完整版EQ1061型载货汽车变速器取力器设计说明书毕业设计论文.docx
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完整版EQ1061型载货汽车变速器取力器设计说明书毕业设计论文
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摘要
本次设计的取力器要求与EQ1061型载货汽车DF5S360型变速器匹配，变速器最大输出扭矩410NM；取力器最大输出扭矩168NM；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。
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。
用带轮连接。
首先，根据EQ1061型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。
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。
整体设计结构紧凑，工作量大，以下是我的分析与论述。
关键词：
货车，变速器，取力器，工艺，
Abstract
ThisdesignrequiresaccessedgewithDF5S360TruckEQ1061-typetransmissionmatching,themaximumoutputtorquetransmission410NM;getmaximumoutputtorqueofPower168NM;tomeetthestrengthandstiffnessrequirements;efficiency;goodprocessingprocessandassemblyprocessof.Theoverallstructureoftheformofatwo-axis,takingpowerfromthedevicetoadedicatedpowertransferbetweenthedevicescanbeusedmechanicaltransmission.ConnectwithPulley.Firstofall,theEQ1061-typevehicleinaccordancewithengineandtransmissionparametersandadedicateddeviceusedtodeterminetheparametersofPowerfromthetransmissionratio,determinedinaccordancewiththeassemblyofspaceinsideedgefromthecenterdistanceoftwogearrange,underthepowertransmissiongearparameterstakenfromthetwogearpowerdevicesmodule,pressureangle,toothwidthandotherparameters.Then,checkourcompletedeviceassemblydrawingandcomponentsdrawing.Finally,thepreparationofpartsoftheprocessingprocess.
Overalldesignofthestructureofcompact,.
Keywords:
truck,transmission,powercheck,andtechnology,
摘要I
第一章绪论1
1.1取力器简介1
1.2取力器分类1
第二章取力器方案设计及论证2
2.1取力器设计要求2
2.2取力器方案论证2
2.2.1已知东风EQ1061发动机、变速器及专用装置参数：
2
2.2.2方案论证3
第三章取力器参数设计计算5
3.1取力器传动比及齿轮齿数的确定5
3.1.1取力器传动比的确定5
3.1.2取力器齿轮齿数的确定5
3.2取力器中心距8
3.3取力器齿轮计算与校核8
3.4取力器轴计算与校核11
3.4.1取力器一轴的设计过程：
11
3.5取力器轴承的选用12
3.6.1取力器一轴平键16
第四章主要零件加工工艺过程18
4.1取力器二轴的加工工艺过程18
4.1.1取力器二轴加工工艺18
4.2取力器二轴齿轮加工工艺过程18
4.2.1取力器二轴齿轮加工工艺18
4.2.2二轴齿轮齿圈参数20
4.3拨叉轴加工工艺过程21
4.4轴承盖加工工艺过程21
4.5零件材料的选择23
4.5.1齿轮材料选择23
第五章取力器润滑与密封24
第六章结论25
参考文献26
致谢27
附录二专业外文翻译31
英文原文：
31
译文：
36
摘自汽车取力器设计38
第一章绪论
1.1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。
1.2取力器分类
按取力器相对汽车地盘变速器的位置，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，它们通常安装在变速器与离合器之间，又称为夹心式取力器；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；后置取力器通常装在变速器后盖的取力孔上，或是直接安装在变速器壳后端面上，通过中间轴后端花键与接合套连接进行取力，因而可以传递大功率，但这类取力器的转速受到中间轴的限制，其转速较低，要得到高转速，必须增加升速齿轮副。
按取力器总体结构形式可分为一轴式、两轴式、带副箱式、三轴式、单操纵双输出式和双操纵双输出式等几种形式。
带副箱式主要是在原取力器基础上进一步增速或减速；单操纵双输出式的两输出可同轴也可不同轴，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，由不同的操纵机构独立控制。
第二章取力器方案设计及论证
2.1取力器设计要求
1.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。
2.保证较高的传递效率。
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。
3.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
2.2.1已知东风EQ1061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（KWrpm）：
；
最大扭矩转速（Nmrpm）:
：
；
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：
DF6S850变速器参数；
变速器输入轴与中间轴传动比：
1.5；
中间齿轮齿数：
23
3、设计要求：
要求：
与DF5S360型变速器匹配；变速器最大输出扭矩410NM；取力器最大输出扭矩168NM；取力器输出转速满足后续动力装置需要；所完成的资料规范基本符合国家、行业和学校有关标准与规定，并基本能用于生产实际，对生产实际有一定的指导意义
2.2.2方案论证
1、取力器的取力形式的确认：
变速器取力器属于中置式，因DF5S360型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。
3、确认取力器的取力形式：
取力器的取力方式可分为前置、侧置和后置。
前置取力器
它们通常安装在变速器与离合器之间，又称为夹心式取力器，用于动力要求很高的辅助动力装置，输出转速不受变速器常啮比的影响。
所不同的是，前置取力器是通过变速器一轴进行取力，工作时不影响变速器的换档。
侧置取力器
侧置取力器，常用于动力要求不高的辅助动力装置，它通常装在变速器的侧面、顶部或底部的开口处，通过取力齿轮与中间轴上的主动齿轮相啮合进行取力，为了改变其旋向，还可以直接与中间轴上的主动齿轮相啮合进行取力来满足用户的需要。
装在顶部的取力器由于位置高，不易润滑，一般都带有单独的润滑系统；装在底部的取力器由于油质差，一般都要设计过滤器，设计过于复杂。
现在，这类取力器中，安装在变速器两侧的侧置取力器最为常用。
后置取力器
后置取力器通常装在变速器后盖的取力孔上，或是直接安装在变速器壳后端面上，通过中间轴后端花键与接合套连接进行取力，因而可以传递大功率，但这类取力器的转速受到中间轴的限制，其转速较低，要得到高转速，必须增加升速齿轮副。
DF5S360取力器的尺寸外形
第三章取力器参数设计计算
3.1取力器传动比及齿轮齿数的确定
3.1.1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；；
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=15001.5=1000rpm；
取力器传动比=取力器输出轴转速变速器中间轴转速==1.15。
3.1.2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=
取力器齿轮2齿数：
=i=231.15=20
图3-1取力器简图
1-取力器齿轮1；2-取力器齿轮2；3-中间轴齿轮；
4-中间轴；5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。
已知变速器中间轴齿轮参数：
齿数：
40；
法向模数：
3.5；
压力角：
20；
螺旋角：
28.25°；
径向变位系数：
0；
螺旋方向：
右；
齿宽：
23mm。
中间轴齿轮分度圆直径：
D==23×4.25cos23.25°=106.390mm；
取力器齿轮2参数：
齿数：
34；
法向模数：
3.5；
压力角：
20；
螺旋角：
28.25°；
径向变位系数：
0；
螺旋方向：
右；
齿宽：
23mm。
分度圆直径：
==34×3.5cos28.25°=137.15mm
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，）
齿轮2转速n2=1150（rmin）
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=均匀平稳
预定寿命H=15000（小时）
二、材料及热处理
齿面啮合类型GFace=硬齿面
热处理质量级别Q=MQ中等
齿轮1材料及热处理Met1=20CrMnTi<渗碳>
齿轮1硬度取值范围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硬度取值范围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
三、齿轮基本参数
模数（法面模数）Mn=3.5（mm）
端面模数Mt=4.62564（mm）
螺旋角β=28.250000（度）
基圆柱螺旋角βb=21.（度）
齿轮1齿数Z1=40
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Φd1=0.192
齿轮2齿数Z2=34
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Φd2=0.222
总变位系数Xsum=0.000
标准中心距A0=113.32825（mm）
实际中心距A=113.32825（mm）
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εα=1.43330
纵向重合度εβ=0.59130
总重合度ε=2.02460
齿顶高系数=1.40
弯曲强度用安全系数SFmin=1.40
接触强度计算应力σH=1088.8（MPa）
接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=309.6（MPa）
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=321.2（MPa）
齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足
五、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（mm^2s）
有一定量点馈Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz＞6μm（Ra≤1μm）
载荷类型Wtype=静强度
齿根表面粗糙度ZFR=Rz＞16μm（Ra≤2.6μm）
刀具基本轮廓尺寸
圆周力Ft=6709.226（N）
齿轮线速度V=5.574（ms）
3.4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
3.4.1取力器一轴的设计过程：
一、、确定轴的最小直径如下：
所设计的轴是实心轴
A值为：
73许用剪应力范围：
40～52MPa
最小直径的理论计算值：
36.3mm满足设计的最小轴径：
37mm
二、轴的结构造型如下：
轴各段直径长度：
长度直径
15mm40mm
30mm42mm
40mm48mm
15mm40mm
轴的总长度：
170mm轴的段数：
4
轴段的载荷信息
三、支反力计算
距左端距离水平支反力Rh1垂直支反力Rv1
7.5mm-3292.33N0N
距左端距离水平支反力Rh2垂直支反力Rv2
92.5mm2121.94N0N
四、弯曲应力校核如下：
危险截面的x坐标：
34mm直径：
42mm
危险截面的弯矩M：
132621.78N·mm扭矩T=900025.22N·mm
截面的计算工作应力：
93.73MPa许用疲劳应力：
291MPa
30mm处弯曲应力校核通过
危险截面的x坐标：
40mm直径：
42mm
危险截面的弯矩M：
100793.11N·mm扭矩T：
900025.22N·mm
截面的计算工作应力：
92.76MPa许用疲劳应力：
291MPa
45mm处弯曲应力校核通过
危险截面的x坐标：
60mm直径：
48mm
危险截面的弯矩M：
58354.89N·mm扭矩T：
900025.22N·mm
截面的计算工作应力：
53.16MPa许用疲劳应力：
291MPa
65mm处弯曲应力校核通过
危险截面的x坐标：
85mm直径：
40mm
危险截面的弯矩M：
15916.67N·mm扭矩T：
0N·mm
截面的计算工作应力：
1.44MPa许用疲劳应力：
291MPa
结论：
弯曲应力校核通过
3.5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
3.5.1取力器一轴轴承
一、一轴受力分析
一轴齿轮1受力：
转矩：
T=450000Nmm；
分度圆直径：
=113.4mm；
F===3968.25N；
径向力：
=Ftan=3968.25×tan20°=1444.3N；
轴向力：
=Fsinβ=3968.25×sin28.25°=1566.44N；
圆周力：
===4266.9N；
二、设计参数
径向力=1444.3（N）；
轴向力=1566.44（N）；
圆周力=4266.9（N）；
轴颈直径d1=40（mm）；
转速n=793.65（rmin）；
要求寿命Lh'=15000（）；
四、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）；
五、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）；
六、校核轴承寿命
轴承工作温度T=<=120（℃）；
轴承寿命L10=1484（10^6转）；
轴承寿命Lh=31162（=3281.07×tan20°=1194.21N；
轴向力=Fsinβ=3281.07×sin28.25°=1552.99N；
圆周力：
===3528.03N；
二、设计参数
径向力=1194.21（N）；
轴向力=1552.99（N）；
圆周力=3528.03（N）；
轴颈直径d1=40（mm）；
转速n=1150（rmin）；
要求寿命Lh'=15000（）；
四、计算轴承受力
轴承1径向支反力Fr1=1474.11（N）；
轴承1轴向支反力Fa1=-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）；
五、计算当量动载荷
当量动载荷P1=1591.49（N）；
当量动载荷P2=1649.48（N）；
六、校核轴承寿命
轴承工作温度T=<=120（℃）；
轴承寿命L10=18597（10^6转）；
轴承寿命Lh=269527（theApplicationofModernDesignMethodforAutomobileManualTransmission[J].InternationalJournalofVehicleDesign,1982.
[16]MichaelGipser,ANewFastTireModelforRideComfortSimulations,EsslingenUniversityofAppliedSciences,Germany
致谢
本次毕业设计的环节即将结束，在此由衷的感谢王天利王老师对我的耐心的指导和悉心的培养，王老师的认真负责的态度深深感染了我，我为身为他的一名学生而高兴，我感觉这段时间学到了真正的本领，不紧紧是学术方面的知识，还教会了我们很多为人处事到道理，为我们即将步入社会的青年们点亮了航标，指引了方向。
王老师就是我们心中的榜样，前进的目标，学习他那一丝不苟，严谨治学的优良作风，我想这也是伴随着我一生的宝贵财富。
在此再一次感谢王老师，感谢您无私的付出，感觉您悉心的指导，献上我真挚的祝福。
附录一
1轴的校核程序
Temax=157*10^3;d1=20;d2=26;d7=28;d8=30;
ao=20*pi180;an=20*pi180;
bbo=25*pi180;
bb7=20*pi180;
i1=4.452;
a1=85;a2=90;a3=120;a4=150;a5=180;6=189;a7=200;a8=215;
Po=2*Temaxd1
Ro=2*Temax*tan（ao）d1
Qo=2*Temax*tan（ao）（d1*cos（bbo））
Pn=2*Temax*i1d7
Rn=2*Temax*i1*tan（ao）d7
Qn=0;
Xg=Pn*a1a2
Yg=Rn*a1a2
Zg=Qn
G=sqrt（Xg^2+Yg^2）
Xc=Pn-Xg
Yc=Rn-Yg
C=sqrt（Xc^2+Yc^2）
Xf=（Pn*a3-Po*a4）a5
Yf=（Pn*a3+Ro*a4+Qo*d22-Qn*d82）a5
Zf=Qn-Qo
F=sqrt（Xf^2+Yf^2）
Xe=Po+Xf-Pn
Ye=Ro+Rn-Yf
E=sqrt（Xe^2+Ye^2）
Xb=（Po*a6-Xc*a7）a8
Yb=（Ro*a6+Yc*a7-Qo*d12）a8
Zb=Qo
X=sqrt（Xb^2+Yb^2）
Xa=Xb+Xc-Po
Ya=Yb-Ro-Yc
A=sqrt（Xa^2+Ya^2）
z1=12;z2=29;d=45;
Mc=Pn*a3;
Ms=Rn*a3;
Tn=Temaxz1*z2
M=sqrt（Mc^2+Ms^2+Tn^2）;
bbbb=32*M（pi*d^3）%δ
T=372800;D=24;
Wt=pi*d^316;
t=16*T（pi*D^3）;
bbbbt=sqrt（bbbb^2+t^2）;
I=pi*d^464;
fc=Rn*a3^2*（a5-a3）^2（3*210000*I*a5）
fs=Pn*a3^2*（a5-a3）^2（3*210000*I*a5）
bbbbb=Rn*a3*（a5-a3）*（a3-（a5-a3））（3*210000*I*a5）;
f=sqrt（fc^2+fs^2）
2齿轮校核程序
Temax=450*10^3
z1=23;z2=29;z3=20;
y1=0.19;y2=0.19;y3=0.19;
m1=4.25;
z=[z2];
zw=[z1]
zzw=[z3];
kc=[7];
kcw=[7]
kczw=[7];
y=[y2];
yw=[y1]
yzw=[y3];
mn=[m1];
tg1=temax;
tg2=temax*z2z3;
k1=1.5;%斜齿轮
kf1=1.1;%主动齿轮
kf2=0.9;%从动齿轮
kt=2.0;%重合度系数
aaaa=[23.25];%螺旋角;
bb=aaaa*pi180;
w=2.*Tg1.*cos（bb）*k1*kf2.（pi.*mn.^3.*zw.*kcw*km.*y1）%δw
（1）
ww=2.*Tg2.*kf1*k1.（pi.*m.^3.*z.*kw*km.*y2）%δw
（2）
wzw=2.*Tg2.*kf2*k1.（pi.*m.^3.*zzw.*kzw*km.*y3）%δw（3）
E=2.01*10^5;
a=22.5*pi180;%α
aw=23.5*pi180;
dz=m.*z;
dzw=mn
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