毕业设计论文_EQ1061型载货汽车变速器取力器设计说明书.doc

《毕业设计论文_EQ1061型载货汽车变速器取力器设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计论文_EQ1061型载货汽车变速器取力器设计说明书.doc（44页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、本科生毕业设计（论文）毕业设计(论文)EQ1061型载货汽车变速器取力器设计说明书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。

2、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，AbstractThis design requires access edge with DF5S360 Truck EQ1061-type transmission matching, the maximum output torque transmission 410NM; get maximum output torque of Power 168NM; to meet the strength and stiffness requirements; high tr

3、ansmission efficiency; good processing process and assembly process of. The overall structure of the form of a two-axis, taking power from the device to a dedicated power transfer between the devices can be used mechanical transmission. Connect with Pulley. First of all, the EQ1061-type vehicle in a

4、ccordance with engine and transmission parameters and a dedicated device used to determine the parameters of Power from the transmission ratio, determined in accordance with the assembly of space inside edge from the center distance of two gear range, under the power transmission gear parameters tak

5、en from the two gear power devices module, pressure angle, tooth width and other parameters. Then, check our complete device assembly drawing and components drawing. Finally, the preparation of parts of the processing process. Overall design of the structure of compact, heavy workload, the following

6、 is my analysis and discussion.Key words: truck, transmission, power check, and technology,目 录摘要I第一章 绪论11.1取力器简介11.2取力器分类1第二章 取力器方案设计及论证22.1取力器设计要求22.2取力器方案论证22.2.1已知东风EQ1061发动机、变速器及专用装置参数：22.2.2方案论证3第三章 取力器参数设计计算53.1 取力器传动比及齿轮齿数的确定53.1.1取力器传动比的确定53.1.2取力器齿轮齿数的确定53.2取力器中心距83.3取力器齿轮计算与校核83.4取力器轴计算与校核

7、113.4.1 取力器一轴的设计过程：113.5取力器轴承的选用123.6.1取力器一轴平键16第四章 主要零件加工工艺过程184.1取力器二轴的加工工艺过程184.1.1取力器二轴加工工艺184.2取力器二轴齿轮加工工艺过程184.2.1取力器二轴齿轮加工工艺184.2.2二轴齿轮齿圈参数204.3拨叉轴加工工艺过程214.4轴承盖加工工艺过程214.5零件材料的选择234.5.1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38V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

8、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

9、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

10、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

11、型号：EQB210-20；额定功率/转速(KW/rpm)：155/2500；最大扭矩/转速(Nm/rpm):：700/1500；低怠速(rpm)：750；最高空载转速(rpm)：2750；排放法规：Euro；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：233、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

12、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。

13、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

14、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

15、间轴传动比=1500/1.5=1000rpm；取力器传动比=取力器输出轴转速/变速器中间轴转速=1150/1000=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=23/1.15=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

16、径： D=234.25/cos23.25=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： =343.5/cos28.25=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，h取值不宜太小，考虑到安装空间，h取值不宜太大，初取h=65mm。取力器齿轮1分度圆直径可计算：+/2=h+170-D/2= h+170-D/2-/2=65+170-106.390/2-137.15/2=113.4mm取力器齿轮2齿数：=137cos28.25/3.5=421.96mm取=

17、40，与齿轮2齿数34，中间轴齿轮齿数34均无公因数。3.2取力器中心距=3.5（40+34）/（2 cos28.25）=147.15mm。3.3取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一、设计参数 传递功率 P=37.40(kW) 传递转矩 T=480(Nm) 齿轮1转速 n1=793.65(r/min) 齿轮2转速 n2=1150(r/min) 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=20CrM

18、nTi齿轮1硬度取值范围 HBSP1=5662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齿轮2硬度取值范围 HBSP2=5662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 =28.250000(度)基圆柱螺旋角 b=21.7734710(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

19、 d1=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 d2=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 =1.43330纵向重合度 =0.59130总重合度 =2.02460 齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=0.91879端面顶隙系数 c*t=0.22970端面压力角 *

20、t=21.6105147(度)端面啮合角 t=21.6105148(度)四、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=1250.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=816.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=1118.9(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=852.9(MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=1250.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=816.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=1118.9(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=852.9(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.40弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触

21、强度计算应力 H=1088.8(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=309.6(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=321.2(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=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(mm2/s)有一定量点馈 Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)载荷类型 Wtype=静强度齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m(Ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=6709.226(N)齿轮线

22、速度 V=5.574(m/s)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：4052MPa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 15mm 40mm 30mm 42mm 40mm 48mm 15mm 40mm 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 -3292.33N 0N 距左端距离 水平支反力Rh2

23、 垂直支反力Rv2 92.5mm 2121.94N 0N 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：132621.78Nmm 扭矩T=900025.22Nmm截面的计算工作应力：93.73MPa 许用疲劳应力：291MPa30mm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：100793.11Nmm 扭矩T：900025.22Nmm截面的计算工作应力：92.76MPa 许用疲劳应力：291MPa45mm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：58354.89Nmm 扭矩T：9000

24、25.22Nmm 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：15916.67Nmm 扭矩T：0Nmm 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=3968.25tan20=1444.3N；轴向力：=Fsin=3968.25

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 (r/min)；要求寿命 Lh=15000 (h)；作用点距离 L=56 (mm)；Fr与轴承1距离 L1=33 (mm)；Fr与轴心线距离 La=67.072 (mm)；温度系数 ft=1；润滑方式 Grease=油润滑；三、选择轴承型号轴承类型 BType=圆锥滚子轴承；轴承型号 BCode=32908；轴承内径 d=40 (mm)；轴承外径 D=62 (mm)；轴承宽

26、度 B= 15(mm)；基本额定动载荷 C=31500 (N)；基本额定静载荷 Co=46000 (N)；极限转速(油) nlimy=7000 (r/min)；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 (106 转)；轴承寿命 Lh=31162 (h

27、)；验算结果 Test=合格。3.5.2取力器二轴轴承一、二轴受力分析二轴齿轮2受力：转矩T=450000Nmm；分度圆直径：=137.15mm；F=3281.07N；径向力 =Ftan=3281.07tan20=1194.21N；轴向力 =Fsin=3281.07sin28.25=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 (r/min)；要求寿命 Lh=15000 (h)；作用点距离 L=84 (mm)；Fr与轴承1距离 L1

28、=58 (mm)；Fr与轴心线距离 La=46.256 (mm)；温度系数 ft=1；润滑方式 Grease=油润滑；三、选择轴承型号轴承类型 BType=圆锥滚子轴承；轴承型号 BCode=32908；轴承内径 d=40 (mm)；轴承外径 D=62 (mm)；轴承宽度 B=15(mm)；基本额定动载荷 C=31500 (N)；基本额定静载荷 Co=46000 (N)；极限转速(油) nlimy=7000 (r/min)；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

29、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 (106 转)；轴承寿命 Lh=269527 (h)；验算结果 Test=合格。二轴齿轮用轴承选用两个32908圆锥磙子轴承，受力与以上轴承相同，作用点距离 L=16mm84mm；合格3.6.1取力器一轴平键取力器一轴平键不传递大的转矩，只做连接齿轮1与一轴用，取转矩T=10N。传递的转矩 T =10 Nmm；轴的直径 d =42 mm；键的类型sType =A型；键的截面

30、尺寸bh =12x8 mm；键的长度L =22 mm；键的有效长度L0 =10.000 mm；接触高度k =3.200 mm；最弱的材料Met =钢；载荷类型PType =静载荷；许用应力p =135 MPa；计算应力p =0.015 MPa；校核计算结果： 满足。第四章 主要零件加工工艺过程4.1取力器二轴的加工工艺过程4.1.1取力器二轴加工工艺毛坯：棒材。工序：10 铣端面，打中心孔；20 粗车外圆（40长48部分，47部分）；30 粗车外圆（37部分，40长40部分）；40 精车外圆（40长48部分，47部分）；50 精车外圆（37部分，40长40部分）；60 倒圆角；70 两端倒角；

31、80中间检验；90 滚轴端花键；100 滚中间花键；110 磨外圆；120 钻螺纹孔；130 攻螺纹；140 去毛刺；150 最终检验。4.2取力器二轴齿轮加工工艺过程4.2.1取力器二轴齿轮加工工艺零件图如图4-2所示。 图4-2 齿轮2毛坯：锻件。工序：10 铣两端面；20 扩孔（59孔）；30 粗车外圆（101部分，80部分）；40 半精车外圆（101部分）；50 车槽（65宽2）；60 车槽（71宽2.5）；70中间检验；80滚齿（外齿轮）；90滚齿（内齿圈）；100半精车内孔（62孔）；110 倒圆角R0.5；120 中间检查；130 热处理；140磨内孔（62孔）；150最终检验。

32、4.2.2二轴齿轮齿圈参数渐开线花键齿数Z=33压力角=30模数m =2mm公差等级：H8小径：=64mm齿形裕度：=0.1m=0.12=0.2m内花键小径极限偏差：300m花键配合长度：g=6mm分度圆直径：D=mZ=66mm分度圆周长之半：=2332=103.672mm；公差因数：=2+0.012544=2.550mm；周节积累公差=7.1+18=90.291m齿形公差= =6.32.550+40=56.065m齿向公差=2+10=14.899m综合公差=0.664.392m齿槽宽和齿厚的总公差：（T+）=25 +100 =252.478+1000.662=128.150m=0.45+0.

33、001D=0.45+0.00166=2.478m=0.45+0.001S=0.45+0.0013.142=0.662m基本齿厚S=0.5m=3.142mm作用齿厚上偏差=30m作用齿厚最大值：=S+=3.1420.03=3.112mm实际齿厚最小值：=（T+）=3.1120.128=2.984mm作用齿厚最小值：=+=2.984+0.064=2.920mm实际齿厚最大值：=3.112+0.064=3.048mm4.3拨叉轴加工工艺过程零件图如图4-3所示。图4.3 拨叉轴 毛坯：锻件。10 粗车外圆；20 铣端面；30 铣大端两平面；40 半精车外圆；50 钻孔（6孔）；60 磨外圆；70 铣

34、内球面（SR2.5）；80 去毛刺，修正；90 最终检验。4.4轴承盖加工工艺过程零件图如图4-4所示。 图4-4 轴承盖毛坯：铸件。工序：10 铣端面；20 铣另一端面；30 粗镗42孔；40 车外圆（62，92）；50 粗镗62孔；60 半精镗42孔；70 磨62孔；80 磨62孔端面；80 车1：5锥面；90 倒圆角；100 倒角；110 钻孔7；120 钻孔2；130 最终检验。4.5零件材料的选择4.5.1齿轮材料选择齿轮主要的用于各种齿轮传动装置，以防止齿面磨损、擦伤、烧结等，延长其使用寿命，提高传递功率效率。齿轮油应具有良好的抗磨、耐负荷性能和合适的粘度。20CrMnTi钢具有较

35、高的机械性能，在渗碳淬火低温回火后，表面硬度为58-62HRC，芯部硬度为30-45HRC。20CrMnTi的工艺性能较好，锻造后以正火来改善其切削加工性。此外，20 CrMnTi还具有较好的淬透性，由于合金元素钛的影响，故在渗碳后可直接降温淬火。且渗碳速度较快，过渡层较均匀，渗碳淬火后变形小。因此根据齿轮的工作条件选用20CrMnTi钢比较合适。4.5.2轴材料选择20CrMnTi其淬透性较高,在保证淬透情况下,具有较高的强度和韧性,特别是具有较高的低温冲击韧性.20CrMnTi表面渗碳硬化处理用钢.良好的加工性,特加工变形微小,抗疲劳性能相当好.用途:用于齿轮,轴类,在保证淬透情况下,具有

36、较高的强度和韧性经渗碳淬火后具有硬而耐磨的表面与坚韧的心部,特别是具有较高的低温冲击韧性。良好的加工性,特加工变形微小,抗疲劳性能相当好。轴材料选用20CrMnTi钢比较合适。4.5.3拨叉轴材料选择拨叉轴受力比较小，工作条件较好，强度和刚度要求不高，选用45号钢即可。4.5.4轴承盖材料选择轴承盖材料选用HT200。在灰口铁中，由于片状石墨的存在使其抗拉强度和塑性大大低于钢材，但片状石墨对抗压强度和硬度影响不大，仍然接近于钢材。而且片状石墨使灰口铁具有良好的消震性，减磨性和切削加工性。HT200 的铸造性好，熔炼设备简单，价格便宜，所以轴承盖材料选用HT200较合适。第五章 取力器润滑与密封

37、在取力器的总成中，为减少内摩擦引起的零件磨损，润滑是很重要的环节，首先须在壳体内注入齿轮油，采用飞溅方式润滑各齿轮副，利用齿轮的转动讲齿轮油送到轴与轴承等零件表面。变速器中润滑油高度一般到变速器高度三分之二左右，取力器侧置，所以取力器均在润滑油中。取力器箱体底部为斜面，向变速器箱体内倾斜，达到润滑的目的。取力器与变速器结合面密封采用石棉橡胶垫片密封。第六章 结论以上是对EQ1061货车变速器取力器的设计。利用已知条件，将取力器各个重要尺寸计算出来，从实际出发，考虑到经济性，使用性，来设计此型号的取力器。取力器是货车的重要组成部分，它将发动机的动力通过发动机飞轮经离合器从动盘、 变速器输入轴或中

38、间轴传到需要驱动，所以选择合理取力器的类型，功率和转速由为重要。取力器是货车的重要部件，它的匹配合理与否、质量的好坏与否直接影响到货车工作的可行性。取力器的发展进步便显得尤为重要了通过计算，该取力器到达设计要求。结构紧凑，操作轻便，良好的经济性和动力性。结构设计合理，基本可以用于实际生产和使用。 参考文献1 陈礼璠、顾剑青.现代汽车知识手册.第1版.上海:上海科学技术文献出版社,2002.82 陈雁等.取力器传动比的优选法.武汉：专用汽车，2002.4.3 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，1999.4 肖永清、杨忠敏.汽车制动系统的使用与维修.第1版.北京:中国电力出版社,2004

39、.45 何明辉.专用汽车设计.武汉:武汉大学出版社，1994.96 徐达.专用汽车工作装置原理与设计计算.北京：北京理工大学出版社，1998.17 东风汽车有限公司商用车市场销售总部.08东风国汽车取力器资料汇编. 湖北石堰：东风汽车变速箱有限公司2008.48 张玉亭.英汉双向汽车词典.第1版.上海:上海交通大学出版社.20069 李文英、绪辉 重型汽车自动变速器的发展10东风EQ汽车取力器.机电新产品导报.1994(6)11陈雁、黄自力.取力器传动比的优选法 专用汽车.2002(4)12匡西友 JN162取力器的安装与使用.重型汽车.2002(6)13郭君琳、程戈奇.153取力器改进.重型

40、汽车.2001(4)14蔺习英 关于汽车取力器选型几点建议.专用汽车.2004(2)15 Hcho W H.Study on the Application of Modern Design Method for Automobile Manual TransmissionJ.International Journal of Vehicle Design,1982.16 Michael Gipser,A New Fast Tire Model for Ride Comfort Simulations,Esslingen University of Applied Sciences,German

41、y,2001,5-10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*103;d1=20;d2=26;d7=28;d8=30;ao=20*pi/180;an=20*pi/180;bbo=25*pi/180;bb7=20*pi/180;i1=4.452;a1=85;a2=90;a3=120;a4=