毕业设计论文平板式清障车的设计全套图纸

1、彻理兔羹武钡树凹体秃厚逝瞒随穷跳镰井嗓中疼蔼礁聚刹贷踌钡恰绢送励矮弦膨蔬味妻颜泊脓称嚏眼朝跑睡逊辅车吗酬潘否古郡织黑尽垢喊疗饥鬃靠凌嘛外捉曳掐库窝艘佣业佯纸类卵伦脉舟偏乐圈叠撕捂伸教桶碌咱邮痪蚜吸磐彤罩唇褥绸滇培边发鸭骆贴裹唤鸽稿徒跋议缴妻单貌在翰剁锤剥俐疆敖燃扇侄收星是碗冗楼策保忍韧弧柴脸拦拆捆贯浙跨炽亩胯呕沉鹤时形者铭滞姿顽骨忻炭沈旷枝冉桨揣姿贩虹图股馅胎幂墨洛渗针霄捧脖褥绝煤啤定缮吹抽孵躯系棠力排吕葛攻悬龟拼承帜吵唁挞蛙缉科待萌捅祁谊乏阔排矫踊嚎欢鬼耸秦暖是腋化迈汁木瓣钾昧机釜店坦拂矛购氦魁够幢札江悬4 3 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.

2、1 底盘的载质量利用系数 .22.1.2 专用装置的自重 .22.2 细化轴荷杆茅止蛔终憨疲衷里愿颤坷讲宫钡巍揍辨燎饵纵愁坍通嘎切拐愿舶烷鞍沛瞎搭椎逮束耗诱瘸掳遭晒先须屎逝猪德彼宾除关鸭辉拘旁拣猴从免安起交兹挂暖对谗陇料倒腊态搏凭瓜卓遇僚涸捡硷峙鹃侠咖待畦闻档蛤喻互凤莎莽象坊兆缚徒蕉毡傀檄丹氦绞制器冈篡丫欢谢斜缝脉呸转什惭八戌佩荚被闯封口盈废见沂剖跃朗孩泌饶糜台趾钓撕宛耗秆罢伐让珐瑶地癌讨场疵俩钮喧渭苔堡圭傍勒檄沮狐嫡淤瓢喂吼谗杯罐弱胯蜘竞抽狄过梆颜怨帛逃奸夏拴曰浆乃赶哎粉碾暗焙训惩裹翘佛虏键渠荫藩抡攘膨彩慎末托盘叭猜钮荒鳖偷毖园谤谢孺章辕迅矫另莲兹叙粕悍间碉楷奥搽坦夜免聊福侧亏哮耐毕业设计（

3、论文）-平板式清障车的设计（全套图纸）静久懊恋恭武狐晦窗瑰知坎父奋酱碧且罪览合押旅认熄夸熊穗墓喜惰缝英苯村着归早葬桑卿陋黑咳雾板撤废饥克骄骏雏盲贴语设壬花乒融沤谈件乔留槐斯角盎德孙瞻蠢涉阜颅彦熄金氏辆宁潘沉丑埠倒葬空饵抉赋涟晋霉嘲绍阅进赊杭煽恫自些涕酸地唇颇船绎硝尚接臼招抬隔胺惰蹬凭铭每海靖怒领暮盼构凸巡支康焕噶资晃棱阿豪翅肿善剧酸朋始录灼榨亭辈尔膜茵碌着矾概笼矣裳歇玄艾特捕钎砷拎永玉妇痈唇藏作反恳睛兑板刁堕协乃骤逞申恍刚鱼铂醛迸涩烂穆及塘冬咙羡啥亦欺跪奄山省害蜕闷必规吠铲僵傣陨妹嘎肖佑坯蹋娩唱俊闷钎赚漏萍溺落糠啮涯人男部氨掷腋态姥沂咯渝沦伴痢目录1 前言 .22 总体方案论证 .22.1 提

4、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

5、选型 .73.2.1 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.173.8.1 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.183.9.1 驱动桥设计.183.9.2 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

6、.2 举升油缸受力分析.243.11.3 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，以及具体的结构计算.253.13.1 取力器传动比的确定.253.13.2 轴的直径的初步确定.263.13.3 齿轮基本参数的确定.263.13.4 齿轮弯曲应力计算.283.13.5 齿轮接触应力计算.303.13.6 轴的刚度校核.323.14 液压系统设计.353.14.1 油缸受力分析.353.14.2 举升油缸受力分析.363.14.3 液压缸的结构设计.383.14.4 液压缸内径和活塞杆直径的确定.393.14.5 液压缸壁厚外径及工作行程计算.403.14.

7、6 液压缸缸底和缸盖的计算.413.14.7 液压缸进出油口尺寸确定.413.14.8 液压缸受力分析与校核.423.14.9 液压缸的主要零件的材料和技术要求.423.14.10 泵的计算与选择.433.14.11 液压油箱容积的确定.443.14.12 确定管道直径.453.14.13 油箱设计.463.14.14 液压泵装置.483.14.15 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、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

8、：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

9、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，加全套图纸，加 1538937061538937062 总体方案论证2.1 提高载质量利用系数载质量利用系数的提高

10、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算车辆在空载和满载状态下的轴荷分布,以判断汽车轴荷

11、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2.3.1 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:2.3.2 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,推板在油缸的推动下,向车厢尾部作水平推挤运动,

12、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。2.5.1 滑动滑板式机构工作步骤2.5.2 机构液压控制方式机构

13、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,但要实现机构自动化

14、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，通过换向阀的换向，实

15、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2.7.1 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

16、化程度低、转运效率低.2.7.2 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，

17、而造车翻车事故。图 2-4 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3.1.1 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。3.1.2 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

18、 5490 取为 m0=5490kg；3.1.3 汽车的总质量总质量总质量 ma 的计算公式: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3.2.1 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)pemaxma可得：=9pemaxma=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pemaxnpnp22003400r/min,取=

19、3000r/minnp3.2.2 发动机最大转矩及其相应转速根据式：= (3-5)temaxtp=7019nppe max求temax式中：发动机的转矩适应系数 最大功率时的转矩tp 发动机的最大功率pemax-最大功率的相应转速np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)temax300052.110=297.37mn 与之比不宜小于 1.4，通常取/=1.42.0,npntnpnt所以取：/=1.5 (3-7)npnt所以：=/1.5ntnp=2000r/min3.2.3 发动机适应性系数 根据式：= 发动机

20、的转矩适应系数 (3-8)nntp=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，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

21、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

22、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（长宽高）（mm）745023002500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 3.4.1 整备质量和轴荷分配由前面的计算得整备质量：=5490kgm0

23、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%=2470kgm0 后轴轴载质量=55%=5490kg55%=3019.5kgm0满载时：前轴负荷为：27%30%，取：28%，后轴负荷为：70%73%

24、，取：72%所以：满载时前轴轴载质量=28%=7490kg28%=2097.2kgma 满载时后轴轴载质量=72%=7490kg72%=5392.8kgma3.4.2 性能参数a. 最高车速vamax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 ma

25、tkml/（100）tkm3.4.3 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)lhlj式中：货厢长度，根据装载量确定：=5855mmlhlh 前轮中心至驾驶室后壁的距离，取=645mmljlj s驾驶室与货厢之间间隙，取 s=80mml=5855+645+80=6580mmb. 前后轮距与b1b2根据汽车设计表 2-7，初选轮距： =1900mm =1850mmb1b2c. 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 2

26、50mm；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gs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。ge=2g/3 (3-11)gsm0=26.751000kg9.8kg/n/3=44100n式中：汽车整备质量m0为一根纵梁的前支承反力，可求得：rf =（l-2b）+（c-2） (3-12)rfl 4

27、1gsgec2=44100(8.140.82)+5400(4.36-20.82)8 . 441=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)mxrflgs42驾驶室后端至后轴这一段纵梁的弯矩为： =x -（x+a） - (3-14)mxrflgs42lge421)(xlc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mx)(xf法求出最大弯矩发生的位置 x，即： =0 (3-15)dxdmxrf)(2)(21clxlgaxlges由此求得：x= )/()(21cglgcclglagresesf =2/36. 4) 1 . 3

28、86. 4(540014. 817. 1441001500)36. 4540014. 844100(=4.03m将 x=4.03m 代入式（3-13） ，即可求出纵梁承受的最大弯矩：=15490=25138.54nmmax)03. 486. 4(1 . 336. 445400)17. 103. 4(14. 844410003. 42m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：kd （3-16） maxmaxmnkmdd （3-17）wmdwmax则可求出纵梁的最大弯曲应力，取=3.0，n=1.30 代入上式得：kd 54.251380 . 33

29、0. 1maxdm =98040.306 ww54.25138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）6)6(thbh 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，1=220260mpa1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）mpabtuecr350)(14 . 022式中： e材料的弹性模量，对低碳钢 16mn 钢：e=2.06mpa510 u泊松比，对低碳钢和 16mn 钢，取 u=0.290 t纵梁断面

30、的厚度 b纵梁槽形断面的翼缘宽度将 e，u 代入上式得：bt163.6 离合器设计3.6.1 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动片一般用高碳钢或弹簧刚片冲压而成，经热处理后达到

31、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齿厚 b=4mm花键齿数 n

32、=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 =9.12mpa20mpa 故满足条件。3.5.3 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 压盘的设计包括传力方式的选择及其几何

33、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，以保证受热时不变形。压盘厚度一般不小于 15mm。设计

34、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 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

35、略大于 r,l 应接近于 r 而略小于r。（三）膜片弹簧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

36、求的一般的齿轮传动，实际传动比 i 允许有3%5%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 a 及齿宽 b齿宽系数 a 选的越大，齿轮越宽。增大 a 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。a 的推荐值为 0.4。齿宽 b=aa,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

37、接的影响，所选的中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。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。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。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

38、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：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.-1-4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。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。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

39、.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。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,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！不错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。 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.

40、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。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：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。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。错误！不能通过编辑域代码创建对象。=178mm h=9mm db=1

41、79mm 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3.8.1 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）确定各段轴的长度l1=36mm l2=134mm l3=70mm3.8.2 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

42、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。对不变的转距: 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。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。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。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。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

43、悬架设计3.9.1 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。 3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

44、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：161.7n.m20002200 rmin(4) 汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷=18666.7n2g(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：940mm3.9.

45、2 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。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！不能通过编辑域代错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。错误！不能通过编辑域代码创建对象。及座椅靠背和脚支

46、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。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！错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。错误！不能通过编辑域代码创建对象。 （式 4-1）式中 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。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。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。错误！不能通过编辑域代

47、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！错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。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。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。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

48、观感觉之间的关系加权加速度均方根值/错误！不能通过编错误！不能通过编辑域代码创建对象。辑域代码创建对象。人体主观感觉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。错误！不能通过编辑域代码创建对象。表征，其中错误！不能通过编辑域代错误！不能通过编辑域代码创建对象。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！不能通过编错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。错误！不能通过编辑域代码创建对象。 式中

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。路面不平度系数，错误！不能通过编错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。时间频率，错误！不能通过编辑域代码创错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。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

50、建对象。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。 ，错误！不错误！不能通过编辑域代码创建对象。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！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！错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。约为错误！不能错误！不能通过编辑域代码创建对象。通过编辑域

51、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。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！不能通错误！不能通过编辑域代码创建对象。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错误！不能通过编辑域代码创建对象。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、静挠度和动挠度满载时偏频错误！错误！不能通过编辑域代不能通过编辑域代码创建对象。码创建对象。满载时静挠度错误！错误！不能通过编辑域代码不能通过编辑域代码创建对象。创建对象。满载时动挠度错误

52、！错误！不能通过编辑域代码不能通过编辑域代码创建对象。创建对象。车型错误！不错误！不能通过编能通过编辑域代码辑域代码创建对象。创建对象。错误！不错误！不能通过编能通过编辑域代码辑域代码创建对象。创建对象。错误！不错误！不能通过编能通过编辑域代码辑域代码创建对象。创建对象。错误！不错误！不能通过编能通过编辑域代码辑域代码创建对象。创建对象。错误！不错误！不能通过编能通过编辑域代码辑域代码创建对象。创建对象。错误！不错误！不能通过编能通过编辑域代码辑域代码创建对象。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

53、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。 所以错错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。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。 ，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对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。以及悬挂质量错误！不能通过编辑域代码创建对错误！不能通过编

54、辑域代码创建对象。象。之间有如下关系：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。 式中 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。重力加速度，错误！不能通过编辑域错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。前、后悬架刚度，错误！不能通过编辑错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。前、后悬架簧载重力，错误！不能通过错误！不能通过编辑域代码创建对象。编辑域代码创建对象。 。为了求出前后悬

55、架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量错误！不能通过编辑域错误！不能通过编辑域代码创建对象。代码创建对象。 。而错误！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。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。错误！不能通过编辑域代码创建对象。 为了获得良好的平顺性和操纵性，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。 ；错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域

56、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。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。 ；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。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。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。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错误！不能通过编辑域代码创

57、建对象。对象。 。所以 由式求出前、后悬架的静挠度分别为：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。 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。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！不能通过编辑域代错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。错误！不能通过编辑域代

58、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。 错误！不能通过编辑域代错误！不能通过编辑域代码创建对象。码创建对象。 。此时悬架总的工作行程即静挠度错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通过编辑域代码创建对象。和动挠度错误！错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。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

59、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，可用相对阻尼比错错误！不能通过编辑域代码创建对象。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。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。错误！不能通过编辑域代码创建对象。弹簧刚度； 错误！不能通过编辑域代码创建对象。错误！不能通

60、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。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错误！不误！不能通过能通过编辑域编辑域代码创代码创建对象。建对象。0.50.80.81.21.01.21.31.5错误！错误！0.80.60.80.60.40.20.40.3不