高压冲洗车取力传动系统设计

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1、北京机械工业学院毕业论文第一章 前言1.1设计的目的及意义 专用汽车品种繁多，是汽车工业的重要组成部分，有着广阔的发展前景。在我国的汽车工业产业政策中，专用汽车列为货车类惟一发展的重点产品。按国家发展规划要求，到21世纪初，我国的专用汽车品种将由现在的800多种发展到2000余种，专用汽车的年产量占载货汽车产量将由目前的近20%提高到40%。专用汽车的专用功能是通过专用工作装置来实现的。如冷藏保温汽车的制冷装置、洒水冲洗类汽车的洒水装置、粉罐类汽车的气化床装置、高空作业车的起重举升装置、集装箱车的固紧及自装卸装置等，与工作装置相配套的还有各种液压泵、水泵和气泵，而驱动这些泵还要有动力源，因而也

2、就有了取力装置。专用汽车中的洒水冲洗类汽车随着我国城市化迅猛发展而日益得到更广泛的应用，解决了城市卫生环境的矛盾。高压冲洗车正是其中比较突出的一种洒水冲洗类汽车。我与本组另三位同学薛云飞、唐传军、寇宁和作完成高压冲洗车改装部分的整车设计。其中我的工作就是分析设计高压冲洗车的取力传动系统，包括从取力器到水泵的这一系列传动链。1.2国内外专用汽车技术发展和应用现状及趋势BT50004-89标准对国产专用汽车定义为：“装置有专用设备，具备有专用功能，用于承担专门运输任务或专项作业的汽车和列车”。国产专用汽车又划分为厢式汽车、罐式汽车，专用自卸汽车、超重举升汽车、仓栅汽车和特种结构汽车等六大类，我们做

3、的高压冲洗车属于罐式汽车装置有罐状的容器，并且通常带有工作泵，用于运输液体，气体或粉状物质，以及完成特定作业任务的专用汽车和汽车列车。1.2.1国外专用汽车国外最早发展专用汽车产品约是美国和西欧的一些国家，二次大战后，相继在日本、前苏联等国得到了发展。国外专用汽车的生产组织形式多样化，基本可概括为四种：（1）主机厂（即汽车集团、汽车公司或工厂）设分公司或分厂生产专用汽车，如戴姆勒本茨汽车公司自产救护车、消防车、清扫洒水车等。（2）专用汽车厂从底盘而不是整车，由专用车厂改装成各种专用车。（3）非汽车公司组织专用汽车生产。（4）用户兼营专用汽车生产（后两种数量并不大）国外专用汽车生产企业有如下特点

4、：多品种，小批量；厂家多，规模小；零部件专业化生产。国外专用汽车产品的发展趋势主要有：专用汽车重型化、散装水泥车的列车化，车多用化、专用底盘专业化及新材料新技术和微电脑的应用等。1.2.2国内汽车我国专用汽车的生产是从60年代初开始，在军用改装车辆，消防改装汽车的基础上逐步发展起来。我国专用汽车厂家大致可分四类，与国外生产组织形式类似。然而对国内经济发展需求和世界工业发达国家专用汽车发展趋势而言，我国专用汽车的品种比较集中，单一，数量和品质还远不能满足国民经济发展需求。我国专用汽车生产企业发展趋势：（1）集团化发展渐趋明显，从80年代初期开始，已逐渐形成“三大、三小、两微”、“四轻、二中、三重

5、”基本型汽车生产基地的格局，由分散走向集中、联合、集团化。（2）专用汽车产品正向调整生产组织结构和产品结构、向规模化趋势发展，专用汽车的生产集中度增加。国内高压冲洗车的生产企业与国外企业相比之下，品种还比较集中、单一，数量和品质还远远不能满足日益增长的国民经济发展需求。具体有，长沙的中标实业有限公司，以北京为主要市场；福建的龙马牌高压冲洗车以南方为主要市场；扬州的圣达牌高压冲洗车面向北京市场；北京清洁车辆厂也有类似产品，上海也有生产高压冲洗车的企业。1.3专用汽车总体设计1.3.1专用汽车设计概述专用汽车设计除了要满足基本型汽车的性能要求外，还要满足专用功能的要求。一般多选固定型的基本型汽车底

6、盘（如东风EQ1141GTDJ）进行改装设计。根据所选定的底盘参数及所设计的专用汽车的功能和性能指标要求，进行总体布置和专用工作装置匹配的设计。（如功率匹配、动力输出、传动方式、外形尺寸、轴载质量等），同时要注意汽车底盘的基本性能不受影响，针对专用汽车品种多，批量少的生产特点设计时应考虑产品的系列化，以便根据不同用户的需要而能很快进行产品变形。对零部件设计应按“三化”要求进行，最大限度地选用标准件或已定型产品，而对工作装置中的某些核心部件和总成（如各种水泵、油泵、空压机及各种阀等）要从专业生产厂家中优选。1.3.2专用汽车底盘选型及功率平衡和比功率改装专用汽车选用的底盘主要是二类或三类汽车底盘

7、。（所谓二类汽车底盘即在基本型整车的基础上，去掉货箱；三类汽车底盘一般是在基本型车的基础上去年货箱和驾驶室。）汽车底盘的选择或设计专用底盘主要根据专用汽车的类型、用途、装载质量、使用条件、专用汽车的性能、专用设备或装置的外形尺寸、动力匹配等来决定。在专用汽车底盘或总成选型方面一般应满足下述要求：适用性（对各种专用改装车的总成应适于专用汽车特殊功能的要求，并以此为主要目标进行改装选型设计）、可靠性（所选用各总成应可靠，零部件有足够的强度和寿命且同一车型各总成零部件的寿命应趋于均衡），先进性（所选用的底盘或总成应使整车在动力性、经济性、制动性、操纵稳定性、行驶平顺性及通过性等基本性能指标和功能方面

8、达到同类车型的先进水平。）方便性（所选各总成要便于安装、检查、保养和维修，应处理好结构紧凑与装配调试空间合理的矛盾）。专用汽车的功率平衡计算 专用汽车在行驶过程中所需的驱动功率按下式计算： （1-1）式中： 整车总质量（kg）滚动阻力系数汽车底盘传动系的机械效率空气阻力系统整车迎风面积（m2）最高车速（km/h）专用工作装置在车辆行驶中从汽车底盘所取的功率（kw）专用工作装置的机械效率专用汽车的比功率计算 汽车比功率Pd是指单位汽车总质量的发动机功率，若不计风阻其计算式：Pd=P/ ma（Kw/kg） （1-2）据统计：专用汽车（含汽车列车）比功率的大致范围是：ma5103kg Pd=0.01

9、50.021 Kw/kgma5103kg Pd=0.00750.011 Kw/kgma5103kg Pd=0.004780.007 Kw/kg1.3.3总体布置专用汽车总体布置的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和附件，使取力装置，专用工作装置，其它附件与所选定的汽车底盘构成相互协调和匹配的整体，达到设计任务书所提出的整车基本性能和专用性能要求。进行总体布置时应按照的原则：（1）尽量避免对汽车底盘各总成位置的变动（2）应满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥（3）装置质量，轴载质量分配等参数的估算和校核（4）应避免工作装置的布置对车架造成集中载荷（5）应尽量减少专用汽车的整

10、整备质量、提高装载质量（6）应符合相关法规的要求整车总体参数包括尺寸参数和质量参数两大部分：尺寸参数包括外廓尺寸（指整车的长、宽、高，由所选的汽车底盘及工作装置确定，但最大尺寸要满足法规要求。）轴距（轴距影响到车辆总长，最小转向直径，纵向通过半径或纵向通过角、轴茶分配和质量转移系数等）。轮距（影响到车辆总宽、横向通过半径、转向时的通道宽度以及车辆的横向稳定性。）、前、后悬（前、后悬直接涉及到汽车的接近角和离去角，一般在25以上。前悬应满足车辆接近角和轴荷分配的要求，前悬与驾驶室、发动机、转向器、前保险杠等总成布置有关。后悬应满足车辆离去角和轴荷分配的要求，还要满足有关标准的规定）。质量参数包括

11、装载质量me(应考虑用途和使用条件，合理分级)，整备质量m。（指专用汽车带有全部工作装置及底盘所有附属设备，加满油和水，但未载人和载货时的整车质量），总质量ma（指专用汽车装备齐全，满载规定值货物及乘员时的质量。ma= m。+me+mp. mp-乘员质量kg65kg/人）轴载质量（最大轴载质量是专用汽车在公路行驶进使用受限制睥一个技术参数，也是公路和桥梁设计载荷标准的依据。轴载质量的计算和限值可依公式和国标得出，轴载质量还要满足轮胎的负荷能力。）轴载质量的分配原则（指车辆某一轴的承载质量占整车总质量的百分比，应分空载和满载两种工考虑。一般考虑五方面：轮胎磨损均匀、允许轴载质量的限制、轮胎负荷系

12、数，操纵稳定性，质以位置）。底盘改装部件的布置，在图纸上进行底盘改装部件（如发动机、传动轴、制动系、转向梯形等）布置之前，要确定基准线，一般以底盘车架的上平面线作为高度基准，以前轮中心线作为纵向其准，以汽车中心线（纵向对称平面）作为横向基准。改装部件的布置包括：发动机布置，传动轴布置，制动第统布置，电器装置布置及其它其它附件，取力器布置是我们主要设计部件。1.3.4底盘车架的改装设计主车架改装 主车架是汽车底盘上各总成及专用工作装置安装的基础，它是受载荷很大的部件，除承受整车静载荷外，还要受到车辆行驶时的动载荷。为保持主车架的强度和刚度，原则上不允许在主车架纵梁上钻孔和焊接，应尽量使用车架上原

13、有孔。因专用汽车总布置的需要，对主车架有时要进行加长。主车架加强板的设计要考虑设置车架纵梁加强板的条件、加强板的形状、布置、控制等。副车架设计 为改善主车架的承载情况，避免集中载荷，同时也为了不破坏主车架的结构，一般多采用副车架（副梁）过渡。在增加副车架的同时，为避免由于副车架刚度的急剧变化而引起主车架上应力集中，故对副车架的截面开头及尺寸，前端形状及安装位置及与主车架的连接方式（主要是止推连接板、连接支架、U型夹螺栓三种）都有一定要求。1.3.5主要性能计算专用汽车性能参数计算是总体设计的主要内容之一，其目的是检验整车参数是否合理，使用性能参数能否满足要求。主要性能有整车的动力性、经济性和稳

14、定性等。衡量汽车动力性能的评价指标有三个，即最高车速Vmax,最大爬坡度imax和加速性能（imax.t.s）专用汽车的燃油经济性通常用车辆在水平的混凝土或沥青路面上，以经济车速V满载行驶的百公里油耗量来评价，也称百公里油耗或等速百公里油耗。车辆的稳态稳定性是指车辆停放或等速行驶在坡道上，当整车的重力作用线越过车轮的支承点（接地点），则车辆会发生翻倾。若整车的重力作用线正好通过支承点，则车辆处于临界的倾翻状态，此时的坡度角称为最大倾翻稳定角Bmax。分析专用汽车的静态稳定性首先应计算出整车的质心位置。第二章 发动机与变速器2.1发动机主要性能指标与速度特性（1）发动机主要性能指标发动机的主要性

15、能指标有动力性指标（有效转矩、有效功率、转速等），经济性指标（燃油消耗率）运转性能指标（排气品质、嗓声和起动性能等）。与本设计相关的主要性能指标是动力性指标。动力性指标主要包括有效转矩和有效功率。发动机通过飞轮对外输出的转矩称为有效转矩，比Te表示，单位为N.M。有效转矩与外界施加于发动机曲轴上的阻力矩相平衡。（2）发动机输出特性汽车上装用的发动机由曲轴输出的转矩Te和功率Pe特性如右图所示，若以这类车用发动机直接作为汽车的动力源将存在以下一些不足之处： 输出转矩Te太小，导致车辆所获驱动力过小，无法满足汽车在各种载荷与道路状况下的驱动需要； 输出转速ne太高，致使汽车行驶速度过大，不能确保汽

16、车的安全； 转矩Te的变化范围T太窄，使得汽车无法适应各种路面引起的阻力变化； 转矩Te变化趋势不好，汽车不能因外界阻力增大而引起车速（也即发动机转速）降低时，从发动机上获得与之相适应的不断增加的驱动转矩； 发动机存在最低稳定车速nmin,使汽车由静止起步行驶困难，即在此过程中，难以协调旋转的发动机与静止汽车之间的运动学矛盾。为了解决上述发动机存在的问题，确保汽车正常运行，需要在发动机与静止汽车之间的运动学矛盾。为了解决上述发动机存在的问题，确保汽车正常运行，需要在发动机与被驱动装置（驱动轮取力专用装置等）之间配置一套传动系统，通过该系统提供的足够大的传动比，达到降低发动机输出转速，增加输出转

17、矩的目的，从而协调发动机输出转速、增加输出转矩的目的，从而协调发动机与车辆行驶及专用装置之间的关系。这种传动速比通常由汽车的传动系统通过两级以上的减速装置获得，即依靠变速器和分动器、主减速器或轮边减速器等装置来共同实现。2.2变速器与动力传动机构用发动机直接传动将有以下欠缺：发动机输出转速太高，转矩低，无法满足汽车相对车速较低，转矩高的要求，同时，其转矩和转速变化范围，以以适应汽车车速的牵引力大范围变化的实际需要，为解决这些问题而引入变连器。汽车用变速器通常具有以下作用：（1）能按需要改变传动比，达到“减速、增矩”的目的，同时扩大汽车驱动轮转矩和转速的变化范围。（2）在发动机不改变旋向的前提下

18、，能完成汽车反向行驶，实现倒车。（3）能中断发动机与驱动轮之间的动力联系，满足发动机起动，怠速运转和变速器换档等情况需要。变速器利用齿轮传动时的引力特性和速度特性达到“减速、增矩”的目的。当以大小不等的两齿轮啮齿合传动时，若以小齿轮作为输入，大齿轮为输出，传动可获得“减速、增矩”效果，但当以大齿轮作为输入，小齿轮为输出，传动就有“减矩、增速”的作用。图2.1是一台典型的六档固定轴式手动变速器。它由三要分别称之为输入轴（又称第一轴）22中间轴21和输出轴（第二轴）11，以及一系列传动所需齿轮组成，故此种变速器又称三轴式变速器，它适用于标准的发动机前置后轮驱动式传动系。第一轴前端借离合器与发动机曲

19、轴相连，输出轴后端通过凸缘与万向传动装置相接。齿轮与输入轴制成一体，与齿轮20构成常啮合传动齿轮副。齿轮12、15、16、17、18、19和20都固定于中间轴上，相应以齿轮4、5、6、7、轴上。接合合套花键毂借内花键与输出轴固联。与花键毂相套的接合套可以在换档拨叉作用下沿花键毂作轴向滑动。9和10则空套在输出轴上。接合套花键毂借内花键与输出轴固联。与花键毂相套的接合套可以在换档拨叉作用下沿花键毂作轴向滑动。图2.1变速器通过输入轴常啮合齿轮将动力传给中间轴，中间轴经过其上各档常啮合齿轮将动力传给输出轴上空套的相应各齿轮，当接合套将花键毂与输出轴某档齿轮上相应的拼命齿圈相结合时，便可实现某一档的

20、传动。当所有接合套均处于中间位置时，变速器并无动力输出，此时变速器为空档。例如挂一档时，靠拨叉使接合套右移，与齿轮9上的接合齿圈接合后，动力便可从输入轴依次经齿轮1和20，中间轴、齿轮15和9，以及相应的接合齿圈，接合套和花键毂传给输出轴。因此，一档传动比为：=如此类推，可知各前进档速比如下：= =而 所以，当接合套了左移与齿轮1上的接合齿圈结合时，动力从输入轴经过齿轮1和其上的接合齿圈，接合套了以及花键毂直接传给输出轴，这种不经蹭轴齿轮传动，而将输入轴与输出轴直接相连实现的称为直接档，其速比为1，即变速器六档速比=1。为实现汽车逆向行驶，变速器中间轴的一侧设置了一根倒档轴13（图中按惯例将倒

21、档轴画在中间轴的下方），轴上空套的倒档蹭齿轮14是一个改变旋向的惰轮，它分别与输出轴倒档齿轮10和中间轴倒档齿轮12常啮合。当齿轮10旁的接合套右移与该齿轮上的接合齿圈结合时，便可获得倒档。倒档传动比： = .=.从保证倒车安全出发，倒档速比较大，这样可获得较低的倒档车速。第三章 取力传动系统结构分析与方案确定3.1取力传动系统基本功用与组成一般地，汽车传动系的基本功用是将发动机发出的动力转给驱动车轮。而对于高压冲洗车的取力传动系统而言，其基本功用是将发动机发出的功率通过变速器、取力器及传动轴（或液压马达）等传给水泵。取力传动系统的组成及其在汽车上的布置形式，取决于发动机的形式和性能，汽车总体

22、结构形式，取力方式及取力传动系统本身的结构形式等许多因素。对于汽车传动系来说，必须具备以下四大功能：减速增矩，实现汽车倒驶，必要时中断传动以及差速作用。而对取力传动系统，主要功能是减速增矩和必要时中断传动。本设计中取力传动系统主要是由取力器，传动轴，十字轴式刚性万向节及联轴节等部件组成，其中取力器是专门厂家生产，可根据需要进行选型配置。3.2取力方式的选择与取力器布置3.2.1取力方式类型介绍与选择除了少量专用汽车的工作装置因考虑工作的可靠性和特殊要求而配备专门动力驱动外（例如部分冷藏车的制冷系统），绝大多数专用汽车上的专用设备都是以汽车自身的发动机为动力源，经过取力装置，用来驱动各种齿轮泵、

23、水泵、空压机等，从而为诸多工作装置配套使用。根据取力装置相对于汽车底盘变速器的位置，取力装置的取力方式可分为前置，中置和后置三种基本类型，每一种基本类型又包括若干具体的结构形式：发动机前端取力 前置式 飞轮前端取力 飞轮后端取力 夹钳式取力 变速器上盖取力中置式 变速器右侧盖取力变速器左侧盖取力 变速器后端盖取力 后置式 分动器取力传动轴取力（1）前置式取力a)发动机前端取力发动机前端取力是一种常用的形式，一般都是由正时齿轮室或由发动机的风扇，水泵的皮带轮输出，这种取力方式适用于由普通长头式汽车底盘改装的专用车辆。但由于该方式的取力器到专用装置的距离较长，县需要转换传动方向，若采用机械传动机构

24、就很复杂因此一一般采用液力传动。b)飞轮前端取力飞轮前端取力是在飞轮前端的曲轴齿轮通过中间轴齿轮带动取力器齿轮，从而驱动取力器的输出轴。此方式优点是不受主离合器控制，但因改变了曲轴末端的结构，对其平衡及发动机制造会有些影响。该布置在机场消防车上有应用。c)飞轮后端取力飞轮后端取力，不同于前端取力之处在于取力齿轮位于主离合器之后，此方式常用于由平头式汽车底盘改装的大、小型混凝土搅拌运输车，取力器到滚筒距离较短，因而传动系统简单，传动效率高。d)夹钳式取力 夹钳式取力器安装在离合器和变速器之间。原变速器中的第一轴被取力器中的长柄齿轮轴和连齿轴所代替。安装此方式在消防车上应用较多。（2）中置式取力a

25、)变速器上盖取力变速器上盖取力是指改制原变速器的上盖，将取力器叠置于变速器之上，用一个惰性齿轮和变速器的第一轴输入齿轮常啮合，再由该惰性齿轮将动力传给取力器的输出轴。此方式也具有和发动机同转输出的特点，因而适合于需要有高速输入的工作装置。b)变速器侧盖取力变速器侧盖取力又可分为左侧盖取力和右侧盖取力。由于在设计变速器时已考虑了动力输出，因而一般在变速器左侧和右侧都留有标准的取力窗口，也有专门生产与之配套的取力器厂家，因此这种取力器较常用（中燕公司的洒水车其取力方式便是左侧盖取力）。但这种取力形式一般都是从变速器的中间轴上的齿轮取力，因而在传动路线上经过了变速器一对常啮合齿轮的减速，故取力器轴出

26、轴的转速总是低于发动机的转速。c)变速器后端盖取力变速器后端盖取力是将动力由中间轴直接取出，并在中间轴的后端盖处输出。（3）后置式取力发动器取力方案通常在牵引车、汽车起重机上采用，用来驱动绞盘或起重机构。从取力器到专用工作装置之间的动力传递可以采用机械传动或液压传动。机械传动的主要部件是万向节和传动轴，液压传动的主要部件是液压泵和液压马达。传动轴取力是将取力器做成独立总成，设置于传动轴之间无论哪种形式的取力器，其传动比应由专用工作装置所需的转速、功率和发动机的外特性（发动机外特性是指发动机油门全开时后速度特性）决定。其基本原则是在满足工作装置所需功率和转速的前提下，选择较低的发动机转速和较高的

27、发动机负荷率。而对于取力器的选取，应根据所需功率的大小及汽车总布置等来进行。3.2.2取力器布置取力器根据所驱动专用装置需求及选定的汽车底盘来进行布置。一般来说，取力器布置示意图如下：1) 变速器后部动力输出2) 变速器侧部动力输出3) 自轴轮动力输出4) 发动机前部动力输出5) 发动机6) 变速器前部动和输出7) 变速器 8) 传动装置动力输出对于变速器取力来说有三种主要动力输出形式：变速器侧部动力输出形式一般是在变速器的中间轴某一档齿轮输出动力，或者由倒档凹轮输出动力。由于受结构的限制，这种动力输出方式仅仅能输出发动机最大功率的三分之一，最多也不会超过二分之一，故称之为部分功率输出。多用在

28、洒水车、自卸车、垃圾车、高空作业车、起重机汽车及油罐车等。操纵可以手动机械操纵，也可以用气压、油质、电磁控制开关接合与断开，也可以用推拉软轴控制。变速器前部动力输出形式设置在变速器与离合器之间，可以取得发动机的最大功率，故称为全功率输出取力器。这种取力器的设计，必须重点考虑油温与润滑，必要时可加设强制润滑及冷却装置。这种结构常用于消防车上。变速器后部动力输出形式此动力输出形式又可细分为两种：a）中间轴后端动输出形式，取力器直接固定在变速器的后端面上，在变速器中间轴的后端制作花键或者联接一个齿轮作为动力输出用，可取出发动机的最大功率。b）第二轴后端动力输出形式，取力器固定在变速器的后端面上，在第

29、二轴输出端加装一个齿轮作为动力输出，可以取出发动机最大功率，且转速可通过变速器的档位变化。但结构比较复杂，并且对变速器的改动此较大。这两种变速器后部动力输出，多用于消防车，混凝车搅拌车、输送泵车及驾铲车上面。3.3取力传动系统方案分析与确定当前用得最多的是中置式节取力方式即从变速器的顶部、侧盖或后端盖的动力输出窗口取力。动力可由变速器中间轴四档齿轮取力，或者倒档齿轮或中间轴取力输出。根据资料和去中燕实地调研，本设计中采用的是变速器侧部动力输出。变速器侧部动力输出属于中置式取力，又可分左侧盖取力和右侧盖取力（中燕公司洒水车采用的是左侧盖侧力），由以上分析确定采用变速器左侧盖取力方式来输出动力。由

30、调研资料知道变速器左侧盖动力主要的传动方式有两种。一是液压式，其传动链组成为：发动机变速箱取力器液压泵高压输油管液压马达水泵。另一种是纯机械式，其传动链组成为：发动机变速箱取力器传动轴十字轴式刚性方向节传动装置弹性柱销联轴节水泵。下面对这两种方案分别进行分析和比较，以确定采取哪种更符合实际应用。（1）方案一：液压传动系统任何液压系统的设计，除了应满足在动作和性能方面规定的种种要求外，还必须符合重量轻、体积小、成本低，效率高、结构简单、工作可靠、使用和维护方面等一些公认的普遍设计原则。液压传动系统是以传递动力为主，追求传动特性的完善，其执行元件用来驱动主机的某个部件（本设计中是用液压马达驱动水泵

31、）。液压传动系统的设计首先要明确系统设计要求，其一般步骤的具体内容有：1）主机的用途，液压结构、总体布局、主机对液压系统执行元件在位置布置和空间尺寸的限制。2）主机的工作循环，液压执行元件的运动方式（移动转动或摆动）及其工作范围 。3）液压执行元件的负载和运动速度的大小及其变化范围。4）主机各液压执行元件的动作顺序或互锁要求。5) 对液压系统工作性能（如工作稳性、转换精度等），工作效率、自动化程度等方面的要求。6) 液压系统的工作环境和工作条件，如周围介质、环境温度、湿度、尘埃情况、外界冲击振动等。7)其它方面的要求，如液压装置在重量、外形尺寸、经济性等方面的规定或限制。明确系统设计要求之后紧

32、接着是分析系统工况，确定主要参数，对液压系统进行工况分析，就是要查明它的每个执行元件在各自工作中的运动速度和负载的变化规律，这是满足主机规定的动作要求和承载能力所必需具备的，而确定主要参数是指确定液压执行元件的工作压力和最大流量。再就是拟订液压系统草图，即从作用原理上和结构组成上具体体现设计任务中提出的各项要求。它包含三项内容：确定系统类型，选择液压回路和拼搭液压系统。继而选择液压元件包括液压泵、阀类元件、油管及油箱等，最后要对液压系统性能进行如下四方面验算：回路压力损失验、发热温升验算、冲击消震验算、动态性能验算等。要设计出液压式取力传动系统，就得按以上流程逐步考虑计算。此方案的优点是其传动

33、比较大并且转速可调，又由于油管的传输动力，其布置可不受空间结构限制，可灵活布置。但显然其系统结构较复杂，涉及到液压元件的结构与工作原理、液压回路及安装、调试等多方面内容，且成本较高。（2）方案二：纯机械传动系统此传动系统主要包括传动轴， 十字轴式刚性调节及弹性柱销职轴节等，属于传统机械设计内容，其优点是结构简单而紧凑，传动效率高，可靠性强，大部分可采用标准件选配，维护性较好，且成本低，但不足之处是其传动比固定，其位置布置在尺寸和空间上有些限制。（3）两方案的比较方案一技术先进，可实现较高的自动化程度，其传动比可由控制液压油流量和液压来调节，这是方案一比方案二有显著优势的地方，但若从经济性和维护

34、可靠性方面看，方案二不及方案一。方案一设计成本及维护成本都较高，其传动链环节较多，出现漏洞的可能性（如密封不严出现漏油，在低温或高温环境下油压不稳等等）较大，而方案一设计简单，且传动效率高，其传动链环节少，出现故障可以很快查出并更换损坏件，对于维护人员技术要求低，降低了管理运营成本。方案二也可通过改变发动机输出功率和变速箱不档位来实现一定范围内的传动比（转速）的调节，部分地弥补了这方面的不足，而在可靠性，操作维护性及成本上方案一比方案二更有优势，而且中燕公司所采用大多是以方案二为主 的传动系统，所以本设计确定选择第二套取力传动系统方案。3.4取力装置设计分析与取力器选择3.4.1取力装置设计分

35、析经取力装置获取的动力，即它所输出的转速、转矩一定要与用该动力驱动的齿轮泵、柱塞泵、水泵等专用装置的使用特性相匹配。因此在进行取力装置的设计计算时，首先应考虑以下几方面的问题：大多数采用二类底盘的专用汽车，经取力器驱动的专用装置所需的功率较小，与底盘发动机的正常工作状态很不匹配，造成油耗高、效率低。因此对于动力输出功率小，工作时间较长的专用汽车，要合理地选择动力装置的传动比，以满足专用装置额定工作转速的要求。同时，应注意提高发动机的负荷率，降低发动机的转速，使发动机尽可能地工作在最传状态。避免发动机在高转速、低负荷的状态下工作。根据所需功率的大小和转速要求，以及整车的布置，确定采用何种取力方式

36、。确定传动系动力输出，端输出轴头或输出法兰的结构和尺寸。确定取力装置操纵杆的位置和操纵机构的形式。取力装置的润滑方式和安装位置。3.4.2取力器的选取取力器由专门厂家提供，可根据需要进行选型，一般来说选取力器要考虑一下几方面：首先是取力形式，有变速器取力，发动机取力，离合器取力、分动器取力等等。再选择取力器的型号。这需要知道取力器转速（即与发动机转速nmot对应的取力器转速nNA）、取力器旋向、取力器功率、取力器扭矩，输出端型式及尺寸（包括花键轴、花键套、法兰盘直径等）、使用条件（分驻车使用、行车使用及二者兼有等）、工况（包括连续运转、短时运转及间隔运转等）以及使用汽车底盘型号等。以下是调研时

37、中燕公司提供的技术资料，与他们设计生产的高压冲洗车上选取的取力器相关的。中燕公司直接选用的是东风公司设计的标准取力器：底盘型号EQ1141G7DJ系列取力器型号4205N31-020变速器总成生产厂家大同齿轮厂速比1.316输出旋转方向与发动机相反最大输出功率（KW）30.8操纵方式远距离电控气操纵在整车上的输出方式法兰其中EQ1141G7DJ系列汽车底盘变速器取力齿轮参数如下：齿数法向模数压力角螺旋角径向变径系数螺旋方向齿宽2852000.0937右旋253.4.3取力器定性分析（1） 水泵的演进1）最初时代：底盘为EQ140KS-100，发动机为EQ6100最大功率为99kw/3000rp

38、m，水泵为临沂消防器材厂BS-24中置泵，主轴额定转速3240rpm功率23.5kw。BS-24采用变速箱上取力水泵自身也没有变速箱，主轴额定转速既为输入转速。根据功率扭矩换算公式计算（）此时的输入扭矩为69.26Nm。 2）自制泵时代：底盘为EQ1092F，发动机仍为EQ6100最大功率为99kw/3000rpm，水泵为自制泵，主轴额定转速3680rpm功率22.5kw，采用变速箱侧取力，水泵自身设有变速箱速比0.5主轴额定转速为输入转速的2倍。此时输入转速为1840 rpm根据功率扭矩换算公式计算（）输入扭矩为116.76Nm 在这一系统中开始使用湖北齿轮厂的PT021/273PQ3系列的

39、取力器。3）威龙泵时代：99年使用杭州威龙水泵厂的80QZB60/62水泵代替自制泵. 80QZB60/62水泵主轴额定转速2900rpm功率16kw，采用变速箱侧取力，水泵自身设有变速箱速比0.5主轴额定转速为输入转速的2倍。此时输入转速为1450rpm根据功率扭矩换算公式计算（）输入扭矩为105.36Nm 在这一系统中仍然使用湖北齿轮厂的PT021/273PQ3系列的取力器。底盘为EQ1092FJ，发动机仍为EQ6100最大功率为99kw/3000rpm。4）加大时代：开始时间不祥到目前为止均为此配置，以杭州威龙水泵厂的80QZB60/90水泵代替80QZB60/62，水泵的结构形式均相同

40、但功率有16kw加大为22.5kw由此带来输入扭矩加大到148 Nm系统中其他环节皆未发生改变。（2）取力器破坏分析与改进1）明确PT021/273PQ3系列的取力器可以提供的最大功率和扭矩：通过向湖北齿轮厂咨询PT021/273PQ3-1B-A取力器的总速比为1.167适用工况为间断工况，最大瞬间扭矩300 Nm/1000 rpm最大输出功率30kw，可承载的扭矩随转速提高而降低（因为最大输出功率不变）。最大输出情况指在发动机最高转速3000rpm时推算输出轴转速2570rpm可承载扭矩为111.46 Nm。标准情况在发动机转速1692rpm时推算输出轴转速1450rpm可承载扭矩为197.

41、56Nm。2）水泵的需求：80QZB60/90水泵流量60m3扬程90m功率22.5kw输入转速为1450rpm输入扭矩为148Nm使用过程中随着输入转速的提高所需要的扭矩和功率也随之提高。在标准状况下可以满足取力器匹配要求。3）实际使用状况：在实际使用中水泵是处于超载使用状况。从海淀环卫队了解到在使用过程中平均每车洒水时间为15分钟总出水量9吨左右，折合流量36 m3/h。洒水车单喷头设计流量7.35 m3/h（80%流动效率）双喷头同时工作出水量14.7 m3/h。由此可以看出实际出水量为设计出水量的2.44倍，要达到这个效果必须提高水泵输入转速以提高水路系统压力来达到增大流量的使用效果从

42、而导致了传动系统超载使用。4）结论：取力器的损坏是由于超功率的向水泵传动引起取力器主动轴造成的。具体过程是轴承超载首先损坏，造成齿轮无法定位发生移动进而齿轮定位被破坏齿顶部在旋转中被击碎。5） 改进对策：a）由于PT021/273PQ3-1B-A取力器已不能适应现在的使用状况所以应考虑更换为可适应连续工况的前夹钳飞轮取力器。但有可能使水泵安装位置发生变化，如此要重新设计水路。b）改用80QZB60/62水泵，此水泵的消耗功率比80QZB60/90水泵少6.5kw扭矩要求少43Nm。通过消减载荷来缓解轴承的受力情况以延长寿命。但在高速运转时能否安全杜绝损坏尚不能绝对保证。 第四章 万向节传动装置

43、分析与计算4.1万向节传动简介万向节传动装置一般由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。它主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋传运动。万向节传动在汽车上应用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，内外半轴之间的夹角随行驶需要而变，这时多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时，也必须采用万向节传动。万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力的，可分成不等速万向节（如十字轴式），准等

44、速万向节（如双联式，凸块式，三销轴式等）和等速万向向节（如球叉式、球笼式等）。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度比为1的万向节。准等速万向节是指在设计角下工作时以等于1的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作进瞬时角速度比近似等于1的万向节。输出轴和输入轴以等于1的瞬时角速度比传递运动的万向节，称之为等速万向节。万向节传动设计应满足如下基本要求：1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时， 能可靠地传递动力。2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附

45、加载荷、振动和噪声应在允许范围内。3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。本设计中选取的是不等速十字轴万向节传动方式，如下将重点分析计算。4.2万向节传动的运动和动力分析：4.2.1运动分析当被连接的两根轴不在同一直线上而采用一个十字轴万向节传动时，从动轴旋转的角速度是不均匀的。这可从下面简单十字轴万向节传动的运动学分析中看出。如图4-1所示，设万向节传动的输入轴（主动轴）与十字轴的BB0轴连接，输出轴（从动轴）与十字轴的AA0轴连接。当、轴旋转时，与万向节叉相连的BB0轴与AA0轴的轨迹都应是圆平面，而其间夹角为。设主动轴万向节叉B点转至B1时，从动轴万向节叉A点转至A1

46、点，它们转过的角度分别为，1和2。 1角与2角是不相等的，它们之间保持一定的三角函数关系，这一关系可以用把两个万向节叉的运动轨迹投影到同平面上的方法找出。图4-1刚性十字轴万向节运动原理图如果正对着输入轴看，BB0的旋转轨迹是个圆，AA0轨迹在此圆平面上的投影是个椭圆（图6-1，b），由于OA与OB是十字轴的两臂，始终互相垂直，按投影原理，它们在同一平面内的投影也始终互相垂直，因此A1OB1为90直角，而AOA1=BOB1=1。但是作为从动的万向节叉由A转至A1时，实际转过的角度，应将投影面AA0转过小角与BB0重合后求得。当OA转到OC位置，COD即为所求的从动轴的实际转角2，由图6-1，

47、b)可知：,由图中可知 (4-1)这就是用简单十字轴万向节传动的输入轴和输出轴转角随两轴夹角而变化的关系式。从上式（4-1）可看出，当两轴夹角=0、180、360时，即输入轴与输出轴在同一直线上时，cos=1, tg1=tg2,输入轴转角与输出轴转角相等。若为其他值时，2与1不相等，因而如果输入轴等速旋转，输出轴的角速度将一时快一时慢。图4-2表示在不同时，2与1之差随1的变化关系。图4-2 刚性十字轴万向节所连两轴旋转角之差变化曲线从图4-2中可看出，当1为0、90、180、360时，1=2这表明轴转过90，轴转过90；轴转过一周，轴也转过一周，所以、轴的平均转速是相等的。但从动轴的瞬时角速

48、度是变化的，当从动轴每转一圈时，有两个加速时期与两个减速时期，且从动轴的这一不等速运动的程度，随角的加大而加大。从动轴的不等速运动，将导致传动系的振动与噪声，甚至引起传动系的损坏。从动轴不等速旋转的不均匀程度，还可用输入轴角速度与输出轴角速度的比值来表示。如果我们把、轴转角中1和2对时间求导数，微分公式（4-1）可得：轴和轴的角速度为：,由此得： （4-2）从公式 得 （4-3）由三角公式知：并把公式（4-3）代入得： (4-4)将公式（6-4）代入（6-2）得： （4-5）当转角1=0、180、360等值时，比值 达最大值 （4-6）当转角1=90、270等值时，比值为最小值 （4-7）由此

49、可知反映从动轴旋转不均匀程度的角速度之比将在 到cos的范围内变化。4.2.2动力分析下面分析简单万向节传动的动力学。如果不计万向节里的磨擦损失，则其效率为1，即式中：M1 、M2是万向节主动轴和从动轴的扭矩则输入轴与输出轴的扭矩变化关系为： （4-8）当达到最大时，则从动轴上的扭矩M2也达最大值。即 (4-9)为便于理解，现将以、M1表示的矢量、M2及万向节相应于M2最大、最小值的两个空间位置如图4-3所示：图4-3万向节输出轴与输入轴的扭矩关系在输入轴与输出轴上，由于两轴不同轴将引起周期性的附加弯矩，其值为： M=M1sin1tg （4-10） M2= M1cos1sin （4-11）式中

50、1为输入轴的转角当1=0时，如图4-4，a）所示，即输入轴的叉面在垂直平面，则输出轴的附加弯矩M2为最大值。M2max= M1sin （4-12）当1=90时，如图4-4，b）所示，即输入轴的叉面在水平平面，则输入轴附加弯矩M1为最大值。M1max= M1 tg （4-13）从以上这些关系可看出，如采用一个简单十字轴万向节，只有在较小时才是合适的，此时转速不均匀程度和附加弯矩较小。当实际需要角较大时，则需采用双十字轴万向节传动。因为，如果只有一个十字轴万向节，输入轴等速转动，输出轴则不等速，输出轴的转速与扭矩会发生周期性变化，高速旋转时会给机件带来振动与冲击；假若再加一个十字轴万向节，对于后一

51、万向节来说，虽然输出轴不等速，但输出轴却可以获得等速。因此，只要与中间传动轴相连的两个万向节叉装在同一平面，且保证输入轴和中间轴夹角，等于中间轴和输出轴夹角，则输出轴转速即等于输入轴转速。此时中间轴仍作变速旋转，因转动惯量较小，故惯性力矩不大。在实际应用中，角最好不要超过69。另外，灰尘、泥沙等容易进入十字轴滚针轴承，引起早期磨损，影响整个万向节传动总成的寿命，因此，应妥善考虑十字轴与万向节叉的连接，轴承型式和密封等问题。4.3十字轴式刚性万向节的构造及润滑十字轴式刚性万向节主要同主动叉、从动叉、十字叉、滚针轴承及其轴向定位件和橡胶密封件组成。具体而言，两万向节叉上的孔分别活套在十字轴的两对轴

52、颈上。这样，当主动轴转动时，从动轴既可随之转动，又可挠十字轴中心在任意方向摆动。为了减少磨擦损失，提高传动效率，在十字轴轴颈和万向节叉孔间装有由滚针和套筒组成的滚针轴承。然后用螺钉和轴承盖将套筒固定在万向节叉上，并用锁片将螺钉锁紧，以防止轴承在离心力作用下从万向节叉内脱出。为了润滑轴承，十字轴做成中空的，并有油路通向轴颈，润滑油从注油嘴注入十字轴内腔。为避免润滑油流出及尘垢进入轴承，在十字轴的轴颈上套着装在金属座圈内的毛毡油封。在中字轴中部还装有带弹簧的安全阀，如果十字轴内腔的润滑油压力大于允许值，安全阀即被顶开而润滑油外溢，使油封不致因油压过高而损坏。十字轴式万向节的损坏是以十字轴轴颈和滚针

53、轴承的磨损为标志的。因此，润滑与密封直接影响万向节的使用寿命。为了提高密封性能，实际中在十字轴式万向节中多采用带密封唇的橡胶油封。实践证明，这种橡胶油封的密封性能远优于老式的毛毡或软木垫油封。当用注油枪向十字轴内腔注入润滑油而使内腔油压大于允许值时，多余的润滑油便从橡胶油封内圆表面与十字轴轴颈接触处溢出，故在十字轴上无须安装安全阀。十字轴万向节结构简单，强度高，耐久性好，传动效率高，生产成本低。但所连接的两轴夹角不宜过大，当夹角由4增至16时，十字轴万向节滚针轴承寿命约下降原来的1/4。4.4十字轴总成尺寸的确定与强度校核（1）十字轴总成尺寸确定为便于设计时确定十字轴总成尺寸，表4-1列出了不

54、同吨位载重汽车的十字轴按图5所示尺寸的范围。表4-1推荐采用的十字轴总成及花键尺寸按表4-1初步选定其尺寸，再进行强度校核。图5十字轴尺寸要素（2）万向节十字轴强度计算与校核十字轴万向节损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过0.15mm 时,十字轴万向节便应报废。对万向节十字轴进行强度计算的理论基础是1826年德意志JVPoncelet发现的：万向节中的转矩和驱动力与角速度成反比。由 得 （4-14）式中：恒定的驱动力 不变的驱动角由上式Poncelet进而得出作用于十字轴上的力，对于=0，最大值） （4-15）=9

55、0，（最小值） （4-16）下面对十字轴按弯曲强度进行理论分析：按弯曲强度设计十字轴如图4-6，a)所示，作用于假想约束点的弯矩是： （4-17） 驱动轴颈上的压力Q1可由下式计算：图4-6按弯曲强度作用图= （4-18）或转矩计算 （4-19）将（4-15）式代入（4-17）式得从动轴颈上Q2力的最大值：由此可得轴颈直径d（见图4-6,b）为： （4-20）或 , 实际应用中十字轴的主要失效形式是轴颈根部处的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。如图7为十字轴受力图，设各滚针对十字轴轴颈作用的合力为F，则F= （4-21）式中：TS万向传动的计算转矩 合力F作用线

56、到十字轴中心之间的距离。万向传动的最夹角十字轴轴颈根部的弯曲应力应满足 （4-22）式中：d1十字轴颈直径 d2十字轴油道孔直径S合力F作用线到轴颈根部的距离 弯曲应力许用值，为250350Mpa十字轴轴颈的切应力应满足：= （4-23）式中：为切应力许用值，为80120MPa4.5十字轴轴承载荷分析万向节的额定转矩由滚动面对旋转轴z的位置所决定。如图4-8，载荷P以关于y轴的压力角 =90和关于旋转的倾斜角 =0起作用，这是因为作用线P与z轴垂直的原因。滚针或十字轴颈用的轴承通常包含之列Z个滚柱，Richard Striberk 给出的轴承中单个滚柱的压力分布为： （4-24） 式中：s分布

57、系数轴承的静态安全系数，对于万向节的摆动轴承，其值在0.81.0之间。对于线接触轴承，若考虑轴承类型的作用，比如是滚针轴承或滚柱轴承s=5。Pperm是单个滚动体的最大许用压力载荷。整个滚柱轴承的静态承载能力就是总的压力载荷Qtotal，顶部滚柱的最大压力等于许用静态压力Pperm，由（4-24）式计算出许多承载，推导出十字轴承的静态承载能力为： （4-25）其中ISO76/1987规定的步骤是由P0=4000N/mm2和s=5确定的数值乘上一个万向节直径比率 d/D函数的因子（0.150.16）,则有： (N) （4-26）对于平稳运转的万向节的摆动轴承，该安全系数为0.81.0,则静态额定

58、转矩为 (N.M) （4-27）式中：i滚柱列数 Z每列的滚柱数D滚柱直径 Lw滚柱的有效长度 R有效万向节半径 f=38N/mm2为滚针和滚轴承静态承载系数。一般地=0.88时， （4-28）滚针轴承中心滚针直径一般不小于1.6mm，以免压碎，而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性，一般控制在0.003 mm以内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性，而间隙过大时，有可能出现受热卡住或因脏物阻滞卡住，合适的间隙为0.0090.095mm，滚针的承的周向总间隙以0.080.30mm为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度，使其既有较高的承载能力，又不致因

59、滚针过长发生歪斜造成应力集中。滚针在轴向的游隙一般不应超过0.20.4mm。滚针轴承的接触应力为： （4-29）式中： d0滚针直径（mm） Lb滚针工作长度(mm)。Fn在合力F作用下一个滚针所受的最大载荷，由式Fn =4.6F/iZ (i为滚针列数，Z为每列中滚针数).当滚针和十字轴轴颈表面硬度在58HRC以上时，许用接触应力为30003200MPa 。十字轴万向节的传动效率与两轴的轴间夹角、十字轴的支承结构和材料、加工和装配精度以及润滑条件等因素有关。当25时可按下式计算： （4-30）式中：十字轴万向节传动效率轴颈与万向节叉的摩擦因数，对于滑动轴承：=0.150.20，对于滚针轴承：f

60、=0.050.10。通常情况下，十字轴万向节传动效率约为97%99%。十字轴常用材料为20CrMnTi、20Cr,20MnVB等低碳合金钢，轴颈表面进行渗碳淬火处理，渗碳层深度为0.81.2mm,表面硬度为5864HRC，轴颈端面硬度不低于55HRC,芯部硬度为3348HRC。万向节叉一般采用40或45中碳钢，调质处理，硬度为1833HRC，滚针轴承碗材料一般采用GCr15。第五章 传动轴与中间支承设计分析5.1传动轴结构分析传动轴总成主要同传动轴及其两端焊接以花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般没有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总

61、布置设计决定，设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向十字轴和滚针轴承的寿命，万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。图5-1万向节传动轴的弯曲振动图 5-1万向节传动轴的弯曲振动图 5-1万向节传动轴的弯曲振动图 5-1万向节传当传动轴长度确定后，其断面尺寸必须保证有足够的强度，并能随相当的转速。其许用的传动轴转速，不应超过临界转速。所谓临界转速，即当某个长度为L0的传动轴，在两支点中旋转时，如图5-1所示，由于轴自身的重力作用，使传动轴中心（即质量中心）相对轴线有一偏移量（初挠度）a，如果再考虑到轴与孔的间隙，

62、传动轴质量的不均匀，则a将再增大。当此轴旋转时，在质量中心必有离心力的作用，这个离心力又将引起传动轴的进一步弯曲，产生附加挠度y。由于重力的大小 和方向是不变的，而离心力的大小与方向是改变的，故使传动轴的弯曲力（垂直力与离心力的向量和）也周期性的变化着，从而传动轴的挠度也随时在变化。即传动轴的旋转，将伴随有弯曲振动，它的频率即等于传动轴的转速。当传动轴的转速接近于它的弯曲自然振动频率时，即出现共振现象，振幅（挠度）急剧增加，致使传动轴折断，这一转速即称为传动轴的临界转速。传动轴的临界转速与轴的直径，长度和支承点数目有关。设传动轴转速为 (rad/s),作用在传动轴以离心力则为：F=m(g+a)

63、 2 （5-1）m为传动轴质量离心力F被与挠度成正比的材料弹性力中所平衡，由材料力学得： （N） （5-2）式中：E传动轴材料的抗拉弹性模数为211010N/m2 L支承长度，取两万向节的中心距离（m）I轴部面对其对称轴线（直径）的转动惯量（m4）.c系数c与受载情况、支承型式有关，当载荷在两端自由支承的梁上沿长度平均分布时c=384/5，而在同样受载情况下，对两端因定支承梁来说c=384。由平衡条件得：m(y+a)= （5-3）解得：当 时，轴以挠度y无穷大，即若轴以与此相应的角速度旋转时必将折断，此时： （5-4）对于直径为D的实心轴，由材料力学得： ， P为传动轴材料密度；由此，对于两端

64、自由支承（如开式传动轴），且载荷沿轴长平均分布的轴，其临界转速为： （rpm） （5-5）对于两端有固定支承的轴（如轴封闭于传动轴套管中的闭式传动轴），则 （rpm） （5-6）对于实际上大量采用的空心传动轴，若其部面外径为D，内径为d，则：于是两端自由支承的轴： （rpm） （5-7）对两端固定支承的轴，则： （rpm） （5-8）(以上D、d 、L均采用mm为单位)对于绝大多数开式传动轴，可按两端自由支承的轴来计算，工作长度L可取两万向节中心距离。如为闭式传动轴，可按两端固定支承的轴计算，工作长度L可取两轴承中心间距离。由上面公式也可知：当传动轴外径相同时，空心轴的临界转速比实心的要高。这

65、就是传动轴广泛用采用空心轴的原因之一。同时还可看出当L增加，nko下降，为提高nko，可缩短传动轴长度，增大轴管内外径，所以当L1500mm时，常采用中间支承。5.2传动轴载荷分析计算在确定传动轴截面尺寸时，一定要使传动轴的实际最大转速小于其临界转速。其安全系数就在以下范围内：=1.22.0 nmax为对应于最大行驶速度时传动轴的转速如果传动轴的动平衡很好，且花键连接制造精度很高，此时临界转速的安全系数可取较小值。当传动轴质量不平衡或花键连接处磨损出现间隙后，传动轴就能在低于临界转速下发生破坏。实际设计时可使临界转速比发动机最大转速nemax大7080%来确定。在按临界转速nko初选轴管断面尺

66、寸后还需要进行扭转强度验算。为计算简单，将不考虑由于夹角而引起的附加扭矩和弯矩，只按纯扭矩计算其扭转应力。设Memax为发动机最大扭矩(N.M), 表示变速箱头档速比，表示取力器速比，N表示连接取力器的传动轴根数，则水泵前的传动轴的计算扭矩M为：（N.M） （5-9）由材料力学分析知扭转应力W抗扭断面模量，对空心轴其值为W=则传动轴扭转强度：=125 (N/mm2) （5-10）对于传动轴花键，主要计算花键的挤压应力。在硬度大于HRC35不应大于（2528）106N/ m2。若为渐开线花键，其计算与矩形花键相同，只是计算作用面是按它工作面投影计算的。花键的挤压应力： (N/mm2) （5-11

67、）式中：D,d分别为花键外径与内径（mm） Z花键齿数L花键有效工作长度（mm） M花键承受的扭矩（N.m）传动轴总成不平衡是传动系弯曲振动的一个激励源，当传动轴高速旋转时，将产生明显的振动和噪声。万向节中十字轴的轴向窜动、传动轴滑动花键中的间隙，传动轴总成两端连接处的定心精度，高速回转时传动轴的弹性，变形、传动轴上点焊平衡片时的热影响等因素，都能改变传动轴总成的不平衡度。提高滑动花键的耐磨性和万向节花键的配合精度。缩短传动轴长度增加其弯曲刚度，都能降低传动轴的平衡度。为了消除点焊平衡片的热影响，应在冷却后再进行动平衡检验。传动轴的不平衡度，在30006000r/min时应不大于2035g.c

68、m；对于货车，在10004000r/min时不大于50100g.cm。另外，传动轴总成径向全跳动应不大于0.50.8mm 。5.3中间支承结构分析随着传动轴长度增加，其自振频率降低，为了提高传动轴临界转速，避免共振产生，并考虑整车总体布置上的需要，常将传动轴分段，因而需要加设中间支承。中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差以及车辆行驶过程中由于变速箱窜动或车架等变形所引起的位移。本设计中采用的中间支承是固定在泵架上，与泵体联接，以分担承受传动轴不平衡、偏心等因素引起的径向力以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。第六章 全文总结随着我国国民经济的迅猛发展，

69、城市化进程大大加速，而与此相对的是与城市卫生环境的矛盾增加，我们除了要加强人们的环保意识外，更要有措施来解决存在的问题。高压冲洗车正是其中的一种，在城市中日益得到更广泛的应用，有效缓解了城市卫生环境矛盾。因此本课题的研究具有教大的应用价值。本文的工作是对高压冲洗车的低压水泵取力传动系统进行结构分析与设计，比较了各种取力方式的优缺点，给出从取力器到低压水泵的具体设计方案。主要的研究工作及结论如下：1）分析了国内高压冲洗车发展的现状和市场前景，取力器结构发展的趋势及本课题的重要意义。2）根据实地考察与网上调查等途径进行总结，进行取力传动系统方案设计，分析并确定了从取力器到低压水泵的传动链具体结构设

70、计方案。3）对万向节传动部分进行了运动与动力分析，设计了万向节的关键部件十字轴和滚针轴承的相关尺寸并进行了相应校核。本论文由于受到时间和其它客观条件的限制，仍然存在许多不足之处，有待于进一步提高和完善，主要有以下方面：1）因客观条件的限制，对高压冲洗车调查的资料不够详细，尤其是取力器的资料很少，所以导致整个取力器及万向传动结构不是很详细，相关结构尺寸有待进一步验证。2） 所设计的取力传动系统未经过现场实际使用的检验，对其结构设计的合理性还有待于进一步验证，并确定各相关参数。参考文献1.徐达、陆锦容主编.专用汽车工作装置原理与设计计算.北京：北京理工大学出版社.2002.92.徐达、蒋崇贤主编.

71、专用汽车结构与设计.北京：北京理工大学出版社.1998.123.张宝生、李杰、林明芳编著.汽车优化设计理论与方法.北京：机械工业出版社.2000.94.张朴编著.汽车计算机辅助开发技术.北京：北京理工大学出版社.1999.105.金国栋、唐新蓬编著.汽车概论.北京：机械工业出版社.19976.杨士敏、吴国进等编著.高等级公路养护机械.北京：机械工业出版社.2003.107.庄继德著.计算汽车地面力学.北京：机械工业出版社.2001.118.胡宁等编著.现代汽车底盘构造.上海：上海交通大学出版社.20039.陈家瑞主编.汽车构造（下册）.北京：人民交通出版社.2002.210.黄靖远、龚剑霞等主

72、编.机械设计学.北京：机械工业出版社.1999.511.孙江宏、黄小龙等编著.Pro/Engineer 2001中文版入门与提高.北京：清华大学出版社.2003.512.孙江宏、段大高编著.Pro/Engineer 2001高级功能应用与编程处理.北京：清华大学出版社.2003.1113王喜斌.LJ353自卸车液压系统工作原理及结构介绍.专用汽车，1981年第一期14陈家瑞主编.汽车构造，北京：人民交通出版社，198115 羊拯民.传动轴和万向节.北京：人民交通出版社，198616冯振东。空间多万向节传动的转角差和当量夹角的计算。汽车技术，1982（5）：243017张洪欣主编。汽车设计。北京

73、：机械工业出版社，198918余志生。汽车理论。北京：机械工业出版社，198119美J 厄尔贾维克,R.汽车自动变速器与变速驱动桥.北京:机械工业出版社,199820唐艺. 新编汽车构造.北京:机械工业出版社,199821 关文达.汽车构造.北京:机械工业出版社22林平.新型自动变速器结构原理及检修.广州:广东科技出版社,199923徐清富.国外汽车最新结构图册.北京:机械工业出版社.24章日晋等编.机械零件的结构设计.北京:机械工业出版社,198725吴宗择,罗圣国主编.机械设计课程手册.北京:高等教育出版社,199926王步嬴编.机械零件强度计算的理论与方法.北京:高等教育出版社,1986

74、27邱宣怀主编.机械设计.第四版.北京:高等教育出版社,199728陈锦冒.自由面造型中虚拟图形的表示.华南理工学报.2002年第五期.29. 孙桓 陈作模 主编. 机械原理.高等教育出版社.1996.530. 单辉祖 编. 材料力学.高等教育出版社.1999.1031. 黎启柏 主编. 液压元件手册.冶金工业出版社，机械工业出版社.1999.1232. 东北工学院机械零件设计手册编写组编. 机械零件设计手册.冶金工业出版社.1982.133. 汪恺 主编. 机械设计标准应用手册.机械工业出版社.1997.834. 成大先 主编. 机械设计手册.化学工业出版社.1997.1致谢本论文是在孙江宏

75、老师的悉心指导和大力帮助下完成的。在毕业设计期间，孙老师给我以极大的关心和帮助，多次指导我解决设计中的疑难之处，使我深受启发，在此表示最衷心的感谢！孙老师对我们严格要求，经常教导我们在治学上要勤奋、认真、刻苦、精益求精，他本人科学严谨、一丝不苟的治学作风，丰富的实践经验，富有创造性的思维方式对我产生了非常有益的影响，必将使我终身受益。同时我还要感谢本毕设小组其他成员：薛云飞、唐传军、寇宁、董建强、张大利五位同学在学业和生活上的大力帮助。在这短短的一学期里，我们共同进步，互相帮助，结下了深厚的友谊，并且非常融洽地完成这次辛苦而愉快的毕业设计，在此表示由衷的感谢！感谢百忙中为本论文审稿的教授和老师们。51