馬路保潔車設(shè)計[清掃清潔地面]【電動駕駛式】

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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 目錄 第一章 緒論 1 1.1課題背景 1 1.1.1保潔車簡介 1 1.1.2保潔車的組成 1 1.2課題相關(guān)研究 1 1.3課題意義及本文主要工作 2 1.3.1選題的意義 2 1.3.2本文主要工作及結(jié)構(gòu) 2 第二章 汽車草圖布置 3 2.1搜集和繪制有關(guān)總成部件的外形圖 3 2.2基準(zhǔn)線的選擇及其畫法 3 2.2.1車架上平線 3 2.2.2前輪中心線 3 2.2.3汽車中心線 3 2.2.4地面線 3 2.2.5前輪鉛垂線 3 2.3車廂及駕駛室的布置 4 2.4垃圾箱布置 5 第三章 汽車主要參數(shù)的選擇 6 3.1汽車主要尺寸參數(shù)的選擇 6 3.1.1軸距L 6 3.1.2 前、后輪距B與B 6 3.1.3汽車外輪廓尺寸 6 3.1.4汽車的前懸和后懸 7 3.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 7 3.2.1汽車的裝載量 7 3.2.2汽車的整備質(zhì)量 7 3.2.3汽車的總質(zhì)量 7 3.2.4汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù) 7 3.2.5汽車的軸荷分配 7 3.3汽車主要性能參數(shù)的選擇 8 3.3.1汽車的動力性參數(shù) 8 3.3.2汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性參數(shù) 8 3.3.3汽車的機動性參數(shù) 9 3.3.4汽車操縱穩(wěn)定性參數(shù) 9 第四章 發(fā)動機的選型 11 4.1 發(fā)動機基本型式的選擇 11 4.2 發(fā)動機主要性能指標(biāo)的選擇 11 4.2.1發(fā)動機最大功率及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速 11 4.2.2發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速 12 4.2.3發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù) 12 第五章 傳動系設(shè)計 13 5.1傳動系的結(jié)構(gòu)布置 13 5.2傳動系靜強度計算的載荷工況 13 5.3傳動系零件的疲勞強度計算 14 第六章 離合器設(shè)計 16 6.1離合器的基本功用 16 6.2 摩擦離合器的結(jié)構(gòu)型式 16 6.2.1中央彈簧離合器 16 6.2.2壓盤的驅(qū)動方式 16 6.2.3壓盤與飛輪的連接方式或其驅(qū)動方式 16 6.2.4分離杠桿的結(jié)構(gòu)型式 16 6.3 離合器基本參數(shù)的確定 17 6.4 離合器操縱機構(gòu)設(shè)計 19 6.4.1設(shè)計要求 19 6.4.2離合器操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 19 6.4.3離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計計算 19 第七章 變速器設(shè)計 21 7.1 變速器的基本結(jié)構(gòu) 21 7.1.1變速器結(jié)構(gòu)分析 21 7.1.2 變速器零部件的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 22 7.1.3變速器的操縱機構(gòu) 22 7.2變速器基本參數(shù)的確定 23 7.2.1變速器的檔位數(shù)和傳動比 23 7.2.2中心距 23 7.2.3各檔齒輪齒數(shù)的分配 25 7.2.4確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 25 7.2.5確定II檔位的齒輪齒數(shù) 26 7.2.6確定倒檔齒輪副的齒數(shù) 26 7.3 同步器 26 7.3.1慣性同步器的結(jié)構(gòu)類型 26 7.3.2慣性同步器的工作原理 27 7.3.3慣性鎖止式同步器的主要結(jié)構(gòu)參數(shù) 29 7.3.4轉(zhuǎn)動慣量的計算 30 7.3.5同步器摩擦副的材料 31 7.4 變速器軸與軸承 31 7.4.1變速器軸 31 7.4.2變速器軸承 34 7.5 變速器檔位齒輪的設(shè)計 37 7.5.1 I檔齒輪設(shè)計計算 37 7.5.2 II檔齒輪設(shè)計計算 39 7.6 變速器軸的設(shè)計 42 7.6.1軸的材料及其選擇 42 7.6.2軸的概略計算 42 7.6.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 44 7.6.4按復(fù)合強度進(jìn)行計算 45 7.6.5變速器中軸的設(shè)計 47 7.6.6中軸的強度計算 48 7.6.7軸的內(nèi)力分析，作彎矩圖、扭矩圖 49 7.6.8軸的彎扭合成強度計算 50 7.6.9軸的疲勞強度安全系數(shù)校核計算 50 第八章 差速器的設(shè)計 52 8.1 差速器的結(jié)構(gòu)型式 52 8.2對稱式圓錐行星齒輪差速器 55 8.2.1差速器齒輪數(shù)目的選擇 56 8.2.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 57 8.2.3輪胎的選定 58 第九章 車架設(shè)計 60 9.1 車架的概述 60 9.1.1作用在承載系統(tǒng)上的載荷 60 9.1.2承載系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)和彎曲剛度 61 9.2 車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計 62 9.2.1車架的結(jié)構(gòu)型式 62 9.2.2縱梁、橫梁及其聯(lián)接 62 9.2.3車架的制造工藝及材料 62 結(jié)論 64 致謝 65 參考文獻(xiàn) 66 第一章 緒論 1.1課題背景 1.1.1保潔車簡介 隨著中國經(jīng)濟(jì)以及高等級公路的發(fā)展，高等級公路的養(yǎng)護(hù)作業(yè)現(xiàn)在化問題已經(jīng)提上了議事日程。高等級公路取得最佳的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益，就必須保證交通暢順、路容美觀和路線環(huán)境良好。清掃養(yǎng)護(hù)作業(yè)是高等級公路養(yǎng)護(hù)作業(yè)中作業(yè)量大且頻繁的作業(yè)之一。在高等級公路上作業(yè)的掃路車應(yīng)具有足夠的行駛速度和作業(yè)速度，以便在前往作業(yè)地點和返回駐地的過程中能符合高等級公路對車輛行駛速度的要求，并在盡可能短的時間內(nèi)完成養(yǎng)護(hù)作業(yè)，以盡量減少對交通的妨礙。以小型底盤或為基礎(chǔ)發(fā)展的各種懸掛式小型保潔車作為一般公路或市政街道清掃的機械，對于提高我國公路養(yǎng)護(hù)機械化和環(huán)衛(wèi)機械化程度，是不可缺少的。保潔車要在技術(shù)性能和品種規(guī)格上形成系列，對我國公路養(yǎng)護(hù)機械化具有重要的意義。 1.1.2保潔車的組成 保潔車的結(jié)構(gòu)主要是汽車部分和保潔部分的總成。汽車部分主要包括發(fā)動機、離合器、變速器、差速器、車輪、轉(zhuǎn)向器、制動裝置。保潔部分主要包括掃盤機構(gòu)、垃圾儲備箱、風(fēng)機吸嘴機構(gòu)。 1.2課題相關(guān)研究 保潔車按其工作原理可分為：吸掃式保潔車、純掃式保潔車。吸掃式保潔車又分為開發(fā)吸掃式保潔車和循環(huán)吸掃式保潔車。 吸掃式保潔車通常具有可伸到基礎(chǔ)車體外的盤刷以及吸口。盤刷用于將路緣、邊角、護(hù)欄下的垃圾輸送、集中到吸口前方，利用空氣動力通過吸口將垃圾吸入到垃圾箱中。細(xì)掃式掃路車具有清掃范圍寬、適應(yīng)性好，多輸送垃圾的效果好等特點。 保潔車按其行走系統(tǒng)的動力來源，可以分為自行式保潔車和牽引拖掛式保潔車。牽引拖掛式保潔車是利用其它行走機械或人力推動、牽引行走的掃路車，所以其整體性、獨立性和機動性都相對較差，行駛速度較慢，工作范圍小，效率低。但其結(jié)構(gòu)簡單，通常在最易的機架上安裝必需的工作裝置即可，制造成本和價格都較低。這種保潔車適用于一般公路的清掃養(yǎng)護(hù)以及廠、礦、院校道路的環(huán)境清掃。 1.3課題意義及本文主要工作 1.3.1選題的意義 雖然國內(nèi)的保潔車的技術(shù)有了長足的進(jìn)步，性能價格比大大優(yōu)于進(jìn)口產(chǎn)品，隨著社會的發(fā)展，進(jìn)步，不再滿足于單純意義上的掃路車，還有待于改進(jìn)提高，開發(fā)新產(chǎn)品，以滿足市場的各種需求。 1.3.2本文主要工作及結(jié)構(gòu) 本設(shè)計主要介紹了保潔車的工作原理，著重對發(fā)動機的選型、離合器、變速器、差速器等汽車部件進(jìn)行設(shè)計。主要特色是汽車驅(qū)動部分與保潔驅(qū)動部分分開控制。 由于作者設(shè)計水平和時間有限，設(shè)計中有不足之處敬請諒解！ 設(shè)計者 2007-5-29 第二章 汽車草圖布置 繪制汽車總布置草圖是汽車總體設(shè)計和總布置的重要內(nèi)容。 2.1搜集和繪制有關(guān)總成部件的外形圖 2.2基準(zhǔn)線的選擇及其畫法 在繪制總布置草圖時，首先要選擇繪圖的基準(zhǔn)線，通常選擇車架上平面線，前輪中心線，汽車中心線，地面線，前輪鉛垂線作為基準(zhǔn)線。 2.2.1車架上平線 車架縱梁較長的一段上平面在汽車側(cè)視圖和仰視圖上的投影線定義為車架上平面線，它是作為標(biāo)注汽車各垂向尺寸的基準(zhǔn)線或零線，而對于具有承載式車身的汽車，則以車身中部底板下表面或中部邊梁的下翼面在側(cè)視圖或前視圖上的投影線作為標(biāo)注垂向尺寸的基準(zhǔn)線或零線。 2.2.2前輪中心線 通過左右前輪的中心并垂直于車架上平面線的平面在汽車側(cè)視圖和俯視圖上的投影線定義為前輪中心線，它是標(biāo)注汽車各縱向尺寸的基準(zhǔn)或零線。 2.2.3汽車中心線 汽車縱向垂直對稱平面在俯視圖和前視圖上的投影定義為汽車的中心線，它是標(biāo)注汽車各側(cè)向尺寸的基準(zhǔn)線。 2.2.4地面線 地平面在汽車側(cè)視圖和前視圖上的投影線定義為地面線，它是標(biāo)注汽車高度，垃圾箱高度，離地間隙，接近角和離去角等尺寸的基準(zhǔn)線。 2.2.5前輪鉛垂線 如圖2-1所示，通過左右前輪的中心并垂直于地面的平面在側(cè)視圖上的投影線定義為前輪鉛垂線，它是標(biāo)注汽車軸距和前懸的基準(zhǔn)線。 當(dāng)車架上平面線與地面線平行時，前輪中心線即與前輪鉛垂線相重合。清掃車滿載靜止時的車架上平面線一般設(shè)計成與地面相傾斜，且前低后高地傾斜的小角度，以便汽車驅(qū)動時車廂能趨于水平。 圖2-1 總布置圖基準(zhǔn)線 汽車總布置草圖多由側(cè)視圖開始，而側(cè)試圖則由繪制基準(zhǔn)線開始。首先畫出地面線，然后在該線上找出相距為軸距L的A，B兩點，過A，B點做垂直于地面線的垂直線，即得前后輪的鉛垂線。沿鉛垂線以輪胎的滾動半徑，找出前后輪中心，再以，為圓心，以輪胎的自由半徑，為半徑畫出輪胎外圓。為了畫出車架上平面線先要找出車架上平面線與前后輪鉛垂線之交點，的離地高度a,b。它們可分別由滿載靜止的汽車前后輪鉛垂線處的各相關(guān)零部件的安裝尺寸鏈求得，且a,b尺寸間具有關(guān)系式：，連接，兩點即繪得車架上平面線。過點作車架上平面線的垂線，即為前輪中心線，它與車架上平面線交于點，在繪制汽車總布置尺寸控制圖時，前輪中心線和車架上平面線應(yīng)取為主圖板的方格線的零件。 2.3車廂及駕駛室的布置 總布置應(yīng)由車廂或駕駛室的內(nèi)部布置開始，其內(nèi)部主要是解決司機與座椅，駕駛操縱機構(gòu)以及車廂或駕駛室之間的空間尺寸布置，人的尺寸是布置的關(guān)鍵因數(shù)，駕駛員的身高選在1800mm左右，人體主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖2-2所示。 為了布置司機座處的空間，首先應(yīng)確定該處的地板高度，地板傾斜部分的尺寸及發(fā)動機機艙后隔板的前后位置，這時還應(yīng)考慮到地毯內(nèi)飾件及隔音、隔熱材料對相關(guān)部分尺寸的影響。司機坐墊在司機重力壓縮下后部最低處的最小離地板高度應(yīng)大于200mm，通常操縱踏板處地板傾斜部分的寬度。 座椅調(diào)節(jié)形式，現(xiàn)代的汽車座椅，必須滿足調(diào)整便利性和舒適性兩大要求。也就是說駕駛者通過調(diào)節(jié)操縱，可以將座椅調(diào)整到最佳的位置上，以獲得最好視野，得到易于操縱方向盤、踏板、變速桿等操縱件的便利，還可以獲得最舒適和最習(xí)慣的乘坐角度。保潔車采用手動調(diào)節(jié)方式需要駕駛員先通過手柄放松座椅的鎖止機構(gòu)，之后通過改變身體的座姿和位置來帶動座椅移動，最后將鎖止機構(gòu)的手柄放松，將座椅固定在所選擇的位置上。座椅表面材料指駕駛座座椅所用的材料，清掃車采用 織物作為駕駛座座椅。舒適，手感、透氣性比較好。 2.4垃圾箱布置 為防止緊急制動時垃圾箱向前竄動，通常垃圾箱與駕駛室之間應(yīng)有距離。 第三章 汽車主要參數(shù)的選擇 3.1汽車主要尺寸參數(shù)的選擇 汽車主要尺寸包括：軸距、輪距、總長、總寬、總高、前懸、后懸、接近角、離去角、最小離地間隙等。 3.1.1軸距L 軸距L的選擇要考慮它對整車其他尺寸參數(shù)，質(zhì)量參數(shù)和使用性能的影響。軸距短一些，汽車總長、質(zhì)量、最小轉(zhuǎn)彎半徑和縱向通過半徑就小一些。但軸距過短也會帶來一系列問題，因此，在選擇軸距時應(yīng)綜合考慮對有關(guān)方面的影響。當(dāng)然在滿足所設(shè)計汽車的車廂尺寸、軸荷分配、主要性能和整體布置等要求的前提下將軸距設(shè)計得短一些為好。 保潔車要求制造成本低，使用經(jīng)濟(jì)性好，機動靈活。因此汽車應(yīng)輕而短，故軸距應(yīng)取短一些，軸距約為總長的，軸距與總長之比約大，對改善汽車縱向角振動也有利。選取，軸距L=m. 3.1.2 前、后輪距B與B 汽車輪距B對汽車的總寬，總質(zhì)量，橫向穩(wěn)定性和機動性都有較大的影響。輪距越大，則懸架的角剛度愈大，汽車的橫向空間也愈大。但輪距也不宜過大，否則會使汽車的總寬和質(zhì)量過大，輪距必須與汽車的總寬相適應(yīng)。保潔車與輕卡相近。 輪距B初選： 或 （3-1） 式中：B——輕卡的輪距，mm W——輕卡的總寬，mm L——輕卡的軸距，mm k——系數(shù) 選L=m k=1.12 則 mm 3.1.3汽車外輪廓尺寸 汽車外輪廓尺寸包括其總長、總寬、總高，在滿足使用要求的前提下，應(yīng)力求減小汽車外輪廓尺寸，以減小汽車的質(zhì)量，降低制造成本，提高汽車的動力性、經(jīng)濟(jì)性和機動性。 3.1.4汽車的前懸和后懸 汽車的前懸和后懸尺寸是由總布置最后確定的，前置處要布置發(fā)動機、風(fēng)扇、彈簧前支架、車身前部或駕駛室的前支點、保險杠、轉(zhuǎn)向器等。要有足夠的布置空間，其長度與汽車的類型、驅(qū)動形式、發(fā)動機的布置形式和駕駛室的形式及布置密切相關(guān)。汽車后懸長度主要與垃圾箱長度，軸距及軸荷分配有關(guān)，后懸也不宜過長，以免使汽車的離去角過小而引起上下坡時刮地，同時轉(zhuǎn)彎也不靈活。保潔車各參數(shù)結(jié)果如下表3-1 數(shù)據(jù)參數(shù)表3-1 外輪廓尺寸 mm 軸距 mm 輪距 mm 最小離地間隙mm 整車整備質(zhì)量 t 總長 總寬 總高 前 后 2308 1415 1343 1400 1250 1250 155 0.54 3.2汽車質(zhì)量參數(shù)的確定 3.2.1汽車的裝載量 保潔車的裝載量即駕駛座和垃圾箱整裝后的質(zhì)量，駕駛員按70kg,垃圾箱按100kg計。 3.2.2汽車的整備質(zhì)量 汽車的整備質(zhì)量就是汽車經(jīng)整備后在完備狀態(tài)下的自身質(zhì)量。由于在設(shè)計方法，產(chǎn)品材料，制造工藝以及道路狀況等方面的不斷完善，汽車的整備質(zhì)量這一設(shè)計指標(biāo)有不斷減小的趨勢，趨勢量為，汽車的整備質(zhì)量取。 3.2.3汽車的總質(zhì)量 汽車的總質(zhì)量指已裝備好，裝備齊全并按規(guī)定滿載的汽車質(zhì)量， 3.2.4汽車的整備質(zhì)量利用系數(shù) 3.2.5汽車的軸荷分配 汽車的軸荷分配是汽車的重要質(zhì)量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通用性、制動性、操縱性和穩(wěn)定性等主要使用性能以及輪胎的使用壽命都有很大影響。 根據(jù)前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的汽車滿載時的前軸負(fù)荷最好在55%以上，以保證爬坡時有足夠的附著力，軸荷分配對前后輪胎的磨損有直接影響，為使其磨損均勻，要求其滿載時的前后軸荷分配均為50%。前置發(fā)動機前輪驅(qū)動軸荷分配如表3-2所示。 表3-2前置發(fā)動機前輪驅(qū)動軸荷分配 前置發(fā)動機前輪驅(qū)動（FF） 空載 滿載 前軸 后軸 前軸 后軸 3.3汽車主要性能參數(shù)的選擇 3.3.1汽車的動力性參數(shù) 汽車的動力性參數(shù)主要有直接檔和I檔最大動力因數(shù)、最高車速、加速時間、汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩等。 1．直接檔最大動力因數(shù) 的選擇主要是根據(jù)對汽車加速性與燃料經(jīng)濟(jì)性的要求，以及汽車類型，用途和道路條件而異，清掃車的值較小。 2. I檔的最大動力因數(shù) 直接影響汽車的最大爬坡能力和通過困難路段的能力及起步并連續(xù)換檔時的加速能力，在之間。 3. 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(fā)動機功率的大小，并以汽車行駛的功率平衡為依據(jù)來確定保潔車的最高車速。要求保潔車7.5km/t。 4．汽車的比功率和比轉(zhuǎn)矩 兩個參數(shù)分別表示發(fā)動機最大功率和最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比。比功率是評價汽車動力性能和加速性能的綜合指標(biāo)。比轉(zhuǎn)矩則反映了汽車的比牽引力或牽引力。 保潔車的發(fā)動機參數(shù)查表3-3。發(fā)動機性能參數(shù)查表3-4。 表3-3 發(fā)動機參數(shù)表 發(fā)動機排量 I檔最大動力因數(shù) 最高車速 比功率（）/（） 比轉(zhuǎn)矩（）/（） 1.0/L 7.5 3.3.2汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性參數(shù) 表3-4 發(fā)動機性能參數(shù)表 發(fā)動機排量 發(fā)動機最大功率/kw 轉(zhuǎn)速/ 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 平均油耗L/100km 0.6 4/2300 20/1500 1.5 3.3.3汽車的機動性參數(shù) 汽車的最小轉(zhuǎn)彎半徑是汽車機動性主要參數(shù)。是指當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至極限位置時，由轉(zhuǎn)向中心至前外輪接地中心的距離，它反映了汽車通過小曲率半徑彎曲道路的能力和在狹窄路面上或場地上掉頭能力。其值與汽車的軸距，輪距及轉(zhuǎn)向車輪的最大轉(zhuǎn)角等有關(guān)，并根據(jù)汽車的類型、用途、道路條件、結(jié)構(gòu)特點及軸距等尺寸選取。/m取。 3.3.4汽車操縱穩(wěn)定性參數(shù) 1．轉(zhuǎn)向特性參數(shù) 當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或受側(cè)向風(fēng)力作用時，由于輪胎的側(cè)偏，使前、后軸產(chǎn)生相應(yīng)的側(cè)偏角和。其角度差（-）為正、負(fù)、零時使汽車分別獲得不足轉(zhuǎn)向、過渡轉(zhuǎn)向和中性轉(zhuǎn)向等特性。為保證良好的操縱穩(wěn)定性，希望得到不足轉(zhuǎn)向特性。汽車以0.4g的向心加速度作定圓等速行駛時前后軸的側(cè)偏角之差（-）作為評價轉(zhuǎn)向特性的參數(shù)以為宜。 2．車身側(cè)傾角 當(dāng)汽車以0.4g的向心加速度作定圓等速行駛時，車身側(cè)傾角在之內(nèi)為好，最大不超過。 3．制動點頭角 汽車以 0.4g的減速度制動時的車身點頭角應(yīng)不大于，否則影響駕駛員舒適性。 4．汽車的行駛平順性參數(shù) 汽車的行駛平順性通常以車身的垂向振動參數(shù)來評價。在總體設(shè)計時。通常應(yīng)給出前后懸架的偏頻或靜撓度，動撓度以及車身振動加速度等參數(shù)作為設(shè)計要求。 （1） 汽車的制動性參數(shù) 常以制動距離，制動減速度和制動踏板作為汽車制動性能的主要設(shè)計指標(biāo)和評價參數(shù)。的制動距離為/m。 （2） 汽車的通用性參數(shù)如表3-4 表3-4 最小離地間隙、接近角、離去角及縱向通過半徑 最小離地間隙 接近角 離去角 縱向通過半徑 第四章 發(fā)動機的選型 4.1 發(fā)動機基本型式的選擇 保潔車的發(fā)動機采用直列四缸發(fā)動機，其結(jié)構(gòu)簡單、維修方便、造價低廉、工作可靠、寬度小、易布置。直列四缸發(fā)動機冷卻方式通常采用風(fēng)冷，系統(tǒng)簡單、維修簡便。 4.2 發(fā)動機主要性能指標(biāo)的選擇 4.2.1發(fā)動機最大功率及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速 發(fā)動機功率越大則汽車的動力性愈好，但功率過大會使發(fā)動機功率利用率降低，燃料經(jīng)濟(jì)性下降，動力傳動系的質(zhì)量也要加大，應(yīng)合理選擇發(fā)動機功率。 可根據(jù)所要求的最高車速計算出： （4-1） 式中：——發(fā)動機最大功率，kw ——傳動系的傳動效率，對單級主減速器驅(qū)動橋的式汽車取 ——汽車總質(zhì)量，kg g ——重力加速度， f ——滾動阻力系數(shù)， ——最高車速， ——空氣阻力系數(shù)， A——汽車正面投影面積， 按式求出的應(yīng)為發(fā)動機在裝有全部附件下測定的最大有效功率或凈輸出功率，它比一般發(fā)動機外特性的最大功率值低。 汽車汽油機的大多為，根據(jù)汽車與發(fā)動機的類型，最高車速、最大功率，選用的活塞平均速度、活塞沖程、缸徑、缸數(shù)、工藝水平等因數(shù)來確定 （，單位為） 4.2.2發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速 發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩及其相應(yīng)轉(zhuǎn)速對汽車的動力因數(shù)，加速性能及爬坡性能等動力特性都有直接的影響，而其轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)，即最大轉(zhuǎn)矩與最大功率下的轉(zhuǎn)矩之比值，標(biāo)志著汽車行駛阻力增加時發(fā)動機沿著外特性曲線自動增加轉(zhuǎn)矩的能力，汽油機值多為，也有低至。 發(fā)動機最大功率及相應(yīng)轉(zhuǎn)速確定后，求發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，單位（） （4-2） 式中：——發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù) ——最大功率時轉(zhuǎn)矩 ——最大功率kw ——最大功率的相應(yīng)轉(zhuǎn)速， 稱為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)的與之比不宜小于1.4，通常取 4.2.3發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù) 轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)與轉(zhuǎn)速適應(yīng)系數(shù)之乘積，表明發(fā)動機適應(yīng)汽車行駛工況的程度，稱為發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù) （4-3） 越大，發(fā)動機的適應(yīng)性愈好，現(xiàn)代發(fā)動機適應(yīng)性系數(shù)值對汽油機。 選擇的發(fā)動機主要參數(shù)如表4-1所示 表 4-1 選擇發(fā)動機類型 發(fā)動機類型 直列四缸四沖程 發(fā)動機排量 0.6L 缸徑排量 5075 壓縮比 9.0:1 氣門配置/氣門數(shù) 頂置/8 最大功率 轉(zhuǎn)速 4kw 2300r/m 最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 20Nm 1500r/m 第五章 傳動系設(shè)計 5.1傳動系的結(jié)構(gòu)布置 傳動系的結(jié)構(gòu)布置形式取決于汽車的類型，使用條件及要求，總體結(jié)構(gòu)與其它總成的匹配，發(fā)動機的與傳動系的結(jié)構(gòu)型式以及生產(chǎn)條件。 前置后驅(qū)動是傳統(tǒng)的布置型式，應(yīng)用最普遍，為多數(shù)汽車所采用。 5.2傳動系靜強度計算的載荷工況 汽車在行駛中傳動系的載荷是多變的，應(yīng)選擇其中最能表征傳動系零件靜強度的載荷作為計算載荷。 取發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩作為傳動系的第一種計算載荷： （5-1） 式中：——傳動系軸上的計算轉(zhuǎn)矩 ——傳動系在所計算零件之前的總傳動比 ——傳動系在所計算零件之前的傳動效率 上式用于半軸之前的傳動系零件 半軸的計算轉(zhuǎn)矩為 （5-2） 式中：——差速器的轉(zhuǎn)矩分配系數(shù)，圓錐行星齒輪差速器可取 按上述計算載荷計算所得的應(yīng)力值比按傳動系峰值載荷計算所得的應(yīng)力值要小，但比汽車在通常使用中產(chǎn)生的應(yīng)力值要大。這種計算載荷常用于傳動系零件的靜強度校核計算和同類車型傳動系零件的靜強度比較計算，無確切傳動效率時。 按上述計算轉(zhuǎn)矩求得的零件應(yīng)力為，屈服極限為，安全系數(shù)為 （5-3） 式中：——標(biāo)準(zhǔn)試件（）的屈服極限 ——尺寸系數(shù) ——應(yīng)力集中系數(shù)， 5.3傳動系零件的疲勞強度計算 汽車的大部分零件在運行中承受著隨時間而改變的變應(yīng)力，會產(chǎn)生損傷和疲勞破壞。 為表征應(yīng)力的循環(huán)特性，引進(jìn)所謂“應(yīng)力循環(huán)不對稱系數(shù)r”，它是循環(huán)應(yīng)力最小值與最大值之比：。應(yīng)力如圖5-1 圖 5-1應(yīng)力圖 （b）（c）圖給出了對稱循環(huán)應(yīng)力下的疲勞曲線，應(yīng)力幅表示在該值下在循環(huán)基數(shù)之前零件不會破壞；稱為對稱循環(huán)時的疲勞極限，汽車承受非對稱循環(huán)的交變載荷，和值不能直接作為汽車零件疲勞強度計算的依據(jù)，必須轉(zhuǎn)換為非對稱時零件的疲勞極限和。 （d）圖比較了對數(shù)坐標(biāo)的對稱循環(huán)（），脈動循環(huán)（）和非對稱循環(huán)（）的疲勞曲線，對稱循環(huán)下材料試件的應(yīng)力值與非對稱循環(huán)下零件應(yīng)力值之間聯(lián)系可由極限應(yīng)力圖確定 （5-4） 式中：，對于滲碳淬火零件取， （5-5） ——當(dāng)時的疲勞極限 ，——分別為考慮零件表面粗糙度和表面強化的系數(shù) ——有效應(yīng)力集中系數(shù) ——考慮零件絕對尺寸的系數(shù) 應(yīng)力與試件破壞時載荷循環(huán)次數(shù)N之間存在如下關(guān)系 （5-6） 式中：——常數(shù) ——無應(yīng)力集中光滑試件的疲勞極限 ——對稱載荷循環(huán)，對數(shù)坐標(biāo)系中疲勞曲線的角系數(shù)或斜率值 對于計算零件的非對稱載荷循環(huán)，疲勞曲線則可表達(dá)為 （5-7） 式中：——已計入零件尺寸、應(yīng)力集中、表面粗糙度及表面強化處理等影響的零件疲勞極限 ——常數(shù) 非對稱循環(huán)下的指數(shù)與對稱循環(huán)下的存在如下關(guān)系； （5-8） 第六章 離合器設(shè)計 6.1離合器的基本功用 1．在汽車起步時，通過離合器主動部分和從動部分之間的劃磨，轉(zhuǎn)速的逐漸接近，使旋轉(zhuǎn)著的發(fā)動機和原為靜止的傳動系平穩(wěn)地結(jié)合，以保證汽車平穩(wěn)起步。 2. 當(dāng)變速器換檔時，通過離合器主、從動部分的迅速分離來切斷動力傳遞，以減輕換檔時輪齒間的沖擊，便于換檔。 3. 當(dāng)傳動給離合器的轉(zhuǎn)矩超過其所能傳遞的最大力矩時，其主，從動部分將產(chǎn)生相對劃磨，這樣離合器起著保護(hù)傳動系防止其過載的作用。 6.2 摩擦離合器的結(jié)構(gòu)型式 保潔車采用單片摩擦式離合器，其結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整方便、軸向尺寸緊湊、分離徹底、從動件轉(zhuǎn)動慣量小、散熱性好，采用軸向有彈性的從動盤時也能結(jié)合平順。 6.2.1中央彈簧離合器 采用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧式用個圓柱螺旋彈簧做壓簧，并布置在離合器中心的結(jié)構(gòu)型式，壓簧的壓緊力是經(jīng)杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，操縱較輕便，壓盤的壓緊力可通過調(diào)整墊片或螺旋調(diào)整。 6.2.2壓盤的驅(qū)動方式 壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉(zhuǎn)矩時它和飛輪一同帶動從動盤轉(zhuǎn)動，所以它應(yīng)與飛輪連接在一起，但這種連接應(yīng)允許壓盤在離合器分離過程中能自由地做軸向移動。 6.2.3壓盤與飛輪的連接方式或其驅(qū)動方式 彈性傳動片是由薄彈簧鋼帶沖壓制成，其一端鉚接在離合器蓋上，另一端用螺釘固定在壓盤上，且多用組，（每組片）沿圓周做切向布置以改善傳動片的受力狀況，這時當(dāng)發(fā)動機驅(qū)動傳動片受拉，當(dāng)拖動發(fā)動機時受壓。 6.2.4分離杠桿的結(jié)構(gòu)型式 在周置彈簧離合器中一般采用個分離杠桿或簡稱分離杠，在膜片離合器中分離杠桿的作用由膜片彈簧本身形成的彈性杠桿來形成。在中央彈簧離合器中則只有彈性壓桿而沒有分離杠桿，在斜置彈簧離合器中也只有壓桿。 6.3 離合器基本參數(shù)的確定 摩擦片或從動盤的外徑是離合器的重要參數(shù)，它對離合器的輪廓尺寸有決定性的影響，并根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩來選擇。為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，離合器的靜摩擦力矩應(yīng)大于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。而離合器傳遞的摩擦力矩又決定于其摩擦面數(shù)Z，摩擦系數(shù)，作用在摩擦面上的總壓緊力與摩擦片平均半徑。摩擦片尺寸查表6-1。 （6-1） 式中：——離合器的后備系數(shù)， ——摩擦系數(shù)， 摩擦片平均摩擦半徑為： 式中：D——摩擦片外半徑， ——摩擦片內(nèi)徑， 當(dāng)時，可足夠精確地由下式求得： （6-2） 設(shè)為摩擦表面所承受的單位面積上的壓力，則單元摩擦面積上產(chǎn)生單元摩擦力，如圖6-1所示 （6-3） 而單元摩擦力矩為： 整個摩擦片上產(chǎn)生的摩擦力矩則 （6-4） 而單位壓力為 對于具有Z對摩擦表面的離合器，其摩擦力矩則為： （6-5） （6-6） 離合器按轉(zhuǎn)矩容量及熱容量設(shè)計、摩擦片或從動片外徑D是其基本尺寸。它關(guān)系到結(jié)構(gòu)尺寸及質(zhì)量的大小和使用壽命的長短。設(shè)計時通常首先確定D值，決定離合器輪廓尺寸及其摩擦表面耐磨性的因數(shù)之一是作用在其摩擦表面上的單位面積壓力，摩擦片尺寸查表6-2。 （6-7） 通常取，若以，經(jīng)整理則可得到摩擦片或從動片半徑 （6-8） 當(dāng)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩已知，離合器的結(jié)構(gòu)型式和摩擦片材料已定，和便已定，上式便成了離合器的三參數(shù)的關(guān)系式。 離合器摩擦片外徑 根據(jù)初選 式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， A——系數(shù)，取47 表 6-1 離合器尺寸選擇參數(shù)表 摩擦片外徑 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 單片離合器 重負(fù)荷 中等負(fù)荷 極限值 225 130 150 170 250 170 200 230 280 240 280 320 300 260 310 360 325 320 380 450 350 410 480 550 380 510 600 700 410 620 720 830 430 680 800 930 450 820 950 1100 表 6-2離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù) 外徑 內(nèi)徑 厚度 內(nèi)外徑之比 單面面積 160 110 3．2 0．687 10600 180 125 3．5 0．694 13200 200 140 3．5 0．700 16000 225 150 3．5 0．667 22100 250 155 3．5 0．620 30200 280 165 3．5 0．589 40200 300 175 3．5 0．583 46600 6.4 離合器操縱機構(gòu)設(shè)計 6.4.1設(shè)計要求 離合器的操縱比較頻繁，除自動離合外，離合器都啊由司機左腳踩踏板操縱，清掃車要求踏板力盡可能小，在80N左右。應(yīng)具有踏板自由行程的調(diào)整裝置以便在離合器摩擦片磨損后用來調(diào)整和恢復(fù)分離軸承與分離杠桿間的正常間隙量。操縱機構(gòu)的傳動效率高、具有足夠的剛度，不會應(yīng)發(fā)動機的振動以及車架和駕駛室的變形而干涉其正常工作，工作可靠性高，維修保養(yǎng)簡易，方便。 6.4.2離合器操縱機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式選擇 保潔車采用機械式操縱機構(gòu)，桿系傳動結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、工作可靠，廣泛用于各種類型的汽車。但質(zhì)量及摩擦損耗都比較大，傳動效率低，不能采用宜于司機操作的吊掛式踏板機構(gòu)。踏板處的地板密封困難。由于發(fā)動機和離合器是經(jīng)彈性支撐安裝在車架或車身上，而后者又剛性地支撐著踏板軸，因此機構(gòu)復(fù)雜、布置困難。踏板的自由行程將加大，剛度及可靠性也會變差。 6.4.3離合器操縱機構(gòu)的設(shè)計計算 總傳動比和行程的計算 踏板總行程由自由行程和工作行程兩部分組成，即 （6-9） 機械式操縱機構(gòu)的總傳動比和總行程 （6-10） （6-11） 式中：——分離軸承的自由行程，，一般為。 S ——壓盤行程 ——離合器的摩擦表面數(shù) ——離合器在分離狀態(tài)下對偶摩擦面 間的間隙 ——離合器在接合狀態(tài)下從動盤的變形量，有軸向彈性的從動盤，非彈性從動盤取 踏板總行程不應(yīng)大于 離合器徹底分離時的踏板力Q 圖6-2離合器踏板機構(gòu) （6-12） 式中：——離合器徹底分離時壓緊彈簧的總壓力 ——操縱機構(gòu)的總傳動比 ——操縱機構(gòu)的總傳動效率， ——克服各回位彈簧拉力所需的踏板力 分離離合器所做的功為 式中：P——離合器接合狀態(tài)下每個彈簧的壓緊力 ——離合器徹底分離時每個彈簧的壓緊力 ——彈簧數(shù) ——壓盤行程 ——傳動效率 司機分離離合器所做的功不應(yīng)大于30J，為了降低W值可減小S值及增大來達(dá)到。 第七章 變速器設(shè)計 7.1 變速器的基本結(jié)構(gòu) 汽車上廣泛使用活塞式內(nèi)燃機，其扭矩和轉(zhuǎn)速變化較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動系中設(shè)置了變速器。它的功用是:(1)改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪扭矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作;(2)在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下,使汽車能倒向行駛;(3)利用空檔,中斷動力傳遞,以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動力輸出。 有級變速器的應(yīng)用最廣泛，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所有輪系型式不同，有軸線固定式變速器和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器兩種。 7.1.1變速器結(jié)構(gòu)分析 變速器使汽車能以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛，其空檔可以使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系分離。其主要結(jié)構(gòu)如圖7-1所示。 1．輸入齒輪 2.輸出軸3.I檔從動齒輪 4.同步器 5.II檔從動輪 6.退檔撥叉 7.退檔從動齒輪 8.退檔中間齒輪 9.II檔主動輪 10.退檔主動齒輪 11.I檔主動齒輪 12.中軸13. 常嚙合從動齒輪 圖7-1 變速器簡圖 采用有級變速器，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉，具有較高的傳動效率（），設(shè)計時，首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比之比值，取，采用兩個前進(jìn)檔和一個倒檔的三軸式變速器，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。 7.1.2 變速器零部件的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 1. 齒輪型式 直齒圓柱齒輪用于一些變速器的一檔、二檔和倒檔。 2. 軸的結(jié)構(gòu)分析 軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強度和剛度外，還應(yīng)考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。 第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸，齒側(cè)定心的矩形花鍵、鍵齒之間的配合。 第二軸制成直軸式，便于齒輪安裝，安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵以大徑定心更宜。 變速器中間軸采用旋轉(zhuǎn)式。 3．軸承型式 變速器多采用滾動軸承： 第一軸前軸承采用深溝球軸承，后軸承外圈帶齒動槽的深溝球軸承，便于第一軸的拆裝，后軸承的座孔直徑應(yīng)大于第一軸齒輪的齒頂圓直徑。 第二軸前端滾針軸承或短圓柱滾子軸承，后端帶止動槽的單列角接觸球軸承。 旋轉(zhuǎn)式中心軸前端采用向心短圓柱滾子軸承，后軸承采用帶止動槽的深溝球軸承。 4．換擋機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式與分析 換檔機構(gòu)型式采用嚙合套，其結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、維修方便，換檔時行程較短且由于同時承受沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，沖擊及磨損較輕、噪聲低。 7.1.3變速器的操縱機構(gòu) 變速器操縱機構(gòu)由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒檔安全裝置等組合于變速器蓋上。變速器操縱機構(gòu)采用機械式直接操縱，將變速桿安裝在變速器蓋上并由駕駛座椅旁的地板伸出，以便司機直接用于操縱變速桿進(jìn)行換檔。 7.2變速器基本參數(shù)的確定 7.2.1變速器的檔位數(shù)和傳動比 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 （7-1） 由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為 式中：——汽車總質(zhì)量 ——重力加速度 ——道路最大阻力系數(shù) ——驅(qū)動車輪的滾動半徑 ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 ——主減速比 ——汽車傳動系的傳動效率 驅(qū)動車輪與路面的附著條件 （7-2） 求得的變速器I檔傳動比為 （7-3） 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷 ——道路的附著系數(shù)， 7.2.2中心距 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選中心距應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： （7-4） 式中：——中心距系數(shù)， ——變速器處于I檔時的輸出轉(zhuǎn)矩， ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， ——變速器的I檔傳動比 ——變速器的傳動效率，取 初選中心距可由發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩直接求出 （7-5） 式中：——中心距系數(shù)，取 最小許用中心距A應(yīng)在保證輪齒有必要的接觸強度，輪齒接觸應(yīng)力可查表7-1或按簡化方程法計算 （7-6） 式中：F——法面內(nèi)圓周切向力即齒面法向力N ——端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力N ——計算載荷 ——節(jié)圓直徑 ——節(jié)點處壓力角 ——螺旋角 E——齒輪材料的彈性模量，鋼材，當(dāng)一對齒輪材料不同時 ——齒輪接觸實際寬度 ——主、被動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑 直齒： 表7-1當(dāng)計算載荷為，許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔 19002000 9501000 常嚙合及高檔 13001400 650700 增大或的增大將降低接觸應(yīng)力。 1． 齒輪參數(shù) 直齒輪模數(shù) （7-7） 式中：——計算載荷 ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取 ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪，被動齒輪 ——齒輪的齒數(shù) ——齒寬系數(shù)，直齒輪取 ——齒形系數(shù)，當(dāng)齒高系數(shù)相同而節(jié)點處壓力不同時，可按下式換并非壓力角的齒形系數(shù)：，，當(dāng)相同，時， ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時，直齒輪許用應(yīng)力 2． 齒寬 （7-8） 式中：——齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪取 ——法面模數(shù) 7.2.3各檔齒輪齒數(shù)的分配 1． 確定I檔齒輪的齒數(shù) 已知I檔傳動比，且 （7-9） 為了確定，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （7-10） 應(yīng)取為整數(shù)，然后將分配給，。三軸式變速器的時，則可在范圍內(nèi)選擇。選定后則可求得I檔大齒輪的齒數(shù)：。選擇齒輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少大、小齒輪的齒數(shù)間有共約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。 2． 修正中心矩A 若按式（7-10）計算所得的不是整數(shù)，則取為整數(shù)后需按該式反算中心距A，修正后的中心距則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 7.2.4確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由式（6-9）得 （7-11） 因常嚙合傳動齒輪副與I檔齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相同，故由式（7-10） 得 （7-12） 將式（7-11） 、式（7-12）聯(lián)立求解，且將求出的，都取整數(shù)。然后代入式（7-9）核算。 7.2.5確定II檔位的齒輪齒數(shù) II檔齒輪也為直齒輪且模數(shù)與I檔相同時，則有 （7-13） （7-14） 聯(lián)立求解后將求出的，取整數(shù)，用式（6-14）反算中心距，若與前面確定的中心距有偏差，則可通過齒輪的角度變位來調(diào)整。 7.2.6確定倒檔齒輪副的齒數(shù) 通常I檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪10的齒數(shù)。初選后計算中間軸與倒檔軸的中心距： （7-15） 為避免干涉，齒輪8與齒輪9 的齒頂圓（直徑為，）之間應(yīng)有不小于的間隙，則有 （7-16） 求出后，再以為根據(jù)選擇齒數(shù)及變位系數(shù)，使?jié)M足式（7-16）。最后計算倒檔軸于第二軸的中心距。 7.3 同步器 同步器使變速器換檔輕便、迅速，無沖擊，無噪聲，且可延長齒輪壽命，提高汽車的加速性能并節(jié)油，故轎車變速器除倒檔、貨車除I檔、倒檔外，其它檔位多裝用。要求其轉(zhuǎn)矩容量較大，性能穩(wěn)定、耐用。 7.3.1慣性同步器的結(jié)構(gòu)類型 慣性同步器能確保同步嚙合換檔，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應(yīng)用。它又分為慣性鎖止式和慣性增力式。用得最廣泛的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結(jié)構(gòu)有別，但工作原理無異，都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。掛檔時，在軸向力作用下摩擦元件相靠，在慣性轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結(jié)合的兩部分逐漸同步；鎖止元件用于阻止同步前強行掛檔；彈性元件使嚙合套等在空檔時保持中間位置，又不妨礙整個結(jié)合和分離過程。 保潔車的變速器采用鎖環(huán)式同步器，其工作可靠、耐用，應(yīng)摩擦錐面半徑受限，轉(zhuǎn)矩容量不大，適于輕型以下汽車。在其嚙合套座外花鍵上的三個軸向槽中放著可沿槽移動的滑塊，它們由兩個彈簧圈壓向嚙合套并以其中部的凸起定位于嚙合套中間的內(nèi)環(huán)槽中?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口，缺口比滑塊寬一個接合齒寬。掛檔時，嚙合套帶動滑塊推動鎖環(huán)與被嚙合齒輪的錐面相靠，轉(zhuǎn)速差產(chǎn)生的摩擦力矩使鎖環(huán)相對于嚙合套及滑塊轉(zhuǎn)過一個角度并由滑塊定位，恰使嚙合套齒端與鎖環(huán)齒端以鎖止斜面相抵，此時換檔力經(jīng)鎖止斜面將鎖環(huán)進(jìn)一步壓緊，錐面間的摩擦力矩進(jìn)一步增大，產(chǎn)生滑磨。選擇適當(dāng)?shù)膮?shù)，使在換檔力作用下鎖止面上產(chǎn)生的迫使鎖環(huán)回正的脫鎖力矩小于錐面間的摩擦力矩，可阻止同步前掛檔。當(dāng)錐面摩擦力矩克服了被結(jié)合部分的慣性力矩后，轉(zhuǎn)速差及摩擦力矩消失，脫鎖力矩迫使鎖環(huán)回正，鎖止斜面脫開，嚙合套克服滑塊的彈簧力而越過鎖環(huán)與齒輪的結(jié)合齒同步嚙合，保證無沖擊換檔。 7.3.2慣性同步器的工作原理 慣性同步器的結(jié)構(gòu)型式雖各有不同，但工作原理都是一樣的，其實質(zhì)是利用被結(jié)合件的慣性防止同步前掛檔。分析鎖環(huán)式同步器掛檔過程可知，同步器的掛檔過程可分為三個階段。第一階段，在換檔撥叉的推動下，同步器離開中間位置作軸向移動，使摩擦元件的兩摩擦表面相接觸，慣性力矩引起的轉(zhuǎn)速差產(chǎn)生的摩擦力矩使鎖止元件轉(zhuǎn)至鎖止位置，完成鎖止過程，以阻止同步前掛檔，這時摩擦力矩大于脫鎖力矩，使鎖止可靠。第二階段，在繼續(xù)施加的軸向力作用下，經(jīng)鎖止面?zhèn)髦聊Σ帘砻娴恼龎毫Σ粩嗉哟?，使摩擦副在滑磨過程中的兩摩擦表面的角速度逐漸接近，當(dāng)摩擦力矩克服了被結(jié)合部分的慣性力矩后，兩摩擦表面間的轉(zhuǎn)速差及摩擦力矩均消失，完成同步過程。第三階段，摩擦力矩消失后，軸向仍作用在鎖止元件上，鎖止面正壓力的切向分力產(chǎn)生的脫鎖力矩使鎖止元件倒轉(zhuǎn)某個角度，使兩鎖止面脫離接觸，完成脫離過程，讓同步器順利地同步掛檔。 為了深入了解同步器的工作原理，應(yīng)對其做理論分析與計算，在分析與計算中考慮到常溫條件下潤滑油阻力對齒輪的轉(zhuǎn)速的影響可以忽略不計，并假設(shè)在同步過程中車速保持不變，這一假設(shè)在道路阻力系數(shù)、同步時間時是符合實際的。由于變速器輸出端所連的是整車，具有相當(dāng)大的轉(zhuǎn)動慣量，這意味著變速器輸出端的轉(zhuǎn)速在換檔瞬間保持不變，而輸入端靠摩擦作用達(dá)到與輸出端同步。輸入端慣性質(zhì)量的運動方程： (7-17) 將上式積分得