1、目錄1 前言22 總體方案論證22.1 提高載質量利用系數22.1.1 底盤的載質量利用系數22.1.2 專用裝置的自重22.2 細化軸荷分布計算32.3 合理選擇控制方式32.3.1 車廂后傾式控制方式32.3.2 推板控制方式32.4 提高效率32.5 合理選擇液壓控制方式32.5.1 滑動滑板式機構工作步驟32.5.2 機構液壓控制方式32.6 完善車輛裝配42.7 結構方案的確定42.7.1 自卸式清障車的結構分析42.7.2 本清障車的結構特點53 清障車總體設計與計算63.1 清障車質量參數的確定63.1.2 整備質量63.1.3 汽車的總質量63.2 清障車發動機的選型73.2.

2、1 發動機最大功率及其相應轉速73.2.2 發動機最大轉矩及其相應轉速73.2.3 發動機適應性系數83.4 底盤的改造83.4.1 整備質量和軸荷分配93.4.2 性能參數93.4.3 尺寸參數103.5 底盤的計算113.6離合器設計133.7變速箱的設計163.8,萬向傳動軸設計17軸的結構設計173.8.2 校核軸的強度173.9驅動橋及懸架設計18驅動橋設計18懸架設計183.10 轉向系統的設計計算223.11 液壓系統設計233.11.1 滑板、滑板油缸受力分析233.11.2 舉升油缸受力分析24液壓缸的結構設計253.12取力器結構方案的確定253.13分析計算，以及具體的結

3、構計算25取力器傳動比的確定25軸的直徑的初步確定26齒輪基本參數的確定26齒輪彎曲應力計算28齒輪接觸應力計算30軸的剛度校核323.14液壓系統設計35油缸受力分析35舉升油缸受力分析36液壓缸的結構設計38液壓缸內徑和活塞桿直徑的確定39液壓缸壁厚外徑及工作行程計算40液壓缸缸底和缸蓋的計算41液壓缸進出油口尺寸確定41液壓缸受力分析與校核42液壓缸的主要零件的材料和技術要求42泵的計算與選擇43液壓油箱容積的確定44確定管道直徑45油箱設計46液壓泵裝置48輔助原件的選用494結論50參 考 文 獻50致 謝51 1 前言清障車全名為道路清障車，又稱拖車、道路救援車、拖拽車，具有起吊、

4、拽拉和托舉牽引等多項功能，清障車主要用于道路故障車輛，城市違章車輛及搶險救援等。清障車按類別主要分為：拖吊連體型、拖吊分離型，一拖一型，平板一拖二型，多功能清障車，液壓自動夾緊型。按牽引噸位分為:2噸,3噸,5噸,8噸,10噸,15噸,25噸,30噸,50噸,80噸。按品牌分為：江淮清障車,五十鈴清障車,東風清障車,紅巖重型清障車,斯太爾重型清障車,江鈴清障車,依維柯清障車。清障車按其使用特點可分為運載類、起吊牽引類。運載類是將損壞的車輛牽引到運載車上運走；起吊牽引類是用車上安裝的起吊牽引裝置把損壞汽車的一端托起(或吊起)離開地面，另一端仍然著地，然后由起吊牽引式清障車拖離現場。清障車基本上都

5、是采用載貨汽車的二類底盤改裝的，按清障車結構型式可分為拖運、裝運、吊運、救援(單臂式和雙臂式)式清障車。清障車是指裝有各種道理運輸搶險裝備的專業汽車，汽車在到路邊上形式，不可避免的會發生一些事故，特別是在告訴公路或者高等級的公路上，清障車的任務就是在事故發生后用最快的速度到達事故現場并在第一時間把故障車或者事故車脫離現場，確保交替道路能夠長途，便利其他車輛。因此，道路清障車又稱搶險車，隨著搞等級路面和在用汽車的增多，清障車也得到了發展，但是在清障車發展的同時，不可避免的有些不安全的因素也在隨之發生，所以在朱總經濟利益的兒童詩也要注意清障車的安全操作等。全套圖紙，加1538937062 總體方案

6、論證2.1 提高載質量利用系數載質量利用系數的提高將有助于降低車輛的運行成本。后裝式清障車的載質量利用系數主要由二個方面組成:2.1.1 底盤的載質量利用系數在底盤選型時,選擇技術含量高、動力性好、自重相對較輕的底盤。2.1.2 專用裝置的自重后裝式清障車由于結構復雜,自重較大,在設計時應盡量采用新材料、新技術、新工藝。主要零部件采用高強度鋼板,輔助件(如擋泥板、裝飾件、蓋板等) 采用比重較輕的注塑件。主要構件采用特殊加工工藝方法,如:車廂側板及頂板采用數控折彎成弧形結構。受力構件采用局部加強法等,從而降低專用裝置的重量。2.2 細化軸荷分布計算常規清障車設計中,計算與測量整車軸荷分布一般只計

7、算車輛在空載和滿載狀態下的軸荷分布,以判斷汽車軸荷分布是否滿足法規要求。但由于后裝式清障車的裝載方式及作業特點比較特殊,有時一個因此,在計算與測量后裝式清障車軸荷分布時應將其分割成多個裝載段,使每個工況都能滿足法規要求,保證車輛行駛安全,同時可作為專用裝置定位及底盤選取的依據。2.3 合理選擇控制方式 車廂后傾式控制方式其原理是:在傾卸油缸的作用下,車廂、機構及車廂內的繞底盤尾部的回轉中心旋轉,旋轉至一定角度后車廂內的靠自重下落實現控制作業。這種控制方式的優點是結構簡單,但在實際使用時存在許多弊端,如: 推板控制方式其原理是:在車廂內設置一塊面板呈鏟形并能沿預定軌道滑行的推板,推板在油缸的推動

8、下,向車廂尾部作水平推擠運動,將推出車廂,實現控制作業。這種控制方式雖結構較為復雜,但控制不受效率的限制,控制干凈,對底盤的載荷分布較為均勻,控制過程平穩、安全。同時,可利用推板的阻力實現車雙向。因此,推板控制是后裝式清障車較為理想的控制方式。2.4 提高效率機構中滑板對的壓強將直接影響的比。當壓強增大時,的比將增大;反之則減小。因而在設計機構時,應努力提高滑板的壓強。根據機構受力可知,影響滑板壓強的因素主要有四個方面:2.5 合理選擇液壓控制方式機構的控制系統會直接影響液壓系統的可靠性,因而合理選擇機構液壓控制方式將對后裝式清障車的性能起到至關重要的作用。 滑動滑板式機構工作步驟 機構液壓控

9、制方式機構的液壓系統控制方式主要有電控式、手控式、氣控式(氣控式最終的實現形式可歸入電控或手控) 。電控式系統對機構的控制需通過發送器傳遞信號,發送器一般采用電器開關或采用PC延時程序。這種控制方式操作方便、自動化程度高。但在實際應用時,由于清障車受污染嚴重,須經常清洗,同時結構磨損,車輛震動,開關容易失效,系統可靠性差. 如采用PC 延時程序則要求液壓油泵供油量穩定,但由于發動機特性原因,在空載與重載時發動機轉速變化較大,同時由于油泵效率及管道阻力等差異,難以滿足供油量要求,其結果表現為執行機構要么不到位,要么提前到位,液壓系統長期工作后發熱嚴重,影響系統穩定性。手控式系統工作可靠,但要實現

10、機構自動化一般通過液壓順序閥來實現,這種形式的液壓回路由于液壓順序閥進油口與順序口壓差大,尤其空載時壓差更大。同時由于控制人員操作時的滯后行為,引起液壓系統發熱嚴重,系統穩定性差。我們在設計時采用較為先進的自動跳位手動換向閥系統,其原理見圖1-1 。這種控制方式不但可以避免人為因素和環境因素的影響,同時可以有效地降低液壓系統油液溫度,提高液壓系統可靠性。如配以機械遠程控制,操作更為方便。 圖2-2 機構液壓原理圖注：圖中的單向發在此處叫做緩沖補油閥，當油缸動作很快時，瞬間造成液壓油吸空時，靠大氣壓力把油箱中的油通過單向閥補充進來，避免沖擊造成速度無法控制和損壞油缸在液壓系統的作用下，通過換向閥

11、的換向，實現滑板的升降和滑板的旋轉，控制滑板和滑板的各種動作，將倒入裝載廂裝填斗的通過填裝機構的掃刮、壓實并壓入車廂；當壓向推板上的負荷達到預定的壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使被均勻地，2.6 完善車輛裝配清障車在工作過程中,需要將事故車輛固定在背不滑板上,如何固定能保證故障車輛不掉下來這需要一定的限位方案,一般是將故障車輛前輪用鏈條鎖定,或者在前輪后面加上限位裝置.2.7 結構方案的確定 自卸式清障車的結構分析主要采用側翼開啟、頂蓋前后梭動等幾種方式，這種車的主要特點是直接收集、轉運、不，適用于特定人工方式，操作簡單，成本低。缺點是：裝載量小、自動

12、化程度低、轉運效率低. 本清障車的結構特點A. 填料器的結構布置后裝式清障車工作時，填料器有上揚和下放兩種布置形式。下放布置如圖1-2所示，填料器與廂體相吻合，底部機構聯接，以保證密封性能。這樣的布置充分考慮了行駛的平穩性和駕駛性能。 圖2-3 清障車布置填料器上揚布置，整個填料器可以繞軸旋轉上揚95，如圖2-3所示，這樣可以保證廂體內的徹底排出。這種布置在填料器上揚時，整車的重心后移，汽車的行駛性能和爬坡能力降低，在不影響裝載量的情況下，回轉支承應盡量向前布置，使重心前移。這種布置和傳統的控制方式相比，雖然結構較復雜，但是的排出比較徹底，同時避免了整車的重心過分后移，而造車翻車事故。圖2-4

13、 清障車布置3 清障車總體設計與計算3.1 清障車質量參數的確定 道路清障汽車m是在二類地盤的基礎上多加了一套舉升和傾卸裝置，所以其裝載質量差不多，而且道路清障汽車不需要太高的速度，根據初定額定裝載質量為m=2 000kg，所以選擇BJ106VJEA-C1車底盤最大承載質量為2000kg。 整備質量整車整備質量m0是指汽車完全裝備好的質量，包括潤滑油、燃料、隨車工具、備胎等所有裝置的質量。參考同類普通專用汽車的整車整備質量，在此基礎上在增加裝備質量，便可估算道路清障汽車整車整備質量。所選EQ1070TJ9AD3車底盤的整備質量為5490取為m0=5490kg； 汽車的總質量總質量總質量ma的計

14、算公式:Ma=Me+M0=2000+5490=7490kg 改裝后道路清障汽車最大軸載質量的分配應基本接近原車底盤軸載要求。又由于車廂升高的同時，其質心向后移。3.2 清障車發動機的選型 發動機最大功率及其相應轉速由汽車設計表2-12選取比功率值，由于清障車為中型載貨汽車，故取比功率為9根據公式：比功率=/ (3-4)可得：=9=912.28=110.52kw根據發動機最大功率選取與其相應的轉速，中型貨車柴油機的多為22003400r/min,取=3000r/min 發動機最大轉矩及其相應轉速根據式：= (3-5)=7019求式中：發動機的轉矩適應系數 最大功率時的轉矩 發動機的最大功率-最大

15、功率的相應轉速因為車用柴油機的值多在1.11.25（帶校正器），所以取=1.15，代入上式可得： =70191.15 (3-6)=297.37與之比不宜小于1.4，通常取/=1.42.0,所以取：/=1.5 (3-7)所以：=/1.5=2000r/min 發動機適應性系數根據式：= 發動機的轉矩適應系數 (3-8)=1.151.5=1.725依據以上對發動機參數的要求，選用發動機的型號為：EQB180203.4 底盤的改造底盤是保證清障車具有機動性好的關鍵，應選擇質量好、承載能力大的底盤。清障車的底盤按汽車的工作特性設計，清障車的工作特性與汽車的工作特性差異很大，裝載時有較大的工作載荷傳給底盤

16、，要求底盤有較大的剛度支撐。修改懸架和發動機安裝方法，改善操作穩定性和行駛平順性。更新制動助力系統，產生更好的制動力，而且更加自然。后懸架（所有車型）為了提供更好的平順性，去掉了后支撐副底盤，同時增加了整個車輛的剛度，減輕重量。了改善操縱穩定性，降低了副底盤蹄部調整孔的位置，并改變了側傾特性。增加了高速行駛過程中的直線穩定性，減少了補償轉向。表q.1 底盤性能對比列表解放東風紅巖適用性適用于各類載重貨車及專用汽車特殊功能的要求適用于各類載重貨車及專用汽車特殊功能的要求適用于各噸位載重貨車的改裝設計要求以及部分專用車輛的特殊要求可靠性工作可靠，出現故障的幾率少，零部件要有足夠的強度和壽命工作性能

17、好，故障率低，零部件要有足夠的強度和壽命性能可靠，出現故障率低，各部件要有足夠的強度先進性動力性、經濟性、行駛平順性及通過性等基本性能指標和功能方面達到同類車型的先進水平動力性、經濟性、操縱穩定性等基本性能指標和功能方面達到同類車型的先進水平動力性、經濟性、行駛平順性及通過性等基本性能指標和功能方面略低于同類車型方便性安裝、檢查保養和維修方便，結構緊湊安裝、檢查保養和維修方便，結構緊湊安裝、檢查保養和維修方便，結構緊湊價格較便宜便宜便宜供貨來源市場擁有量多市場擁有量多市場擁有量較多常見噸位各種噸位車型各種噸位車型輕、中型載貨車型 表1.2底盤參數表底盤型號EQ1070TJ9AD3外型尺寸（長&

18、#215;寬×高）（mm）7450×2300×2500總質量（kg）5490整備質量（kg）5490最高車速（km/h）95前輪距/后輪距（mm）3800輪胎規格7.50-16前懸/后懸（mm）1180/2470輪胎數6 整備質量和軸荷分配由前面的計算得整備質量：=5490kg軸荷分配是汽車的重要質量參數，它對汽車的牽引性、通過性、制動性、操縱性和穩定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大的影響。因此，在總體設計應根據汽車的布置形式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。對清障車而言，滿載時的前軸負荷多在28%上下。查汽車設計表2-11a得：42后輪雙胎，短

19、頭貨車在空載時：前軸負荷為：44%49%，取45%；后軸負荷為：51%56%，取55%。所以：空載時： 前軸軸載質量=45%=5490kg45%=2470kg 后軸軸載質量=55%=5490kg55%=3019.5kg滿載時：前軸負荷為：27%30%，取：28%，后軸負荷為：70%73%，取：72%所以：滿載時前軸軸載質量=28%=7490kg28%=2097.2kg 滿載時后軸軸載質量=72%=7490kg72%=5392.8kg 性能參數A. 最高車速考慮汽車的類型、用途、道路條件、具備的安全條件和發動機功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據來確定。參見汽車設計表2-12知：清障車的最

20、高車速在90120km/h，取為90km/hB. 燃料經濟性參數參考總質量相近的同類車型的百公里耗油量或單位燃料消耗量來估算。參考汽車設計表2-13知：總質量>12t的柴油機清障車單位燃料消耗量為：1.431.53L/（100）,現取為：1.5 L/（100） 尺寸參數圖3-1 車身尺寸參數A. 軸距L可根據要求的貨廂長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距L： L=+ S (3-10)式中：貨廂長度，根據裝載量確定：=5855mm 前輪中心至駕駛室后壁的距離，取=645mm S駕駛室與貨廂之間間隙，取S=80mmL=5855+645+80=6580mmB. 前后輪距與根據汽車設計表2-7，初選

21、輪距： =1900mm =1850mmC. 外廓尺寸我國對公路車輛的限制尺寸要求總高不大于4m；總寬（不包括后視鏡）不大于2.5m，左右后視鏡等突出部分的側向尺寸總共不大于250mm；總長：載貨汽車不大于12m。取總高為2710mm，總寬為：2462mm總長=1170+4135+1800 =7105mm3.5 底盤的計算由于底盤的縱梁承受的是均勻分布的載荷，底盤強度的計算可按下述進行，但需要作一定的假設，即認為縱梁為支承在前、后軸上的簡支梁；空車時簧上負荷均勻分布在左、右縱梁的全長上，滿載時有效載荷則均勻分布在車廂長度范圍內的縱梁上，忽略不計局部扭矩的影響。=2g/3 (3-11)=26.75

22、×1000Kg9.8Kg/N/3=44100N式中：汽車整備質量為一根縱梁的前支承反力，可求得： =（L-2b）+（c-2） (3-12)=44100(8.140.82)+5400(4.36-20.82)=16096N在駕駛室的長度范圍內這一段縱梁的彎矩為： =x- （x+a） (3-13)駕駛室后端至后軸這一段縱梁的彎矩為： =x -（x+a）- (3-14)顯然，最大彎矩就發生在這一段梁內。可用對上式中的彎矩=求導數并令其為零的方法求出最大彎矩發生的位置x，即： =0 (3-15)由此求得：X= =2/=4.03m將x=4.03m代入式（3-13），即可求出縱梁承受的最大彎矩：=

23、15490=25138.54N如果再考慮到動載荷系數=2.54.0及疲勞安全系數n=1.151.40,并將它們代入式： （3-16） （3-17）則可求出縱梁的最大彎曲應力，取=3.0，n=1.30代入上式得： =98040.306 式2-17中：W縱梁在計算斷面處的彎曲截面系數，對于槽形斷面的縱梁W= （3-18）式中：h槽形斷面的腹板高b翼緣寬t梁斷面的厚度按式（3-14）求得的彎曲應力不應大于縱梁材料的疲勞極限，對16Mn鋼板，=220260Mpa當縱梁受力變形時，翼緣可能會受力破裂，為此可按薄板理論進行校核，由于臨界彎曲應力為： （3-19）式中： E材料的彈性模量，對低碳鋼16Mn鋼

24、：E=2.06Mpa u泊松比，對低碳鋼和16Mn鋼，取u=0.290 t縱梁斷面的厚度 b縱梁槽形斷面的翼緣寬度將E，u代入上式得：b3.6離合器設計從動盤 設計從動盤時應注意滿足以下三個方面的要求：1）為減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。2）為保證汽車起步平穩，從動盤在軸向應有彈性。3）為避免傳動系扭轉共振和緩和沖擊載荷，從動盤上應有扭轉減振器。其主要包含從動片，從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計。3.6.2離合器的計算(一)從動片A結構形式常有三種典型形式：整體式、分開式和組合式彈性從動片。B材料選擇從動片材料與所用 結構形式有關，不帶波形彈簧片的從

25、動片一般用高碳鋼或彈簧剛片沖壓而成，經熱處理后達到硬度要求。采用波形彈簧片時，從動片用低碳鋼，波形片用彈簧鋼。C從動片基本尺寸從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。為減小從動盤轉動慣量，從動片一般較薄，通常為1.32mm厚鋼板沖壓而成，從動片的外沿部分厚度在0.651.0mm之間。（二）從動轂花鍵轂裝在變速器第一軸前端，是離合器承受載荷最大的零件。目前，常采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合。花鍵轂一般采用鍛鋼，表面和心部硬度為2632HRC。花鍵轂軸向長度不宜過小，一般取1.01.4倍花鍵軸直徑。從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。從動盤外徑D=240mm，由：花鍵外徑D=35mm花鍵內徑d=28mm

26、齒厚b=4mm花鍵齒數n=10有效長度l=35mm花鍵側面壓力P=4Temax/(D+d)Z=11.24 N 花鍵強度校核： =P/nhl式中h=(Dd)/2=3.5mm 從而 =9.12Mpa<20Mpa 故滿足條件。離合器原件選擇摩擦片石棉摩擦片的摩擦系數大約為0.3左右。摩擦片和從動盤間有兩種固解方法：鉚接法和粘接法。鉚接法的優點是可*及磨損后換裝摩擦片很方便。粘接法可以增加摩擦片的摩擦面積，而且摩擦片厚度的利用也較好。此外，它還具有較高的抗離心力和切向力能力。但缺點是無法在從動片上安裝波形彈簧片，而且修理時換裝摩擦片也比較麻煩。故用鉚接法。2壓盤設計

27、 壓盤的設計包括傳力方式的選擇及其幾何尺寸的確定兩個方面。A 壓盤傳力方式選擇壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發動機扭矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種變化應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動，常用的連接方式有以下幾種：凸臺式、鍵式、銷式和傳動片式。壓盤的結構除與傳力方式有關外，還與壓緊方式和分離方式有關。B 壓盤幾何尺寸確定確定了摩擦片內外徑，與摩擦片相接合的壓盤的內外徑也就確定下來了。因此壓盤幾何尺寸歸結為確定它的厚度。壓盤厚度確定主要依據以下兩點：1）壓盤應該具有足夠的質量，以吸收結合時摩擦產生的熱量。2）壓盤應具有足夠大的強度，以保證

28、受熱時不變形。壓盤厚度一般不小于15mm。設計壓盤時，在初步確定壓盤厚度后，應校核離合器接合一次時的溫什，它不應超過810度。若溫什過高，可適當增加壓盤的厚度。校核，由公式=rL/427cG 獲得。JM =0.0455-0.0367+0.0278=0.0366由J =G r /g i i 知：JB1=0.158kg m s JB2=2.26kg m s 滑磨功 從而L =5909.9kg m L =9152.1kg m 由于L <L ，故選L 取h=50mm壓盤質量G =A h=7800×0.05×106&#

29、215;(D d )/4 從而=9.06 C 壓盤及傳動片的材料壓盤通常采用灰鑄鐵，即HT200,HT250,HT300,也有少量合金壓鑄鐵。硬度為HB170227。傳力片常采用中碳鋼，硬度為HRC5562,滲碳處理。D 傳力片的強度校核對傳動片要進行拉應力校核。3 膜片彈簧設計 膜片彈簧是由彈簧鋼板沖壓而成。其設計思想是先初選一組基本幾何參數，然后再進行結構設計，最后作應力校核。(一) 膜片彈簧計算基本公式1、 壓緊力P 和膜片彈簧大端 變形的關系其中： Kg/ ， 2、 當膜片彈簧小端分離軸承處作用有外加載荷時，則大端變形 與 關系如下：由MATLA

30、B編程得：（二）膜片彈簧基本參數選擇1、 H/h比值選擇設計膜片彈簧時，要利用其非特性彈性變形規律，以獲得最佳使用性能。汽車用膜片彈簧H/h一般在1.6-2.2之間，板厚h在2-4之間。2、 膜片彈簧工作點位置選擇基本思想：先畫出 - 特性曲線，利用該特性曲線合理選擇工作點的位置。在保證膜片彈簧有足夠的壓緊力 ，此時，大端變形量 應按下式選擇：=(0.65-0.8)H 3、 R及R/r的確定比值R/r的關系到碟形材料的利用。通常取R/r1.5mm，一般在1.25左右。膜片彈簧大端半徑R應滿足結構上的要求而和摩擦片的尺寸相適應：大于摩擦片半徑d/2。近于摩擦片外半徑D/2。此外，當H，

31、h及H/h不變時，增加R將有利于降低膜片應力。4 膜片彈簧起始圓錐底角 =H/（R-r），汽車膜片彈簧起始圓錐底角約在10 左右。5 膜片彈簧小端半徑 及分離軸承作用半徑 r 主要由結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑以便安裝。分離軸承作用半徑應大于r 。6 爪數目n和切槽寬度 、 及半徑r 汽車膜片離合器分離爪數目n>12，一般為18左右，切槽寬度 半徑r 與 有關,一般說，r-r > .7 支承環平均半徑e和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑Le和L大小將影響膜片彈簧的剛度，一般來說，e應盡量接近于r而略大于r,L應接近于R而略小于R。（三）膜片彈簧

32、及工藝膜片彈簧材料多為60Si2MnA硅錳鋼，許用應力1500-1700Mpa。汽車離合器膜片彈簧尺寸要求嚴格，彈簧自由高度、原始錐角、內徑、外徑、板厚及表面狀態等均要嚴格控制，載荷公差控制在8%以內；熱處理：淬火、回火，回火后硬度為HRC44-50。3.7變速箱的設計擋傳動齒輪各項參數的確定齒數比u 齒數比u是大齒輪數Z2與小齒輪Z1之比。減速傳動時，u = i >1 ,增速傳動時i = n1 /n2 < 1。單級閉合式傳動，一般取i5（直齒），需要更大的傳動比時，可采用二級或者二級以上的傳動，對傳動比值無嚴格要求的一般的齒輪傳動，實際傳動比i允許有±3%±5

33、%范圍內的誤差。齒數z和模數m 軟齒面閉式傳動的承載能力主要取決于齒面的接觸強度，其齒根的彎曲強度一般較大，此時，齒數宜多一些，以增大重合度，從而提高了傳動的平穩性，并可減少齒輪加工的切削用量和減少頂圓直徑。齒寬系數Øa及齒寬b齒寬系數Øa選的越大，齒輪越寬。增大Øa可使中心距a或模數m減小，從而縮小了徑向尺寸和減小了齒輪的圓周速度。但輪齒過寬，會使載荷沿齒向分布不均勻程度更嚴重。Øa的推薦值為0.4。齒寬b=Øa×A,為了便于安裝，通常使嚙合傳動的小齒輪齒寬b1比大齒輪齒寬b2大一些。中心距對變速器的尺寸及質量有直接的影響，所選的中

34、心距應能保證齒輪的強度，三軸式變速器的中心距A可根據對已有變速器的統計而設計得出的經驗公式如： 3-1-1式中 K為中心距系數 查得 K=12； T為變速器處于一擋時的輸出轉矩； 3-1-2錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。為發動機的轉距； I為變速器一擋傳動比； 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。變速器的傳動效率，取值為0.97；發動機的輸出轉矩可用以下公式計算：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 3-1-3當齒輪中心具選定以后，齒輪的彎曲強度隨模數的減小而降低，但接觸強度并不降低，反而有所改善，見效模數將提高想嚙合齒輪的重疊系數，所以在滿足強度的要求下應該選擇小的模數。直齒圓柱齒輪m的確定

35、：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 3.-1-4由于初設齒輪的模數m4 z=21嚙合齒輪的齒數和錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。可根據中心距及模數求得：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 3-1-5分度圓直徑：d=mz 齒頂圓：da = d+2ha式中 ha齒頂高ham齒跟圓直徑: df=d-2(h- ha + c)式中h工作高度 h=2m c 頂隙 c =0.25m全齒高：h = h+c基圓直徑：db=dcos齒厚：s=e=p/2槽寬：e=p/2齒距：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。一擋中間軸傳動齒輪的各項參數的確定由于i1=3.6,即一擋的傳動比為3.6,則可以確定了傳動齒輪的齒數,

36、由于五擋為直接擋,使得長嚙合齒輪中,輸入軸的齒輪齒數等于一擋中間軸齒輪的齒數,使得長嚙合齒輪的中間軸齒輪的齒數等于錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。,錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 3-1-6在設計一擋的輸出軸的齒輪各種參數時，模數m=4, Z=47. 則分度圓直徑：d= m z 齒頂圓：da = d+2ha通過計算得到：df=74mm h=9mm db=80mm s=6.28mm e=6.28mm p=12.56mm錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。=47 d=188mm da=196mm齒跟圓直徑: df=d-2(h- ha + c)全齒高：h = h+c基圓直徑：db=dcos齒厚：

37、s=e=p/2槽寬：s=e=p/2齒距：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。通過計算得到：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。=178mm h=9mm db=179mm s=6.28mm e=6.28mm p=12.56mm齒輪失效的主要形式為輪齒失效，因此，齒輪傳動的強度計算也主要是針對輪齒。3.8,萬向傳動軸設計軸的結構設計（1）軸上零件位置和固定方式左端軸承靠套筒實現軸向定位，右端軸承靠軸肩實現軸向定位，兩軸承靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩軸承蓋實現周向固定（2）確定各段軸徑將左端軸徑作為d1=20mm,第二段便于齒輪拆裝取于齒輪配合處軸徑d2=26mm，右端取d3=24mm。（3）確定各

38、段軸的長度L1=36mm L2=134mm L3=70mm 校核軸的強度由機械設計基礎可知：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。對不變的轉距: 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。0.3對于脈動循環轉矩: 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。對于對稱循環的轉矩:錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。因此軸徑公式可改為:d錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。截面出開有鍵槽，應講求得軸徑增大3%-7%,計算出軸徑應與結構設計中選的軸徑進行比較若小于或等于原文軸徑，則說明原定強度足夠。3.9驅動橋及懸架設計驅動橋設計驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改變轉

39、矩的傳遞方向,即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩,并將動力合理的分配給左、右驅動輪，其次,驅動橋還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力,遺跡制動力矩和反作用力矩等。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成,轉向驅動橋還有等速萬向節。設計驅動橋時應當滿足如下基本要求：1選擇適當的主減速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。2外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。3齒輪及其它傳動件工作平穩，噪聲小。4在各種載荷和轉速工況下有較高的傳動效率。5具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在

40、此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。6與懸架導向機構運動協調。7結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便8某農用運輸車驅動橋設計及強度分析設計參數：(1) 后輪距：1500mm(2) 車輪半徑：375mm(3) 發動機最大扭矩：20002200 rmin(4) 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷=18666.7N(5) 變速比：ig1=6.02(6) 主傳動比：i06.5(7) 后懸架板簧托板中心距：940mm懸架設計懸架主要參數的確定,影響平順性的參數懸架設計的主要目的之一是確保汽車具有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平

41、順性越差。1，平順性評價指標ISO2631規定，當振動波形峰值系數錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。時，用加速度的加權均方根值來評價振動對人體舒適性和健康的影響。評價時采用人體坐姿受振模型，如圖4-1，不僅考慮座椅支撐面處輸入點3個方向的線振動錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，還考慮該點3個方向的角振動錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。及座椅靠背和腳支撐面兩個輸入點各3個方向的線振動錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，共3個輸入點12個軸向的振動。對于每個軸向的振動，其加權加速度均方根值錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。可由下式得到：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 （式4-1）式中 錯誤

42、！不能通過編輯域代碼創建對象。振動加速度功率譜密度函數，可由加速度時間歷程錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。得到； 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。考慮人體對不同頻率振動的敏感程度不同而引入的頻率加權函數。考慮到不同輸入點、不同軸向的振動對人體影響的差異，總的加權加速度均方根值錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。可求出為：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 （式4-2）式中 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。用式4-1求出的各軸向振動加速度均方根值； 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。各軸向加權系數。總的加權加速度均方根值與人體主觀感覺之間的對應關系如表4-1：加權加速度均方根值與人途主觀感覺

43、之間的關系加權加速度均方根值/錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。人體主觀感覺<0.315沒有不舒適0.3150.63略有不舒適0.51.0有些不舒適0.81.6不舒適1.252.5很不舒適>2.0極不舒適汽車的振動輸出由道路激勵輸入和汽車對振動的傳遞特性共同決定。路面不平度可以用道路功率譜錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。表征，其中錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。為空間頻率，是路面不平度波長的倒數。當汽車以車速錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。駛過給定的路面時，道路激勵的時間功率譜可表述為：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 式中 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。路面不平度系數

44、，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。； 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。時間頻率，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。大量的研究和實踐結果表明，對平順性影響最為顯著的三個懸架特性參數為：懸架的彈性特性、阻尼特性以及非懸掛質量。2，懸架的彈性特性和工作行程對于大多數汽車而言，其懸掛質量分配系數錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，因而可以近似地認為錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂向振動是相互獨立的，并用偏頻錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于采用鋼制彈簧的轎車，錯誤

45、！不能通過編輯域代碼創建對象。約為錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。約為錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。非常接近人體步行時的自然頻率。載貨汽車的偏頻略高于轎車，前懸架約為錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，后懸架則可能超過錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。為了減小汽車的角振動，一般汽車前、后懸架偏頻之比約為錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。具體的偏頻選取可參考表4-2：汽車懸架的偏頻、靜撓度和動撓度車型滿載時偏頻錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。滿載時靜撓度錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。滿載時動撓度錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域

46、代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。載貨汽車1.512.041.672.23611596968由上表選取貨車滿載時前后懸架的偏頻分別為：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 所以錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，滿足要求。當錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。時，汽車前、后橋上方車身部分的垂向振動頻率錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。與其相應的懸架剛度錯誤！不能通過編輯域代碼創建

47、對象。以及懸掛質量錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。之間有如下關系：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 式中 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。重力加速度，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。； 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。前、后懸架剛度，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。； 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。前、后懸架簧載重力，錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。為了求出前后懸架的垂直剛度，必須先求出前后懸架的簧載質量錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。而錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。可以通過滿載時前后輪的軸荷減去前后非簧載質量得到。即：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 為了獲得良好的

48、平順性和操縱性，非簧載質量應盡量小些。根據同類車型類比，取前懸架的非簧載質量為50kg，后懸架的非簧載質量為100kg。將數據代入式4-5得出：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。；錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。將計算所得的錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。代入，得到：前、后懸架的剛度分別為：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。；錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。由于懸架的靜撓度錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。，因而式4-4又可表達為：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 式中 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。的單位為錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。所以 由式求出前、后懸架的靜撓度分別為：

49、錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。懸架的動撓度錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。為了防止汽車行駛過程中頻繁撞擊限位塊，應當有足夠的動撓度，對于轎車錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。的值應不小于0.5，大客車應不小于0.75，載貨汽車1.0。所以選取貨車前后懸架的動撓度等于靜撓度，即：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。此時懸架總的工作行程即靜撓度錯誤！不能通過編輯域

50、代碼創建對象。和動撓度錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。之和等于：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。3，懸架的阻尼特性當汽車懸架僅有彈性元件而無摩擦或減振裝置時，汽車懸掛質量的振動將會延續很長的時間，因此，懸架中一定要有減振的阻尼力。對于選定的懸架剛度，只有恰當地選擇阻尼力才能充分發揮懸架的緩沖減振作用。對于一個帶有線性阻尼減振器的懸架系統或彈簧質量阻尼系統，可用相對阻尼比錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。來評價阻尼的大小或振動衰減的快慢程度。相對阻尼比可表達為：錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。 （式4-7）式中 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。彈簧剛度；

51、 錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。懸掛部分的質量。上式表明，減振器的阻尼作用除與其阻尼系數錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。有關外，也與懸架的剛度及懸掛質量有關。不同剛度和不同質量的懸架系統匹配時會產生不同的阻尼效果。為了獲得良好的平順性，典型的相對阻尼比如表4-3：表4-3 汽車懸架的偏頻及相對阻尼比空氣彈簧鋼制彈簧轎車載貨汽車轎車載貨汽車前懸架后懸架前懸架后懸架前懸架后懸架前懸架后懸架偏頻錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。0.50.80.81.21.01.21.31.5錯誤！不能通過編輯域代碼創建對象。0.80.60.80.60.40.20.40.34，懸架的非簧載質量前懸架為麥弗遜獨立

52、懸架，其非簧載質量包括車輪和轉向節的質量等；后懸架為縱置鋼板彈簧非獨立懸架，其非簧載質量包括車輪和轉向節的質量以及連接左右車輪的從動橋的整個剛性梁，包括主減速器、差速器以及半軸的質量，還有傳動軸的部分質量。由上述的分析中，已知了懸架的非簧載質量取為50kg，后懸架的非簧載質量為100kg。3.10 轉向系統的設計計算影響操縱穩定性的參數主要考慮懸架的側傾中心和側傾角剛度。1，側傾中心給定車身的質心高度為65cm。根據SAE J670e的定義，側傾中心為通過左右車輪中心的垂直橫斷面上的一點，在該點向懸掛質量上施加一個橫向作用力不會引起懸架的側傾變形。側傾中心的高度變化實質上并不改變由懸掛質量離心力以及側傾后質心偏移所帶