A平板式清障車的設計

A平板式清障車的設計,平板,清障車,設計 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 .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) .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 .17 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 1 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 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 .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 2 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。 按牽引噸位分為: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(jīng)濟利益的兒童詩也要注意清障 車的安全操作等。 2 總體方案論證 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: 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。 2.1.2 專用裝置的自重 后裝式清障車由于結構復雜,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 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,同時可作為專用裝置定位及底盤選取的依據(jù)。 2.3 合理選擇控制方式 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: 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。 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: 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。 2.5.1 滑動滑板式機構工作步驟 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(jīng)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。 4 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， 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. 2.7 結構方案的確定 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. 2.7.2 本清障車的結構特點 A. 填料器的結構布置 5 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。 6 圖 2-4 清障車布置 3 清障車總體設計與計算 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。 3.1.2 整備質量 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； 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。 3.2 清障車發(fā)動機的選型 3.2.1 發(fā)動機最大功率及其相應轉速 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)pemax 可得： =9eaxa =9 12.28 =110.52kw 7 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pemaxnpnp 22003400r/min,取 =3000r/minn 3.2.2 發(fā)動機最大轉矩及其相應轉速 根據(jù)式： = (3-5)Temaxp =7019 npemax 求 Temax 式中： 發(fā)動機的轉矩適應系數(shù) 最大功率時的轉矩p 發(fā)動機的最大功率emax -最大功率的相應轉速np 因為車用柴油機的 值多在 1.11.25（帶校正器） ，所以取 =1.15，代入上式可得： =7019 1.15 (3-6)Temax3052.1 =297.37N 與 之比不宜小于 1.4，通常取 / =1.42.0,npT npT 所以?。?/ =1.5 (3-7)pT 所以： = /1.5nTp =2000r/min 3.2.3 發(fā)動機適應性系數(shù) 根據(jù)式： = 發(fā)動機的轉矩適應系數(shù) (3-8)nTp =1.15 1.5=1.725 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：EQB18020 8 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(chǎn)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(jīng)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(jīng)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 動力性、經(jīng)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） 745023002500 總質量（kg） 5490 整備質量（kg） 5490 最高車速（km/h） 95 9 前輪距/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 3.4.1 整備質量和軸荷分配 由前面的計算得整備質量： =5490kgm0 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：4 2 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 55%。 所以： 空載時： 前軸軸載質量= 45%=5490kg 45%=2470kgm0 后軸軸載質量= 55%=5490kg 55%=3019.5kg 滿載時： 前軸負荷為：27%30%，?。?8%， 后軸負荷為：70%73%，?。?2% 所以： 滿載時前軸軸載質量= 28%=7490kg 28%=2097.2kgma 滿載時后軸軸載質量= 72%=7490kg 72%=5392.8kg 3.4.2 性能參數(shù) A. 最高車速 vamx 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。參見汽車設計表 2-12 知：清障車的最高車速在 90120km/h，取為 90km/h B. 燃料經(jīng)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：1.431.53L/（100 ）,現(xiàn)取為：1.5 a tkm L/（100 ）tkm 10 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)HJ 式中： 貨廂長度，根據(jù)裝載量確定： =5855mmH 前輪中心至駕駛室后壁的距離，取 =645mmLJ LJ 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B12 根據(jù)汽車設計表 2-7，初選輪距： =1900mm =1850mm1B2 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 =7105mm 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， 11 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Gs 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。Ge =2 g/3 (3-11)sm0 =2 6.751000Kg 9.8Kg/N/3 =44100N 式中： 汽車整備質量0 為一根縱梁的前支承反力，可求得：Rf = （L-2b）+ （c-2 ） (3-12)fl41Gsec2 = 44100 (8.14 0.82)+5400 (4.36-2 0.82)8. =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)MxRfLGS42 駕駛室后端至后軸這一段縱梁的彎矩為： = x - （x+a） - (3-14)fS42le421)(xlc 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Mx(f 法求出最大彎矩發(fā)生的位置 x，即： = =0 (3-15)dM Rf )(2)(1clxGaLes 由此求得： X= )/()(21cclaGesesf =2 /36.4)1.8(5014.8705 )36.450.8( =4.03m 將 x=4.03m 代入式（3-13） ，即可求出縱梁承受的最大彎矩： 12 =15490 =25138.54NMmax )03.486.(13.450)17.034(.8103.42 M 如果再考慮到動載荷系數(shù) =2.54.0 及疲勞安全系數(shù) n=1.151.40,并將它們代入式：kd （3-16） maxaxMnkd （3-17）Ww 則可求出縱梁的最大彎曲應力，取 =3.0，n=1.30 代入上式得：d 54.21380.31maxdM =98040.306 Ww54.28 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）6)(thb 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勞極限 ，對 16Mn 鋼板，1 =220260Mpa1 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）MpabtuEcr 350)(14.02 式中： E材料的彈性模量，對低碳鋼 16Mn 鋼：E=2.06 Mpa51 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 t16 13 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，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(jīng) 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 1.32mm 厚鋼 板沖壓而成，從動片的外沿部分厚度在 0.651.0mm 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 2632HRC。 花鍵轂軸向長度不宜過小，一般取 1.01.4 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： =P/nhl 式中 h=(Dd)/2=3.5mm 從而 =9.12Mpa . 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1500-1700Mpa。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。 16 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 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