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1、有需要全套CAD及三維圖紙的，請聯(lián)系QQ:657969546 遼寧工程技術大學 本科畢業(yè)設計（論文）開 題 報 告 題 目 平板式清障車設計 指 導 教 師 冷岳峰 院（系、部） 機械工程學院 專 業(yè) 班 級 機械工程及自動化（汽車工程） 學 號

2、 1007130105 姓 名 宮興運 日 期 2014年3月15日 教務處印制 0

3、 有需要全套CAD及三維圖紙的，請聯(lián)系QQ:657969546 本科生畢業(yè)設計（論文） 一、選題的目的、意義和研究現(xiàn)狀 1. 目的、意義 清障車全名為道路清障車，又稱拖車、道路救援車、拖拽車，清障車主要是由：底盤、起重裝置、托舉牽引裝置、液壓系統(tǒng)、電控系統(tǒng)、車體與工具箱等組成，具有起吊、拽拉和托舉牽引等多項功能，適用于高速公路、城市道路的清障作業(yè)。清障車是指裝有道路搶險作業(yè)裝備的專用汽車。由于汽車在道路上行駛時，故障和事故是不可避免的，特別是在高等級公路上，這種現(xiàn)象時常發(fā)生。清障車的任務就是將故障車或事故車及時地拖離現(xiàn)場，確保道路的暢通無阻。因此，道路清障車又稱道路搶險車。隨著高等級路

4、面和在用汽車的增多，清障車也得到了發(fā)展。 清障車按類別主要分為：拖吊連體型、拖吊分離型，一拖一型，平板一拖二型，多功能清障車，液壓自動夾緊型能力劃分。按照能力分為輕型、中重型及超重型。輕型清障車作業(yè)對象是輕型載貨汽車，微型客車及轎車等，中重型清障車的清障作業(yè)對象是中重型載貨汽車，大中型客車等，超重型清障車作業(yè)對象是重型載貨汽車及超重型半掛汽車系列等。 隨著我國經濟的迅速發(fā)展，公路建設突飛猛進，里程不斷增加，我國“五縱七橫”公路主干線將基本建成。公路建設的發(fā)展，為車輛行駛創(chuàng)造了良好的環(huán)境，汽車保有量日益增多。汽車給人們的工作與生活帶來了極大的便利，但是因汽車而發(fā)生的交通事故也給人們帶來了不盡

5、的煩惱。汽車因故障停在公路上會嚴重堵塞交通，特別是高速公路上，車速高，流量大，一旦發(fā)生交通事故不能及時處理，將會嚴重堵塞交通。由于交通事故是不可預見的，故障車輛的損壞程度不一，因此，能夠迅速清理事故現(xiàn)場且操作簡便具有多種功能的清障車受到交管部門的青睞。 2. 研究現(xiàn)狀 隨著我國城鄉(xiāng)道路條件的改善，人民生活水平的提高，人們越來越需要“高速、安全、便捷、舒適”的交通環(huán)境。為了確保交通環(huán)境的安全暢通，我國各級交通管理部門亟需對老舊裝備進行改進和更新，購進救援功能全的清障車。可以預見，我國清障車市場的前景是很廣闊的。近年來，我國清障車雖有了一定的發(fā)展，但真正功能齊全、外形美觀的清障車還很少，尤

6、其是適用于清理各級公路及城市道路肇事、故障及違章停放車輛的清障車，市場需求缺口很大。據(jù)國內有關專家預測，未來10年“拖吊”式和“旋轉”式清障車的年需求輛約為800臺；“平板”式和“升降平臺”式清障車年需求輛為1000臺；多功能清障車年需求輛為3500臺；大型清障車的年需求輛為10臺左右。性能優(yōu)良、功能齊全，操作方便的清障車將是今后發(fā)展的方向。清障車將會走向優(yōu)化車身結構、采用高強度鋼材或是應用新型材料、輕量化、高技術化、廂式化和城市專用汽車輕型化等趨勢。 清障車創(chuàng)始于公路交通非常發(fā)達的國家，早在20 世紀50 年代美國就生產出第一輛清障車。當時這種車還比較簡單，靠機械傳動帶動卷揚機

7、，拉桿支撐，故障車一端被吊起拖離現(xiàn)場；往往采用自制底盤，功能較單一，這是清障車發(fā)展的第1 階段。第2階段，以引入液壓傳動與控制技術為標志，20世紀70年代第一批采用全液壓傳動的清障車生產出來，涌現(xiàn)了一批著名的清障車企業(yè)，如美國的ENTURY、CHALLENGER、JERR-DAN、WRECKER，奧地利的EMPL，日本的TOKYU，加拿大的NRC。這一階段的清障車技術和生產得到很大發(fā)展，首先是系列品種、規(guī)格增多，結構形式多樣化，其次是所用專用底盤、二類底盤多樣化。大型清障車最大為4 橋。第3 階段，結構多樣、功能齊全，具有托舉、起吊、拖拽、牽引、背拖、破拆、清潔、維修等功能。第4階段，工作能力

8、更大，拖舉能力最大達25 t，拖牽能力達48 t，起吊能力達 40 t。第5階段，操作方式更先進，工作環(huán)境更舒適。國外，專用底盤用戶向底盤生產商訂貨時，后者會給前者一個軟件，用戶可據(jù)需在軟件上對底盤布局進行修改， 后者再根據(jù)用戶的修改生產專用底盤。此外，還有專門的清障車底盤改裝廠。按目前我國清障車銷量約為國外的1/10 推算，國外清障車年為需求2萬輛。國外對清障車的研究技術好于國內，例如國外能獨立研究清障車的液壓、密封件、電液控制等，而且在清障車專用底盤研究占領一定地位。 開發(fā)清障車產品需要擁有較強的整車技術匹配設計能力，這一點非常重要，在國外這種匹配設計能力較好。 我國清障車行業(yè)走了一條引進

9、技術與自主開發(fā)相結合的道路，緊跟世界清障車發(fā)展方向，技術基本與世界同步，只是在產品的可靠性和耐用性方面與世界先進水平有一定差距， 嚴重缺乏專用底盤成為制約其進一步發(fā)展的瓶頸。 根據(jù)國內外發(fā)展狀況的了解和掌握，我國應該加強道路清障車底盤的研究和運用，進一步縮小我國在清障車技術上同國外的差距，使我國清障車的技術的發(fā)展與世界同步。 二、研究方案及預期結果。 1. 設計方案或論文主要研究內容 平板清障車的設計，對其底盤進行改造，并安裝取力器來驅動清障車的執(zhí)行機構。其上裝為全液壓操縱，其動力來源于底盤發(fā)動機，取力器取力，發(fā)動機的輸出動力通過傳動軸到達齒輪泵。油泵輸出高壓油，流經多路換向閥、液壓

10、閥，然后到達各執(zhí)行元件。各個部件的動作均由換向閥手柄控制，操縱手柄設置在左右后側工具箱，每一側的操縱手柄均可實現(xiàn)全功能操作。操縱手柄旁邊的標志牌上清楚地標明了控制手柄的用途和動作方向。 平板清障車的工作原理：取力器取力將動力傳遞給液壓油泵，液壓油泵產生的高壓液壓油通過控制閥分別輸送給各油缸或液壓馬達，從而實現(xiàn)各工作機構的運動。 2. 主要解決的問題、理論、方法、技術路線 根據(jù)以上方案，主要解決以下問題： （1）底盤設計 （2）取力器設計：取力器工作原理，取力器選型，初選傳動比等等 （3）液壓系統(tǒng)設計：確定液壓油箱，液壓缸設計等 （4）執(zhí)行機構： 理論方法：用《機械設

11、計》、《機械原理》、《汽車設計》、《汽車理論》等相關汽車類書籍，根據(jù)參考文獻和實際調查信息，對平板式清障車的底盤，取力器和液壓系統(tǒng)進行設計，以滿足工況要求。 技術路線： 設計開始 底盤設計 取力器設計 重定參數(shù) 強度校核 不合格 合格 執(zhí)行機構設

12、計 校核 圖紙繪畫與說明書編輯 設計結束 3. 論文框架（列出說明書大體結構及提綱） 前言 （以下框架是我自己編的，可以改動的） 第一章 總體方案論證 　　1.1 本課題基本前提條件和技術要求 　　1.2 結構方案確定 第二章 平板式清障車底盤結構設計 　　2.1 底盤的介紹 　　2.2底盤的設計方案 　　2.3 底盤的設計計算 第三章 取力器的設計 　　3.1 取力器的原理 　　3.2 取力器的選型

13、 　　3.3 取力器設計計算 第四章 液壓系統(tǒng)的設計 　　4.1 確定液壓系統(tǒng)方案 　　4.2 液壓缸設計計算 　　4.3 油箱的設計 　　4.4 液壓元件的選用 第五章 執(zhí)行機構的設計 4.1 執(zhí)行機構的選型 4.2 執(zhí)行機構的計算校核 第六章 結論 參考文獻 致謝 4. 預期結果 繪制工程圖紙4張（裝配圖2張A0~A1，零件圖2張A1） 編寫設計計算說明1份 翻譯相關外文文獻1篇 三、研究進度 第1周—第2周：畢業(yè)實習，收集資料，撰寫實習報告。 第3周：撰寫開題報告，進行開題答辯。 第4周—第5周：進行汽車底盤結構設計。 第6周—第8周：進行取

14、力器設計。 第9周—第10周：進行液壓系統(tǒng)設計。 第10周—第11周：執(zhí)行機構設計。 第12周—第13周：編輯說明書。 第14周—第15周：繪制圖紙。 第16周：整理設計資料，打印輸出，提交設計資料。 第17周：準備答辯，論文評閱。 第18周：畢業(yè)設計答辯。 四、主要參考文獻 [1] 張盛立編. 實用鋼材手冊[M]. 廣州： 廣東科技出版社，1998. [2] 楊培元，朱福元. 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊[M]. 北京： 機械工業(yè)出版社， 1994. [3] 成大先. 機械設計手冊·液壓傳動[M]. 北京： 化學工業(yè)出版社，2004. [4] 周誦明，袁惠明. 液壓傳動設計指

15、導書[M]. 武昌： 華中工學院出版社， 1987. [5] 劉惟信主編. 汽車設計[M]. 北京：清華大學出版社 ，2001. [6] 張世偉，朱福元. 液壓系統(tǒng)的計算與結構設計[M]. 銀川：寧夏人民出版社， 1987. [7] 王望予主編. 汽車設計[M]. 北京： 機械工業(yè)出版社， 2004. [8] 陳家瑞主編. 汽車構造[M]. 北京： 機械工業(yè)出版社， 2005. [9] 周建方主編. 材料力學[M]. 北京： 機械工業(yè)出版社， 2002. [10] 岑軍健主編. 新編非標準設備設計手冊[M]. 北京： 國防工業(yè)出版社， 1999. [11] 劉鴻文．材料力學[M]

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17、lity. Houston, TX,2005, 19(6): 72-179. [17] 謝鳴, 肖波, 吳巧教, 等. 虛擬裝配技術及應用[J]. 模具技術. 2006,(01): 60-64 [18] Gomes de Sa A, ZachmannG. Virtual Reality as a Tool for Verifi-cation of Assembly and Maintenance [ J]. Computers and Graph-ics. 2005, 23(3): 389-403. 五

18、、指導教師意見 指導教師簽字： 目錄 1 前言 2 2 總體方案論證 2 2.1 提高載質量利用系數(shù) 2 2.1.1 底盤的載質量利用系數(shù) 2 2.1.2 專用裝置的自重 2 2.2 細化軸荷分布計算 3 2.3 合理選擇控制方式 3 2.3.1 車廂后傾式控制方式 3 2.3.2 推板控制方式 3 2.4 提高效率 3 2.5 合理選擇液壓控制方式 3 2.5.1 滑動滑板式機構工作步驟 3 2.5.2 機構液壓控制方式 3 2.6 完善車輛裝配 4 2.7 結構方案的確定 4 2.7.1 自卸式清障車的結構分析

19、 4 2.7.2 本清障車的結構特點 5 3 清障車總體設計與計算 6 3.1 清障車質量參數(shù)的確定 6 3.1.2 整備質量 6 3.1.3 汽車的總質量 6 3.2 清障車發(fā)動機的選型 7 3.2.1 發(fā)動機最大功率及其相應轉速 7 3.2.2 發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速 7 3.2.3 發(fā)動機適應性系數(shù)ф 8 3.4 底盤的改造 8 3.4.1 整備質量和軸荷分配 9 3.4.2 性能參數(shù) 9 3.4.3 尺寸參數(shù) 10 3.5 底盤的計算 11 3.6離合器設計 13 3.7變速箱的設計 16 3.8,萬向傳動軸設計 17 3.8.1軸的結構設計 1

20、7 3.8.2 校核軸的強度 17 3.9驅動橋及懸架設計 18 3.9.1驅動橋設計 18 3.9.2懸架設計 18 3.10 轉向系統(tǒng)的設計計算 22 3.11 液壓系統(tǒng)設計 23 3.11.1 滑板、滑板油缸受力分析 23 3.11.2 舉升油缸受力分析 24 3.11.3液壓缸的結構設計 25 3.12取力器結構方案的確定 25 3.13分析計算，以及具體的結構計算 25 3.13.1取力器傳動比的確定 25 3.13.2軸的直徑的初步確定 26 3.13.3齒輪基本參數(shù)的確定 26 3.13.4齒輪彎曲應力計算 28 3.13.5齒輪接觸應力計算 30

21、 3.13.6軸的剛度校核 32 3.14液壓系統(tǒng)設計 35 3.14.1油缸受力分析 35 3.14.2舉升油缸受力分析 36 3.14.3液壓缸的結構設計 38 3.14.4液壓缸內徑和活塞桿直徑的確定 39 3.14.5液壓缸壁厚外徑及工作行程計算 40 3.14.6液壓缸缸底和缸蓋的計算 41 3.14.7液壓缸進出油口尺寸確定 41 3.14.8液壓缸受力分析與校核 42 3.14.9液壓缸的主要零件的材料和技術要求 42 3.14.10泵的計算與選擇 43 3.14.11液壓油箱容積的確定 44 3.14.12確定管道直徑 45 3.14.13油箱設計

22、 46 3.14.14液壓泵裝置 48 3.14.15輔助原件的選用 49 4結論 50 參 考 文 獻 50 致 謝 51 第1章 第2章 1 前言 清障車全名為道路清障車，又稱拖車、道路救援車、拖拽車，具有起吊、拽拉和托舉牽引等多項功能，清障車主要用于道路故障車輛，城市違章車輛及搶險救援等。清障車按類別主要分為：拖吊連體型、拖吊分離型，一拖一型，平板一拖二型，多功能清障車，液壓自動夾緊型?！“礌恳龂嵨环譃?2噸,3噸,5噸,8噸,10噸,15噸,25噸,30噸,50噸,80噸。按品牌分為：江淮清障車,五十鈴清障車,,東

23、風清障車,紅巖重型清障車,斯太爾重型清障車,江鈴清障車,依維柯清障車。清障車按其使用特點可分為運載類、起吊牽引類。運載類是將損壞的車輛牽引到運載車上運走；起吊牽引類是用車上安裝的起吊牽引裝置把損壞汽車的一端托起(或吊起)離開地面，另一端仍然著地，然后由起吊牽引式清障車拖離現(xiàn)場。清障車基本上都是采用載貨汽車的二類底盤改裝的，按清障車結構型式可分為拖運、裝運、吊運、救援(單臂式和雙臂式)式清障車。 清障車是指裝有各種道理運輸搶險裝備的專業(yè)汽車，汽車在到路邊上形式，不可避免的會發(fā)生一些事故，特別是在告訴公路或者高等級的公路上，清障車的任務就是在事故發(fā)生后用最快的速度到達事故現(xiàn)場并在第一時間把故障車

24、或者事故車脫離現(xiàn)場，確保交替道路能夠長途，便利其他車輛。因此，道路清障車又稱搶險車，隨著搞等級路面和在用汽車的增多，清障車也得到了發(fā)展，但是在清障車發(fā)展的同時，不可避免的有些不安全的因素也在隨之發(fā)生，所以在朱總經濟利益的兒童詩也要注意清障車的安全操作等。 第3章 2 總體方案論證 3.1 2.1 提高載質量利用系數(shù) 載質量利用系數(shù)的提高將有助于降低車輛的運行成本。后裝式清障車的載質量利用系數(shù)主要由二個方面組成: 3.1.1 2.1.1 底盤的載質量利用系數(shù) 在底盤選型時,選擇技術含量高、動力性好、自重相對較輕的底盤。 3.1.2 2.1.2 專用裝置的自重 后裝式清障車由

25、于結構復雜,自重較大,在設計時應盡量采用新材料、新技術、新工藝。主要零部件采用高強度鋼板,輔助件(如擋泥板、裝飾件、蓋板等) 采用比重較輕的注塑件。主要構件采用特殊加工工藝方法,如:車廂側板及頂板采用數(shù)控折彎成弧形結構。受力構件采用局部加強法等,從而降低專用裝置的重量。 3.2 2.2 細化軸荷分布計算 常規(guī)清障車設計中,計算與測量整車軸荷分布一般只計算車輛在空載和滿載狀態(tài)下的軸荷分布,以判斷汽車軸荷分布是否滿足法規(guī)要求。但由于后裝式清障車的裝載方式及作業(yè)特點比較特殊,有時一個因此,在計算與測量后裝式清障車軸荷分布時應將其分割成多個裝載段,使每個工況都能滿足法規(guī)要求,保證車輛行駛安全,同時

26、可作為專用裝置定位及底盤選取的依據(jù)。 3.3 2.3 合理選擇控制方式 3.3.1 2.3.1 車廂后傾式控制方式 其原理是:在傾卸油缸的作用下,車廂、機構及車廂內的繞底盤尾部的回轉中心旋轉,旋轉至一定角度后車廂內的靠自重下落實現(xiàn)控制作業(yè)。這種控制方式的優(yōu)點是結構簡單,但在實際使用時存在許多弊端,如: 3.3.2 2.3.2 推板控制方式 其原理是:在車廂內設置一塊面板呈鏟形并能沿預定軌道滑行的推板,推板在油缸的推動下,向車廂尾部作水平推擠運動,將推出車廂,實現(xiàn)控制作業(yè)。這種控制方式雖結構較為復雜,但控制不受效率的限制,控制干凈,對底盤的載荷分布較為均勻,控制過程平穩(wěn)、安全。同時,可

27、利用推板的阻力實現(xiàn)車雙向。因此,推板控制是后裝式清障車較為理想的控制方式。 3.4 2.4 提高效率 機構中滑板對的壓強將直接影響的比。當壓強增大時,的比將增大;反之則減小。因而在設計機構時,應努力提高滑板的壓強。根據(jù)機構受力可知,影響滑板壓強的因素主要有四個方面: 3.5 2.5 合理選擇液壓控制方式 機構的控制系統(tǒng)會直接影響液壓系統(tǒng)的可靠性,因而合理選擇機構液壓控制方式將對后裝式清障車的性能起到至關重要的作用。 3.5.1 2.5.1 滑動滑板式機構工作步驟 3.5.2 2.5.2 機構液壓控制方式 機構的液壓系統(tǒng)控制方式主要有電控式、手控式、氣控式(氣控式最終的實現(xiàn)形式可歸

28、入電控或手控) 。 電控式系統(tǒng)對機構的控制需通過發(fā)送器傳遞信號,發(fā)送器一般采用電器開關或采用PC延時程序。這種控制方式操作方便、自動化程度高。但在實際應用時,由于清障車受污染嚴重,須經常清洗,同時結構磨損,車輛震動,開關容易失效,系統(tǒng)可靠性差. 如采用PC 延時程序則要求液壓油泵供油量穩(wěn)定,但由于發(fā)動機特性原因,在空載與重載時發(fā)動機轉速變化較大,同時由于油泵效率及管道阻力等差異,難以滿足供油量要求,其結果表現(xiàn)為執(zhí)行機構要么不到位,要么提前到位,液壓系統(tǒng)長期工作后發(fā)熱嚴重,影響系統(tǒng)穩(wěn)定性。 手控式系統(tǒng)工作可靠,但要實現(xiàn)機構自動化一般通過液壓順序閥來實現(xiàn),這種形式的液壓回路由于液壓順序閥進油口

29、與順序口壓差大,尤其空載時壓差更大。同時由于控制人員操作時的滯后行為,引起液壓系統(tǒng)發(fā)熱嚴重,系統(tǒng)穩(wěn)定性差。 我們在設計時采用較為先進的自動跳位手動換向閥系統(tǒng),其原理見圖1-1 。這種控制方式不但可以避免人為因素和環(huán)境因素的影響,同時可以有效地降低液壓系統(tǒng)油液溫度,提高液壓系統(tǒng)可靠性。如配以機械遠程控制,操作更為方便。 圖2-2 機構液壓原理圖 注：圖中的單向發(fā)在此處叫做緩沖補油閥，當油缸動作很快時，瞬間造成液壓油吸空時，靠大氣壓力把油箱中的油通過單向閥補充進來，避免沖擊造成速度無法控制和損壞

30、油缸 在液壓系統(tǒng)的作用下，通過換向閥的換向，實現(xiàn)滑板的升降和滑板的旋轉，控制滑板和滑板的各種動作，將倒入裝載廂裝填斗的通過填裝機構的掃刮、壓實并壓入車廂；當壓向推板上的負荷達到預定的壓力時，由于推板油缸存在有背壓，液壓系統(tǒng)會使推板自動向車廂前部逐漸移動，使被均勻地， 3.6 2.6 完善車輛裝配 清障車在工作過程中,需要將事故車輛固定在背不滑板上,如何固定能保證故障車輛不掉下來這需要一定的限位方案,一般是將故障車輛前輪用鏈條鎖定,或者在前輪后面加上限位裝置. 3.7 2.7 結構方案的確定 3.7.1 2.7.1 自卸式清障車的結構分析 主要采用側翼開啟、頂蓋前后梭動等幾種方式，這

31、種車的主要特點是直接收集、轉運、不，適用于特定人工方式，操作簡單，成本低。缺點是：裝載量小、自動化程度低、轉運效率低. 3.7.2 2.7.2 本清障車的結構特點 A. 填料器的結構布置 后裝式清障車工作時，填料器有上揚和下放兩種布置形式。下放布置如圖1-2所示，填料器與廂體相吻合，底部機構聯(lián)接，以保證密封性能。這樣的布置充分考慮了行駛的平穩(wěn)性和駕駛性能。 圖2-3 清障車布置 填料器上揚布置，整個填料器可以繞軸旋轉上揚95，如圖2-3所示，這樣可以保證廂體內的徹底排出。 這種布置在填料器上揚時，整車的重心后移，汽車的行駛

32、性能和爬坡能力降低，在不影響裝載量的情況下，回轉支承應盡量向前布置，使重心前移。這種布置和傳統(tǒng)的控制方式相比，雖然結構較復雜，但是的排出比較徹底，同時避免了整車的重心過分后移，而造車翻車事故。 圖2-4 清障車布置 第4章 3 清障車總體設計與計算 4.1 3.1 清障車質量參數(shù)的確定 3.1.1 道路清障汽車m是在二類地盤的基礎上多加了一套舉升和傾卸裝置，所以其裝載質量差不多，而且道路清障汽車不需要太高的速度，根據(jù)初定額定裝載質量為m=2 000kg，所以選擇BJ106VJEA-C1車底盤最大承載質量為2000kg。 4.1.1 3.1.2 整

33、備質量 整車整備質量m0是指汽車完全裝備好的質量，包括潤滑油、燃料、隨車工具、備胎等所有裝置的質量。參考同類普通專用汽車的整車整備質量，在此基礎上在增加裝備質量，便可估算道路清障汽車整車整備質量。 所選EQ1070TJ9AD3車底盤的整備質量為5490取為m0=5490kg； 4.1.2 3.1.3 汽車的總質量 總質量 總質量ma的計算公式:Ma=Me+M0=2000+5490=7490kg 改裝后道路清障汽車最大軸載質量的分配應基本接近原車底盤軸載要求。又由于車廂升高的同時，其質心向后移。 4.2 3.2 清障車發(fā)動機的選型 4.2.1 3.2.1 發(fā)動機最大功率及

34、其相應轉速 由《汽車設計》表2-12選取比功率值，由于清障車為中型載貨汽車，故取比功率為9 根據(jù)公式： 比功率=/ (3-4) 可得： =9 =912.28 =110.52kw 根據(jù)發(fā)動機最大功率選取與其相應的轉速，中型貨車柴油機的多為2200～3400r/min,取=3000r/min 4.2.2 3.2.2 發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速 根據(jù)式： =α (3-5) =7019α 求 式中： α——發(fā)動機的轉矩適應系數(shù) ——最大功率時的轉矩 ——發(fā)動機的最大功

35、率 ---最大功率的相應轉速 因為車用柴油機的α值多在1.1～1.25（帶校正器），所以取α=1.15，代入上式可得： =70191.15 (3-6) =297.37 與之比不宜小于1.4，通常取/=1.4～2.0, 所以?。? /=1.5 (3-7) 所以： =/1.5 =2000r/min 4.2.3 3.2.3 發(fā)動機適應性系數(shù)ф 根據(jù)式： ф= α發(fā)動機的轉矩適應系數(shù) (3-8) =1.151.5=1.725

36、依據(jù)以上對發(fā)動機參數(shù)的要求，選用發(fā)動機的型號為：EQB180—20 4.3 3.4 底盤的改造 底盤是保證清障車具有機動性好的關鍵，應選擇質量好、承載能力大的底盤。清障車的底盤按汽車的工作特性設計，清障車的工作特性與汽車的工作特性差異很大，裝載時有較大的工作載荷傳給底盤，要求底盤有較大的剛度支撐。 修改懸架和發(fā)動機安裝方法，改善操作穩(wěn)定性和行駛平順性。更新制動助力系統(tǒng)，產生更好的制動力，而且更加自然。后懸架（所有車型）為了提供更好的平順性，去掉了后支撐副底盤，同時增加了整個車輛的剛度，減輕重量。了改善操縱穩(wěn)定性，降低了副底盤蹄部調整孔的位置，并改變了側傾特性。增加了高速行駛過程中的直

37、線穩(wěn)定性，減少了補償轉向。 表q.1 底盤性能對比列表 解放 東風 紅巖 適用性 適用于各類載重貨車及專用汽車特殊功能的要求 適用于各類載重貨車及專用汽車特殊功能的要求 適用于各噸位載重貨車的改裝設計要求以及部分專用車輛的特殊要求 可靠性 工作可靠，出現(xiàn)故障的幾率少，零部件要有足夠的強度和壽命 工作性能好，故障率低，零部件要有足夠的強度和壽命 性能可靠，出現(xiàn)故障率低，各部件要有足夠的強度 先進性 動力性、經濟性、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 動力性、經濟性、操縱穩(wěn)定性等基本性能指標和功能方面達到同類車型的先進水平 動力

38、性、經濟性、行駛平順性及通過性等基本性能指標和功能方面略低于同類車型 方便性 安裝、檢查保養(yǎng)和維修方便，結構緊湊 安裝、檢查保養(yǎng)和維修方便，結構緊湊 安裝、檢查保養(yǎng)和維修方便，結構緊湊 價格 較便宜 便宜 便宜 供貨來源 市場擁有量多 市場擁有量多 市場擁有量較多 常見噸位 各種噸位車型 各種噸位車型 輕、中型載貨車型 表1.2底盤參數(shù)表 底盤型號 EQ1070TJ9AD3 外型尺寸（長×寬×高）（mm） 7450×2300×2500 總質量（kg） 5490 整備質量（kg） 5490 最高車速（km/h） 95 前輪距

39、/后輪距（mm） 3800 輪胎規(guī)格 7.50-16 前懸/后懸（mm） 1180/2470 輪胎數(shù) 6 4.3.1 3.4.1 整備質量和軸荷分配 由前面的計算得整備質量：=5490kg 軸荷分配是汽車的重要質量參數(shù)，它對汽車的牽引性、通過性、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的影響。因此，在總體設計應根據(jù)汽車的布置形式、使用條件及性能要求合理地選定其軸荷分配。對清障車而言，滿載時的前軸負荷多在28%上下。查《汽車設計》表2-11a得：42后輪雙胎，短頭貨車在空載時：前軸負荷為：44%～49%，取45%；后軸負荷為：51%～56%，取

40、55%。 所以： 空載時： 前軸軸載質量=45%=5490kg45%=2470kg 后軸軸載質量=55%=5490kg55%=3019.5kg 滿載時： 前軸負荷為：27%～30%，?。?8%， 后軸負荷為：70%～73%，取：72% 所以： 滿載時前軸軸載質量=28%=7490kg28%=2097.2kg 滿載時后軸軸載質量=72%=7490kg72%=5392.8kg 4.3.2 3.4.2 性能參數(shù) A. 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)動機功率的大小等，并以汽車行駛的功率平衡為依據(jù)來確定。參見

41、《汽車設計》表2-12知：清障車的最高車速在90～120km/h，取為90km/h B. 燃料經濟性參數(shù) 參考總質量相近的同類車型的百公里耗油量或單位燃料消耗量來估算。參考《汽車設計》表2-13知：總質量>12t的柴油機清障車單位燃料消耗量為：1.43～1.53L/（100）,現(xiàn)取為：1.5 L/（100） 4.3.3 3.4.3 尺寸參數(shù) 圖3-1 車身尺寸參數(shù) A. 軸距L 可根據(jù)要求的貨廂長度及駕駛室布置尺寸初步確定軸距L： L=+ S (3-10) 式中： ——貨廂長度，根據(jù)裝載量

42、確定：=5855mm ——前輪中心至駕駛室后壁的距離，取=645mm S——駕駛室與貨廂之間間隙，取S=80mm L=5855+645+80 =6580mm B. 前后輪距與 根據(jù)《汽車設計》表2-7，初選輪距： =1900mm =1850mm C. 外廓尺寸 我國對公路車輛的限制尺寸要求總高不大于4m；總寬（不包括后視鏡）不大于2.5m，左右后視鏡等突出部分的側向尺寸總共不大于250mm；總長：載貨汽車不大于12m。 取總高為2710mm，總寬為：2462mm 總長=1170+4135+1800 =710

43、5mm 4.4 3.5 底盤的計算 由于底盤的縱梁承受的是均勻分布的載荷，底盤強度的計算可按下述進行，但需要作一定的假設，即認為縱梁為支承在前、后軸上的簡支梁；空車時簧上負荷均勻分布在左、右縱梁的全長上，滿載時有效載荷則均勻分布在車廂長度范圍內的縱梁上，忽略不計局部扭矩的影響。 =2g/3 (3-11) =26.75×1000Kg9.8Kg/N/3 =44100N 式中： ——汽車整備質量 為一根縱梁的前支承反力，可求得： =[（L-2b）+（c-2）] (3-

44、12) =[44100(8.140.82)+5400(4.36-20.82)] =16096N 在駕駛室的長度范圍內這一段縱梁的彎矩為： =x- （x+a） (3-13) 駕駛室后端至后軸這一段縱梁的彎矩為： =x -（x+a）-[ (3-14) 顯然，最大彎矩就發(fā)生在這一段梁內?？捎脤ι鲜街械膹澗?求導數(shù)并令其為零的方法求出最大彎矩發(fā)生的位置x，即： ==0 (3-15) 由此求得： X=

45、 =[2]/ =4.03m 將x=4.03m代入式（3-13），即可求出縱梁承受的最大彎矩： =15490=25138.54N 如果再考慮到動載荷系數(shù)=2.5～4.0及疲勞安全系數(shù)n=1.15～1.40,并將它們代入式： （3-16）

46、 （3-17） 則可求出縱梁的最大彎曲應力，取=3.0，n=1.30代入上式得： =98040.306 式2-17中： W——縱梁在計算斷面處的彎曲截面系數(shù)，對于槽形斷面的縱梁 W= （3-18） 式中： h——槽形斷面的腹板高 b——翼緣寬 t——梁斷面的厚度 按式（3-14）求得的彎曲應力不應大于縱梁材料的疲

47、勞極限，對16Mn鋼板，=220～260Mpa 當縱梁受力變形時，翼緣可能會受力破裂，為此可按薄板理論進行校核，由于臨界彎曲應力為： （3-19） 式中： E——材料的彈性模量，對低碳鋼16Mn鋼：E=2.06Mpa u——泊松比，對低碳鋼和16Mn鋼，取u=0.290 t——縱梁斷面的厚度 b——縱梁槽形斷面的翼緣寬度 將E，u代入上式得： b 4.5 3.6離合器設計 3.6.1從動盤? 設計從動盤時應注意滿足以下三個方面的要求： 1）為減少變速器換擋時齒輪間的沖擊，

48、從動盤的轉動慣量應盡可能小。 2）為保證汽車起步平穩(wěn)，從動盤在軸向應有彈性。 3）為避免傳動系扭轉共振和緩和沖擊載荷，從動盤上應有扭轉減振器。 其主要包含從動片，從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計。 3.6.2離合器的計算 (一)從動片 A結構形式常有三種典型形式：整體式、分開式和組合式彈性從動片。 B材料選擇 從動片材料與所用 結構形式有關，不帶波形彈簧片的從動片一般用高碳鋼或彈簧剛片沖壓而成，經熱處理后達到硬度要求。 采用波形彈簧片時，從動片用低碳鋼，波形片用彈簧鋼。 C從動片基本尺寸 從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。為減小從動盤轉動慣量，從動片一般較薄，通常為1.

49、3—2mm厚鋼板沖壓而成，從動片的外沿部分厚度在0.65—1.0mm之間。 （二）從動轂 花鍵轂裝在變速器第一軸前端，是離合器承受載荷最大的零件。目前，常采用齒側定心的矩形花鍵，花鍵之間為動配合。 花鍵轂一般采用鍛鋼，表面和心部硬度為26—32HRC。 花鍵轂軸向長度不宜過小，一般取1.0—1.4倍花鍵軸直徑。 從動片直徑對照摩擦片尺寸確定。 從動盤外徑D=240mm，由： 花鍵外徑D’=35mm 花鍵內徑d’=28mm 齒厚b=4mm 花鍵齒數(shù)n=10 有效長度l=35mm 花鍵側面壓力P=4Temax/(D’+d’)Z=11.24 N? 花鍵強度校核：σ =P/n

50、hl 式中h=(D’—d’)/2=3.5mm? 從而σ =9.12Mpa<20Mpa? 故滿足條件。 3.5.3離合器原件選擇 摩擦片 石棉摩擦片的摩擦系數(shù)大約為0.3左右。 摩擦片和從動盤間有兩種固解方法：鉚接法和粘接法。 鉚接法的優(yōu)點是可*及磨損后換裝摩擦片很方便。粘接法可以增加摩擦片的摩擦面積，而且摩擦片厚度的利用也較好。此外，它還具有較高的抗離心力和切向力能力。但缺點是無法在從動片上安裝波形彈簧片，而且修理時換裝摩擦片也比較麻煩。故用鉚接法。 2壓盤設計? 壓盤的設計包括傳力方式的選擇及其幾何尺寸的確定兩個方面。 A 壓盤傳力方式選擇 壓盤是離合器的主動部分，在

51、傳遞發(fā)動機扭矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪連接在一起，但這種變化應允許壓盤在離合器分離過程中能自由的作軸向移動，常用的連接方式有以下幾種：凸臺式、鍵式、銷式和傳動片式。 壓盤的結構除與傳力方式有關外，還與壓緊方式和分離方式有關。 B 壓盤幾何尺寸確定 確定了摩擦片內外徑，與摩擦片相接合的壓盤的內外徑也就確定下來了。因此壓盤幾何尺寸歸結為確定它的厚度。 壓盤厚度確定主要依據(jù)以下兩點： 1）壓盤應該具有足夠的質量，以吸收結合時摩擦產生的熱量。 2）壓盤應具有足夠大的強度，以保證受熱時不變形。 壓盤厚度一般不小于15mm。 設計壓盤時，在初步確定壓盤厚度后，應校核

52、離合器接合一次時的溫什，它不應超過8—10度。若溫什過高，可適當增加壓盤的厚度。 校核τ０，由公式τ０=rL/427cG 獲得。 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? 從而L =5909.9kg m? L =9152.1kg m? 由于L

53、0,HT300,也有少量合金壓鑄鐵。硬度為HB170—227。 傳力片常采用中碳鋼，硬度為HRC55—62,滲碳處理。 D 傳力片的強度校核 對傳動片要進行拉應力校核。 3 膜片彈簧設計? 膜片彈簧是由彈簧鋼板沖壓而成。其設計思想是先初選一組基本幾何參數(shù)，然后再進行結構設計，最后作應力校核。 (一) 膜片彈簧計算基本公式 1、 壓緊力P 和膜片彈簧大端λ 變形的關系 其中： Kg/ ，? 2、 當膜片彈簧小端分離軸承處作用有外加載荷時，則大端變形 與 關系如下： 由MATLAB編程得： （二）膜片彈簧基本參數(shù)選擇 1、 H/h比值選擇 設計膜片彈簧時，要利用其非特性彈

54、性變形規(guī)律，以獲得最佳使用性能。汽車用膜片彈簧H/h一般在1.6-2.2之間，板厚h在2-4之間。 2、 膜片彈簧工作點位置選擇 基本思想：先畫出 -- 特性曲線，利用該特性曲線合理選擇工作點的位置。 在保證膜片彈簧有足夠的壓緊力 ，此時，大端變形量 應按下式選擇： =(0.65-0.8)H? 3、 R及R/r的確定 比值R/r的關系到碟形材料的利用。通常取R/r〈1.5mm，一般在1.25左右。膜片彈簧大端半徑R應滿足結構上的要求而和摩擦片的尺寸相適應：大于摩擦片半徑d/2。近于摩擦片外半徑D/2。此外，當H，h及H/h不變時，增加R將有利于降低膜片應力。 4 膜片彈簧起始圓錐

55、底角α? α=H/（R-r），汽車膜片彈簧起始圓錐底角α約在10 左右。 5 膜片彈簧小端半徑 及分離軸承作用半徑? r 主要由結構決定，其最小值應大于變速器第一軸花鍵外徑以便安裝。分離軸承作用半徑應大于r 。 6 爪數(shù)目n和切槽寬度 、 及半徑r? 汽車膜片離合器分離爪數(shù)目n>12，一般為18左右，切槽寬度 半徑r 與 有關,一般說，r-r > . 7 支承環(huán)平均半徑e和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑L e和L大小將影響膜片彈簧的剛度，一般來說，e應盡量接近于r而略大于r,L應接近于R而略小于R。 （三）膜片彈簧及工藝 膜片彈簧材料多為60Si2MnA硅錳鋼，許用應力[]1500

56、-1700Mpa。汽車離合器膜片彈簧尺寸要求嚴格，彈簧自由高度、原始錐角、內徑、外徑、板厚及表面狀態(tài)等均要嚴格控制，載荷公差控制在8%以內；熱處理：淬火、回火，回火后硬度為HRC44-50。 4.6 3.7變速箱的設計 擋傳動齒輪各項參數(shù)的確定 齒數(shù)比u 齒數(shù)比u是大齒輪數(shù)Z2與小齒輪Z1之比。減速傳動時，u = i >1 ,增速傳動時i = n1 /n2 < 1。 單級閉合式傳動，一般取i≤5（直齒），需要更大的傳動比時，可采用二級或者二級以上的傳動，對傳動比值無嚴格要求的一般的齒輪傳動，實際傳動比i允許有±3%～±5%范圍內的誤差。 齒數(shù)z和模數(shù)m 軟齒面閉式傳動的承載能

57、力主要取決于齒面的接觸強度，其齒根的彎曲強度一般較大，此時，齒數(shù)宜多一些，以增大重合度，從而提高了傳動的平穩(wěn)性，并可減少齒輪加工的切削用量和減少頂圓直徑。 齒寬系數(shù)?a及齒寬b　　齒寬系數(shù)?a選的越大，齒輪越寬。增大?a可使中心距a或模數(shù)m減小，從而縮小了徑向尺寸和減小了齒輪的圓周速度。但輪齒過寬，會使載荷沿齒向分布不均勻程度更嚴重。 ?a的推薦值為0.4。 齒寬b=?a×A,為了便于安裝，通常使嚙合傳動的小齒輪齒寬b1比大齒輪齒寬b2大一些。 中心距對變速器的尺寸及質量有直接的影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度，三軸式變速器的中心距A可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而設計得出的經驗公式如：

58、 3-1-1 式中 K——為中心距系數(shù) 查得 K=12； T——為變速器處于一擋時的輸出轉矩； 3-1-2 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象?！獮榘l(fā)動機的轉距； I——為變速器一擋傳動比； 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。——變速器的傳動效率，取值為0.97； 發(fā)動機的輸出轉矩可用以下公式計算： 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 3-1-3 當齒輪中心具選定以后，齒輪的彎曲強度隨模數(shù)的減小而降低，但接觸強度并不降低，反而有所改善，見效模

59、數(shù)將提高想嚙合齒輪的重疊系數(shù)，所以在滿足強度的要求下應該選擇小的模數(shù)。 直齒圓柱齒輪m的確定： 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 3.-1-4 由于初設齒輪的模數(shù)m＝4 z=21 嚙合齒輪的齒數(shù)和錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象?？筛鶕?jù)中心距及模數(shù)求得： 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 3-1-5 分度圓直徑：d=mz 齒頂圓：da = d+2ha 式中 ha——齒頂高　　ha＝m　 齒跟圓直徑: df=d-2(h′- ha + c) 式中　h′——工作高度　 h′=2m

60、 c ——頂隙　 c =0.25m 全齒高：h = h′+c 基圓直徑：db=dcosā 齒厚：s=e=p/2 槽寬：e=p/2 齒距：錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 一擋中間軸傳動齒輪的各項參數(shù)的確定 由于i1=3.6,即一擋的傳動比為3.6,則可以確定了傳動齒輪的齒數(shù),由于五擋為直接擋,使得長嚙合齒輪中,輸入軸的齒輪齒數(shù)等于一擋中間軸齒輪的齒數(shù),使得長嚙合齒輪的中間軸齒輪的齒數(shù)等于錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。, 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 3-1-6 在設計一擋的輸出軸的齒輪各種參數(shù)時，模數(shù)m=4,

61、 Z=47. 則 分度圓直徑：d= m z 齒頂圓：da = d+2ha 通過計算得到： df=74mm h=9mm db=80mm s=6.28mm e=6.28mm p=12.56mm 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。=47 d=188mm da=196mm 齒跟圓直徑: df=d-2(h′- ha + c) 全齒高：h = h′+c 基圓直徑：db=dcosā 齒厚：s=e=p/2 槽寬：s=e=p/2 齒距：錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 通過計算得到：錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。=178mm h=9mm db=179mm

62、 s=6.28mm e=6.28mm p=12.56mm 齒輪失效的主要形式為輪齒失效，因此，齒輪傳動的強度計算也主要是針對輪齒。 4.7 3.8,萬向傳動軸設計 4.7.1 3.8.1軸的結構設計 （1）軸上零件位置和固定方式 左端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，右端軸承靠軸肩實現(xiàn)軸向定位，兩軸承靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩軸承蓋實現(xiàn)周向固定 （2）確定各段軸徑 將左端軸徑作為d1=20mm,第二段便于齒輪拆裝取于齒輪配合處軸徑d2=26mm，右端取d3=24mm。 （3）確定各段軸的長度 L1=36mm L2=134mm L3=70m

63、m 4.7.2 3.8.2 校核軸的強度 由機械設計基礎可知：錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象?！苠e誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 對不變的轉距: 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。0.3 對于脈動循環(huán)轉矩: 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 對于對稱循環(huán)的轉矩:錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 因此軸徑公式可改為:d≈錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 截面出開有鍵槽，應講求得軸徑增大3%-7%,計算出軸徑應與結構設計中選的軸徑進行比較若小于或等于原文軸徑，則說明原定強度足夠。 4.8 3.9驅動橋及懸架設計 4.8.1 3.9.1驅

64、動橋設計 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功用首先是增扭,降速,改變轉矩的傳遞方向,即增大由傳動軸或直接從變速器傳來的轉矩,并將動力合理的分配給左、右驅動輪，其次,驅動橋還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直立、縱向力和橫向力,遺跡制動力矩和反作用力矩等。 驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成,轉向驅動橋還有等速萬向節(jié)。 設計驅動橋時應當滿足如下基本要求： 1．選擇適當?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經濟性。 2．外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。 3．齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 4．在各種載荷和

65、轉速工況下有較高的傳動效率。 5．具有足夠的強度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質量，尤其是簧下質量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。 6．與懸架導向機構運動協(xié)調。 7．結構簡單，加工工藝性好，制造容易，維修，調整方便 8．某農用運輸車驅動橋設計及強度分析設計參數(shù)： (1) 后輪距：1500mm (2) 車輪半徑：375mm (3) 發(fā)動機最大扭矩：161.7N.m／2000～2200 r／min (4) 汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷=18666.7N (5) 變速比：ig1=6.02 (6) 主傳動比

66、：i0＝6.5 (7) 后懸架板簧托板中心距：940mm 4.8.2 3.9.2懸架設計 懸架主要參數(shù)的確定,影響平順性的參數(shù) 懸架設計的主要目的之一是確保汽車具有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。 1，平順性評價指標 ISO2631規(guī)定，當振動波形峰值系數(shù)錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。時，用加速度的加權均方根值來評價振動對人體舒適性和健康的影響。評價時采用人體坐姿受振模型，如圖4-1，不僅考慮座椅支撐面處輸入點3個方向的線振動錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。，還考慮該點3個方向的角振動錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。及座椅靠背和腳支撐面兩個輸入點各3個方向的線振動錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。，共3個輸入點12個軸向的振動。對于每個軸向的振動，其加權加速度均方根值錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象?？捎上率降玫剑? 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。 （式4-1） 式中 錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象?！駝蛹铀俣裙β首V密度函數(shù)，可由加速度時間歷程錯誤！不能通過編輯域代碼創(chuàng)建對象。得到； 錯誤！