農(nóng)用運輸車變速器的設計方案畢業(yè)設計方案(編輯修改稿)
2025-05-22 00:38 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 致謝 13 / 17緒論我國農(nóng)用運輸車誕生于20世紀80年代。我國農(nóng)村運輸車的特點是運量小，運距短，貨物分散，道路條件差。由于噸位的柴油車較汽油車運載能力強，燃油價格低，且柴油保管無須特殊設備，又為廣大農(nóng)民所熟悉，所以，農(nóng)用運輸車運用柴油為動力。隨著科技的進步，我國經(jīng)濟迅速發(fā)展，對農(nóng)用車的要求也不斷的提高，對農(nóng)用車的動力性，經(jīng)濟性，舒適性的要求明顯提高。本次設計的農(nóng)用運輸車變速器就是解決其在運用中的動力不足，通過對農(nóng)用運輸車變速器的設計和應用，可以提高農(nóng)用運輸車的動力性，提高它的載貨能力，提高農(nóng)用運輸車的通過能力和爬坡的坡度。將農(nóng)用運輸車的變速器設置為四檔變速器，通過對檔位數(shù)的增加，可以提高其燃油經(jīng)濟性。第一章 簡單三軸四檔式變速器設計的基本參數(shù) 本次設計的變速器主要是提高農(nóng)用運輸車的動力性和經(jīng)濟性，通過對傳動比的設計來改變低速、高速的行駛速度，提高運輸車的爬坡能力。對中心距的設計可以減小變速器的尺寸，使變速器結(jié)構(gòu)更緊湊。對變速器的前進擋嚙合齒輪選用斜齒圓柱齒輪，承載能力強，經(jīng)久耐用，提高運輸車的前進動力。倒擋采用直齒圓柱齒輪，因為運輸車對倒擋的要求不是很高，多數(shù)情況下都是在前進行駛的。變速器設計的參數(shù)表發(fā)動機最大扭矩Nm）104發(fā)動機最大功率kw/kw/min）29/3000最高車速km/h）≤70空載整車質(zhì)量kg）1500滿載整車質(zhì)量kg）2470最大爬坡度30176。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的半徑等來綜合考慮、確定。 根據(jù)汽車最大爬坡度確定 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滾動阻力及爬坡阻力。故有：Te maxigⅠi0ηt r ≥mg(fcosαmax +sinαmax =mgΨmax (11則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為：i gⅠ ≥mgrrΨmax/Te max i0ηt (12式中m ——汽車總質(zhì)量；g ——重力加速度；f ——道路阻力系數(shù)； Ψmax——道路最大阻力系數(shù)； α max ——最大爬坡要求； rr ——驅(qū)動車輪的滾動半徑； Te max ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； i0 ——主減速比； η t ——汽車傳動系的傳動效率主減速比 i0 的確定： i0=(～rr np/vamax igh (13式中 rr——車輪的滾動半徑，m； np——發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min； igh——變速器最高檔傳動比；vamax——最高車速，km/h。本課題變速器 igh=1， 一般貨車的最大爬坡度約為 30176。，α max =176。，f = 即 f 由公式(13得：i0=(～rrnp/va maxigh=由公式(12得：Ψmax=176。+176。= igⅠ≥mgrrΨmax/Te max i0ηt=35003000≈ 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定 變速器Ⅰ檔傳動比為：igⅠ ≤ G2rr248。/Te maxi0ηt (14式中 G2 ——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷； 248。 ——道路的附著系數(shù)，計算時取248。 =～。因為農(nóng)用車 42 后輪單胎滿載時后軸的軸荷分配范圍為60%～68%，所以 G2=350068％=23324N 由公式13）和公式14）得： igⅠ≤G2rr248。/Te maxi0ηt =23324≈ 條件得： ≤igⅠ≤，取 igⅠ=+）/2≈變速器的Ⅰ檔傳動比應根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 q = 得幾何級數(shù)排列。 因為q = ≈ ，所以 igⅢ=q=, igⅡ= igⅢq= 其中 n 為檔位數(shù)）實際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動比確定后，即可進行其他基本參數(shù)的選擇與計算。 傳動軸中心距中心距地大小直接影響到變速器結(jié)構(gòu)的緊湊性。因此，在保證傳遞發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩、齒輪在足夠的強度、機構(gòu)布置有可能實現(xiàn)的情況下，應盡可能采用較小的中心距。 中心距的值主要取決于兩個因素；a. 保證齒輪有必要的疲勞強度；b. 應保證變速箱殼的軸承孔之間有必要的壁厚。初選中心距時，可以利用經(jīng)驗公式； A1= K 式中 Tk1——變速箱1檔齒輪所傳遞的轉(zhuǎn)矩。 K——軸距系數(shù)，通常為13~~16。由公式得: A1= K = (～= ～ mm 農(nóng)用車變速器的中心距約在 80～170mm 范圍內(nèi)變化,初選 A=100mm。 各檔齒輪齒數(shù)的分配 本次課題設計變速器結(jié)構(gòu)簡圖 確定Ⅰ檔齒輪的齒數(shù)已知Ⅰ檔傳動比igⅠ，且 igⅠ = z2 z7 /z1 z815）為了確定 zz8 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 z∑ ：直齒齒輪： z∑=2A/m16） 先取齒數(shù)和為整數(shù)，然后分配給 zz8。為了使 z7/z8 盡量大一些，應將 z8 取得 z∑ 盡量小一些，這樣，在 igⅠ已定的條件下z2/z1的傳
公司管理相關推薦
鄂ICP備17016276號-1