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马路保洁车设计【道路清扫车辆】【含18张CAD图纸和机械毕业论文】

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文档包括:
说明书一份,66页,28600字左右.
翻译一份.

图纸共18张:
A0-保洁车总装配图.dwg
A0-保洁部件.dwg
A0-变速器部件.dwg
A0-车架.dwg
A0-扫盘部件.dwg
A0-制动器部件.dwg
A0-转向器部件.dwg
A1-差速器装配图.dwg
A1-垃圾箱部件.dwg
A1-离合器装配图.dwg
A1-盘刷装配图1.dwg
A1-盘刷装配图2.dwg
A2-离合器从动盘.dwg
A3-变速器中轴.dwg
A4-II档从动齿轮.dwg
A4-II档主动齿轮.dwg
A4-II档主动轮.dwg
A4-I档从动轮.dwg


毕业设计说明书(论文)中文摘要

发动机是汽车的中枢。保洁车采用的是直列四缸汽油发动机,其结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置。冷却方式采用风冷,系统简单、维修简便,与水冷相比,省去了消耗铜材的水箱。摩擦式离合器其工作原理是在动力传递路线上的输出和输入端设计有主动和从动两块摩擦盘,通过摩擦盘的结合来控制动力的传导和切断。发动机产生的转矩在实际使用的转速范围内几乎没有变化,所以当起步或上坡时,可通过大幅度降低转速来增加转矩,发挥这种作用的装置就是变速器。对称式锥齿轮普通差速器由行星齿轮、半轴齿轮、行星齿轮轴和速器壳等组成,是一个差速传动机构,用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递,避免轮胎与地面间的打滑。


关键词  发动机;离合器;变速器;差速器





毕业设计说明书(论文)外文摘要

Title                Cleaning Vehicle                        


Abstract
Engine is the center of automobile. The insure clean vehicle to adopt is the 4 straight row gasoline engines of big jar, its structure is simple , maintenance convenience and cost are cheap , work is reliable , width is little, easy to arrange. It is air-cooling, system is simple , has simple to service, and is water-cooling to compare , economize consumes the water tank of copper material. Its friction type clutch working principle is when power transmits the export and input end design on route have is active and driven move two pieces of friction plate, the conduct that passes through the combination of friction plate to control power and cut off. In the scope of rotational speed and that torque uses in reality that engine produces do not change , so when start or go to slope , the installation that may increase torque through reducing rotational speed substantially and plays this equipment is transmission. The symmetrical type ordinary differential have bevel gear is a bad fast main transfer machinery by the compositions such as planet gear, the gear of axle shaft, axes of planet gear and differential shell , transmits used for the power to guarantee that host wheel motivity transfer each in various drive conditions , avoids that the skid between tyre and ground.


Keywords : Engine; Clutch; Transmission; Differential
目录
第一章 绪论 1
1.1课题背景 1
1.1.1保洁车简介 1
1.1.2保洁车的组成 1
1.2课题相关研究 1
1.3课题意义及本文主要工作 2
1.3.1选题的意义 2
1.3.2本文主要工作及结构 2
第二章  汽车草图布置 3
2.1搜集和绘制有关总成部件的外形图 3
2.2基准线的选择及其画法 3
2.2.1车架上平线 3
2.2.2前轮中心线 3
2.2.3汽车中心线 3
2.2.4地面线 3
2.2.5前轮铅垂线 3
2.3车厢及驾驶室的布置 4
2.4垃圾箱布置 5
第三章   汽车主要参数的选择 6
3.1汽车主要尺寸参数的选择 6
3.1.1轴距L 6
3.1.2 前、后轮距B与B 6
3.1.3汽车外轮廓尺寸 6
3.1.4汽车的前悬和后悬 7
3.2汽车质量参数的确定 7
3.2.1汽车的装载量 7
3.2.2汽车的整备质量 7
3.2.3汽车的总质量 7
3.2.4汽车的整备质量利用系数 7
3.2.5汽车的轴荷分配 7
3.3汽车主要性能参数的选择 8
3.3.1汽车的动力性参数 8
3.3.2汽车的燃料经济性参数 8
3.3.3汽车的机动性参数 9
3.3.4汽车操纵稳定性参数 9
第四章 发动机的选型 11
4.1 发动机基本型式的选择 11
4.2 发动机主要性能指标的选择 11
4.2.1发动机最大功率及其相应转速 11
4.2.2发动机最大转矩及其相应转速 12
4.2.3发动机适应性系数 12
第五章  传动系设计 13
5.1传动系的结构布置 13
5.2传动系静强度计算的载荷工况 13
5.3传动系零件的疲劳强度计算 14
第六章   离合器设计 16
6.1离合器的基本功用 16
6.2 摩擦离合器的结构型式 16
6.2.1中央弹簧离合器 16
6.2.2压盘的驱动方式 16
6.2.3压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式 16
6.2.4分离杠杆的结构型式 16
6.3 离合器基本参数的确定 17
6.4 离合器操纵机构设计 19
6.4.1设计要求 19
6.4.2离合器操纵机构的结构型式选择 19
6.4.3离合器操纵机构的设计计算 19
第七章  变速器设计 21
7.1 变速器的基本结构 21
7.1.1变速器结构分析 21
7.1.2 变速器零部件的结构分析与型式选择 22
7.1.3变速器的操纵机构 22
7.2变速器基本参数的确定 23
7.2.1变速器的档位数和传动比 23
7.2.2中心距 23
7.2.3各档齿轮齿数的分配 25
7.2.4确定常啮合传动齿轮副的齿数 25
7.2.5确定II档位的齿轮齿数 26
7.2.6确定倒档齿轮副的齿数 26
7.3 同步器 26
7.3.1惯性同步器的结构类型 26
7.3.2惯性同步器的工作原理 27
7.3.3惯性锁止式同步器的主要结构参数 29
7.3.4转动惯量的计算 30
7.3.5同步器摩擦副的材料 31
7.4 变速器轴与轴承 31
7.4.1变速器轴 31
7.4.2变速器轴承 34
7.5 变速器档位齿轮的设计 37
7.5.1 I档齿轮设计计算 37
7.5.2 II档齿轮设计计算 39
7.6  变速器轴的设计 42
7.6.1轴的材料及其选择 42
7.6.2轴的概略计算 42
7.6.3轴的结构设计 44
7.6.4按复合强度进行计算 45
7.6.5变速器中轴的设计 47
7.6.6中轴的强度计算 48
7.6.7轴的内力分析,作弯矩图、扭矩图 49
7.6.8轴的弯扭合成强度计算 50
7.6.9轴的疲劳强度安全系数校核计算 50
第八章  差速器的设计 52
8.1  差速器的结构型式 52
8.2对称式圆锥行星齿轮差速器 55
8.2.1差速器齿轮数目的选择 56
8.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算 57
8.2.3轮胎的选定 58
第九章  车架设计 60
9.1 车架的概述 60
9.1.1作用在承载系统上的载荷 60
9.1.2承载系统的扭转和弯曲刚度 61
9.2  车架的结构设计 62
9.2.1车架的结构型式 62
9.2.2纵梁、横梁及其联接 62
9.2.3车架的制造工艺及材料 62
结论  64
致谢  65
参考文献 66


内容简介:
毕业设计说明书(论文)中文摘要发动机是汽车的中枢。保洁车采用的是直列四缸汽油发动机,其结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置。冷却方式采用风冷,系统简单、维修简便,与水冷相比,省去了消耗铜材的水箱。摩擦式离合器其工作原理是在动力传递路线上的输出和输入端设计有主动和从动两块摩擦盘,通过摩擦盘的结合来控制动力的传导和切断。发动机产生的转矩在实际使用的转速范围内几乎没有变化,所以当起步或上坡时,可通过大幅度降低转速来增加转矩,发挥这种作用的装置就是变速器。对称式锥齿轮普通差速器由行星齿轮、半轴齿轮、行星齿轮轴和速器壳等组成,是一个差速传动机构,用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递,避免轮胎与地面间的打滑。关键词 发动机;离合器;变速器;差速器毕业设计说明书(论文)外文摘要Title Cleaning Vehicle AbstractEngine is the center of automobile. The insure clean vehicle to adopt is the 4 straight row gasoline engines of big jar, its structure is simple , maintenance convenience and cost are cheap , work is reliable , width is little, easy to arrange. It is air-cooling, system is simple , has simple to service, and is water-cooling to compare , economize consumes the water tank of copper material. Its friction type clutch working principle is when power transmits the export and input end design on route have is active and driven move two pieces of friction plate, the conduct that passes through the combination of friction plate to control power and cut off. In the scope of rotational speed and that torque uses in reality that engine produces do not change , so when start or go to slope , the installation that may increase torque through reducing rotational speed substantially and plays this equipment is transmission. The symmetrical type ordinary differential have bevel gear is a bad fast main transfer machinery by the compositions such as planet gear, the gear of axle shaft, axes of planet gear and differential shell , transmits used for the power to guarantee that host wheel motivity transfer each in various drive conditions , avoids that the skid between tyre and ground.Keywords : Engine; Clutch; Transmission; Differential目录第一章绪论11.1课题背景11.1.1保洁车简介11.1.2保洁车的组成11.2课题相关研究11.3课题意义及本文主要工作21.3.1选题的意义21.3.2本文主要工作及结构2第二章 汽车草图布置32.1搜集和绘制有关总成部件的外形图32.2基准线的选择及其画法32.2.1车架上平线32.2.2前轮中心线32.2.3汽车中心线32.2.4地面线32.2.5前轮铅垂线32.3车厢及驾驶室的布置42.4垃圾箱布置5第三章 汽车主要参数的选择63.1汽车主要尺寸参数的选择63.1.1轴距L63.1.2 前、后轮距B与B63.1.3汽车外轮廓尺寸63.1.4汽车的前悬和后悬73.2汽车质量参数的确定73.2.1汽车的装载量73.2.2汽车的整备质量73.2.3汽车的总质量73.2.4汽车的整备质量利用系数73.2.5汽车的轴荷分配73.3汽车主要性能参数的选择83.3.1汽车的动力性参数83.3.2汽车的燃料经济性参数83.3.3汽车的机动性参数93.3.4汽车操纵稳定性参数9第四章 发动机的选型114.1 发动机基本型式的选择114.2 发动机主要性能指标的选择114.2.1发动机最大功率及其相应转速114.2.2发动机最大转矩及其相应转速124.2.3发动机适应性系数12第五章 传动系设计135.1传动系的结构布置135.2传动系静强度计算的载荷工况135.3传动系零件的疲劳强度计算14第六章 离合器设计166.1离合器的基本功用166.2 摩擦离合器的结构型式166.2.1中央弹簧离合器166.2.2压盘的驱动方式166.2.3压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式166.2.4分离杠杆的结构型式166.3 离合器基本参数的确定176.4 离合器操纵机构设计196.4.1设计要求196.4.2离合器操纵机构的结构型式选择196.4.3离合器操纵机构的设计计算19第七章 变速器设计217.1 变速器的基本结构217.1.1变速器结构分析217.1.2 变速器零部件的结构分析与型式选择227.1.3变速器的操纵机构227.2变速器基本参数的确定237.2.1变速器的档位数和传动比237.2.2中心距237.2.3各档齿轮齿数的分配257.2.4确定常啮合传动齿轮副的齿数257.2.5确定II档位的齿轮齿数267.2.6确定倒档齿轮副的齿数267.3 同步器267.3.1惯性同步器的结构类型267.3.2惯性同步器的工作原理277.3.3惯性锁止式同步器的主要结构参数297.3.4转动惯量的计算307.3.5同步器摩擦副的材料317.4 变速器轴与轴承317.4.1变速器轴317.4.2变速器轴承347.5 变速器档位齿轮的设计377.5.1 I档齿轮设计计算377.5.2 II档齿轮设计计算397.6 变速器轴的设计427.6.1轴的材料及其选择427.6.2轴的概略计算427.6.3轴的结构设计447.6.4按复合强度进行计算457.6.5变速器中轴的设计477.6.6中轴的强度计算487.6.7轴的内力分析,作弯矩图、扭矩图497.6.8轴的弯扭合成强度计算507.6.9轴的疲劳强度安全系数校核计算50第八章 差速器的设计528.1 差速器的结构型式528.2对称式圆锥行星齿轮差速器558.2.1差速器齿轮数目的选择568.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算578.2.3轮胎的选定58第九章 车架设计609.1 车架的概述609.1.1作用在承载系统上的载荷609.1.2承载系统的扭转和弯曲刚度619.2 车架的结构设计629.2.1车架的结构型式629.2.2纵梁、横梁及其联接629.2.3车架的制造工艺及材料62结论64致谢65参考文献66第一章 绪论1.1课题背景1.1.1保洁车简介随着中国经济以及高等级公路的发展,高等级公路的养护作业现在化问题已经提上了议事日程。高等级公路取得最佳的经济效益和社会效益,就必须保证交通畅顺、路容美观和路线环境良好。清扫养护作业是高等级公路养护作业中作业量大且频繁的作业之一。在高等级公路上作业的扫路车应具有足够的行驶速度和作业速度,以便在前往作业地点和返回驻地的过程中能符合高等级公路对车辆行驶速度的要求,并在尽可能短的时间内完成养护作业,以尽量减少对交通的妨碍。以小型底盘或为基础发展的各种悬挂式小型保洁车作为一般公路或市政街道清扫的机械,对于提高我国公路养护机械化和环卫机械化程度,是不可缺少的。保洁车要在技术性能和品种规格上形成系列,对我国公路养护机械化具有重要的意义。1.1.2保洁车的组成 保洁车的结构主要是汽车部分和保洁部分的总成。汽车部分主要包括发动机、离合器、变速器、差速器、车轮、转向器、制动装置。保洁部分主要包括扫盘机构、垃圾储备箱、风机吸嘴机构。1.2课题相关研究保洁车按其工作原理可分为:吸扫式保洁车、纯扫式保洁车。吸扫式保洁车又分为开发吸扫式保洁车和循环吸扫式保洁车。吸扫式保洁车通常具有可伸到基础车体外的盘刷以及吸口。盘刷用于将路缘、边角、护栏下的垃圾输送、集中到吸口前方,利用空气动力通过吸口将垃圾吸入到垃圾箱中。细扫式扫路车具有清扫范围宽、适应性好,多输送垃圾的效果好等特点。保洁车按其行走系统的动力来源,可以分为自行式保洁车和牵引拖挂式保洁车。牵引拖挂式保洁车是利用其它行走机械或人力推动、牵引行走的扫路车,所以其整体性、独立性和机动性都相对较差,行驶速度较慢,工作范围小,效率低。但其结构简单,通常在最易的机架上安装必需的工作装置即可,制造成本和价格都较低。这种保洁车适用于一般公路的清扫养护以及厂、矿、院校道路的环境清扫。1.3课题意义及本文主要工作1.3.1选题的意义虽然国内的保洁车的技术有了长足的进步,性能价格比大大优于进口产品,随着社会的发展,进步,不再满足于单纯意义上的扫路车,还有待于改进提高,开发新产品,以满足市场的各种需求。1.3.2本文主要工作及结构本设计主要介绍了保洁车的工作原理,着重对发动机的选型、离合器、变速器、差速器等汽车部件进行设计。主要特色是汽车驱动部分与保洁驱动部分分开控制。由于作者设计水平和时间有限,设计中有不足之处敬请谅解! 设计者 2007-5-29第二章 汽车草图布置绘制汽车总布置草图是汽车总体设计和总布置的重要内容。2.1搜集和绘制有关总成部件的外形图2.2基准线的选择及其画法在绘制总布置草图时,首先要选择绘图的基准线,通常选择车架上平面线,前轮中心线,汽车中心线,地面线,前轮铅垂线作为基准线。2.2.1车架上平线 车架纵梁较长的一段上平面在汽车侧视图和仰视图上的投影线定义为车架上平面线,它是作为标注汽车各垂向尺寸的基准线或零线,而对于具有承载式车身的汽车,则以车身中部底板下表面或中部边梁的下翼面在侧视图或前视图上的投影线作为标注垂向尺寸的基准线或零线。2.2.2前轮中心线 通过左右前轮的中心并垂直于车架上平面线的平面在汽车侧视图和俯视图上的投影线定义为前轮中心线,它是标注汽车各纵向尺寸的基准或零线。2.2.3汽车中心线 汽车纵向垂直对称平面在俯视图和前视图上的投影定义为汽车的中心线,它是标注汽车各侧向尺寸的基准线。2.2.4地面线 地平面在汽车侧视图和前视图上的投影线定义为地面线,它是标注汽车高度,垃圾箱高度,离地间隙,接近角和离去角等尺寸的基准线。2.2.5前轮铅垂线 如图2-1所示,通过左右前轮的中心并垂直于地面的平面在侧视图上的投影线定义为前轮铅垂线,它是标注汽车轴距和前悬的基准线。 当车架上平面线与地面线平行时,前轮中心线即与前轮铅垂线相重合。清扫车满载静止时的车架上平面线一般设计成与地面相倾斜,且前低后高地倾斜的小角度,以便汽车驱动时车厢能趋于水平。图2-1 总布置图基准线汽车总布置草图多由侧视图开始,而侧试图则由绘制基准线开始。首先画出地面线,然后在该线上找出相距为轴距L的A,B两点,过A,B点做垂直于地面线的垂直线,即得前后轮的铅垂线。沿铅垂线以轮胎的滚动半径,找出前后轮中心,再以,为圆心,以轮胎的自由半径,为半径画出轮胎外圆。为了画出车架上平面线先要找出车架上平面线与前后轮铅垂线之交点,的离地高度a,b。它们可分别由满载静止的汽车前后轮铅垂线处的各相关零部件的安装尺寸链求得,且a,b尺寸间具有关系式:,连接,两点即绘得车架上平面线。过点作车架上平面线的垂线,即为前轮中心线,它与车架上平面线交于点,在绘制汽车总布置尺寸控制图时,前轮中心线和车架上平面线应取为主图板的方格线的零件。2.3车厢及驾驶室的布置总布置应由车厢或驾驶室的内部布置开始,其内部主要是解决司机与座椅,驾驶操纵机构以及车厢或驾驶室之间的空间尺寸布置,人的尺寸是布置的关键因数,驾驶员的身高选在1800mm左右,人体主要结构尺寸如图2-2所示。为了布置司机座处的空间,首先应确定该处的地板高度,地板倾斜部分的尺寸及发动机机舱后隔板的前后位置,这时还应考虑到地毯内饰件及隔音、隔热材料对相关部分尺寸的影响。司机坐垫在司机重力压缩下后部最低处的最小离地板高度应大于200mm,通常操纵踏板处地板倾斜部分的宽度。座椅调节形式,现代的汽车座椅,必须满足调整便利性和舒适性两大要求。也就是说驾驶者通过调节操纵,可以将座椅调整到最佳的位置上,以获得最好视野,得到易于操纵方向盘、踏板、变速杆等操纵件的便利,还可以获得最舒适和最习惯的乘坐角度。保洁车采用手动调节方式需要驾驶员先通过手柄放松座椅的锁止机构,之后通过改变身体的座姿和位置来带动座椅移动,最后将锁止机构的手柄放松,将座椅固定在所选择的位置上。座椅表面材料指驾驶座座椅所用的材料,清扫车采用织物作为驾驶座座椅。舒适,手感、透气性比较好。2.4垃圾箱布置为防止紧急制动时垃圾箱向前窜动,通常垃圾箱与驾驶室之间应有距离。第三章 汽车主要参数的选择3.1汽车主要尺寸参数的选择汽车主要尺寸包括:轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等。3.1.1轴距L轴距L的选择要考虑它对整车其他尺寸参数,质量参数和使用性能的影响。轴距短一些,汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。但轴距过短也会带来一系列问题,因此,在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。当然在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下将轴距设计得短一些为好。保洁车要求制造成本低,使用经济性好,机动灵活。因此汽车应轻而短,故轴距应取短一些,轴距约为总长的,轴距与总长之比约大,对改善汽车纵向角振动也有利。选取,轴距L=m.3.1.2 前、后轮距B与B 汽车轮距B对汽车的总宽,总质量,横向稳定性和机动性都有较大的影响。轮距越大,则悬架的角刚度愈大,汽车的横向空间也愈大。但轮距也不宜过大,否则会使汽车的总宽和质量过大,轮距必须与汽车的总宽相适应。保洁车与轻卡相近。轮距B初选: 或 (3-1)式中:B轻卡的轮距,mm W轻卡的总宽,mm L轻卡的轴距,mm k系数选L=m k=1.12 则 mm3.1.3汽车外轮廓尺寸汽车外轮廓尺寸包括其总长、总宽、总高,在满足使用要求的前提下,应力求减小汽车外轮廓尺寸,以减小汽车的质量,降低制造成本,提高汽车的动力性、经济性和机动性。3.1.4汽车的前悬和后悬汽车的前悬和后悬尺寸是由总布置最后确定的,前置处要布置发动机、风扇、弹簧前支架、车身前部或驾驶室的前支点、保险杠、转向器等。要有足够的布置空间,其长度与汽车的类型、驱动形式、发动机的布置形式和驾驶室的形式及布置密切相关。汽车后悬长度主要与垃圾箱长度,轴距及轴荷分配有关,后悬也不宜过长,以免使汽车的离去角过小而引起上下坡时刮地,同时转弯也不灵活。保洁车各参数结果如下表3-1 数据参数表3-1外轮廓尺寸 mm轴距 mm轮距 mm最小离地间隙mm整车整备质量 t总长总宽总高前后2308 14151343140012501250 155 0.543.2汽车质量参数的确定3.2.1汽车的装载量保洁车的装载量即驾驶座和垃圾箱整装后的质量,驾驶员按70kg,垃圾箱按100kg计。3.2.2汽车的整备质量汽车的整备质量就是汽车经整备后在完备状态下的自身质量。由于在设计方法,产品材料,制造工艺以及道路状况等方面的不断完善,汽车的整备质量这一设计指标有不断减小的趋势,趋势量为,汽车的整备质量取。3.2.3汽车的总质量汽车的总质量指已装备好,装备齐全并按规定满载的汽车质量, 3.2.4汽车的整备质量利用系数3.2.5汽车的轴荷分配汽车的轴荷分配是汽车的重要质量参数,它对汽车的牵引性、通用性、制动性、操纵性和稳定性等主要使用性能以及轮胎的使用寿命都有很大影响。根据前置发动机前轮驱动的汽车满载时的前轴负荷最好在55%以上,以保证爬坡时有足够的附着力,轴荷分配对前后轮胎的磨损有直接影响,为使其磨损均匀,要求其满载时的前后轴荷分配均为50%。前置发动机前轮驱动轴荷分配如表3-2所示。表3-2前置发动机前轮驱动轴荷分配前置发动机前轮驱动(FF) 空载 满载 前轴 后轴 前轴 后轴3.3汽车主要性能参数的选择3.3.1汽车的动力性参数汽车的动力性参数主要有直接档和I档最大动力因数、最高车速、加速时间、汽车的比功率和比转矩等。1直接档最大动力因数的选择主要是根据对汽车加速性与燃料经济性的要求,以及汽车类型,用途和道路条件而异,清扫车的值较小。2. I档的最大动力因数直接影响汽车的最大爬坡能力和通过困难路段的能力及起步并连续换档时的加速能力,在之间。3. 最高车速考虑汽车的类型、用途、道路条件、具备的安全条件和发动机功率的大小,并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定保洁车的最高车速。要求保洁车7.5km/t。4汽车的比功率和比转矩两个参数分别表示发动机最大功率和最大转矩与汽车总质量之比。比功率是评价汽车动力性能和加速性能的综合指标。比转矩则反映了汽车的比牵引力或牵引力。保洁车的发动机参数查表3-3。发动机性能参数查表3-4。表3-3 发动机参数表发动机排量I档最大动力因数最高车速比功率()/()比转矩()/()1.0/L7.5 3.3.2汽车的燃料经济性参数表3-4 发动机性能参数表发动机排量发动机最大功率/kw 转速/发动机最大转矩 转速平均油耗L/100km0.6 4/2300 20/1500 1.53.3.3汽车的机动性参数汽车的最小转弯半径是汽车机动性主要参数。是指当转向盘转至极限位置时,由转向中心至前外轮接地中心的距离,它反映了汽车通过小曲率半径弯曲道路的能力和在狭窄路面上或场地上掉头能力。其值与汽车的轴距,轮距及转向车轮的最大转角等有关,并根据汽车的类型、用途、道路条件、结构特点及轴距等尺寸选取。/m取。3.3.4汽车操纵稳定性参数1转向特性参数当汽车转弯或受侧向风力作用时,由于轮胎的侧偏,使前、后轴产生相应的侧偏角和。其角度差(-)为正、负、零时使汽车分别获得不足转向、过渡转向和中性转向等特性。为保证良好的操纵稳定性,希望得到不足转向特性。汽车以0.4g的向心加速度作定圆等速行驶时前后轴的侧偏角之差(-)作为评价转向特性的参数以为宜。2车身侧倾角当汽车以0.4g的向心加速度作定圆等速行驶时,车身侧倾角在之内为好,最大不超过。3制动点头角汽车以 0.4g的减速度制动时的车身点头角应不大于,否则影响驾驶员舒适性。4汽车的行驶平顺性参数 汽车的行驶平顺性通常以车身的垂向振动参数来评价。在总体设计时。通常应给出前后悬架的偏频或静挠度,动挠度以及车身振动加速度等参数作为设计要求。(1) 汽车的制动性参数常以制动距离,制动减速度和制动踏板作为汽车制动性能的主要设计指标和评价参数。的制动距离为/m。(2) 汽车的通用性参数如表3-4表3-4 最小离地间隙、接近角、离去角及纵向通过半径最小离地间隙接近角离去角纵向通过半径 第四章 发动机的选型4.1 发动机基本型式的选择保洁车的发动机采用直列四缸发动机,其结构简单、维修方便、造价低廉、工作可靠、宽度小、易布置。直列四缸发动机冷却方式通常采用风冷,系统简单、维修简便。4.2 发动机主要性能指标的选择4.2.1发动机最大功率及其相应转速发动机功率越大则汽车的动力性愈好,但功率过大会使发动机功率利用率降低,燃料经济性下降,动力传动系的质量也要加大,应合理选择发动机功率。可根据所要求的最高车速计算出: (4-1) 式中:发动机最大功率,kw 传动系的传动效率,对单级主减速器驱动桥的式汽车取 汽车总质量,kg g 重力加速度, f 滚动阻力系数, 最高车速, 空气阻力系数, A汽车正面投影面积,按式求出的应为发动机在装有全部附件下测定的最大有效功率或净输出功率,它比一般发动机外特性的最大功率值低。汽车汽油机的大多为,根据汽车与发动机的类型,最高车速、最大功率,选用的活塞平均速度、活塞冲程、缸径、缸数、工艺水平等因数来确定 (,单位为)4.2.2发动机最大转矩及其相应转速发动机的最大转矩及其相应转速对汽车的动力因数,加速性能及爬坡性能等动力特性都有直接的影响,而其转矩适应系数,即最大转矩与最大功率下的转矩之比值,标志着汽车行驶阻力增加时发动机沿着外特性曲线自动增加转矩的能力,汽油机值多为,也有低至。发动机最大功率及相应转速确定后,求发动机最大转矩,单位() (4-2)式中:发动机的转矩适应系数 最大功率时转矩 最大功率kw 最大功率的相应转速,称为转矩适应系数的与之比不宜小于1.4,通常取4.2.3发动机适应性系数转矩适应系数与转速适应系数之乘积,表明发动机适应汽车行驶工况的程度,称为发动机适应性系数 (4-3)越大,发动机的适应性愈好,现代发动机适应性系数值对汽油机。选择的发动机主要参数如表4-1所示表 4-1 选择发动机类型发动机类型直列四缸四冲程发动机排量0.6L缸径排量5075压缩比9.0:1气门配置/气门数顶置/8最大功率 转速4kw 2300r/m最大转矩 转速20Nm 1500r/m第五章 传动系设计5.1传动系的结构布置传动系的结构布置形式取决于汽车的类型,使用条件及要求,总体结构与其它总成的匹配,发动机的与传动系的结构型式以及生产条件。前置后驱动是传统的布置型式,应用最普遍,为多数汽车所采用。5.2传动系静强度计算的载荷工况汽车在行驶中传动系的载荷是多变的,应选择其中最能表征传动系零件静强度的载荷作为计算载荷。取发动机最大转矩作为传动系的第一种计算载荷: (5-1)式中:传动系轴上的计算转矩传动系在所计算零件之前的总传动比传动系在所计算零件之前的传动效率上式用于半轴之前的传动系零件半轴的计算转矩为 (5-2)式中:差速器的转矩分配系数,圆锥行星齿轮差速器可取按上述计算载荷计算所得的应力值比按传动系峰值载荷计算所得的应力值要小,但比汽车在通常使用中产生的应力值要大。这种计算载荷常用于传动系零件的静强度校核计算和同类车型传动系零件的静强度比较计算,无确切传动效率时。按上述计算转矩求得的零件应力为,屈服极限为,安全系数为 (5-3)式中:标准试件()的屈服极限 尺寸系数 应力集中系数,5.3传动系零件的疲劳强度计算汽车的大部分零件在运行中承受着随时间而改变的变应力,会产生损伤和疲劳破坏。为表征应力的循环特性,引进所谓“应力循环不对称系数r”,它是循环应力最小值与最大值之比:。应力如图5-1 图 5-1应力图(b)(c)图给出了对称循环应力下的疲劳曲线,应力幅表示在该值下在循环基数之前零件不会破坏;称为对称循环时的疲劳极限,汽车承受非对称循环的交变载荷,和值不能直接作为汽车零件疲劳强度计算的依据,必须转换为非对称时零件的疲劳极限和。 (d)图比较了对数坐标的对称循环(),脉动循环()和非对称循环()的疲劳曲线,对称循环下材料试件的应力值与非对称循环下零件应力值之间联系可由极限应力图确定 (5-4)式中:,对于渗碳淬火零件取, (5-5) 当时的疲劳极限 ,分别为考虑零件表面粗糙度和表面强化的系数 有效应力集中系数 考虑零件绝对尺寸的系数应力与试件破坏时载荷循环次数N之间存在如下关系 (5-6)式中:常数 无应力集中光滑试件的疲劳极限 对称载荷循环,对数坐标系中疲劳曲线的角系数或斜率值对于计算零件的非对称载荷循环,疲劳曲线则可表达为 (5-7)式中:已计入零件尺寸、应力集中、表面粗糙度及表面强化处理等影响的零件疲劳极限 常数非对称循环下的指数与对称循环下的存在如下关系; (5-8)第六章 离合器设计6.1离合器的基本功用1在汽车起步时,通过离合器主动部分和从动部分之间的划磨,转速的逐渐接近,使旋转着的发动机和原为静止的传动系平稳地结合,以保证汽车平稳起步。2. 当变速器换档时,通过离合器主、从动部分的迅速分离来切断动力传递,以减轻换档时轮齿间的冲击,便于换档。3. 当传动给离合器的转矩超过其所能传递的最大力矩时,其主,从动部分将产生相对划磨,这样离合器起着保护传动系防止其过载的作用。6.2 摩擦离合器的结构型式保洁车采用单片摩擦式离合器,其结构简单、调整方便、轴向尺寸紧凑、分离彻底、从动件转动惯量小、散热性好,采用轴向有弹性的从动盘时也能结合平顺。6.2.1中央弹簧离合器采用一个矩形断面的圆锥螺旋弹簧式用个圆柱螺旋弹簧做压簧,并布置在离合器中心的结构型式,压簧的压紧力是经杠杆系统作用于压盘,并按杠杆比放大,因此可用力量较小的弹簧得到足够的压盘压紧力,操纵较轻便,压盘的压紧力可通过调整垫片或螺旋调整。6.2.2压盘的驱动方式压盘是离合器的主动部分,在传递发动机转矩时它和飞轮一同带动从动盘转动,所以它应与飞轮连接在一起,但这种连接应允许压盘在离合器分离过程中能自由地做轴向移动。6.2.3压盘与飞轮的连接方式或其驱动方式弹性传动片是由薄弹簧钢带冲压制成,其一端铆接在离合器盖上,另一端用螺钉固定在压盘上,且多用组,(每组片)沿圆周做切向布置以改善传动片的受力状况,这时当发动机驱动传动片受拉,当拖动发动机时受压。6.2.4分离杠杆的结构型式在周置弹簧离合器中一般采用个分离杠杆或简称分离杠,在膜片离合器中分离杠杆的作用由膜片弹簧本身形成的弹性杠杆来形成。在中央弹簧离合器中则只有弹性压杆而没有分离杠杆,在斜置弹簧离合器中也只有压杆。6.3 离合器基本参数的确定摩擦片或从动盘的外径是离合器的重要参数,它对离合器的轮廓尺寸有决定性的影响,并根据离合器能全部传递发动机的最大转矩来选择。为了能可靠地传递发动机最大转矩,离合器的静摩擦力矩应大于发动机最大转矩。而离合器传递的摩擦力矩又决定于其摩擦面数Z,摩擦系数,作用在摩擦面上的总压紧力与摩擦片平均半径。摩擦片尺寸查表6-1。 (6-1)式中:离合器的后备系数, 摩擦系数,摩擦片平均摩擦半径为: 式中:D摩擦片外半径, 摩擦片内径,当时,可足够精确地由下式求得: (6-2)设为摩擦表面所承受的单位面积上的压力,则单元摩擦面积上产生单元摩擦力,如图6-1所示 (6-3)而单元摩擦力矩为:整个摩擦片上产生的摩擦力矩则 (6-4)而单位压力为对于具有Z对摩擦表面的离合器,其摩擦力矩则为: (6-5) (6-6)离合器按转矩容量及热容量设计、摩擦片或从动片外径D是其基本尺寸。它关系到结构尺寸及质量的大小和使用寿命的长短。设计时通常首先确定D值,决定离合器轮廓尺寸及其摩擦表面耐磨性的因数之一是作用在其摩擦表面上的单位面积压力,摩擦片尺寸查表6-2。 (6-7)通常取,若以,经整理则可得到摩擦片或从动片半径 (6-8)当发动机最大转矩已知,离合器的结构型式和摩擦片材料已定,和便已定,上式便成了离合器的三参数的关系式。离合器摩擦片外径 根据初选式中:发动机最大转矩, A系数,取47表 6-1 离合器尺寸选择参数表摩擦片外径发动机最大转矩单片离合器重负荷中等负荷极限值2251301501702501702002302802402803203002603103603253203804503504104805503805106007004106207208304306808009304508209501100表 6-2离合器摩擦片尺寸系列和参数外径内径厚度内外径之比单面面积160110320687106001801253506941320020014035070016000225150350667221002501553506203020028016535058940200300175350583466006.4 离合器操纵机构设计6.4.1设计要求离合器的操纵比较频繁,除自动离合外,离合器都啊由司机左脚踩踏板操纵,清扫车要求踏板力尽可能小,在80N左右。应具有踏板自由行程的调整装置以便在离合器摩擦片磨损后用来调整和恢复分离轴承与分离杠杆间的正常间隙量。操纵机构的传动效率高、具有足够的刚度,不会应发动机的振动以及车架和驾驶室的变形而干涉其正常工作,工作可靠性高,维修保养简易,方便。6.4.2离合器操纵机构的结构型式选择保洁车采用机械式操纵机构,杆系传动结构简单、制造容易、工作可靠,广泛用于各种类型的汽车。但质量及摩擦损耗都比较大,传动效率低,不能采用宜于司机操作的吊挂式踏板机构。踏板处的地板密封困难。由于发动机和离合器是经弹性支撑安装在车架或车身上,而后者又刚性地支撑着踏板轴,因此机构复杂、布置困难。踏板的自由行程将加大,刚度及可靠性也会变差。6.4.3离合器操纵机构的设计计算总传动比和行程的计算踏板总行程由自由行程和工作行程两部分组成,即 (6-9)机械式操纵机构的总传动比和总行程 (6-10) (6-11)式中:分离轴承的自由行程,一般为。 S 压盘行程 离合器的摩擦表面数 离合器在分离状态下对偶摩擦面 间的间隙 离合器在接合状态下从动盘的变形量,有轴向弹性的从动盘,非弹性从动盘取踏板总行程不应大于离合器彻底分离时的踏板力Q 图6-2离合器踏板机构 (6-12)式中:离合器彻底分离时压紧弹簧的总压力 操纵机构的总传动比 操纵机构的总传动效率, 克服各回位弹簧拉力所需的踏板力分离离合器所做的功为 式中:P离合器接合状态下每个弹簧的压紧力 离合器彻底分离时每个弹簧的压紧力 弹簧数 压盘行程 传动效率司机分离离合器所做的功不应大于30J,为了降低W值可减小S值及增大来达到。第七章 变速器设计7.1 变速器的基本结构汽车上广泛使用活塞式内燃机,其扭矩和转速变化较小,而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾,在传动系中设置了变速器。它的功用是:(1)改变传动比,扩大驱动轮扭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的工况下工作;(2)在发动机旋转方向不变的前提下,使汽车能倒向行驶;(3)利用空档,中断动力传递,以使发动机能够起动、怠速,并便于变速器换档或进行动力输出。有级变速器的应用最广泛,它采用齿轮传动,具有若干个定值传动比。按所有轮系型式不同,有轴线固定式变速器和轴线旋转式变速器两种。7.1.1变速器结构分析变速器使汽车能以非常低的稳定车速行驶,而这种低的车速只靠内燃机的稳定转速是难以达到的。变速器的倒档使汽车可以倒退行驶,其空档可以使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。其主要结构如图7-1所示。1输入齿轮 2.输出轴3.I档从动齿轮 4.同步器 5.II档从动轮 6.退档拨叉 7.退档从动齿轮 8.退档中间齿轮 9.II档主动轮 10.退档主动齿轮 11.I档主动齿轮 12.中轴13. 常啮合从动齿轮图7-1 变速器简图采用有级变速器,其结构简单、造价低廉,具有较高的传动效率(),设计时,首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比之比值,取,采用两个前进档和一个倒档的三轴式变速器,其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合,且第一、第二轴同心。7.1.2 变速器零部件的结构分析与型式选择1. 齿轮型式 直齿圆柱齿轮用于一些变速器的一档、二档和倒档。2. 轴的结构分析轴的结构形状除应保证其强度和刚度外,还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定。第一轴通常与齿轮做成一体,其长度决定于离合器总成的轴向尺寸,齿侧定心的矩形花键、键齿之间的配合。第二轴制成直轴式,便于齿轮安装,安装同步器齿座的花键采用渐开线花键以大径定心更宜。变速器中间轴采用旋转式。3轴承型式变速器多采用滚动轴承:第一轴前轴承采用深沟球轴承,后轴承外圈带齿动槽的深沟球轴承,便于第一轴的拆装,后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端滚针轴承或短圆柱滚子轴承,后端带止动槽的单列角接触球轴承。旋转式中心轴前端采用向心短圆柱滚子轴承,后轴承采用带止动槽的深沟球轴承。4换挡机构的结构型式与分析换档机构型式采用啮合套,其结构简单、制造容易、维修方便,换档时行程较短且由于同时承受冲击载荷的接合齿齿数多,冲击及磨损较轻、噪声低。7.1.3变速器的操纵机构变速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上。变速器操纵机构采用机械式直接操纵,将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座椅旁的地板伸出,以便司机直接用于操纵变速杆进行换档。7.2变速器基本参数的确定7.2.1变速器的档位数和传动比汽车爬坡时车速不高,空气阻力可忽略,则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。 (7-1)由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为式中:汽车总质量 重力加速度 道路最大阻力系数 驱动车轮的滚动半径 发动机最大转矩 主减速比 汽车传动系的传动效率驱动车轮与路面的附着条件 (7-2)求得的变速器I档传动比为 (7-3)式中:汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷 道路的附着系数,7.2.2中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响,所选中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选: (7-4)式中:中心距系数, 变速器处于I档时的输出转矩, 发动机最大转矩, 变速器的I档传动比 变速器的传动效率,取初选中心距可由发动机的最大转矩直接求出 (7-5)式中:中心距系数,取最小许用中心距A应在保证轮齿有必要的接触强度,轮齿接触应力可查表7-1或按简化方程法计算 (7-6)式中:F法面内圆周切向力即齿面法向力N 端面内分度圆切向力即圆周力N 计算载荷 节圆直径 节点处压力角 螺旋角 E齿轮材料的弹性模量,钢材,当一对齿轮材料不同时 齿轮接触实际宽度 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径直齿: 表7-1当计算载荷为,许用接触应力齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档13001400650700增大或的增大将降低接触应力。1 齿轮参数直齿轮模数 (7-7)式中:计算载荷 应力集中系数,直齿轮取 摩擦力影响系数,主动齿轮,被动齿轮 齿轮的齿数 齿宽系数,直齿轮取 齿形系数,当齿高系数相同而节点处压力不同时,可按下式换并非压力角的齿形系数:,当相同,时, 轮齿弯曲应力,当时,直齿轮许用应力2 齿宽 (7-8)式中:齿宽系数,直齿轮取,斜齿轮取 法面模数7.2.3各档齿轮齿数的分配1 确定I档齿轮的齿数 已知I档传动比,且 (7-9)为了确定,的齿数,先求其齿数和: (7-10)应取为整数,然后将分配给,。三轴式变速器的时,则可在范围内选择。选定后则可求得I档大齿轮的齿数:。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数,以减少大、小齿轮的齿数间有共约数的机会,否则会引起齿面的不均匀磨损。2 修正中心矩A若按式(7-10)计算所得的不是整数,则取为整数后需按该式反算中心距A,修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。7.2.4确定常啮合传动齿轮副的齿数由式(6-9)得 (7-11)因常啮合传动齿轮副与I档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同,故由式(7-10) 得 (7-12) 将式(7-11) 、式(7-12)联立求解,且将求出的,都取整数。然后代入式(7-9)核算。7.2.5确定II档位的齿轮齿数 II档齿轮也为直齿轮且模数与I档相同时,则有 (7-13) (7-14)联立求解后将求出的,取整数,用式(6-14)反算中心距,若与前面确定的中心距有偏差,则可通过齿轮的角度变位来调整。7.2.6确定倒档齿轮副的齿数通常I档与倒档选用同一模数,且通常倒档齿轮10的齿数。初选后计算中间轴与倒档轴的中心距: (7-15)为避免干涉,齿轮8与齿轮9 的齿顶圆(直径为,)之间应有不小于的间隙,则有 (7-16)求出后,再以为根据选择齿数及变位系数,使满足式(7-16)。最后计算倒档轴于第二轴的中心距。7.3 同步器同步器使变速器换档轻便、迅速,无冲击,无噪声,且可延长齿轮寿命,提高汽车的加速性能并节油,故轿车变速器除倒档、货车除I档、倒档外,其它档位多装用。要求其转矩容量较大,性能稳定、耐用。7.3.1惯性同步器的结构类型惯性同步器能确保同步啮合换档,性能稳定、可靠,因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止式和惯性增力式。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器,它们虽结构有别,但工作原理无异,都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。挂档时,在轴向力作用下摩擦元件相靠,在惯性转矩作用下产生摩擦力矩,使被结合的两部分逐渐同步;锁止元件用于阻止同步前强行挂档;弹性元件使啮合套等在空档时保持中间位置,又不妨碍整个结合和分离过程。保洁车的变速器采用锁环式同步器,其工作可靠、耐用,应摩擦锥面半径受限,转矩容量不大,适于轻型以下汽车。在其啮合套座外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块,它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口,缺口比滑块宽一个接合齿宽。挂档时,啮合套带动滑块推动锁环与被啮合齿轮的锥面相靠,转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位,恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵,此时换档力经锁止斜面将锁环进一步压紧,锥面间的摩擦力矩进一步增大,产生滑磨。选择适当的参数,使在换档力作用下锁止面上产生的迫使锁环回正的脱锁力矩小于锥面间的摩擦力矩,可阻止同步前挂档。当锥面摩擦力矩克服了被结合部分的惯性力矩后,转速差及摩擦力矩消失,脱锁力矩迫使锁环回正,锁止斜面脱开,啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的结合齿同步啮合,保证无冲击换档。7.3.2惯性同步器的工作原理惯性同步器的结构型式虽各有不同,但工作原理都是一样的,其实质是利用被结合件的惯性防止同步前挂档。分析锁环式同步器挂档过程可知,同步器的挂档过程可分为三个阶段。第一阶段,在换档拨叉的推动下,同步器离开中间位置作轴向移动,使摩擦元件的两摩擦表面相接触,惯性力矩引起的转速差产生的摩擦力矩使锁止元件转至锁止位置,完成锁止过程,以阻止同步前挂档,这时摩擦力矩大于脱锁力矩,使锁止可靠。第二阶段,在继续施加的轴向力作用下,经锁止面传至摩擦表面的正压力不断加大,使摩擦副在滑磨过程中的两摩擦表面的角速度逐渐接近,当摩擦力矩克服了被结合部分的惯性力矩后,两摩擦表面间的转速差及摩擦力矩均消失,完成同步过程。第三阶段,摩擦力矩消失后,轴向仍作用在锁止元件上,锁止面正压力的切向分力产生的脱锁力矩使锁止元件倒转某个角度,使两锁止面脱离接触,完成脱离过程,让同步器顺利地同步挂档。为了深入了解同步器的工作原理,应对其做理论分析与计算,在分析与计算中考虑到常温条件下润滑油阻力对齿轮的转速的影响可以忽略不计,并假设在同步过程中车速保持不变,这一假设在道路阻力系数、同步时间时是符合实际的。由于变速器输出端所连的是整车,具有相当大的转动惯量,这意味着变速器输出端的转速在换档瞬间保持不变,而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。输入端惯性质量的运动方程: (7-17)将上式积分得 式中:同步器输入端零件的转动惯量 同步器输入端零件的角速度 同步器输出端零件的角速度 同步器的摩擦力矩 同步时间由上式可得同步时间为 (7-18)式中:发动机曲轴的角速度 ,变速器的第档和第()档传动比,。将上式中的以摩擦面所受的轴向力代替,为司机在换档时所施加的换档力,则 (7-19)式中:发动机转速,当由较低档换至较高档时,取为发动机最大功率下的转速,否则取为最大转矩下的转速。 同步器摩擦锥面的摩擦系数 、摩擦锥面的半锥角和平均半径同步器摩擦锥面的滑磨功为 将式的代入上式,并将其中的值用代入,得同步器的滑磨功与其摩擦面积之比称为同步器的比滑磨功。对高档同步器值应不大于;而对低档同步器则应不大于。为了阻止同步前挂档,则要求摩擦力矩大于脱锁力矩,若忽略锁止面的摩擦系数 (7-20)根据,则可建立同步器的锁止条件:式中:摩擦系数 分别为摩擦锥面及锁止面的平均半径 摩擦锥面的半锥角 锁止面的锁止角表达了同步器锁止条件,锁止角是按脱锁力矩的参数关系来确定。7.3.3惯性锁止式同步器的主要结构参数1摩擦锥面的半锥角和摩擦系数愈小则摩擦力矩愈大,故为增大同步器容量值应取小一些,但为了避免摩擦面的自锁应使大于摩擦角,后者与摩擦系数有关,即。推荐,的上限允许到。当取时摩擦力矩较大,但当锥面粗糙度控制不严时会有粘着和咬住现象。摩擦系数随摩擦副材料、摩擦表面粗糙度、润滑油种类及温度等因素的不同而异。一般,在油中工作的青铜-钢同步器摩擦副,可按计算。通常,在内锥面上制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与之相交的轴向泄油槽,以提高摩擦系数的值。螺纹槽的齿顶宽要窄一些以利刮油,可取为左右或更小些,齿顶越尖则接触面上的压强和磨损就越大。螺距可取,螺纹角一般取。再者,齿顶所在的锥表面的加工精度及粗糙度要求高,不允许有切削刀痕,最好进行研磨。轴向泄油槽一般为6个,槽宽约,槽深要刚好达到螺纹槽深。2. 摩擦锥面的平均半径和同步器锥环的径向厚度和都受到变速器齿轮中心距及有关零件的尺寸和布置上的限制。当结构布置允许时,和应尽量取大些。3. 摩擦锥面的工作面宽同步锥环的工作面宽,受到变速器总长的尺寸限制,也要为散热和耐磨损提供足够大的摩擦面积。可根据摩擦表面的许用压力来确定: (7-21)式中:摩擦力矩, 摩擦系数 摩擦面的平均半径, 摩擦表面的许用压力,对钢-青铜摩擦副,4. 锁止角,通常取5. 同步时间与轴向推力 可按式计算,由该式可知与是一对相互影响的可变参数。应按最短时间达到同步状态来考虑轴向力的大小。而为使换档方便值又不能过大,一般在范围内,清扫车取下限。设计时应控制在以下。7.3.4转动惯量的计算在换档过程中因同步器的作用而改变转速的零件统称为输入端零件,通常它包括第一轴及离合器从动盘、中间轴及其齿轮、与中间轴齿轮相啮合的第二轴常啮合齿轮等。为计算其转动惯量,首先要求出各零件的转动惯量,然后换算到被同步的零件上。已有零件的转动惯量可用扭摆实验测得,无零件实物时可按图纸的几何尺寸用数学法算得。将轴上的转动惯量转换为轴上的转动惯量时,存在以下关系: (7-22)式中:轴的齿轮齿数 轴的齿轮齿数换直接档时输入端的总转动惯量为: (7-23)式中:第一轴及离合器从动盘的转动惯量 第一轴常啮合传动齿轮的齿数 中间轴常啮合传动齿轮的齿数 中间轴上的转动惯量之总和: 中间轴及中间轴的齿轮组件的转动惯量 与中间轴齿轮常啮合的第二轴各档齿轮的转动惯量 中间轴各档齿轮的齿数 分别与相配的第二轴齿轮齿数换其他档时输入端的总转动惯量为: (7-24)式中:第二轴上被挂档齿轮的转动惯量 被挂档齿轮副的中间轴齿轮齿数 被挂档齿轮副的第二轴齿轮齿数 中间轴上的转动惯量之总和: 中间轴及其齿轮的转动惯量7.3.5同步器摩擦副的材料 同步环多用铜基合金制造,与同步锥环组成摩擦副的锥表面多与被同步的传动齿轮及其结合齿做成一体,由低碳合金钢制造,渗碳淬火后表面硬度约为HRC60,其表面应光洁,粗糙度要求达到。7.4 变速器轴与轴承7.4.1变速器轴变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力。刚度不足会产生弯曲变形,破坏齿轮的真确啮合,产生过大的噪声,降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大,且轴长与轴颈应协调。变速器轴的最大直径与支撑的距离可按下列关系式初选: 对第一轴及中间轴: 对第二轴: 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选:第一轴花键部分直径可根据最大转矩按下式初选: (7-25)初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结构进行修正。在进行轴的刚度和强度验算时,欲求三轴式变速器第一轴的支撑反力,必须先求出第二轴的支撑反力。应当对每个档为下的轴的刚度和强度都进行验算,因为档为不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同,而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支撑的梁,第一轴的计算转矩为发动机最大转矩。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出: (7-26)式中:至计算齿轮的传动比; 计算齿轮的节圆直径,; 节点处压力角; 螺旋角; 发动机最大转矩,也是第一轴的计算转矩,;应校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器轴的强度。作用在齿轮上的径向力和轴向力使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度;而圆周力使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的垂向反力和水平反力后,计算相应的垂向弯矩和水平弯矩。则弯矩和转矩联合作用下的轴应力为 (7-27)式中: 计算转矩,; 轴在计算断面处的直径,花键处取内径,; 弯曲截面系数,; 在计算断面处轴的垂向弯矩,; 在计算断面处轴的水平弯矩,; 许用应力,在低档工作时取。变速器轴与齿轮的制造材料相同。在实际运行中尚未发现过变速器轴的疲劳破坏情况。因为为了得到满足的刚度,轴都设计得有足够的强度储备。对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴断面在水平面内的转角,前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合;后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀。变速器在工作中产生的齿轮啮合力、轴支撑反力以及轴的挠度和断面转角等。在垂直面内第二轴的挠度及断面转角分别为 (7-28)在垂直面内第二轴的挠度及断面转角分别为 (7-29)式中:相应齿轮的节圆半径; 相应处轴断面的惯性矩。在上述计算中,花键轴的计算直径可取为花键内径的倍。轴断面的转角不应大于(弧度)。轴的垂向挠度的容许值;轴的水平挠度的容许值。轴的合成挠度 (7-30)长的轴应进行扭转刚度的验算,使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为。在转矩的作用下,长为的轴的扭转角为 (7-31)则单位长度的转角为 (7-32)式中:转矩,; 轴长,; 轴横截面的极惯性矩,: 对实心轴;对空心轴; 轴材料的剪切弹性模量,对于钢材。与中间轴齿轮常啮合的第二轴齿轮,通常装在青铜衬套或滚针轴承上,而现代汽车变速器上午这些齿轮则直接装在轴上,以增大轴的直径及刚度。为了保证工作可靠,对摩擦表面应可靠润滑。轴表面为了避免其咬住、擦伤和保证能良好跑合,可进行磷化处理和硫化处理。在轴的支撑处及轴与齿轮支撑间的摩擦表面处应有沿油孔或油槽自由畅通的润滑油不断供应。重型汽车变速器第二轴上的常啮合齿轮的轴承或轴套多进行强制润滑。7.4.2变速器轴承一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后,按国家规定的轴承标准选定,再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据,承受动载荷是其工作的基本特征。变速器轴承是在由传动系转矩变化曲线所决定的非稳定工况下工作,因此也像齿轮计算那样,作为变速器第一轴的计算转矩,应取发动机最大转矩和驱动车轮与地面的最大附着力矩的换算值两者中的较小者。计算载荷与轴承实际载荷之差异可由以轴承的当量转矩代替实际转速来补偿。即 (7-32)式中:按汽车平均车速计算的轴承实际转速,取; 行驶状况系数,它是轴承在以转矩分布曲线为特征非稳定工况下工作的寿命与在计算转矩下工作的寿命之比,轴承的名义寿命(以转为单位): (7-33)式中:轴承的额定动载荷或承载容量,根据选定的轴承型号查轴承手册; 轴承的当量动载荷; 轴承寿命指数,对球轴承取;对圆锥滚子,圆柱滚子轴承取。 轴承的使用寿命亦可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程来计算:式中的汽车的平均车速可取。 与之间的换算关系为 (7-34)式中:轴承的转速,。 径向和径向止推球轴承的当量动载荷,可按下式对每个档位进行计算: 当 (7-35) 当 (7-36)式中:径向系数和轴向系数,按轴承标准规定由轴承手册查出; 考虑轴承内圈或外圈旋转的系数,内圈旋转取,外圈旋转取; 径向和轴向载荷,根据计算转矩计算各档的支撑反力后求得; 考虑路面不平度引起的动载荷的影响系数,对于变速器轴承可取; 温度系数; 轴向加载参数,由轴承手册查得。 应对每个档计算轴承的当量循环次数,第档的为: (7-37) 轴承的实际循环次数为: (7-38)式中:第档的轴承旋转次数,为第一轴的旋转次数,为由第一轴至计算轴的传动比; 变速器处于第档时的相对工作时间,即变速器第档的使用率(%); 第档的行驶状况系数。 在轴承的整个运行期间有: (7-39)考虑到变速器各档工作时轴承的当量动载荷及相应的当量循环次数,则轴承的总当量动载荷为: (7-40)则要求的轴承额定动载荷为 (7-41)算出轴承的额定动载荷后则可有3轴承样本或手册选择轴承。对汽车轴承寿命的要求是轿车30万,货车和大客车25万。第一轴前轴承仅在离合器分离时其内外圈才有相对运动,因此按静载荷计算,所选轴承的额定静载荷应大于,此处是当计算载荷取时的I档输出转矩产生的轴承径向载荷。汽车变速器第二轴与齿轮间的滚针轴承,未挂档时滚针与内外滚道间有相对转速差,但滚针仅承受使齿轮滑转的摩擦力矩与惯性力矩,载荷极小。挂档后,滚针、轴及齿轮一同转动而无转差,滚针仅承受径向载荷。由于经常换档,每档连续工作时间不长,故极少有表面点蚀损坏情况,多由于间隙不当或润滑不良而卡住或烧坏。作为第二轴的前支撑和固定式中间轴与连体齿轮间的滚针轴承,承受径向载荷需验算。滚针轴承的承载容量可按下式近似计算: (7-42)式中:滚针工作面长度,; 滚针内滚道表面直径,。滚针轴承常采用满针结构以提高其符合能力。设计时应保证合理的间隙,以利其正常工作并延长使用寿命。一般推荐滚针间最小间隙为,总间隙量的最大值为,为滚针直径,两项不能同时满足时应保证后者。7.5 变速器档位齿轮的设计7.5.1 I档齿轮设计计算1. 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数、及齿宽系数 变速器的功率不大,故大、小齿轮都选用45号钢调质处理,齿面硬度分别为220HBS、260HBS,载荷平稳,齿轮速度不高,初选6级精度,小齿轮齿数,大齿轮齿数,取齿宽系数2按齿面接触疲劳强度设计(1)确定公式中各参数 1)载荷系数 试选2)大齿轮传递的转矩 3)材料系数 4)大小齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度、5)应力循环次数 6)接触疲劳寿命系数、 、7)确定许用接触应力、取安全系数 (2)设计计算1)试算小齿轮分度圆直径 取 2)计算圆周速度 3)计算载荷系数K 使用系数,动载系数, 则(3)计算齿轮传动的几何尺寸1)计算模数 2)计算两分度圆直径 3)中心距 4)齿宽 5)齿高 3校核齿根弯曲疲劳强度 (1)确定公式中各参数值1)大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 2)弯曲疲劳寿命系数 3)许用弯曲应力取定弯曲疲劳安全系数,应力修正系数,得4)齿形系数和应力修正系数 5)计算大、小齿轮的与 大齿轮数值大,按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度(2)校核计算 弯曲疲劳强度足够7.5.2 II档齿轮设计计算1. 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数、及齿宽系数 变速器的功率不大,故大、小齿轮都选用45号钢调质处理,齿面硬度分别为220HBS、260HBS,载荷平稳,齿轮速度不高,初选6级精度,小齿轮齿数,大齿轮齿数,取齿宽系数2按齿面接触疲劳强度设计(1)确定公式中各参数1)载荷系数 试选2)小齿轮传递的转矩 3)材料系数 4)大小齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度、5)应力循环次数 6)接触疲劳寿命系数、 、7)确定许用接触应力、取安全系数 (2)设计计算1)试算小齿轮分度圆直径 取 2)计算圆周速度 3)计算载荷系数K 使用系数,动载系数, 则(3)计算齿轮传动的几何尺寸1)计算模数 2)计算两分度圆直径 3)中心距 4)齿宽 5)齿高 3校核齿根弯曲疲劳强度 (1)确定公式中各参数值1)大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 2)弯曲疲劳寿命系数 3)许用弯曲应力取定弯曲疲劳安全系数,应力修正系数,得4)齿形系数和应力修正系数 5)计算大、小齿轮的与 大齿轮数值大,按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度(2)校核计算 弯曲疲劳强度足够7.6 变速器轴的设计7.6.1轴的材料及其选择轴的常用材料是碳素钢、合金钢及球墨铸铁。碳钢对应力集中的敏感性较小,价格较廉,应用较多。常用的碳钢为30、35、40、45、50号钢,尤其是45号钢。用优质弹碳钢制成的轴一般应进行热处理,以改善其性能。受力较小的轴,可用Q235、Q255或Q275钢。合金钢比碳钢具有更好的机械性能和热处理性能,但对应力集中较敏感,价格也较高。因此多用于重载、高温、低温、要求质量和尺寸较小或有腐蚀性介质的场合。碳钢和合金钢的弹性模量几乎相同。如果为了提高轴的刚度而用合金钢代替碳钢是不合适的,在设计合金钢轴时特别要注意从结构上减小应力集中,并减小其表面粗糙度。球墨铸铁和高强度铸铁适用于形状复杂的轴,它们无需锻压设备、价廉、吸振性好、对应力集中敏感性低,缺点是铸造质量不易保证。变速器采用的材料为45号碳钢,毛坯直径,热处理采用调质处理,硬度,拉伸强度限,拉伸屈服限,弯曲疲劳限,扭转疲劳限,表面淬火硬度可达。各参数值查表7-3。7.6.2轴的概略计算1 按扭转强度进行计算应轴上作用力及轴承位置尚未确定,轴上的支反力及弯矩无法求得,故只按转矩T来计算,但许用扭转应力予以降低,以补偿弯矩的影响。对于实心轴: (7-43)式中:轴的扭转切应力,单位为,各材料的切应力查表7-2 轴传递的转矩,单位为 轴传递的功率,单位为 轴的转速,单位为 轴的抗扭截面系数,单位为 由此推得实心圆轴的最小直径(单位为)为 (7-44)式中:C计算常数,取决于才轴的材料和受载情况。表7-2前置发动机前轮驱动轴的材料表7-3轴的许用弯曲应力/()材料碳素钢40050060070013017020023070759511040455565合金钢800100012002703304001301501807590110铸钢400500100120507030402按扭转刚度进行计算对于刚度要求较高的轴,圆柱扭转角的计算式如下: (7-45)若限制轴的扭转变形,使轴每米长的扭转角比超过,并取钢的剪切弹性模量,则轴的直径为 (7-46)7.6.3轴的结构设计1轴上开有花键。采用矩形花键,键齿的两侧面为平面,形状较为简单,加工方便。花键通常要进行热处理,表面硬度应高于。矩形花键连接的定心方式为小径定心,外花键和内花键的小径为配合面。由于制造时轴和毂上的结合面都要经过磨削,因此能消除热处理引起的变形,具有定心精度高、定心稳定性好、应力集中较小、承载能力较大的特点,故应用广泛。花键连接的失效形式和强度计算的依据及方法与平键基本相同。假设载荷在键齿的工作面上均匀分布,每个键齿的工作面上的压力的合力F作用在平均直径处,则花键传递的转矩。引入载荷不均匀系数K考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响,由此可得花键连接的强度条件为静连接 (7-47)动连接 (7-48)式中:花键传递的转矩,单位为 花键的工作长度,单位为 花键的齿数 载荷不均匀系数,取决于齿数,一般取,齿数多时取较小值 花键齿侧面的工作高度,单位为,矩形花键 花键的平均直径,单位为,矩形花键 花键连接的许用挤压应力,单位为 花键的许用强度,单位为花键连接的零件多用强度极限不低于的钢制造,一般需要热处理,特别是在载荷作用下需要频繁移动的花键齿,应通过热处理获得足够的硬度以抵抗磨损。2 轴上零件的周向固定轴上零件必须可靠地周向固定,以传递运动和动力。周向固定可采用键、花键、销、型面或过盈连接等。根据载荷的大小和性质、轮毂与轴的对中要求和重要性因素来决定。3 轴上零件的轴向固定轴上零件的轴向位置必须定位且固定,以能承受轴向力或不产生轴向移动。轴向固定有两种方法:一是利用轴本身的组成部分,如轴肩、轴环、圆锥面、过盈配合等,这类方法可承受较大的轴向力;二是采用附件,如挡环、间隔套筒、轴端挡圈、圆螺母、弹性卡环、紧固螺钉、销等。4 轴的加工、装配工艺性轴的形状应力求简单,阶梯数尽可能少,键槽、退刀槽、沙轮越程槽、圆角半径、中心孔等尺寸尽可能划一,以利加工和检验。精度和表面粗糙度要定得适当,不必要的提高将增加成本。各零件装配时应尽量不接触其它零件的装配表面。轴肩高度不应妨碍零件的拆装。轴端应有倒角。5 轴的结构工艺性轴的结构工艺性是指轴的结构应便于加工、装拆、测量和维修等,并且生产率高、成本低。轴的结构越简单,工艺性越好。所以在满足使用的条件下轴的结构应尽可能简化。6 提高轴的强度和刚度的措施提高轴的强度和刚度是指提高其抵抗塑性变形、弹性变形及破坏的能力。办法是:改用高强度钢,提高轴的强度;加大轴的直径,提高轴的强度和刚度。但加大直径使零件尺寸增大及质量增加,导致整个设备重量增加。因此,重点应在轴和轴上零件的结构、工艺以及轴上零件的安装布置上采取相应的措施,以提高轴的承载能力,减小轴的尺寸和质量,降低制造成本。7.6.4按复合强度进行计算1. 中轴分析绘制受力图,弯矩图,求出水平向上的弯矩及垂直向上的弯矩,进而求出合成弯矩;扭矩图,再按第三强度理论算出当量变矩并绘出当量弯矩图,取1. 碳素钢的许用弯曲应力查表7-4。表7-4轴的许用弯曲应力/材料碳素钢40050060070013017020023070759511040455565复合强度计算可如下进行: (7-49) 式中:危险剖面的抗弯剖面模量.实心轴,轴段直径2. 按安全系数进行精确验算 轴的结构设计完成,弯矩图和扭矩图绘出,确定危险剖面.按下式进行安全系数精确验算: (7-50)式中:和分别为轴的工作安全系数和许用安全系数,查表7-5。表7-5轴的许用安全系数疲劳强度静强度材质均匀和分别为只考虑正应力和切应力时的工作安全系数,可按下式确定 (7-51)式中:和为综合影响系数,。和为应力集中系数;、为尺寸系数;为表面质量系数;、应力幅;、平均应力;、为轴的材料的拉伸强度限、弯曲疲劳限和扭转疲劳限;为轴的材料的扭转强度限。图7-1 变速器中轴7.6.5变速器中轴的设计变速器中轴的结构如图6-1所示。1发动机输出,圆柱齿轮啮合效率 一对轴承的效率离合器效率 得中轴功率,中轴转速2. 按式算得,键槽轴径应增大,即增大至,取轴端直径3拟定轴的结构考虑轴上零件的固定及便于轴系零件的装拆,采用阶梯轴结构,各轴段的直径和长度等如下确定:段安装深沟球轴承6205, 段安装常啮合从动齿轮, 段为台阶,段为安装I档、II档、退档主动齿轮,,段安装深沟球轴承6205,各半圆键选择型号为 7.6.6中轴的强度计算许用弯曲应力计算包括弯曲强度计算和弯扭合成强度计算,安全系数校核计算包括轴的疲劳强度安全系数校和计算和静强度安全系数校和计算。计算常啮合齿轮和II档齿轮的受力情况,I档和II档及退档中选择扭矩大的II档齿轮进行中轴的校核。一 轴的受力分析及计算简图1求轴上零件的载荷根据轴上受载零件具体的类型和特点,按照相应的理论求出作用在轴上的力的大小和方向(直齿轮受圆周力和轴向力),绘制受力图。力偶 2求支点A、B的反力将轴上所受载荷分解为水平分力和垂直分力,分别求出支点A、B的水平反力和垂直反力水平平面内支承点A的支反力 水平平面内支承点B的支反力由平面弯矩平衡公式 垂直平面内支承点A的支反力 垂直平面内支承点B的支反力7.6.7轴的内力分析,作弯矩图、扭矩图1 作弯矩图忽略齿轮和轴的重力,绘制水平面弯矩图,各受力如图7-2所示。2 作扭矩图 3 计算弯矩根据第三强度理论,可推得圆轴弯扭合成弯矩为 式中:折算系数,当为静应力时取。 图7-2 轴的受力图7.6.8轴的弯扭合成强度计算结合轴的结构分析弯矩图和扭矩图,确定危险截面(弯矩和扭矩均较大或截面尺寸相对较小的强度可能不足的截面)进行弯扭合成强度校核计算。 满足要求式中:轴的弯扭合成计算应力,单位为 危险截面的抗弯截面系数,单位为 弯曲正应力是对称循环变应力时,轴的许用弯曲应力,调质钢为60 7.6.9轴的疲劳强度安全系数校核计算在轴的弯扭合成强度校核满足要求后,确定危险截面进行疲劳强度安全系数校核计算,根据疲劳强度计算的基本理论和知识,并参考相关文献资料,可将轴的疲劳强度安全系数校核计算问题归纳如下:首先根据轴的结构、尺寸及载荷特征,分别求得各危险截面处的最大、最小弯曲正应力和扭转切应力,以及这两种循环应力的平均应力及和应力副及,然后综合考虑轴的表面状态、应力集中绝对尺寸等的影响,分别计算仅有弯曲正应力时的安全系数和仅有扭转切应力时的安全系数,最后校核弯扭联合作用下轴的疲劳强度安全系数。有公式: 式中:设计安全系数, 、弯曲和扭转疲劳极限的综合影响系数 、材料在对称循环变应力下的弯曲和扭转疲劳强度 碳钢等效系数、 弯扭联合作用下轴的疲劳强度安全系数校核公式为: 满足要求 式中:计算安全系数 强化系数,取 有效应力集中系数、 钢材的尺寸系数、及零件表面状态系数第八章 差速器的设计根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互关系表明:汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。另外,即使汽车在做直线行驶时,也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同,或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下,如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮,则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾,引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等,还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。此外,由于车轮与路面间尤其转弯时有大的滑转或滑移,易使汽车在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病,汽车左右驱动轮间都装有差速器,后者保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性,从而满足了汽车行驶运动学的要求。8.1 差速器的结构型式保洁车中的差速器采用了普通对称式圆锥行星齿轮差速器,其工作原理如图8-1所示。为主减速器从动齿轮或差速器壳的角速度;分别为左、右驱动车轮或差速器半轴齿轮的角速度;为行星齿轮绕其轴的自转角速度。当汽车在平坦路面上直线行驶时,差速器各零件之间无相对运动,则有这时,差速器壳经十字轴以力带动行星齿轮绕半轴齿轮中心作“公转”而无自转。行星齿轮的轮齿以的反作用力。对于对称式差速器来说,两半轴齿轮的节圆半径相同,故传给左、右半轴的转矩均等于,故汽车在平坦路面上直线行驶时驱动左、右车轮的转矩相等。图8-1普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图当汽车转弯时,假如左右轮之间无差速器,则按运动学要求,行程长的外侧轮将产生滑移,而行程短的内侧车轮将产生滑转。由此导致在左、右轮胎切线方向上各产生一附加阻力,且它们的方向相反,如图8-1所示。当装有差速器时,附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用,以免内外侧驱动车轮在地面上的滑转和滑移,保证它们以不同的转速和正常转动。当然,若差速器工作时阻抗其中各零件相对运动的摩擦大,则扭动它的力矩就大。在普通的齿轮差速器中这种摩擦力很小,故只要左、右车轮所走路程稍有差异,差速器即开始工作。当差速器工作时,行星齿轮不仅有绕半轴齿轮中心的“公转”,而且还有绕行星齿轮轴以角速度的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高,且增高量为(为行星齿轮齿数,为该侧半轴齿轮齿数),这样,外侧半轴齿轮的角速度为: (8-1)在同一时间内,内侧车轮及其半轴齿轮(齿数为)的转速将减低,且减低量为,由于对称式圆锥齿轮差速器的两半轴齿轮数相等,于是内侧半轴齿轮的转速为 (8-2)由以上两式得差速器工作时的转速关系为: (8-3)即两半轴齿轮的转速和为差速器壳转速的两倍。由上式知:当时,或当时,当时,最后一种情况,有时发生在使用中央制动器紧急制动时,这时很容易导致汽车失去控制,使汽车急转和甩尾。由于汽车转弯时行星齿轮绕其轴转动,必然有一使其转动的力矩,设为(为行星齿轮的节圆半径)。由图8-1可见,转弯时在转得较慢的一边即内侧的半轴齿轮上,与的方向相反,故旋转较慢的半轴齿轮所传的转矩较大,而旋转较快的半轴齿轮所传的转矩较小。即 , (8-4)令 ,则有 (8-5) 式中:旋转较快的半轴齿轮上的转矩; 旋转较慢的半轴齿轮上的转矩; 差速器壳上的转矩; 差速器元件在相对运动时所产生的摩擦力矩。由此可见:差速器的内摩擦使驱动桥左右半轴的转矩分配改变,这有利于改善汽车的通用性。汽车左右驱动车轮上的总牵引力可能达到的最大数值为 (8-6)式中:左、右驱动车轮总牵引力的最大值; 在附着力较小的车轮上的牵引力; 车轮的滚动半径; 差速器的内摩擦力矩。由此可见:由于差速器的内摩擦使汽车总牵引力增大了。但普通圆锥行星齿轮差速器的内摩擦不大,为了提高汽车的通过性,可采用具有较大内摩擦的高摩擦式差速器,这时在驱动车轮上的总牵引力可增加。通常采用系数 (8-7)表示两侧驱动轮的转矩可能相差的最大倍数,也是慢、快转驱动车轮的转矩比。因为它也说明了迫使差速器工作所需的力矩大小,即差速器“锁紧”的程度,所以又被称为差速器的锁紧系数。因,故锁紧系数。差速器的转矩分配特性可用转矩分配系数来表示: (8-8)系数及对汽车性能有直接影响。在汽车设计中是根据汽车的类型、性能要求及使用条件等来选择差速器的锁紧系数。及主要决定于差速器的结构型式。在一般情况下从汽车的通用性要求来看,希望值尽量大些,但从转向操纵的灵活性、行驶的稳定性;从延长有关传动零件的使用寿命和减小轮胎磨损等方面考虑,锁紧系数又不宜过大。普通圆锥齿轮式差速器按式定义的锁紧系数;转矩分配系数,故可近似地看成转矩平均分配给左右驱动车轮,这对在良好路面上行驶的汽车是适当的。8.2对称式圆锥行星齿轮差速器保洁车采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳,两个半轴齿轮,两个行星齿轮,行星齿轮轴,半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便等优点。由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上,故在确定主减速器从动齿轮尺寸时,应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。8.2.1差速器齿轮数目的选择(1) 行星齿轮数目的选择清扫车采用两个行星齿轮。(2) 行星齿轮球面半径的确定圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径,它就是行星齿轮的安装尺寸,实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距,在一定程度上表征了差速器的强度。球面半径可根据经验公式来确定: (8-9)式中:行星齿轮球面半径系数,取大值; 计算转矩,。确定后,即可根据下式预选其节锥距: (8-10)(3) 行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数从而使齿轮有较高的强度,应使行星齿轮的齿数尽量少,但一般不应少于10。半轴齿轮的齿数采用。半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在范围内。在任何圆锥行星齿轮式差速器中,左、右两半轴齿轮的齿数、之和,必须能被行星齿轮的数目所整除,否则将不能安装,即应满足整数 (8-11)(4) 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角: ; (8-12)式中为行星齿轮和半轴齿轮齿数。再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数: (8-13)式中:在前面已初步确定。算出模数后,节圆直径即可由下式求得:(5) 压力角过去汽车差速器齿轮都选用压力角,这时齿高系数为1,而最小齿数是13。目前汽车差速器齿轮大都选用的压力角,齿高系数为,最少齿数可减至10,并且在小齿轮齿顶不变尖的条件下还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚,从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。由于这种齿形的最少齿数比压力角为的少,故可用较大的模数以提高齿轮的强度。(6) 行星齿轮安装孔直径及其深度的确定行星齿轮安装孔与行星齿轮轴名义直径相同,而行星齿轮安装孔的深度就是行星轮在其轴上的支撑长度。通常取 , (8-14) (8-15)式中:差速器传递的转矩, 行星齿轮数; 行星齿轮支撑面中间点到锥顶的距离,。,是半轴齿轮齿面宽中点处的直径,; 支撑面的许用挤压应力,取为。8.2.2 差速器齿轮的几何尺寸计算下表为汽车差速器用直齿锥齿轮的集合尺寸计算步骤汽车差速器直齿锥齿轮的几何尺寸计算用表1) 行星齿轮齿数 应尽量取小值2) 半轴齿轮齿数 且须满足式13) 模数 4) 齿面宽 ;5) 齿工作高 6) 齿全高 7) 压力角 清扫车:8) 轴交角 9) 节圆直径 10) 节锥角 11) 节锥距 12) 周节 13) 齿顶高 14) 齿根高 15) 径向间隙 16) 齿根角 17) 面锥角 18) 根锥角 19) 外圆直径 20) 节锥顶点至齿轮外圆距离 21) 理论弧齿厚 22) 齿侧间隙 采用高精度数值23) 弦齿厚 24) 弦齿高 8.2.3轮胎的选定轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要
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