高压冲洗车取力传动系统设计(编辑修改稿)

高压冲洗车取力传动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

强，大部分可采用标准件选配，维护性北京机械工业学院毕业论文 21 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。 分析 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： 北京机械工业学院毕业论文 22 ①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。 ②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。 ③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。 ④确定取力装置操纵杆的位置和操纵机构的形式。 ⑤取力装置的润滑方式和安装位置。 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。 以下是调研时中燕公司提供的技术资料，与他们设计生产北京机械工业学院毕业论文 23 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 4205N31020 变速器总成生产厂家 大同齿轮厂 速比 输出旋转方向 与发动机相反 最大输出功率（ KW） 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 28 5 20176。 0176。 右旋 25 （ 1） 水泵的演进 1）最初时代：底盘为 EQ140KS100，发动机为 EQ6100 最大功率为 99kw/3000rpm，水泵为临沂消防器材厂 BS24 中置泵，主轴额定转速 3240rpm 功率。 BS24 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。 根据北京机械工业学院毕业论文 24 功率扭矩换算公式计算（ nNM  9549 ）此时的输入扭矩为 m。 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 ，采用变速箱侧取力，水泵自身设有变速箱速比 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（ nNM  9549 ）输入扭矩为 m 在这一系统中开始使用湖北齿轮厂的PT021/273PQ3 系列的取力器。 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 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（ nNM  9549 ）输入扭矩为 m 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但功率有 16kw 加大为 由此带来输入扭矩加大到 148 N m系统中其他环节皆未发生改变。 （ 2）取力器破坏分析与改进 北京机械工业学院毕业论文 25 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 PT021/273PQ31BA 取力器的总速比为 适用工况为间断工况，最 大瞬间扭矩 300 N m/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 N m。 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 m。 2）水泵的需求： 80QZB60/90 水泵流量 60m3扬程 90m功率 输入转速为 1450rpm输入扭矩为 148N m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 m3/h（ 80%流动效率）双喷头同时工作出水量 m3/h。 由此可以看出实际出水量为设计出水量的 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： 北京机械工业学院毕业论文 26 a）由于 PT021/273PQ31BA 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 扭矩要求少 43N m。 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 万向节传动装置分析与 计算 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、球笼式北京机械工业学院毕业论文 27 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。 ： 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。 北京机械工业学院毕业论文 28 如图 41 所示，设万向节传动的输入轴Ⅰ（主动轴）与十字轴的 BB0 轴连接，输出轴Ⅱ（从动轴）与十字轴的 AA0 轴连接。 当Ⅰ、Ⅱ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点，它们转过的角度分别为，φ 1和φ 2。 φ 1角与φ 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 41 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 61， 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 90176。 直角，而 ∠ AOA1=∠BOB1=φ 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。 北京机械工业学院毕业论文 29 当 OA 转到 OC 位置， ∠ COD 即为所求的从动轴 Ⅱ的实际转角φ 2，由图 61， b)可知： ODDAtg 11  , ODCDtg 2 , ODDAtgtg 121   由图中可知 cos1 CDDA ∴  cos21  tgtg (41) 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（ 41）可看出，当两轴夹角 =0176。 、 180176。 、 360176。 时，即输入轴Ⅰ与输出轴Ⅱ在同一直线上时， cos =1, tgφ 1=tgφ 2,输入轴转角与输出轴转角相等。 若 为其他值时，φ 2 与φ 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 42 表示在不同  时，φ 2 与φ 1之差随φ 1的变化关系。 图 42 刚性十字轴万向节所连两轴旋转角之差变化曲线 从图 42 中可看出，当φ 1 为 0176。 、 90176。 、 180176。 、 360176。 时，φ 1=φ 2这表明轴Ⅰ转过 90176。 ，轴Ⅱ转过 90176。 ；轴Ⅰ转过一周，轴Ⅱ也转过一周，所以Ⅰ、Ⅱ轴的平均转速是相等的。 北京机械工业学院毕业论文 30 但从动轴的瞬时角速度是变化的，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 1w与输出轴角速度 2w 的比值来表示。 如果我们把Ⅰ、Ⅱ轴转角中φ 1和φ 2对时间求导数，微分公式（ 41）可得： dtddtd 222112 c osc osc os 1   轴Ⅰ和轴Ⅱ的角速度为： dtdw 11  , dtdw 22  由此得： 222112 c o sc o sc o s1 ww    c os1c osc os 12 2212 ww （ 42） 从公式  cos21  tgtg 得  cos12 tgtg 。