限Mpa，由表 5-10 查得螺栓联接在静载荷情况下，M6M16 的安240s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= 4.003 mm3 . 1421Fd609002.5803 . 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 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，由公式得WMCCCzFAmbbp)(10maxWMCCCzFAmbbp)(10max 62352002 .7275)5 .246 . 0175.5714(23520012WMCCCzFAmbbp)(10max40004. 00483. 0 Mpa0523. 0由表 5-7 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 0minpWMFCCCzFAhmbbp)(10min 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，即MPas24022211214.80106.1044mmdANAs8 .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，也可以实现对顶螺擦防母的摩松。5.2.25.2.2 水泵进出口附近水管支架联接的设计与强度校核水泵进出口附近水管支架联接的设计与强度校核螺栓结构的设计：采用如图所示的结构,螺栓数 z = 2G图 5-2,螺栓的受力分析同上：要求的预紧力 N，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，也可以实现对顶螺擦防母的摩松。415.2.35.2.3 工作台支撑梁的联接设计与校核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 2-5 所示 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。 图 5-3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）相垂直。ir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。42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-Q43第六章第六章 管路系统的设计管路系统的设计水罐水泵12345678cba图 6-1 管路系统如图所示446.1 管路的工作原理洒水车工作原理是，水从水罐出口管出来通过三通球阀与水泵进口相连，水泵出水口通过各球阀与不同的洒水装置相连，实现不同的的洒水功能。详细操作步骤如下。6.1.16.1.1 水罐上水水罐上水一,消防栓供水球阀 6 打开，三通球阀 5 的 c 端打开，其他所有球阀皆关闭，在球阀 6 的接头处接消防水带，水带另一端与地面上有水源的消防栓联接，然后打开地面上的消防开关。通过人孔观察罐内水位，将水罐加满水。二,水泵自吸确认球阀 1、2、3、6、7、8 及三通球阀 5 的 b 端处于关闭状态，球阀 4 的接头与胶管一端连接，吸水管另一端（滤水器）放入水中。注意滤水器不应落入水源底部，以免杂质吸入。打开球阀 4，启动发动机，将取力器挂上档，带动水泵运转。此时水将由泵吸到管路进入罐内。通过人孔观察罐内水位，将水罐加满水。6.1.26.1.2 前喷水前喷水打开球阀 7、8，只需要一边冲洗时，选择关闭 7 或 8，三通球阀 5 的 c 向关闭，其他球阀皆关闭。水从罐内流出通过三通球阀进入水泵，再从出水口进入管道即可实施前喷水作业。6.1.36.1.3 后洒水后洒水打开球阀 1 和 2，三通球阀 5 的 c 向关闭，其它球阀皆关闭，即可实施后洒水作业。6.1.46.1.4 高炮喷水高炮喷水三通球阀 5 的 c 向关闭，打开高炮枪管路上的球阀，其它球阀皆关闭，即可实施高空喷水。6.2 管路系统主要参数计算456.2.16.2.1 水泵的选择水泵的选择参考同类车型东风 EQ1092 载重 5 吨的洒水车，并结合洒水宽度、洒水量及洒水车作业时的速度，选定水泵型号为 65QZ-60/60。6.2.26.2.2 管路内径的计算管路内径的计算管径主要取决于流量和流速，按水泵的最大流量 Q 确定内径，即3210QdmmV式中 Q水泵的额定流量，60/h；3m V水的常用流速，取 1.52m/s；代入数据，得 d=103118mm 取标准值 100mm。本次设计中，90弯头 11 个、三通 8 个、球阀 9 个，三通球阀 1 个，管子逐渐缩小有两处。下表为各种管路附件当量长度值。管路附件当量长度 （紊流时） 单位 m 表 6-1 名称连接形式材料公称通径 DN100mm90弯头螺纹钢 4.0三通螺纹钢 5.2（全径）球阀相当于球阀的公称长度 0.2三通球阀 相当于 90弯头 4.0管子逐渐缩小两处 0.646第七章第七章 洒水车水罐设计洒水车水罐设计47水罐采用钢板焊接而成，罐体能承受 20kpa 的气压而无泄漏，内装横向防波板，将罐体分隔成相通的几个舱，用于车辆行驶中水的动荡和冲击。罐体内壁涂防锈层，罐体上部设置有一个人孔和孔盖。两侧装有扶梯和工具箱等。罐体通过副车架固定在底盘车架上。水罐长度：3740mm7.1 罐体形状及容积计算7.1.17.1.1 罐体形状罐体形状采用椭圆形的优点是：椭圆罐形的受力状况、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
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