畢業設計--馬路清掃車機械結構的設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 ，從動部分與變速器相連 。 摩擦離合器主要由主動部分（發動機飛輪，離合器蓋和壓盤等），從動部分（從動盤），壓緊機構（壓緊彈簧）和操縱機構（分離叉，分離軸承，離合器踏板及傳動部件等） 四部分組成 。主，從動部分和壓緊機構是保證離合器處于接合狀態并能傳遞動力的基本結構，操縱機構是使離合器主，從動部分分離的裝置。 離合器的選擇 由于離合器大多已標準化或系列化，因此可根據被連接兩軸的直徑，計算轉速和轉矩，從有關手冊和資料中選取合適的規格或進行類比設計來確定離合器的結構尺寸。故此處不對離合器進行設計，僅以變速器一軸軸徑在機械設計手冊中選取所需離合器。 . 畢業設計（設計） 第 10 頁 共 28 頁 10 4 變速器的設計 變速器用螺栓緊固于離合器殼后端面，并用變速器 第一軸（即離合器從動軸）的軸承蓋凸緣與離合器殼后孔定心。為了保證變速器第一軸與曲軸的同軸度，離合器殼安裝在汽缸體上，其后端應與曲軸軸線垂直，其后孔應與曲軸軸線同軸 。 變速器傳動機構有兩種分類方法。根據前進擋數的不同，有三、四、五和多擋變速器。根據軸的形式不同，分為固定軸式和旋轉軸式 (常配合行星齒輪傳動 )兩類。固定軸式又分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式和多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動的汽 車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優點。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和鴦打承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，受結構限制，兩軸式變速器的一畢業設計（設計） 第 11 頁 共 28 頁 11 擋速比不可能設計得很大。 中間軸式四檔變速器有以下四種傳動方案， 其中方案 c 的倒檔布置是在較為有利的單向循環彎曲應力狀態下工作，并使倒檔傳動比略有增加。而 a、 b 方案則將變速器后端加長，縮短了傳動軸長度。故可采用方案 c 布置，并將后端加長 。 檔數和傳動比 根據任務書的要求，馬路清掃車的擋數是四檔，故取用四檔變速器。目前輕型貨車的傳動比范圍在 5~6 之間，故可確定變速器一檔傳動比 i1=,二檔傳動比 i2=，三檔傳動比 i3=，四檔傳動比 i4=1,倒檔比 I=。 中心距 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸，體積和質量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。 初選中心距 A 時，可根據下面的經驗公式計算 3 max 1A e gA K T i?? ，式中 A 為變速器中心距； AK 為中心距系數，貨車：AK =~； maxeT 為發動機最大轉矩； 1i 為變速器一檔傳動比； g? 為變速器傳動效率，取 96%。 計算時， maxeT =， AK =9， 1i =。 mmA 1 2 6 09 3 ????? 經初步估算，取 A=128mm。 軸的直徑 變速器工作時，軸除 傳遞轉矩外，還承受 來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪則還有軸向力。在這些力的作用下，變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。 中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑 d≈ ≈ 56mm，軸的最大直徑 d 和支承間距離 L的比值，對中間軸， d/L≈ ~,對第二軸， d/L≈ ~。 第一軸花鍵部分直徑 d 可按下式初選 mmTKd e 365 6 33 m a x ???? 式中， K 為經驗系數， K=~； Temax 為發動機最大轉矩 。 齒輪參數 齒輪模數 畢業設計（設計） 第 12 頁 共 28 頁 12 齒輪 模數是一個重要參數，故要遵守以下原則：為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各檔齒輪應由不同的模數。對貨車，減小質量比 減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數。 變速器低檔齒輪應選用大些的模數，其它檔位選用另一種模數。故在設計中一檔及倒檔齒輪模數為 ，而其他檔位的模數都為 4mm。 壓力角 因國家規定的標準壓力角為 20176。，所以變速器齒輪采用的壓力角均為 20176。 。 螺旋角 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、 工作時噪聲低等優點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，而直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。因此設計中倒檔及一檔齒輪采用直齒圓柱齒輪， 其他檔數 都用斜齒圓柱齒輪。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用在軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提 高軸承壽命。故將中間軸上全部齒輪的螺旋方向一律取為右旋，則第一、 第二軸上的斜齒輪 應取為左旋。而選取斜齒輪的螺旋角時，應該注意到它對齒輪工作噪聲、 輪齒的強度和軸向力有影響。貨車變速器的螺旋角范圍為： 18176。 ~26176。 齒寬 在選擇齒寬時，應該注意到齒寬對變速 器的軸向尺寸、齒輪工作平穩性、 齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響 。通常根據齒輪模數 m的大小來選定齒寬；直齒：mKb C? ,Kc 為齒寬系數，取為 ~ 斜齒： ncmKb? ， Kc取為 ~。 各檔齒輪齒數的分配 在 初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、 傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。 畢業設計（設計） 第 13 頁 共 28 頁 13 確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比 81 721 zzzzi ? 如果 z7 和 z8 的齒數確定了，則 z2 與 z1 的傳動比可求出。為了求 z7 z8 的齒 數，先求其齒數和 zh 12822 ???? mAz h 計算后取 zh 為整數 60，然后進行大、 小齒輪齒數的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數盡可能取少些，以便使 z7/z8 的傳動比大些，在 i1 已定的條件下， z2/z1 的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。 最終選取 z7=45,z8=15。 對中心距 A 進行修正 根據取定的 zh 和齒輪變位系數重新計算中心距 A )(21 87 zzmA ?? =135mm 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 78112 ???? zzizz 又可根據 ?cos2 )( 21 zzmA n ??可求出β 2=176。， z1=22,z2=39。 畢業設計（設計） 第 14 頁 共 28 頁 14 確定其他各檔的齒數 二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角 β 6與常嚙合齒輪的β 2 不同，則 21265 ???? zzizz 又可根據 6 65cos2)( ?zzmA n ?? ， )1(ta nta n6512262 zzzz z ????? 兩個公式計算出β 6=176。，z5=35,z6=29。 同理可以相同的方法求出三檔的齒數 21343 ???? zzizz ， 又由443cos2 )( ?zzmA n ?? ， )1(ta nta n4312242 zzzz z ????? 可求出 β 4=176。， z3=26,z4=36。 確定倒檔齒輪齒數 倒檔齒輪選用的模數與一檔相同，且倒檔齒輪 z10 的齒數，一般在 21~23 之間，故初選 z10=22 ， 并 計 算 出 中 間 軸 與 倒 檔 軸 的 中 心 距 A’ mmzzmA )(21 810 ??????? 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪 8 和 9 的齒頂圓之間應保持 以上的間隙，則齒輪 9的齒頂圓 9eD 應為 ADD ee ???? 98 又已知 8eD =，可求出 9eD≤ 89mm,此時可取 z9=17, 9eD = 最后計算出倒檔軸和第二軸的中心距 mmzzmA )(21 97 ???????? 齒輪 分度圓及齒頂齒根圓直徑 mmzmd n os 224c os/1 ????? ? mmzmd na ) o s 22(4)2c o s(1 ??????? ? mmzmd nf ) o s 22(4) o s(1 ??????? ? 同理可計算出 mmd ? ， mmda ? ， mmd f ? mmd ? ， mmda ? ， mmd f ? mmd ? ， mmda ? ， mmd f ? 畢業設計（設計） 第 15 頁 共 28 頁 15 mmd ? ， mmda ? ， mmd f ? mmd ? ， mmda ? ， mmd f ? mmmzd 0 ???? mmzmd a )2( 77 ????? mmzmd f )( 77 ????? 同理可算出 mmd ? ， mmda ? ， mmd f ? mmd ? ， mmda ? ， mmd f ? mmd 9910 ? ， mmda 10810 ? ， mmd f ? 同 步器的作用是使接合套與待嚙合的齒圈迅 速同步，縮短換擋時間；且防止在同步前嚙合而產生接合齒之間的沖擊。同步器都由同步裝置（包括推動件 、 摩擦件） 、 鎖止裝置和結合裝置三部分組成 。 慣性式同步器 同步器有常壓式 、 慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態下換擋的缺點，現已不用。得到廣泛應用的