毕业设计论文平板式清障车的设计全套图纸

1、目录1 前言22 总体方案论证22.1 提高载质量利用系数22.1.1 底盘的载质量利用系数22.1.2 专用装置的自重22.2 细化轴荷分布计算32.3 合理选择控制方式32.3.1 车厢后倾式控制方式32.3.2 推板控制方式32.4 提高效率32.5 合理选择液压控制方式32.5.1 滑动滑板式机构工作步骤32.5.2 机构液压控制方式32.6 完善车辆装配42.7 结构方案的确定42.7.1 自卸式清障车的结构分析42.7.2 本清障车的结构特点53 清障车总体设计与计算63.1 清障车质量参数的确定63.1.2 整备质量63.1.3 汽车的总质量63.2 清障车发动机的选型73.2.

2、1 发动机最大功率及其相应转速73.2.2 发动机最大转矩及其相应转速73.2.3 发动机适应性系数83.4 底盘的改造83.4.1 整备质量和轴荷分配93.4.2 性能参数93.4.3 尺寸参数103.5 底盘的计算113.6离合器设计133.7变速箱的设计163.8,万向传动轴设计17轴的结构设计173.8.2 校核轴的强度173.9驱动桥及悬架设计18驱动桥设计18悬架设计183.10 转向系统的设计计算223.11 液压系统设计233.11.1 滑板、滑板油缸受力分析233.11.2 举升油缸受力分析24液压缸的结构设计253.12取力器结构方案的确定253.13分析计算，以及具体的结

3、构计算25取力器传动比的确定25轴的直径的初步确定26齿轮基本参数的确定26齿轮弯曲应力计算28齿轮接触应力计算30轴的刚度校核323.14液压系统设计35油缸受力分析35举升油缸受力分析36液压缸的结构设计38液压缸内径和活塞杆直径的确定39液压缸壁厚外径及工作行程计算40液压缸缸底和缸盖的计算41液压缸进出油口尺寸确定41液压缸受力分析与校核42液压缸的主要零件的材料和技术要求42泵的计算与选择43液压油箱容积的确定44确定管道直径45油箱设计46液压泵装置48辅助原件的选用494结论50参 考 文 献50致 谢51 1 前言清障车全名为道路清障车，又称拖车、道路救援车、拖拽车，具有起吊、

4、拽拉和托举牵引等多项功能，清障车主要用于道路故障车辆，城市违章车辆及抢险救援等。清障车按类别主要分为：拖吊连体型、拖吊分离型，一拖一型，平板一拖二型，多功能清障车，液压自动夹紧型。按牵引吨位分为:2吨,3吨,5吨,8吨,10吨,15吨,25吨,30吨,50吨,80吨。按品牌分为：江淮清障车,五十铃清障车,东风清障车,红岩重型清障车,斯太尔重型清障车,江铃清障车,依维柯清障车。清障车按其使用特点可分为运载类、起吊牵引类。运载类是将损坏的车辆牵引到运载车上运走；起吊牵引类是用车上安装的起吊牵引装置把损坏汽车的一端托起(或吊起)离开地面，另一端仍然着地，然后由起吊牵引式清障车拖离现场。清障车基本上都

5、是采用载货汽车的二类底盘改装的，按清障车结构型式可分为拖运、装运、吊运、救援(单臂式和双臂式)式清障车。清障车是指装有各种道理运输抢险装备的专业汽车，汽车在到路边上形式，不可避免的会发生一些事故，特别是在告诉公路或者高等级的公路上，清障车的任务就是在事故发生后用最快的速度到达事故现场并在第一时间把故障车或者事故车脱离现场，确保交替道路能够长途，便利其他车辆。因此，道路清障车又称抢险车，随着搞等级路面和在用汽车的增多，清障车也得到了发展，但是在清障车发展的同时，不可避免的有些不安全的因素也在随之发生，所以在朱总经济利益的儿童诗也要注意清障车的安全操作等。全套图纸，加1538937062 总体方案

6、论证2.1 提高载质量利用系数载质量利用系数的提高将有助于降低车辆的运行成本。后装式清障车的载质量利用系数主要由二个方面组成:2.1.1 底盘的载质量利用系数在底盘选型时,选择技术含量高、动力性好、自重相对较轻的底盘。2.1.2 专用装置的自重后装式清障车由于结构复杂,自重较大,在设计时应尽量采用新材料、新技术、新工艺。主要零部件采用高强度钢板,辅助件(如挡泥板、装饰件、盖板等) 采用比重较轻的注塑件。主要构件采用特殊加工工艺方法,如:车厢侧板及顶板采用数控折弯成弧形结构。受力构件采用局部加强法等,从而降低专用装置的重量。2.2 细化轴荷分布计算常规清障车设计中,计算与测量整车轴荷分布一般只计

7、算车辆在空载和满载状态下的轴荷分布,以判断汽车轴荷分布是否满足法规要求。但由于后装式清障车的装载方式及作业特点比较特殊,有时一个因此,在计算与测量后装式清障车轴荷分布时应将其分割成多个装载段,使每个工况都能满足法规要求,保证车辆行驶安全,同时可作为专用装置定位及底盘选取的依据。2.3 合理选择控制方式 车厢后倾式控制方式其原理是:在倾卸油缸的作用下,车厢、机构及车厢内的绕底盘尾部的回转中心旋转,旋转至一定角度后车厢内的靠自重下落实现控制作业。这种控制方式的优点是结构简单,但在实际使用时存在许多弊端,如: 推板控制方式其原理是:在车厢内设置一块面板呈铲形并能沿预定轨道滑行的推板,推板在油缸的推动

8、下,向车厢尾部作水平推挤运动,将推出车厢,实现控制作业。这种控制方式虽结构较为复杂,但控制不受效率的限制,控制干净,对底盘的载荷分布较为均匀,控制过程平稳、安全。同时,可利用推板的阻力实现车双向。因此,推板控制是后装式清障车较为理想的控制方式。2.4 提高效率机构中滑板对的压强将直接影响的比。当压强增大时,的比将增大;反之则减小。因而在设计机构时,应努力提高滑板的压强。根据机构受力可知,影响滑板压强的因素主要有四个方面:2.5 合理选择液压控制方式机构的控制系统会直接影响液压系统的可靠性,因而合理选择机构液压控制方式将对后装式清障车的性能起到至关重要的作用。 滑动滑板式机构工作步骤 机构液压控

9、制方式机构的液压系统控制方式主要有电控式、手控式、气控式(气控式最终的实现形式可归入电控或手控) 。电控式系统对机构的控制需通过发送器传递信号,发送器一般采用电器开关或采用PC延时程序。这种控制方式操作方便、自动化程度高。但在实际应用时,由于清障车受污染严重,须经常清洗,同时结构磨损,车辆震动,开关容易失效,系统可靠性差. 如采用PC 延时程序则要求液压油泵供油量稳定,但由于发动机特性原因,在空载与重载时发动机转速变化较大,同时由于油泵效率及管道阻力等差异,难以满足供油量要求,其结果表现为执行机构要么不到位,要么提前到位,液压系统长期工作后发热严重,影响系统稳定性。手控式系统工作可靠,但要实现

10、机构自动化一般通过液压顺序阀来实现,这种形式的液压回路由于液压顺序阀进油口与顺序口压差大,尤其空载时压差更大。同时由于控制人员操作时的滞后行为,引起液压系统发热严重,系统稳定性差。我们在设计时采用较为先进的自动跳位手动换向阀系统,其原理见图1-1 。这种控制方式不但可以避免人为因素和环境因素的影响,同时可以有效地降低液压系统油液温度,提高液压系统可靠性。如配以机械远程控制,操作更为方便。 图2-2 机构液压原理图注：图中的单向发在此处叫做缓冲补油阀，当油缸动作很快时，瞬间造成液压油吸空时，靠大气压力把油箱中的油通过单向阀补充进来，避免冲击造成速度无法控制和损坏油缸在液压系统的作用下，通过换向阀

11、的换向，实现滑板的升降和滑板的旋转，控制滑板和滑板的各种动作，将倒入装载厢装填斗的通过填装机构的扫刮、压实并压入车厢；当压向推板上的负荷达到预定的压力时，由于推板油缸存在有背压，液压系统会使推板自动向车厢前部逐渐移动，使被均匀地，2.6 完善车辆装配清障车在工作过程中,需要将事故车辆固定在背不滑板上,如何固定能保证故障车辆不掉下来这需要一定的限位方案,一般是将故障车辆前轮用链条锁定,或者在前轮后面加上限位装置.2.7 结构方案的确定 自卸式清障车的结构分析主要采用侧翼开启、顶盖前后梭动等几种方式，这种车的主要特点是直接收集、转运、不，适用于特定人工方式，操作简单，成本低。缺点是：装载量小、自动

12、化程度低、转运效率低. 本清障车的结构特点A. 填料器的结构布置后装式清障车工作时，填料器有上扬和下放两种布置形式。下放布置如图1-2所示，填料器与厢体相吻合，底部机构联接，以保证密封性能。这样的布置充分考虑了行驶的平稳性和驾驶性能。 图2-3 清障车布置填料器上扬布置，整个填料器可以绕轴旋转上扬95，如图2-3所示，这样可以保证厢体内的彻底排出。这种布置在填料器上扬时，整车的重心后移，汽车的行驶性能和爬坡能力降低，在不影响装载量的情况下，回转支承应尽量向前布置，使重心前移。这种布置和传统的控制方式相比，虽然结构较复杂，但是的排出比较彻底，同时避免了整车的重心过分后移，而造车翻车事故。图2-4

13、 清障车布置3 清障车总体设计与计算3.1 清障车质量参数的确定 道路清障汽车m是在二类地盘的基础上多加了一套举升和倾卸装置，所以其装载质量差不多，而且道路清障汽车不需要太高的速度，根据初定额定装载质量为m=2 000kg，所以选择BJ106VJEA-C1车底盘最大承载质量为2000kg。 整备质量整车整备质量m0是指汽车完全装备好的质量，包括润滑油、燃料、随车工具、备胎等所有装置的质量。参考同类普通专用汽车的整车整备质量，在此基础上在增加装备质量，便可估算道路清障汽车整车整备质量。所选EQ1070TJ9AD3车底盘的整备质量为5490取为m0=5490kg； 汽车的总质量总质量总质量ma的计

14、算公式:Ma=Me+M0=2000+5490=7490kg 改装后道路清障汽车最大轴载质量的分配应基本接近原车底盘轴载要求。又由于车厢升高的同时，其质心向后移。3.2 清障车发动机的选型 发动机最大功率及其相应转速由汽车设计表2-12选取比功率值，由于清障车为中型载货汽车，故取比功率为9根据公式：比功率=/ (3-4)可得：=9=912.28=110.52kw根据发动机最大功率选取与其相应的转速，中型货车柴油机的多为22003400r/min,取=3000r/min 发动机最大转矩及其相应转速根据式：= (3-5)=7019求式中：发动机的转矩适应系数 最大功率时的转矩 发动机的最大功率-最大

15、功率的相应转速因为车用柴油机的值多在1.11.25（带校正器），所以取=1.15，代入上式可得： =70191.15 (3-6)=297.37与之比不宜小于1.4，通常取/=1.42.0,所以取：/=1.5 (3-7)所以：=/1.5=2000r/min 发动机适应性系数根据式：= 发动机的转矩适应系数 (3-8)=1.151.5=1.725依据以上对发动机参数的要求，选用发动机的型号为：EQB180203.4 底盘的改造底盘是保证清障车具有机动性好的关键，应选择质量好、承载能力大的底盘。清障车的底盘按汽车的工作特性设计，清障车的工作特性与汽车的工作特性差异很大，装载时有较大的工作载荷传给底盘

16、，要求底盘有较大的刚度支撑。修改悬架和发动机安装方法，改善操作稳定性和行驶平顺性。更新制动助力系统，产生更好的制动力，而且更加自然。后悬架（所有车型）为了提供更好的平顺性，去掉了后支撑副底盘，同时增加了整个车辆的刚度，减轻重量。了改善操纵稳定性，降低了副底盘蹄部调整孔的位置，并改变了侧倾特性。增加了高速行驶过程中的直线稳定性，减少了补偿转向。表q.1 底盘性能对比列表解放东风红岩适用性适用于各类载重货车及专用汽车特殊功能的要求适用于各类载重货车及专用汽车特殊功能的要求适用于各吨位载重货车的改装设计要求以及部分专用车辆的特殊要求可靠性工作可靠，出现故障的几率少，零部件要有足够的强度和寿命工作性能

17、好，故障率低，零部件要有足够的强度和寿命性能可靠，出现故障率低，各部件要有足够的强度先进性动力性、经济性、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动力性、经济性、操纵稳定性等基本性能指标和功能方面达到同类车型的先进水平动力性、经济性、行驶平顺性及通过性等基本性能指标和功能方面略低于同类车型方便性安装、检查保养和维修方便，结构紧凑安装、检查保养和维修方便，结构紧凑安装、检查保养和维修方便，结构紧凑价格较便宜便宜便宜供货来源市场拥有量多市场拥有量多市场拥有量较多常见吨位各种吨位车型各种吨位车型轻、中型载货车型 表1.2底盘参数表底盘型号EQ1070TJ9AD3外型尺寸（长&

18、#215;宽×高）（mm）7450×2300×2500总质量（kg）5490整备质量（kg）5490最高车速（km/h）95前轮距/后轮距（mm）3800轮胎规格7.50-16前悬/后悬（mm）1180/2470轮胎数6 整备质量和轴荷分配由前面的计算得整备质量：=5490kg轴荷分配是汽车的重要质量参数，它对汽车的牵引性、通过性、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的影响。因此，在总体设计应根据汽车的布置形式、使用条件及性能要求合理地选定其轴荷分配。对清障车而言，满载时的前轴负荷多在28%上下。查汽车设计表2-11a得：42后轮双胎，短

19、头货车在空载时：前轴负荷为：44%49%，取45%；后轴负荷为：51%56%，取55%。所以：空载时： 前轴轴载质量=45%=5490kg45%=2470kg 后轴轴载质量=55%=5490kg55%=3019.5kg满载时：前轴负荷为：27%30%，取：28%，后轴负荷为：70%73%，取：72%所以：满载时前轴轴载质量=28%=7490kg28%=2097.2kg 满载时后轴轴载质量=72%=7490kg72%=5392.8kg 性能参数A. 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等，并以汽车行驶的功率平衡为依据来确定。参见汽车设计表2-12知：清障车的最

20、高车速在90120km/h，取为90km/hB. 燃料经济性参数参考总质量相近的同类车型的百公里耗油量或单位燃料消耗量来估算。参考汽车设计表2-13知：总质量>12t的柴油机清障车单位燃料消耗量为：1.431.53L/（100）,现取为：1.5 L/（100） 尺寸参数图3-1 车身尺寸参数A. 轴距L可根据要求的货厢长度及驾驶室布置尺寸初步确定轴距L： L=+ S (3-10)式中：货厢长度，根据装载量确定：=5855mm 前轮中心至驾驶室后壁的距离，取=645mm S驾驶室与货厢之间间隙，取S=80mmL=5855+645+80=6580mmB. 前后轮距与根据汽车设计表2-7，初选

21、轮距： =1900mm =1850mmC. 外廓尺寸我国对公路车辆的限制尺寸要求总高不大于4m；总宽（不包括后视镜）不大于2.5m，左右后视镜等突出部分的侧向尺寸总共不大于250mm；总长：载货汽车不大于12m。取总高为2710mm，总宽为：2462mm总长=1170+4135+1800 =7105mm3.5 底盘的计算由于底盘的纵梁承受的是均匀分布的载荷，底盘强度的计算可按下述进行，但需要作一定的假设，即认为纵梁为支承在前、后轴上的简支梁；空车时簧上负荷均匀分布在左、右纵梁的全长上，满载时有效载荷则均匀分布在车厢长度范围内的纵梁上，忽略不计局部扭矩的影响。=2g/3 (3-11)=26.75

22、×1000Kg9.8Kg/N/3=44100N式中：汽车整备质量为一根纵梁的前支承反力，可求得： =（L-2b）+（c-2） (3-12)=44100(8.140.82)+5400(4.36-20.82)=16096N在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为： =x- （x+a） (3-13)驾驶室后端至后轴这一段纵梁的弯矩为： =x -（x+a）- (3-14)显然，最大弯矩就发生在这一段梁内。可用对上式中的弯矩=求导数并令其为零的方法求出最大弯矩发生的位置x，即： =0 (3-15)由此求得：X= =2/=4.03m将x=4.03m代入式（3-13），即可求出纵梁承受的最大弯矩：=

23、15490=25138.54N如果再考虑到动载荷系数=2.54.0及疲劳安全系数n=1.151.40,并将它们代入式： （3-16） （3-17）则可求出纵梁的最大弯曲应力，取=3.0，n=1.30代入上式得： =98040.306 式2-17中：W纵梁在计算断面处的弯曲截面系数，对于槽形断面的纵梁W= （3-18）式中：h槽形断面的腹板高b翼缘宽t梁断面的厚度按式（3-14）求得的弯曲应力不应大于纵梁材料的疲劳极限，对16Mn钢板，=220260Mpa当纵梁受力变形时，翼缘可能会受力破裂，为此可按薄板理论进行校核，由于临界弯曲应力为： （3-19）式中： E材料的弹性模量，对低碳钢16Mn钢

24、：E=2.06Mpa u泊松比，对低碳钢和16Mn钢，取u=0.290 t纵梁断面的厚度 b纵梁槽形断面的翼缘宽度将E，u代入上式得：b3.6离合器设计从动盘 设计从动盘时应注意满足以下三个方面的要求：1）为减少变速器换挡时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小。2）为保证汽车起步平稳，从动盘在轴向应有弹性。3）为避免传动系扭转共振和缓和冲击载荷，从动盘上应有扭转减振器。其主要包含从动片，从动盘毂和摩擦片等零件的结构选型和设计。3.6.2离合器的计算(一)从动片A结构形式常有三种典型形式：整体式、分开式和组合式弹性从动片。B材料选择从动片材料与所用 结构形式有关，不带波形弹簧片的从

25、动片一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到硬度要求。采用波形弹簧片时，从动片用低碳钢，波形片用弹簧钢。C从动片基本尺寸从动片直径对照摩擦片尺寸确定。为减小从动盘转动惯量，从动片一般较薄，通常为1.32mm厚钢板冲压而成，从动片的外沿部分厚度在0.651.0mm之间。（二）从动毂花键毂装在变速器第一轴前端，是离合器承受载荷最大的零件。目前，常采用齿侧定心的矩形花键，花键之间为动配合。花键毂一般采用锻钢，表面和心部硬度为2632HRC。花键毂轴向长度不宜过小，一般取1.01.4倍花键轴直径。从动片直径对照摩擦片尺寸确定。从动盘外径D=240mm，由：花键外径D=35mm花键内径d=28mm

26、齿厚b=4mm花键齿数n=10有效长度l=35mm花键侧面压力P=4Temax/(D+d)Z=11.24 N 花键强度校核： =P/nhl式中h=(Dd)/2=3.5mm 从而 =9.12Mpa<20Mpa 故满足条件。离合器原件选择摩擦片石棉摩擦片的摩擦系数大约为0.3左右。摩擦片和从动盘间有两种固解方法：铆接法和粘接法。铆接法的优点是可*及磨损后换装摩擦片很方便。粘接法可以增加摩擦片的摩擦面积，而且摩擦片厚度的利用也较好。此外，它还具有较高的抗离心力和切向力能力。但缺点是无法在从动片上安装波形弹簧片，而且修理时换装摩擦片也比较麻烦。故用铆接法。2压盘设计

27、 压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定两个方面。A 压盘传力方式选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机扭矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮连接在一起，但这种变化应允许压盘在离合器分离过程中能自由的作轴向移动，常用的连接方式有以下几种：凸台式、键式、销式和传动片式。压盘的结构除与传力方式有关外，还与压紧方式和分离方式有关。B 压盘几何尺寸确定确定了摩擦片内外径，与摩擦片相接合的压盘的内外径也就确定下来了。因此压盘几何尺寸归结为确定它的厚度。压盘厚度确定主要依据以下两点：1）压盘应该具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量。2）压盘应具有足够大的强度，以保证

28、受热时不变形。压盘厚度一般不小于15mm。设计压盘时，在初步确定压盘厚度后，应校核离合器接合一次时的温什，它不应超过810度。若温什过高，可适当增加压盘的厚度。校核，由公式=rL/427cG 获得。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 从而L =5909.9kg m L =9152.1kg m 由于L <L ，故选L 取h=50mm压盘质量G =A h=7800×0.05×106&#

29、215;(D d )/4 从而=9.06 C 压盘及传动片的材料压盘通常采用灰铸铁，即HT200,HT250,HT300,也有少量合金压铸铁。硬度为HB170227。传力片常采用中碳钢，硬度为HRC5562,渗碳处理。D 传力片的强度校核对传动片要进行拉应力校核。3 膜片弹簧设计 膜片弹簧是由弹簧钢板冲压而成。其设计思想是先初选一组基本几何参数，然后再进行结构设计，最后作应力校核。(一) 膜片弹簧计算基本公式1、 压紧力P 和膜片弹簧大端 变形的关系其中： Kg/ ， 2、 当膜片弹簧小端分离轴承处作用有外加载荷时，则大端变形 与 关系如下：由MATLA

30、B编程得：（二）膜片弹簧基本参数选择1、 H/h比值选择设计膜片弹簧时，要利用其非特性弹性变形规律，以获得最佳使用性能。汽车用膜片弹簧H/h一般在1.6-2.2之间，板厚h在2-4之间。2、 膜片弹簧工作点位置选择基本思想：先画出 - 特性曲线，利用该特性曲线合理选择工作点的位置。在保证膜片弹簧有足够的压紧力 ，此时，大端变形量 应按下式选择：=(0.65-0.8)H 3、 R及R/r的确定比值R/r的关系到碟形材料的利用。通常取R/r1.5mm，一般在1.25左右。膜片弹簧大端半径R应满足结构上的要求而和摩擦片的尺寸相适应：大于摩擦片半径d/2。近于摩擦片外半径D/2。此外，当H，

31、h及H/h不变时，增加R将有利于降低膜片应力。4 膜片弹簧起始圆锥底角 =H/（R-r），汽车膜片弹簧起始圆锥底角约在10 左右。5 膜片弹簧小端半径 及分离轴承作用半径 r 主要由结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键外径以便安装。分离轴承作用半径应大于r 。6 爪数目n和切槽宽度 、 及半径r 汽车膜片离合器分离爪数目n>12，一般为18左右，切槽宽度 半径r 与 有关,一般说，r-r > .7 支承环平均半径e和膜片弹簧与压盘的接触半径Le和L大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，e应尽量接近于r而略大于r,L应接近于R而略小于R。（三）膜片弹簧

32、及工艺膜片弹簧材料多为60Si2MnA硅锰钢，许用应力1500-1700Mpa。汽车离合器膜片弹簧尺寸要求严格，弹簧自由高度、原始锥角、内径、外径、板厚及表面状态等均要严格控制，载荷公差控制在8%以内；热处理：淬火、回火，回火后硬度为HRC44-50。3.7变速箱的设计挡传动齿轮各项参数的确定齿数比u 齿数比u是大齿轮数Z2与小齿轮Z1之比。减速传动时，u = i >1 ,增速传动时i = n1 /n2 < 1。单级闭合式传动，一般取i5（直齿），需要更大的传动比时，可采用二级或者二级以上的传动，对传动比值无严格要求的一般的齿轮传动，实际传动比i允许有±3%±5

33、%范围内的误差。齿数z和模数m 软齿面闭式传动的承载能力主要取决于齿面的接触强度，其齿根的弯曲强度一般较大，此时，齿数宜多一些，以增大重合度，从而提高了传动的平稳性，并可减少齿轮加工的切削用量和减少顶圆直径。齿宽系数Øa及齿宽b齿宽系数Øa选的越大，齿轮越宽。增大Øa可使中心距a或模数m减小，从而缩小了径向尺寸和减小了齿轮的圆周速度。但轮齿过宽，会使载荷沿齿向分布不均匀程度更严重。Øa的推荐值为0.4。齿宽b=Øa×A,为了便于安装，通常使啮合传动的小齿轮齿宽b1比大齿轮齿宽b2大一些。中心距对变速器的尺寸及质量有直接的影响，所选的中

34、心距应能保证齿轮的强度，三轴式变速器的中心距A可根据对已有变速器的统计而设计得出的经验公式如： 3-1-1式中 K为中心距系数 查得 K=12； T为变速器处于一挡时的输出转矩； 3-1-2错误！不能通过编辑域代码创建对象。为发动机的转距； I为变速器一挡传动比； 错误！不能通过编辑域代码创建对象。变速器的传动效率，取值为0.97；发动机的输出转矩可用以下公式计算：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 3-1-3当齿轮中心具选定以后，齿轮的弯曲强度随模数的减小而降低，但接触强度并不降低，反而有所改善，见效模数将提高想啮合齿轮的重叠系数，所以在满足强度的要求下应该选择小的模数。直齿圆柱齿轮m的确定

35、：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 3.-1-4由于初设齿轮的模数m4 z=21啮合齿轮的齿数和错误！不能通过编辑域代码创建对象。可根据中心距及模数求得：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 3-1-5分度圆直径：d=mz 齿顶圆：da = d+2ha式中 ha齿顶高ham齿跟圆直径: df=d-2(h- ha + c)式中h工作高度 h=2m c 顶隙 c =0.25m全齿高：h = h+c基圆直径：db=dcos齿厚：s=e=p/2槽宽：e=p/2齿距：错误！不能通过编辑域代码创建对象。一挡中间轴传动齿轮的各项参数的确定由于i1=3.6,即一挡的传动比为3.6,则可以确定了传动齿轮的齿数,

36、由于五挡为直接挡,使得长啮合齿轮中,输入轴的齿轮齿数等于一挡中间轴齿轮的齿数,使得长啮合齿轮的中间轴齿轮的齿数等于错误！不能通过编辑域代码创建对象。,错误！不能通过编辑域代码创建对象。 3-1-6在设计一挡的输出轴的齿轮各种参数时，模数m=4, Z=47. 则分度圆直径：d= m z 齿顶圆：da = d+2ha通过计算得到：df=74mm h=9mm db=80mm s=6.28mm e=6.28mm p=12.56mm错误！不能通过编辑域代码创建对象。=47 d=188mm da=196mm齿跟圆直径: df=d-2(h- ha + c)全齿高：h = h+c基圆直径：db=dcos齿厚：

37、s=e=p/2槽宽：s=e=p/2齿距：错误！不能通过编辑域代码创建对象。通过计算得到：错误！不能通过编辑域代码创建对象。=178mm h=9mm db=179mm s=6.28mm e=6.28mm p=12.56mm齿轮失效的主要形式为轮齿失效，因此，齿轮传动的强度计算也主要是针对轮齿。3.8,万向传动轴设计轴的结构设计（1）轴上零件位置和固定方式左端轴承靠套筒实现轴向定位，右端轴承靠轴肩实现轴向定位，两轴承靠过盈配合实现周向固定，轴通过两轴承盖实现周向固定（2）确定各段轴径将左端轴径作为d1=20mm,第二段便于齿轮拆装取于齿轮配合处轴径d2=26mm，右端取d3=24mm。（3）确定各

38、段轴的长度L1=36mm L2=134mm L3=70mm 校核轴的强度由机械设计基础可知：错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。对不变的转距: 错误！不能通过编辑域代码创建对象。0.3对于脉动循环转矩: 错误！不能通过编辑域代码创建对象。对于对称循环的转矩:错误！不能通过编辑域代码创建对象。因此轴径公式可改为:d错误！不能通过编辑域代码创建对象。截面出开有键槽，应讲求得轴径增大3%-7%,计算出轴径应与结构设计中选的轴径进行比较若小于或等于原文轴径，则说明原定强度足够。3.9驱动桥及悬架设计驱动桥设计驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改变转

39、矩的传递方向,即增大由传动轴或直接从变速器传来的转矩,并将动力合理的分配给左、右驱动轮，其次,驱动桥还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、纵向力和横向力,遗迹制动力矩和反作用力矩等。驱动桥一般由主减速器、差速器、车轮传动装置和驱动桥壳等组成,转向驱动桥还有等速万向节。设计驱动桥时应当满足如下基本要求：1选择适当的主减速比，以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性。2外廓尺寸小，保证汽车具有足够的离地间隙，以满足通过性的要求。3齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。4在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率。5具有足够的强度和刚度，以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩；在

40、此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。6与悬架导向机构运动协调。7结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修，调整方便8某农用运输车驱动桥设计及强度分析设计参数：(1) 后轮距：1500mm(2) 车轮半径：375mm(3) 发动机最大扭矩：20002200 rmin(4) 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷=18666.7N(5) 变速比：ig1=6.02(6) 主传动比：i06.5(7) 后悬架板簧托板中心距：940mm悬架设计悬架主要参数的确定,影响平顺性的参数悬架设计的主要目的之一是确保汽车具有良好的行驶平顺性。汽车行驶时振动越剧烈，则平

41、顺性越差。1，平顺性评价指标ISO2631规定，当振动波形峰值系数错误！不能通过编辑域代码创建对象。时，用加速度的加权均方根值来评价振动对人体舒适性和健康的影响。评价时采用人体坐姿受振模型，如图4-1，不仅考虑座椅支撑面处输入点3个方向的线振动错误！不能通过编辑域代码创建对象。，还考虑该点3个方向的角振动错误！不能通过编辑域代码创建对象。及座椅靠背和脚支撑面两个输入点各3个方向的线振动错误！不能通过编辑域代码创建对象。，共3个输入点12个轴向的振动。对于每个轴向的振动，其加权加速度均方根值错误！不能通过编辑域代码创建对象。可由下式得到：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 （式4-1）式中 错误

42、！不能通过编辑域代码创建对象。振动加速度功率谱密度函数，可由加速度时间历程错误！不能通过编辑域代码创建对象。得到； 错误！不能通过编辑域代码创建对象。考虑人体对不同频率振动的敏感程度不同而引入的频率加权函数。考虑到不同输入点、不同轴向的振动对人体影响的差异，总的加权加速度均方根值错误！不能通过编辑域代码创建对象。可求出为：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 （式4-2）式中 错误！不能通过编辑域代码创建对象。用式4-1求出的各轴向振动加速度均方根值； 错误！不能通过编辑域代码创建对象。各轴向加权系数。总的加权加速度均方根值与人体主观感觉之间的对应关系如表4-1：加权加速度均方根值与人途主观感觉

43、之间的关系加权加速度均方根值/错误！不能通过编辑域代码创建对象。人体主观感觉<0.315没有不舒适0.3150.63略有不舒适0.51.0有些不舒适0.81.6不舒适1.252.5很不舒适>2.0极不舒适汽车的振动输出由道路激励输入和汽车对振动的传递特性共同决定。路面不平度可以用道路功率谱错误！不能通过编辑域代码创建对象。表征，其中错误！不能通过编辑域代码创建对象。为空间频率，是路面不平度波长的倒数。当汽车以车速错误！不能通过编辑域代码创建对象。驶过给定的路面时，道路激励的时间功率谱可表述为：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 式中 错误！不能通过编辑域代码创建对象。路面不平度系数

44、，错误！不能通过编辑域代码创建对象。； 错误！不能通过编辑域代码创建对象。时间频率，错误！不能通过编辑域代码创建对象。大量的研究和实践结果表明，对平顺性影响最为显著的三个悬架特性参数为：悬架的弹性特性、阻尼特性以及非悬挂质量。2，悬架的弹性特性和工作行程对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数错误！不能通过编辑域代码创建对象。，因而可以近似地认为错误！不能通过编辑域代码创建对象。，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂向振动是相互独立的，并用偏频错误！不能通过编辑域代码创建对象。，错误！不能通过编辑域代码创建对象。表示各自的自由振动频率，偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于采用钢制弹簧的轿车，错误

45、！不能通过编辑域代码创建对象。约为错误！不能通过编辑域代码创建对象。，错误！不能通过编辑域代码创建对象。约为错误！不能通过编辑域代码创建对象。非常接近人体步行时的自然频率。载货汽车的偏频略高于轿车，前悬架约为错误！不能通过编辑域代码创建对象。，后悬架则可能超过错误！不能通过编辑域代码创建对象。为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为错误！不能通过编辑域代码创建对象。具体的偏频选取可参考表4-2：汽车悬架的偏频、静挠度和动挠度车型满载时偏频错误！不能通过编辑域代码创建对象。满载时静挠度错误！不能通过编辑域代码创建对象。满载时动挠度错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域

46、代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。载货汽车1.512.041.672.23611596968由上表选取货车满载时前后悬架的偏频分别为：错误！不能通过编辑域代码创建对象。，错误！不能通过编辑域代码创建对象。 所以错误！不能通过编辑域代码创建对象。，满足要求。当错误！不能通过编辑域代码创建对象。时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率错误！不能通过编辑域代码创建对象。，错误！不能通过编辑域代码创建对象。与其相应的悬架刚度错误！不能通过编辑域代码创建

47、对象。以及悬挂质量错误！不能通过编辑域代码创建对象。之间有如下关系：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 式中 错误！不能通过编辑域代码创建对象。重力加速度，错误！不能通过编辑域代码创建对象。； 错误！不能通过编辑域代码创建对象。前、后悬架刚度，错误！不能通过编辑域代码创建对象。； 错误！不能通过编辑域代码创建对象。前、后悬架簧载重力，错误！不能通过编辑域代码创建对象。为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量错误！不能通过编辑域代码创建对象。而错误！不能通过编辑域代码创建对象。可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。即：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 为了获得良好的

48、平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg。将数据代入式4-5得出：错误！不能通过编辑域代码创建对象。；错误！不能通过编辑域代码创建对象。将计算所得的错误！不能通过编辑域代码创建对象。代入，得到：前、后悬架的刚度分别为：错误！不能通过编辑域代码创建对象。；错误！不能通过编辑域代码创建对象。由于悬架的静挠度错误！不能通过编辑域代码创建对象。，因而式4-4又可表达为：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 式中 错误！不能通过编辑域代码创建对象。的单位为错误！不能通过编辑域代码创建对象。所以 由式求出前、后悬架的静挠度分别为：

49、错误！不能通过编辑域代码创建对象。 错误！不能通过编辑域代码创建对象。悬架的动挠度错误！不能通过编辑域代码创建对象。是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的错误！不能通过编辑域代码创建对象。）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，对于轿车错误！不能通过编辑域代码创建对象。的值应不小于0.5，大客车应不小于0.75，载货汽车1.0。所以选取货车前后悬架的动挠度等于静挠度，即：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 错误！不能通过编辑域代码创建对象。此时悬架总的工作行程即静挠度错误！不能通过编辑域

50、代码创建对象。和动挠度错误！不能通过编辑域代码创建对象。之和等于：错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。3，悬架的阻尼特性当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车悬挂质量的振动将会延续很长的时间，因此，悬架中一定要有减振的阻尼力。对于选定的悬架刚度，只有恰当地选择阻尼力才能充分发挥悬架的缓冲减振作用。对于一个带有线性阻尼减振器的悬架系统或弹簧质量阻尼系统，可用相对阻尼比错误！不能通过编辑域代码创建对象。来评价阻尼的大小或振动衰减的快慢程度。相对阻尼比可表达为：错误！不能通过编辑域代码创建对象。 （式4-7）式中 错误！不能通过编辑域代码创建对象。弹簧刚度；

51、 错误！不能通过编辑域代码创建对象。悬挂部分的质量。上式表明，减振器的阻尼作用除与其阻尼系数错误！不能通过编辑域代码创建对象。有关外，也与悬架的刚度及悬挂质量有关。不同刚度和不同质量的悬架系统匹配时会产生不同的阻尼效果。为了获得良好的平顺性，典型的相对阻尼比如表4-3：表4-3 汽车悬架的偏频及相对阻尼比空气弹簧钢制弹簧轿车载货汽车轿车载货汽车前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架前悬架后悬架偏频错误！不能通过编辑域代码创建对象。0.50.80.81.21.01.21.31.5错误！不能通过编辑域代码创建对象。0.80.60.80.60.40.20.40.34，悬架的非簧载质量前悬架为麦弗逊独立

52、悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量等；后悬架为纵置钢板弹簧非独立悬架，其非簧载质量包括车轮和转向节的质量以及连接左右车轮的从动桥的整个刚性梁，包括主减速器、差速器以及半轴的质量，还有传动轴的部分质量。由上述的分析中，已知了悬架的非簧载质量取为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg。3.10 转向系统的设计计算影响操纵稳定性的参数主要考虑悬架的侧倾中心和侧倾角刚度。1，侧倾中心给定车身的质心高度为65cm。根据SAE J670e的定义，侧倾中心为通过左右车轮中心的垂直横断面上的一点，在该点向悬挂质量上施加一个横向作用力不会引起悬架的侧倾变形。侧倾中心的高度变化实质上并不改变由悬挂质量离心力以及侧倾后质心偏移所带