汽車變速箱畢業(yè)設計說明書解析

車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書第一章前言隨著中國國民經濟的飛速發(fā)展，特殊行業(yè)的發(fā)展已日漸成熟，而且伴隨著現(xiàn)代物流的加快，專用車已成為我國汽車發(fā)展的一個重要方向，國家每年對城市專用車的需求量正在加大，專用車市場正蘊涵著巨大的商機。由于市場對專用車產品技術含量和附加值的要求越來越高，近年來，一些高新技術開始在重型專用汽車上得到應用，一些能夠滿足特殊功能要求的重型專用車底盤被開發(fā)研制。不論是液壓舉升裝置、排料卸料裝置、計量測量裝置、機械作業(yè)裝置，還是制冷保溫裝置、安全防護裝置、自動控制裝置、作業(yè)監(jiān)視裝置；不論是各類缸、泵、閥、儀表等總成，還是各種箱體、罐體等車身結構，均在重型專用汽車上得到了廣泛應用，在一定程度上滿足了新形勢下用戶對重型專用車產品的多樣化需求。公路條件和專用車底盤生產的限制，我國專用汽車一直以中型車為主，重型專用車生產量的比例至今依然偏低。重型化、專業(yè)功能強、技術含量高的自卸車、散裝水泥車、混凝土攪拌車、高空消防車、壓縮式垃圾車、灑水車、市政用車、油田專用車等重型專用車在一定時期將持續(xù)成為需求熱點。面對專用車市場的巨大發(fā)展空間，為滿足市場和用戶需求，只有努力構建快速應變型的研發(fā)、制造體系，不斷創(chuàng)新，在產品研發(fā)、生產能力、制造質量方面始終保持領先，才能在市場競爭中立于不敗之地。國外發(fā)達國家灑水車起步較早，其技術和市場均十分先進和成熟，其中以美國、歐洲和日本為突出代表。這些國家的工程灑水車早已從只注重其功能性轉向提高勞動生產率、降低人工勞動強度的智能化、多功能化方向發(fā)展，同時還十分注重其專用底盤性能的可靠、技術先進性，專用裝置最大限度發(fā)揮其功能，因此大量的先進技術被移植到灑水車上。零件設計標準化、模塊化，注重互換性設計，整車輕量化、多功能更環(huán)保的突出發(fā)展趨勢，功能越來越多，技術越來越細膩，體積越來越精巧，產品自動化程度越來越高，是國外工程灑水車的現(xiàn)狀特點。國內灑水車發(fā)展較晚，受相應技術和法規(guī)的限制，整體水平遠落后于發(fā)達國家。整體表現(xiàn)為：產品做工不精良，性能不夠穩(wěn)定，防腐性差，多功能車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書和自動化程度不高，外型不夠美觀。但近幾年來也出現(xiàn)了新工藝、新材料應用的新型環(huán)保灑水車，說明國內部分產商開始注重起整車的性能穩(wěn)定和環(huán)保性，同時開始出現(xiàn)對國外先進技術的吸收，使新工藝、新材料的應用及機、電、液一體化成為今后發(fā)展的另一方向。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書第二章灑水車的總體設計作為灑水車設計來說，應該屬于整車設計的范疇，所以本設計應該是以總體設計開頭的，只有總體設計(總體布置)做好以后才能在其原則方案中進行其他部件總成的設計?！?.1總體設計要求作為一種專用車，其設計也應該符合專用車設計的要求。專用車與普通汽車的區(qū)別主要是改裝了具有專用功能的上裝部分，能完成某些特殊的運輸和作業(yè)功能。因此，在設計上除了要滿足基本車型汽車的性能要求外，還要滿足專用車功能的要求：1、專用車設計多選用定型的基本車型汽車底盤進行改裝設計，一般選用二、三類底盤進行改裝。2、專用車設計的主要工作是總體布置和專用工作裝置匹配：設計時既要保證專用功能滿足其性能要求，也要考慮汽車底盤的基本性能不受影3、專用車設計應考慮產品的系列化，以便于根據不同用戶的需要而能很快的進行產品變型。對專用車零部件的設計，應該按“三化”的要求進行，最大限度的選用標準件，或選用已經定型產品的零部件，盡量減少自制件。4、對專用車自制件的設計，應遵循單件或小批量的生產特點，要更多地考慮通用設備加工的可能性。5、對專用車工作裝置中的某些核心部件和總成，如水泵等，要從專業(yè)生產廠家中優(yōu)選6、要對一些重要的總成結構件進行強度校核。7、應滿足交通安全法規(guī)，了解掌握行業(yè)相應的規(guī)范、標準。專用車底盤或總成選型方面，一般應滿足下述要求：應適用于汽車特殊功能的要求，并車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書以此為主要目標進行改裝選型設計，例如各種取力器的輸出接口。2、可靠性：所選的總成工作應可靠，出現(xiàn)故障的機率少，零部件要有足夠的強度和壽命，且同一車型各總成零部件的壽命應趨于平衡。3、先進型：所選的底盤活總成，應該使得整車在動力性、經濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、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，且在專用性能上要滿足國家或行業(yè)標準的要求。4、方便性：便于安裝、檢查、保養(yǎng)和維修，處理好結構緊湊與裝配調試空間合理的矛盾。還有：汽車底盤價格，它是專用車購置成本中很大的部分，一定要考慮到用戶可以接受；汽車底盤供貨要有來源。二、總體布置的原則：專用車總體布置的任務是正確選定整車參數(shù)，合理布置工作裝置和附件，使取力器裝置、專用工作裝置、其它附件與所選底盤構成相互協(xié)調和匹配的整體，達到設計任務書所提出的整體基本性能和專用性能的要求。其原則是：1、盡量避免對底盤各總成位置的改變。2、應滿足專用工作裝置性能的要求，使專用功能得到充分的發(fā)揮。3、應對裝載質量、軸載質量等參數(shù)的估算和校核。4、應避免工作裝置的布置對車型造成集中載荷。5、應盡量減少專用車的整車整備質量，提高其裝載質量。三、總體參數(shù)的要求：總體參數(shù)包括總體布置參數(shù)和整車性能參數(shù)，在選用時應考慮其專用功能、使用條件等因素。外廓尺寸屬于總體參數(shù)，我國法規(guī)規(guī)定：車輛高不超過4m，車寬不超過2.5m，外開窗、后視鏡等突出部分距車身不超過250mm，車長貨車不超過12m。軸距和輪距是影響汽車基本性能的主要尺寸參數(shù)。輪距則對汽車的機動性和橫向穩(wěn)定性有較大的影響，減少軸距可提高其通過性，但軸距過短，將導致制動或上坡時軸載質量轉移增大，使汽車的制動性和操縱穩(wěn)定性變壞。質心位置及軸載質量的分配。在選擇灑水車的質心位置及軸載質量時應滿足以下條件：軸載質量不得超過法規(guī)的規(guī)定。根據JT701-88《公路工程技術標車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書準》對各種汽車的軸載質量規(guī)定如下：汽汽車最大總質量(Kg)10000150002000030000前軸軸載質量(Kg)3000500070006000后軸軸載質量(Kg)700010000130002×42000取力器傳動比應根據水泵的轉速、功率、和發(fā)動機外特性來選擇，在滿足水泵所需功率的前提下，選擇較低的發(fā)動機轉速和較高的發(fā)動機功率，這樣發(fā)動機的燃油經濟性會比較好。四、主車架改裝注意事項水罐總成是灑水車上一重要部件，它的裝配要對主車架進行一些改裝。而主車架是受載荷很大的部件，除承受整車靜載荷外，還要受到車輛行駛的動載荷，為了保持主車架的強度和剛度，在改裝主車架的時候需要注意一些基本的事項，具體要求如下。在主車架上鉆孔和焊接時，應避免在高應力區(qū)鉆孔和焊接。主車架的縱梁高應力區(qū)在軸距之間縱梁的下翼面和后懸上翼面處。因為這些部位受力較大，鉆孔容易產生應力集中。對于主車架縱梁高應力區(qū)以外的其余的地方需要鉆孔或焊接時，應注意盡量減少孔徑，增加孔間距離，對鉆孔的位置和規(guī)范如下表所示：B車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書BA表2-2尺尺寸重型車中型車輕型車孔間距A＞70B＞50C＞50孔直徑＜15＜13＜11禁止在縱梁的邊、角區(qū)域鉆孔和焊接，因為這些區(qū)域極易引起車架早期開裂，嚴禁將車架縱梁和橫梁加工的翼面加工成缺口形狀。按照以上的要求，噸的的灑水車屬于輕型車，在改裝主車架的時候嚴格遵守以上的規(guī)范，保證主車架的強度和剛度?！?.2各總成的布置或參數(shù)要求一、底盤的選取灑水車目前市場上還沒有為之專門生產的專用底盤，故選用定型汽車二類底盤進行改裝。根據任務書，要求設計五噸載重量的工程灑水車，而市場上現(xiàn)有汽車廠商供應的通用二類底盤中，有中國一汽、東風等汽車廠商的平車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書頭、長頭類五噸汽車通用底盤。長頭貨車的優(yōu)點有：發(fā)動機及其附件的接近性好，便于檢修；滿載時前軸負荷小，有利于在壞路面上行駛時提高其通過能力；發(fā)動機的噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員影響??；正面碰撞時，駕駛員及前排乘員受到的傷害比平頭貨車好得多。缺點是：總長及軸距較長，轉彎半徑較大，機動性不好；整備質量大；駕駛員的視野不如平頭貨車；面積利用率低。平頭貨車的優(yōu)點是：機動性好；整備質量少；視野寬；面積利用率高。缺點是：空載時前軸負荷較大，在壞路面的通過性變壞；進、出駕駛室不如長頭貨車方便；發(fā)動機的工作噪聲、氣味、熱量和振動對駕駛員等均有較大影響；正面碰撞時，易使駕駛員和前排乘員受到嚴重傷害的可能性增加。為秉承以人為本的原則，增強駕駛員和乘員的舒適及安全性，本設計選用長頭式貨車進行改裝設計。經查資料篩選，選取東方牌EQ140中型載貨汽車底盤。東風EQ140貨車底盤的上戶噸位為五噸，相關尺寸和技術參數(shù)如下：驅動型式4×2發(fā)動機位置駕駛室型式駕駛室座位數(shù)裝載質量前置長頭、全金屬封閉式3汽車質量及軸荷分配：空車質量前軸后軸外形尺寸：總長車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書總高軸輪距前輪(沿地面)后最小離地間隙265mm最高車速最大爬坡度最大功率最大扭矩4、底盤結構參數(shù)：型式與排擋數(shù)各擋變速比：一擋二擋≥15°38′(28﹪)n五個前進擋、一個倒車擋，二、三、四、五擋裝有鎖銷慣性式同步器7.314.31車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書三擋2.45五擋1.00倒擋7.66排擋位置驅動橋減速比車架結構型式縱梁斷面尺寸車架上平面離地面高度車架縱梁寬邊梁式輪胎型式規(guī)格氣壓前輪后輪子午或普通簾線寬輪車用輪胎普通輪胎4.0kgf/cm2,子午輪胎4.5kgf/cm2普通輪胎5.3kgf/cm2,子午輪胎5.5kgf/cm2車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書輪輞7.0-20等輻盤式二、變速器參數(shù)的要求由于灑水車灑水量的要求，原裝底盤的變速器的相應擋位下的速度是不能滿足其要求的，所以要對原變速器的一、二擋(灑水工作擋)進行速比改裝設計。灑水車變速器改裝的目的就是要根據灑水量的要求，通過增加原變速器一、二檔的傳動比，從而降低車速，通過取力器給泵提供功率，達到灑水的目的。三、取力器參數(shù)的要求取力器是水泵的動力傳遞源，它由變速器傳出的速比及扭矩同樣關系到整車灑水工作性能能否達到任務書的要求。一般取力器的布置有前置式、中置式、后置式，本設計則確定采用中置式，即取力器布置在變速器的上，從變速器的中間軸上取力。取力器的最終傳動轉速要求為1000r/min,即水泵要求的轉速。水罐的容積關系到本車設計要求的裝載水的噸位問題，所以要對它的要求是上戶噸位為五噸，實際要求為5-8噸。由于所選車型底盤的特點，要求水罐在保證裝載容積的前提下，其長度不超過3940mm，寬不能超過2500mm，它置于底盤之上時的高度不能超過4000mm.其聯(lián)接副車架應與管道系統(tǒng)的走向進行相應的配合，開出水管通過的口子。五、管道系統(tǒng)的布置及要求灑水車要求前面有能向兩邊同時提供路面沖洗的噴頭，后部要求有位于車兩邊的同時提供噴水的噴頭；以及一個能提供可以在噴射柱狀和霧狀水之間進行調節(jié)的射程大于20m的人工操作水炮(噴槍)，使其能提供沖洗、霧化噴藥、和消防功能。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書第三章車架的改裝設計車架的改裝設計要求對整車的質心進行確定從而進行軸載質量的校核，車架強度的校核，后懸架強度校核及輪胎負荷的校核；還包括對相應與車架聯(lián)接部件的聯(lián)接設計?！?.1整車質心的計算§3.1.1各總成質量的估算一、作臺質量的估算：(1)工作臺底板選用GB3277-1991扁豆花紋鋼板，其厚度6=5.0mm，其12(3)工作臺支撐梁選用GB6723-1986冷彎等邊槽鋼，腰高H=180mm，厚兩根，其質量為3則工作臺的總質量為123其質心位置定于距工作臺尾部邊緣400mm的中心線上。二、水罐質量的估算：車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書其體積為：1444邊緣封板及隔板體積：24Q其密度是p=7.85g/cm3水罐質量為12水罐總成的質量是水罐加上副車架和工具箱的質量，取其他部分質量為75kg，則水罐總成的質量為：§3.1.2質心的計算與軸載質量的分配由于選用的EQF140型底盤提供的數(shù)據資料是其原裝貨車的參數(shù)，故得分別對其原車和除去貨抖之后的質心及軸載質量進行計算和校核frontrear空車的載荷分布如圖2-1所示，其中，汽車貨抖質量G2＝1000kg，前軸承載質量N1=1930kg,后軸承載質量N2=2150kg,貨抖質心距后軸軸線水平距離x2=1970mm,底盤質心距后軸軸線水平距離為x1,車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書由力矩平衡得Gx+Gx=NL11221得1去掉貨料之后的底盤軸載質量分配情況如下：圖3-2由力矩平衡得11得1L3950211車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書表3-1灑水車各總成、部件位置及自身物理特征參數(shù)：序號序號總成名稱mi0(kg)yi(mm)xi(mm)13人+隨車工具22210342底盤308084021143水罐總成1318.4471031404工作臺總成67.184156665水泵總成65023006取力器總成8009007備胎50048808前部水管5506509水泵附近水管9402200后部水管258405881m為各總成部件在裝備好的質量，y為各總成或部件質心離地面的高i0i度，x為各總成或部件質心距前軸軸線的水平距離，加上額定裝載質量的水i5噸后對其進行質心的計算和軸載質量的計算及校核。由以下公式可以求得整車的質心高度和水平位置：l1=ii0i0示中：l為整車質心距前軸的水平距離1h為整車質心的離地面的高度gB為保證汽車在行駛時的安全穩(wěn)定性，不發(fā)生側翻要求>；gL保證汽車不發(fā)生縱翻，要求2>。hg其中：B表示汽車的輪距L表示汽車質心到后軸中心的距離2h表示汽車質心高度g，一般取=0.7~0.8車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書滿足不發(fā)生側翻和縱翻的質心高度要求。裝設計§3.2.1車架聯(lián)接件的設計一、水泵支座聯(lián)接的設計與強度校核：1．螺栓結構的設計：采用如圖2-3所示的結構，螺栓數(shù)z＝4，對稱布置。圖3-32.確定螺栓直徑選擇材料為Q235，性能等級為4.6級的螺栓，由《機械設計》查得材料的屈服極限=240Mpa，查得螺栓聯(lián)接在靜載荷情況下，M6~M16的安全系s數(shù)S=5~4，取數(shù)S=5~4，取S=4，故螺栓材料的許用應力[]=s==60Mpa。根據公式d2根據公式d2可以求得螺栓危險截面的直徑(螺紋小徑d)d2考慮到灑水車行駛至有一定不平度的路面產生顛簸沖擊，故應適當選1C1CM1pmaxA0C+CWbm3．校核螺栓組聯(lián)接接合面的工作能力.聯(lián)接接合面上端的擠壓應力不超過許用值，以防止接合面壓碎。聯(lián)接接合面下端應保持一定的殘余應力，以防止支座受力時接合面間產4．校核螺栓所需的預緊力是否合適對碳素鋼螺栓，要求F(0.6~0.7)A0s1已知=240MPa，A=d2=10.1062=80.214mm2，取預緊力下限，s1414s10每組兩個螺母GB6170-86M12選取螺栓GB5782-86M1245選取兩個螺母與螺栓配套，既可以省去考慮墊圈的程序，也可以實現(xiàn)對頂螺擦防母的摩松。二、水泵進出口附近水管支架聯(lián)接的設計與強度校核1．結構的設計：采用如圖所示的結構,螺栓數(shù)z=2車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書GG圖3-42．螺栓的受力分析：(1)在總載荷F的作用下,螺栓組聯(lián)接承受以下的力和力矩的作用：由于此處附近水管有三處分別與水泵進水口、水罐、車架相連，可視為定位和固定，使得水管對螺栓組無軸向力的施加，而只受橫向力(作用于接合面，垂直向下)和傾覆力矩(順時針方向)。(2)在傾覆力矩M的作用下，上面螺栓受到加載作用，而下面的；螺栓受到減載的作用，故上面的螺栓受力較大。(3)在橫向力F不發(fā)生滑移的條件0C+Csvbm0C+Csvbm由《機械設計》查得接合面為軋制表面的摩擦系數(shù)f=0.3,并取=0.2，則Cm=1Cb=0.8，取防滑系數(shù)K=1.2，則各螺栓所需要的預緊力C+CC+Csbmmb為車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書(4)上面螺栓受的總拉力為F=F+CbF=294+0.2196=333.2N20C+Cbm3.確定螺栓直徑選擇材料為Q235，性能等級為4.6級的螺栓，由《機械設計》查得材料的屈服極限=240Mpa，由《機械設計》查得螺栓聯(lián)接在靜載荷情況下，s]=s=240=60Mpa。S4根據公式為d選用大的螺栓尺寸，按照粗牙螺紋標準(GB196-81)，選用螺紋公稱直徑為d=12mm(螺紋小徑d=10.106mm>3.03mm)14．校核螺栓組聯(lián)接接合面的工作能力(1).聯(lián)接接合面上端的擠壓應力不超過許用值，以防止接合面壓碎聯(lián)接接合面下端應保持一定的殘余應力，以防止支座0受力時接合面間產生間隙，即>0，5．校核螺栓所需的預緊力是否合適對碳素鋼螺栓，要求F(0.6~0.7)A0s1每組兩個螺母GB6170-86M12選取螺栓GB5782-86M1245選取兩個螺母與螺栓配套，既可以省去考慮墊圈的程序，也可以實現(xiàn)對頂螺母的摩擦防松。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書三、工作臺支撐梁的聯(lián)接設計與校核螺栓組受力分析：由于工作臺的結構知，工作臺由兩根支撐梁支撐，故可簡化為對一根支撐梁進行分析。如圖3-5所示，轉矩為2作用在聯(lián)接接合面內，在轉矩T的作用下，接合面支撐梁的底板將繞通過螺栓組中心O并與接合面垂直的軸線轉動。為了防止它的轉動，可以采用普通螺栓聯(lián)接，也可以用絞制孔用螺栓聯(lián)接。其傳力方式和受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接相同。采用普通螺栓，此時靠聯(lián)接預緊后在接合面間產生的摩擦力矩來抵抗轉矩T。假設各螺栓的預緊程度相同，即各螺栓的預緊力均為F，則各螺栓聯(lián)接處產生的摩擦力均相等，并假設此摩擦力集中作用于螺栓中心處。為阻止接合面發(fā)生相對轉動，各摩擦力應該與各該螺栓的軸線到螺栓組對稱中心O的連線(即力臂r)相垂直。根據作用在底板上的力矩平衡及聯(lián)接強度的條i件，應該有fF(r+r+r+r)KT01234s由上式可得各螺栓所需的預緊力為KTKTFs=s0f(r1+r2+r3+r4)fzrii=1車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書示中：f表示接合面的摩擦系數(shù)；r表示地i個螺栓的軸線到螺栓組對稱中心O的距離；iz表示螺栓數(shù)目；K表示防滑系數(shù)，K=1.1~1.3。ssOO考慮到工作中由于路面不平造成的顛簸沖擊力，根據粗牙普通螺紋標準(GB196-81)，選用螺紋公稱直徑d=16mm(螺紋小徑1為達到防松效果選配兩個螺母與一個螺栓組合。由《專用車設計》知，對車架鉆孔的限制僅限于對車架承載區(qū)，由本車車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書底盤結構可知，工作臺處在非承載區(qū)，故對于其要求的在承載區(qū)鉆孔孔徑<13mm的限制不沖突矛盾，符合要求，可以用M16的螺栓進行聯(lián)接。四、水罐的聯(lián)接設計：1、止推聯(lián)接板的聯(lián)接設計：在汽車起步或加速、減速時，都會使聯(lián)接水罐的止動聯(lián)接板的聯(lián)接螺栓受到剪切力，故此；螺栓組須采用絞制孔用螺栓來抵抗剪切力。螺栓桿與孔壁之間無間隙，接觸表面受擠壓，在聯(lián)接接合面處，螺栓桿則受剪切。假設螺栓桿與孔壁表面上的壓力分布是均勻的，又因這種聯(lián)接所受的預緊力很小，所以不考慮預緊力和螺紋摩擦力矩的影響。螺栓桿與孔壁的擠壓強度條件為：=F[]pdLp0min螺栓桿的剪切強度條件為：式中：F表示螺栓所受的工作剪切力d表示螺栓剪切面的直徑(可取為螺栓孔的直徑)0minL1.25dmin0[]表示螺栓或孔壁材料的許用擠壓應力p[T]表示螺栓材料的許用切應力根據計算，選螺紋公稱直徑為10mm的絞制孔用螺栓：GB-88M1045。2、水罐固定聯(lián)接的設計：為防止水罐產生橫向運動，還設計了U型螺栓組的聯(lián)接固定系統(tǒng)，由6個U型螺栓大致均勻分布有兩邊的車架縱梁上。仍以0.5g作為其加速度來設計，校核其強度，則每個螺栓受到的力為：0此時螺栓可作為一般的受到剪切的軸(桿)進行分析，其剪切強度條件為：F車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書FAA是螺栓的截面面積，即Fd=Fd=1601604選用公稱直徑為20mm的螺栓(螺紋小徑為16mm>10.46mm),由于車架縱梁的結構與標準U型螺栓的樣式不能匹配，故選用標準雙頭螺柱進行相應彎曲：GB-88M20550-Q在所有總成都已經設計好以后，要根據他們各自的分布情況，對車架進行強度的校核。將前端橫向水管、工作臺處水管、水罐不計入整車時，對其進行軸載質量的分配計算得：i0i則后軸軸載質量為L3950其軸載質量系數(shù)為i0車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書可見此時前后軸載質量分配是比較均勻的，所以在對車架進行強度校核時將車架簡化為簡單的模型，并作出如下假設：(1)、就以上述分布情況的底盤而言，其質量看成均勻分布于兩縱梁的全長之上；(2)、兩縱梁為支于前后軸間的簡支梁；(3)、所有作用力均通過車架截面的彎心，而且不計局部扭轉造成的影響。車架材料一般為16MnL，因為前面已經考慮了動載荷，相當于考慮了其安全系數(shù)，所以只需用其屈服強度進行校核，其屈服強度為=353MPa，則s彎曲應力<，滿足強度要求。s在考慮了車架的強度校核之后，還應對汽車的后懸架進行相應的強度校核，因為這也關系到底盤本身的承載能力。而對本車后懸架的校核主要是對其鋼板彈簧進行強的校核。本車底盤后懸架型式為：滑板式鋼板彈簧(雙凹鋼板)，裝有副鋼板彈簧。鋼板彈簧的強度校核驗算如下：汽車驅動時，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出項的最大應力為=[Gm'l(l+c)]/[(l+l)W+Gm'22]max2212120bh1式中：G為作用在后輪上的垂直靜負荷22b為鋼板彈簧的片寬h為鋼板彈簧主片厚度1l、l為鋼板彈簧前、后段長度12W為鋼板彈簧總截面系數(shù)0c為彈簧固定點到路面的距離車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書輪胎作為支撐整車的唯一部件，其承載能力關系到整車的一切功用和安全，所以要對其負荷能力進行校核。查得9.00-20-10普通輪胎的最大負荷質量為2300kg，而后軸載質量為7116.9kg，則每個輪胎的負荷為7116.9/4=1779.2kg，所以輪胎對此載重量的整車是完全有能力承載的。2車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書2第四章管路總成的設計b48a6圖4-1管路系統(tǒng)如圖所示§4.1管路的工作原理灑水車工作原理是，水從罐出口管出來通過三通球閥與水泵進口相連，水泵出水口通過各球閥與不同的灑水裝置相連，實現(xiàn)不同的的灑水功能。詳細操作步驟如下?！?.2水罐上水球閥6打開，三通球閥5的c端打開，其他所有球閥皆關閉，在球閥6的接頭處接消防水帶，水帶另一端與地面上有水源的消防栓聯(lián)接，然后打開地面上的消防開關。通過人孔觀察罐內水位，將水罐加滿水。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書確認球閥1、2、3、6、7、8及三通球閥5的b端處于關閉狀態(tài)，球閥4的接頭與膠管一端連接，吸水管另一端(濾水器)放入水中。注意濾水器不應落入水源底部，以免雜質吸入。打開球閥4，啟動發(fā)動機，將取力器掛上檔，帶動水泵運轉。此時水將由泵吸到管路進入罐內。通過人孔觀察罐內水位，將水罐加滿水。打開球閥7、8，只需要一邊沖洗時，選擇關閉7或8，三通球閥5的c向關閉，其他球閥皆關閉。水從罐內流出通過三通球閥進入水泵，再從出水口進入管道即可實施前噴水作業(yè)。打開球閥1和2，三通球閥5的c向關閉，其它球閥皆關閉，即可實施后灑水作業(yè)。§4.5高炮噴水三通球閥5的c向關閉，打開高炮槍管路上的球閥，其它球閥皆關閉，即可實施高空噴水?！?.6管路系統(tǒng)主要參數(shù)計算(1)水泵的選擇參考同類車型東風EQ1092載重5噸的灑水車，并結合灑水寬度、灑水量及灑水車作業(yè)時的速度，選定水泵型號為65QZ-60/60。(2)管路內徑的計算管徑主要取決于流量和流速，按水泵的最大流量Q確定內徑，即車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書d=2103mmV——水的常用流速，取1.5~2m/s；(3)水路阻力損失計算水路阻力損失p包括沿程阻力損失P和局部阻力損失P兩分。入子逐漸縮小有兩處。下表為各種管路附件當量長度值。表4-1管路附件當量長度(紊流時)單位m名稱名稱連接形式材料公稱通徑DN100mm90°彎頭螺紋鋼4.0三通螺紋鋼5.2(全徑)球閥相當于球閥的公稱長度0.2三通球閥相當于90°彎頭4.0兩處0.6小由計算比較可知，管路總的阻力損失遠小于水泵出口壓力，所以所選水泵比較符合要求。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書第五章水罐總成設計水罐采用鋼板焊接而成，罐體能承受20kpa的氣壓而無泄漏，內裝橫向防波板，將罐體分隔成相通的幾個艙，用于車輛行駛中水的動蕩和沖擊。罐體內壁涂防銹層，罐體上部設置有一個人孔和孔蓋。兩側裝有扶梯和工具箱等。罐體通過副車架固定在底盤車架上?！?.1罐體形狀及容積計算一、罐體形狀：采用橢圓形采用橢圓形的優(yōu)點是：橢圓罐形的受力狀況、加工工藝、外觀造型、綜合性能最佳，可降低罐體自重20%，增加罐體容積50%，其罐內壓力p小于0.1Mpa，重心降低，穩(wěn)定性提高。經過國內外同類五噸灑水車水罐(橢圓形)長軸、短軸的對比m人孔尺寸為：圓形孔(直徑)500mm根據現(xiàn)有灑水車的車型確定罐體壁厚為：6mm二、罐體容積§5.2罐體材料以及防腐蝕處理罐體材料：可用作罐體的材料種類較多，但是普通碳素鋼板相對來說是比較好的。普通碳素鋼板機械性能好，有足夠的強度、韌性，焊接性和工藝性也好；價格便宜，還可作多種罐體材料。為了提高鋼制罐體的耐蝕性和使用壽命，在罐體內表面要噴涂耐腐蝕材料或作防腐蝕處理，該水罐內表面采用涂鋅的方法防腐蝕。體強度的計算車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書罐體強度與選用的材質，罐體橫截面形狀、罐壁厚度、制造工藝以及使用工況等有關。由罐體內壓引起的應力罐體手內壓作用所引起的應力可以按照殼體無矩理論計算。這種不承受彎矩的殼體也稱薄膜，而在殼體內的應力稱為薄膜應力。橢圓形截面罐體的薄膜應力按半徑為R的大圓弧區(qū)和半徑為r的小圓弧區(qū)分別計算。大圓弧區(qū)和小圓弧區(qū)的厚度可以相等也可以不相等。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書第六章變速器改裝與設計汽車變速器具有這樣幾個功用：①改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；②在發(fā)動機旋轉方向不變情況下，是汽車能倒退行駛；③利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成，需要時，還可以加裝動力輸出器。灑水車變速器改裝的目的是根據灑水量的要求而進行的，主要是通過增加原變速器一、二檔的傳動比，從而降低車速，通過取力器給泵提供功率，達到灑水的目的?！?.1一、二檔傳動比的確定東風牌EQF140型載貨汽車的具體參數(shù)從有關手冊查得如下：變速器:五個前進擋，一個倒車擋，一、倒、二、三、四、五擋裝有鎖環(huán)慣性式同步器.變速器一軸和二軸的中心距A為130mm.變速器各檔傳動比:表6.1變速器各檔傳動比7.31排檔位置：4.312.451．54.00倒檔7.66車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書圖6－1變速器排檔位置變速器傳動布置方案分析：采用中間軸式變速器，傳動方案如下圖圖6－2變速器傳動方案車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書圖6－3中間軸式五檔變速器主減速比：i=6.33；0使用數(shù)據：最高車速90kmh最大爬坡度15。38’最大制動距離(車速為30kmh)8m燃料消耗量26.5L/100km輪胎：普通斜交胎9.00－20－10,斷面寬度259mm,外直徑1018mm。選擇灑水寬度h=10m，灑水量q=0.9Lm2，則：hqvt=Qt再選擇灑水寬度h=10m，灑水量q=0.45Lm2，則：車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書因為發(fā)動機工作范圍1400~3300rmin取n=2000rmin,并計算傳動比μ=0.377rnaiig0i=0.377rngia0ii=0.3772=9.04二檔i=0.377rngia0=0.3772=4.52§6.2Ⅰ、Ⅱ檔齒輪齒數(shù)的確定齒輪的計算：一檔齒輪Z，Z的計算：10初選＝25。1hm3.5n貨車中間軸一擋齒輪可在12~17之間選用，試取Z＝17,則Z＝50.912A2130車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書與初選相差不大，故合適.1確定常嚙合傳動齒輪副五擋的齒數(shù)：初選＝20。5ZZ172=i10=9.04=3.0736Z1Z509Z+Z==m3.5nZ+Z==m3.5n求得Z=17.1,Z=52.7,2取Z=17Z=522ZZm693.5驗證螺旋角ZZm693.52A2A2130與初選＝20。相差不大，故合適.5確定其他各擋的齒數(shù)：二擋計算如下：ZZ7=i1Z2Z82A=n78mA=n7825＝2(15＝2(1+7)tanZ+ZZ2128代入數(shù)據Z177=4.52Z5283.5(Z+Z3.5(Z+Z)2求得取則=(1+8Z＝29.32Z=43.33=12.0556。7Z=43Z＝17782A2130同理，可算得三擋，四擋的齒數(shù)和螺旋角如下53倒擋齒數(shù)確定：Z=396434倒擋齒輪采用直齒，模數(shù)m=3.5mm,為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11和齒輪12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙.因此：++1=AZZ11=i1Z倒Z122代入數(shù)據求得取惰輪Z17Z52Z=27改裝后的變速器各檔傳動比如下：表6－2改裝后變速器各檔傳動比55250一檔9.00()5243二檔4.70()5232三檔2.51()17395224四擋1.56()1747車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書11()17527.49()五檔倒檔h=mh*;齒根高h=m(h*+c*);齒頂圓直徑d=d+2h;齒根圓直徑anafnanaad=d-2h(單位：mm)ff.表6－3各檔齒輪參數(shù)表：五五擋四擋三擋二擋一擋倒擋ZZZZZZZZZZZZZ12345678910111213齒17522447323943285017492027數(shù)旋角。分64.195.87.172.117.142.157.102.194.65.171.7094.度0694891118824654039755圓齒55.187.79.163.108.134.148.93.7185.57.162.61.85.根3119143643077192822752575圓齒71.202.94.179.124.149.164.109.201.72.178.7710頂0694891118824654039751.5圓齒26212621262121262126212621寬車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書§6.3變速器軸直徑選擇與校核變速器軸直徑選擇：第一軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初選：式中K為經驗系數(shù)，取K=4.0;T為發(fā)動機最大轉矩(N?mm)。代入數(shù)據，得：第二軸和中間軸中部直徑d≈0.45A=58.5mm,中間軸的校核：圖6－3變速器軸的受力情況1、各軸轉速n=3000rmin，Ⅰ中52Ⅱ52502、各軸功率車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書P=99.225kwⅠP=Pnnn中0123=99.2250.970.950.97=88.69kwP=PnnⅡ中45=88.69nn45=88.690.970.95=81.73kw3、各軸轉矩P99.225T315.87N·mⅠn3000ⅠP88.69T=9550中=9550=863.60N·m中n980.77中P81.73T=9550Ⅱ=9550=2340.68N·mⅡn333.46Ⅱ(1)、中間軸的剛度驗算對齒輪影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合;后者使齒輪相互歪斜。fs由《汽車設計》知：f=Fa2b21c3EIL2f=3EILs3EIL其中2T2863.60F=中=其中2T2863.60d06597車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書f=2==0.12mmf=2==0.12mm軸的全撓度為：f=f2+f2cs0.052+0.122=0.13mm<0.2mm3EIL=0.0018rad<0.002rad故合格。2)、軸的彎矩校核：由《機械設計》知斜齒輪的的法向力F、徑向力F、圓周力F和軸向力nrtF的計算如下：atd0.065971FFtantan7"=12537.38NatF=Ft=26181.6=30891.6Nn將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(圖6－4b)和水平面(圖6－4c)兩個平面力系。其中：圖6－4c中的F為通過另加彎矩而平移到指向曲線；圖a中的F亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書==1869.44NF=F－Fr2vrer1v=10565.56－1869.44=8696.12NF=F25=1805.63NF=F－Fr2hter1h=26181.6－1805.63=24375.97NF=F2+F2r1r1vr1h=2598.62NF=F2+F2rh=25880.69N由以上計算力矩可知：M=F0.3375cr1vM=F0.3375sr1habc車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書abcT=863.60N·mncsvv車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書defg圖6－4中間軸的載荷分析圖M32M==車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書=128.87MPa在低擋工作時，[]＝400Mpa.故中間軸強度合格。§6.4變速器齒輪校核汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度等級不低于7級。變速器齒輪的損壞形式有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點蝕)、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。因此對齒輪的校核是很有必要的。由于本次設計只對灑水車一、二工作檔齒輪進行了設計，其余各對齒輪不需校核，故只校核一、二工作檔齒輪。1、一工作檔齒輪校核：(1)輪齒彎曲強度應力w由《汽車設計》式3－13的斜齒輪彎曲應力為：2Tcosk＝gnce其中T為計算載荷(N·mm)，T=T;斜齒輪為螺旋角(。);k為應力集ggemax中系數(shù)，k=1.50;b為齒面寬度(mm);t為法向齒矩(mm)，t=幾m;y為齒n形系數(shù);k為重合度影響系數(shù)，k＝2.0。ee確定式中的參數(shù)：由Z=Z=50=68.14由《汽車設計》表3－19得：y=0.160；T=T=352.8N·m=352800N·mm；m=3.5；nZ=50；代入數(shù)據得：車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書2Tcosk＝gnc3.145035301606＝147.72MPa,結果介于100MPa~250MPa，故此齒輪彎曲強度合格。(2)輪齒接觸應力j由《汽車設計》式3－15知斜齒輪接觸應力為：(+)b(+)bpp＝0.418j其中F為齒面上的法向力(N)，E為齒輪材料的彈性模量(MPa)，取E＝2.1105MPa,b為齒輪接觸的實際寬度(mm)，p、p為主、從動齒輪節(jié)點zb處的曲率半徑(mm)。確定式中的各數(shù)值：FF=1(cosacos)=g=352.8220.19403(cos20。cos25。35'17")=2545.38Np=rsinazzcos22==13.87p=rsinabbcos2=2=40.79；＝0.418車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書＝0.418代入式中得：FE11=0.418j(FE11=0.418jbpp=655.50MPa由《汽車設計》表3-3中查得：介于650~700MPa,故符合要求。j2、二檔齒輪校核：(1)輪齒彎曲強度應力w2Tcosk＝g，wZm3ykkncc由Z=由Z===49.25,由《汽車設計》表3－19得：y=0.154；代入公式中得：2Tcosk＝gwZm3ykkncc＝＝189.11MPa；結果介于100MPa~250MPa，故此齒輪彎曲強度合格。(2)輪齒接觸應力j由《汽車設計》式3－15知斜齒輪接觸應力為：＝0.418(+)＝0.418(+)jbpp其中FF=1=g車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書=352.8220.15746(cos20。cos17。6'17")=2494.71Nzcos2=19.20p=rsinbbcos2=26.74；代入公式得：FE11＝0.418(+FE11jbpp＝0.4182794.712.1105(1+1)2119.2026.74＝661.01Pa由《汽車設計》表3－3中查得介于650~700MPa,故符合要求。j3、齒輪的工藝分析:(1)材料和毛坯：變速器器齒輪的材料選用20CrMnTi,齒輪毛坯在空氣錘上用胎模鍛造。鋼材經模鍛后，內部纖維對稱于軸線，提高了材料的強度。為了減少被加工齒輪在滲碳和淬火時的變形，要求毛坯的金相組織和晶粒大小均勻。所以鍛件毛坯一定要經初步熱處理(正火或退火)，以消除鍛件的內應力和提高材料的切削性能。(2)齒輪結構工藝性分析：因變速器器齒輪的尺寸相對較小，為了提高其強度，設計成下圖所示結構：車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書對變速器齒輪的結構進行如上設計不僅增加了滾齒的生產率，而且增強了工件在機床上的安裝剛度。(3)齒輪的加工工藝：a)齒輪機械加工的定位基準：加工齒面時，用內孔及端面作為定位基準。以這些表面作為定位基準面符合基準重合原則；許多工序，如齒坯和齒面加工等都可用內孔和端面定位，因此，也符合基準統(tǒng)一原則。但是，孔和端面以哪個作為主要定位基準，要從定位的穩(wěn)定性來決定。D因為變速器器內的齒輪其孔的長徑比L<1時,應以端面作為主要的定位D基準,限制三個自由度,內孔限制兩個自由度。為使作為定位基準的孔和面具有較高的垂直度,在加工這兩個表面時，可裝在三角自定心卡盤內,在一次安裝內車出。b)齒坯加工：齒形加工前的齒輪加工稱為齒坯加工。齒坯的外圓、端面或孔經常作為齒形加工、測量和裝配的基準，所以齒坯的精度對于整個齒輪的精度有著重要的影響。另外，齒坯加工在齒輪加工總工時中占有較大比例，因而齒坯加工在整個齒輪加工中占有重要的地位。1)、以毛坯外圓及端面定位進行鉆孔和擴孔。3)、以孔定位在多刀半自動機床上粗、精車外圓、端面、車槽、倒角等。由于這種工藝方案采用高效機床組成流水線或自動線，所以生產效率高。齒圈上的齒形加工是齒輪加工的核心。盡管齒輪加工有很多工序，但都是車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書為齒形加工服務的。其目的在于最終獲得符合精度要求的齒輪。齒形加工方案的選擇主要取決于齒輪的精度等級、結構形狀、生產類型和齒輪的熱處理方法以及生產工廠的現(xiàn)有條件。根據精度要求等因素，變速器器齒輪選用的齒形加工方案為：此加工方案加工精度穩(wěn)定?？傊?，齒輪機械加工過程歸總起來由以下部分組成：基準面(齒輪內孔及端面)的加工；外表面及其他表面的加工；齒面的粗、精加工；熱處理；修復定位基面及精加工裝配基準(內孔及端面、軸頸等)齒面進行熱處理后的精加工；主要工序后，對工件清洗、中間檢驗和最終檢驗。其加工工藝路下料——鍛造——正火——機械加工——滲碳、淬火及低溫回火§6.5變速器軸鍵選擇與校核pkld其中T為傳遞的轉矩，k為鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h=0.59=4.5mm,l為鍵的工作長度，l=L-b=32－14=19mmd為軸的直徑＝179.41MPa由《機械設計》表6－2可知查得許用擠壓應力[]=150MPa，可見聯(lián)接p車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書=119.6MPa<150MPa,故符合要求2、鍵選擇1610L=56mml為鍵的工作長度，l=L-b=56－16=40mm，pkld=67.85MPa<150MPa故符合要求。車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書第七章取力器的設計§7.1設計各級齒輪的傳動比傳動圖如下，變速箱工作轉速為1990r/min，水泵額定轉速為1000r/min，總傳動比為i==1.99。令取力器的小齒輪齒數(shù)Z=21，Z=23.12速箱第一軸的常嚙合齒輪齒數(shù)為Z'=17，所以減速箱與取力器之間的傳動比ii取力器的傳動比為i=2==1.1，則減速箱的傳動比為1i1.99i===1.4712計算各齒輪轉速1212324車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書計算各軸轉矩P104323122323計取力器齒輪取力器從變速箱中間軸常嚙合齒輪上取力，因為變速箱中間軸常嚙合齒輪的模數(shù)是3.5。螺旋角為21。44'40''。所以取力器齒輪的模數(shù)也是3.5，螺旋現(xiàn)通過齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度對取力器進行校核一.選精度等級，材料，齒數(shù)(1)大小齒輪均選用20Cr2Ni4(滲碳后淬火)，硬度為350HBS齒面硬度(2)齒輪精度選為7級zz傳動比是2z231二.按齒面接觸疲勞強度校核daH三.按齒根彎曲強度校核計算公式nd1aF1.計算公式1.計算公式經計算，齒輪的分度圓直徑為dzm1213.5dzm2233.5齒寬B30mmB26mm2計減速箱齒輪一.選精度等級，材料，齒數(shù)1.大小齒輪均選用40Cr(調質處理)硬度280HBS2.選用圓柱斜齒輪傳動初選螺旋角15。度4.小齒輪齒數(shù)z24傳動比u=1.47大齒輪齒數(shù)1212二.按齒面接觸強度設計daH三.按齒根彎曲強度設計1.計算公式幾何尺寸計算(1)計算中心矩2KTYcos2YYn3z2[]mn3z2[]d1aF將中心矩圓整a90mm(2)按圓整后的中心矩修正螺旋角車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書(3)計算大小齒輪的分度圓直徑d12Z等不必修正。H§7.4軸的設計與校核一.根據扭轉強度設計軸TWdTT1.取力器的第一軸為心軸，不產生扭轉應力T2T21TT1T2T2二.軸