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变速器结构及主参数设计

变速器结构及主参数设计
变速器结构及主参数设计

第一篇变速器结构及主参数设计

第一章变速器齿轮传动方案的设计

第一节变速器齿轮传动的功能及要求

汽车的使用条件,诸如汽车的实际装载质量、道路坡度、路面状况,以及道路宽度和曲率、交通情况所允许的车速等等,都在很大范围内不断变化。这就要求汽车牵引力和速度也有相当大的变化范围。另一方面,就活塞式内燃机而言,在其整个转速范围内,转矩的变化不大,而功率及燃油消耗率的变化却很大,因而保证发动机功率较大而燃料消耗率较低的曲轴转速范围,即有利转速范围是很窄的。为了使发动机能保持在有利转速范围内工作,而汽车牵引力和速度又能在足够大的范围内变化,应当使传动系的传动比能在最大值与最小值之间变化,即传动系应起变速作用。变速器就是汽车传动系中起变速作用的一个重要零部件,它有以下几点功能。

一、实现传动比的变化。

一般机械式变速器都是有级变速的,即传动比档数是有限的。轿车和轻、中型货车的传动比有3~6档,越野汽车和重型货车的传动比可多达8~16档。实现有级变速的措施,是靠变速箱中若干对齿轮来实现的。各挡的传动比各不相同,当汽车在平坦的道路上,以高速行驶时可挂入变速器的高档齿轮,在不好的路况下或爬坡时应挂入变速器的低档齿轮,为此,根据需要,可选择不同速比的档位。

二、与发动机合理匹配,实现汽车的动力性和经济性。

例如汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行驶即可在高速档行驶,也可在低速挡行驶。而此时发动机的节气门(油门)和转速大小不同。发动机在不同的工况下,燃料的消耗量是不一样的。所以根据路况,通过选择齿轮不同的档位,来减小发动机的燃料的消耗。是变速器齿轮传动的一个重要功能。

三、实现倒退的功能。

汽车不仅要有前进的功能,还要有倒退的功能。但发动机不能实现反转,此时,可通过齿轮传动来改变输出轴的旋转方向。从而实现汽车的倒退功能。

四、实现空挡的功能。

为了满足汽车暂时停车、起步和对发动机检查调整的需要,变速器还要有空挡的功能。

五、对机械式变速器齿轮传动还要满足以下几点要求:

1)、便于制造、使用和维修。

2)、质量轻、中心距小及结构紧凑。

3)、具有高的传动效率和疲劳寿命。

4)、换挡轻便,噪音小、工作可靠。

5)、具有前进档、空挡和倒挡。

6)、为了满足高速时行车,还应设有超速档,以此提高汽车的燃油经济性。

第二节变速器齿轮传动方案设计

机械式变速器的齿轮传动一般分为三轴式和两轴式两种,两轴式的变速器用于发动机前置、前轮驱动(FF)或发动机后置、后轮驱动(RR)的乘用车上。三轴式一般用于发动机前置、后轮驱动(FR)或发动机后置、后轮驱动(RR)的商用车上。我公司的机械变速器三轴式和两轴式的变速器都有,两轴式变速器以MF86A为代表,图1.2-1为MF86A变速器的传动剖面图,三轴式变速器以LC5T97为代表,图1.2-2为LC5T97变速器的传动剖面图。另外,重型汽车采用组合式的齿轮传动,我公司的LC10T150就是其中一种。

图1.2-1

一、两轴变速器齿轮传动方案设计

从图中可以看出,该两轴式变速器有五对前进档齿轮,且有一对倒档齿轮传动。动力传递路线为(以一档为例):输入轴--1/2档同步器齿套--1/2档同步器齿毂--输出一档齿—输出轴。变速器共有两根轴,输入轴1和输出轴2平行布置。且输出轴与主减速齿轮的主动齿轮做成一体。可使结构紧凑,工艺简化、成本降低。

一档齿与倒档齿均布置在轴承附近,因为一挡和倒档的传动比较大,所以传递的扭矩也较大,这样,在传动中会产生较大的径向力。如果将一挡和倒档布置的远离轴承位置,则会产生较大的轴的挠度和转角,使齿轮的啮合质量下降,噪音加大。输出倒档齿设计在一二档齿套上,这样减小变速箱的轴向尺寸。倒档传递路线为:输入轴—倒档齿—1/2档齿套--1/2档齿毂—输出轴。

由于没有直接档(传动比为1),所以每一档都经过齿轮啮合,这必然会有功率损失,降低了变速箱的效率。这是两轴变速器的缺点。

二、三轴式变速器齿轮传动方案设计

图1.2-2

从图中可以看出,该三轴式变速器有五对前进挡齿轮和一对倒挡齿轮,变速器动力传递路线为(以一档为例):一轴—中间轴主动齿—中间轴—中间轴一档齿—二轴一档齿—1/R档同步器齿套—1/R档同步器齿毂--二轴—二轴法兰盘--后桥。

变速器共有三根轴:一轴、二轴、中间轴,其中一、二轴共线并与中间轴平行,由于一轴和二轴在一根轴线上,所以,在四档位置扭矩可以直接从一轴传递给二轴,其传递路线为:一轴—4/5档齿套--4/5档齿毂--二轴—二轴法兰盘—后桥。中间没有齿轮传动,从而减少能量损失,因此,直接档时,三轴式变速器比两轴式变速器的传动效率高。

在中间轴的侧面设计了一倒档轴,在其上空套着倒档齿,倒档齿同时和中间轴倒档齿及二轴

倒档齿啮合,经过两次啮合后使二轴的转向与一轴转向相反,从而实现倒车功能。

三、组合式变速器齿轮传动方案介绍

重型汽车的装载质量大,使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,必须扩大变速器的传动比范围并增加挡位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,多采用组合式变速器。即以一两种4~6档变速器为主箱,通过与不同的副箱配合,得到不同传动比、不同档位数的变速器。根据副箱的配合布置方式,可以分为前置副变速器组合、后置副变速器组合、前置、后置兼用的副变速器组合。

1、前置副变速器组合

前置副变速器(见图1.2-3)用于分割主变速器相邻档位间的间隔,并获得两倍于主变速器的档位数,组合后的变速器也只有两对齿同时啮合,因此,传动效率不变。

图1.2-3

2、后置副变速器组合

后置副变速器组合的方案用于需要显著地提高驱动车轮的牵引力。它分为两种结构方案,固定轴线式和行星齿轮式见图(1.2-4)。

图1.2-4

、前置、后置兼用的副变速器组合

主变速器前、后各放置一副变速器的方案简图见图1.2-5

图1.2-5

4、组合式机械变速器的传动比搭配方式

组合式机械变速器的传动比搭配方式分为倍档(分段式配档)、半档(插入式配挡)、和倍档与半档的组合(综合式)

(1)、倍档组合式机械变速器是在主变速器后串联一个2档(高档和低档)副变速器,其特点是主变速器的传动比间隔较小,将主变速器的速比与副变速器的速比相乘就得到新增加的变速器速比。如图1.2-6所示。

图中虚线表示副箱高档时的高速范围,实线表示副箱低档时的低速范围。

(2)、半档组合式机械变速器是将副变速器的传动比均匀地插入传动比间隔大的主变速器的各档传动比之间,使变速器的速比增加一倍,其特点是主变速器的传动比间隔较大,副变速器的传动比均匀地插入其中。主副变速器交替换档。如图1.2-7所示。

图中,虚线表示副箱高档时的组合传动比,实线表示副箱低档时的组合传动比。

(3)、综合式多档变速器是倍档与半档组合变速器的综合,使传动比的范围进一步扩大。如图1.2-8所示

第二章变速器齿轮传动主参数的设计

第一节变速器各档传动比的设计

一、变速器档位数的确定:

变速器的档位数的多少,根据汽车的类型来设计,其原因在于它们的使用条件不同;对整车性能要求的不同;汽车本身的比功率不同。而变速器的档位数与汽车的动力性、燃油经济性又有着密切的关系。

就动力性而言,档位数多,增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会,提高了汽车的加速与爬坡能力。就燃油经济性而言,档位数多,增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性,降低了油耗。所以增加档位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。

档数多少还影响到档与档之间的传动比比值。比值过大会造成换档困难。设计时,一般比值不宜大于1.7 1.8。因此如最大传动比与最小传动比之比值愈大,档位数也应愈多。

对于轿车而言,由于其行驶车速高,比功率大,最高档的后备功率也大,即最高档的动力因素大,所以其最高档与起动档的动力因素间的变化范围较小。因此在过去轿车常用三档或四档变速箱。近年来,为了进一步节省燃油,装有手动变速箱的轿车多已采用五档变速箱。我公司的MF86A(B)变速器就是5档的。

对于轻型货车(总质量 1.8~6t)而言,由于比功率小,所以一般采用五档变速箱。中型货车(总质量6~14t),一般采用六档变速箱,重型货车(总质量≥14t)的比功率更小,使用条件也更复杂,所以一般采用六档至十几个档的变速箱,以适应复杂的使用条件,从而使汽车具有足够的动力性和良好的燃油经济性。

我公司的变速器档位数参见表2.1-1。表2.1-1

变速器分

类变速器型号

各档速比

备注1档2档3档4档5档6档R挡

乘用车变

速器MF86A 3.917 1.95 1.30.9410.75 3.462 MF86B 3.917 1.95 1.30.9410.75 3.462 MF70B

LC5T80

(汽油)

3.986 2.155 1.414 1 0.813 3.814 柴油

4.271 2.283 1.414 1 0.813 3.814 强化 4.151 2.222 1.414 1 0.813 3.702

商用车变

速器LC5T97 5.788 2.998 1.735 1 0.776 5.798 LC5T30 4.716 2.469 1.429 1 0.728 4.774 LC5T35 4.936 2.561 1.518 1 0.783 4.816 LC5T88 5.594 2.814 1.660 1 0.794 5.334 LC6T46 6.314 3.913 2.262 1.393 1 0.788 5.874 LC6T160 7.263 4.207 2.526 1.569 1 0.699 6.857 MSC-5S 5.089 2.789 1.639 1 0.772 4.782

二、变速器传动比及中心距的确定

1、最高传动比的设计

汽车大多数时间是以最高档行驶的,即用最小传动比的档位行驶的。因此最小传动比的选定是很重要的。两轴式变速器的最高档一般小于1,可取0. 7~0.8

三轴式变速器有直接档,最高档速比可取1,但在现代设计中,为了提高汽车的经济性,三轴式变速器一般设有超速档。超速档(最高档)的速比一般取0. 7~0.8。

例如:LC5T97变速器的超速档速比为:0.766

2、最低档传动比的设计

确定最低档传动比时,要考虑下列因素:汽车最大爬坡度,驱动轮与路面附着力,汽车最低稳定车速及主传动比等。下面假设主传动比已经确定。

(1) 根据最大爬坡度确定一档传动比:

汽车在最大上坡路面行驶时,最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于

汽车上坡行驶时,车速不高,故忽略空气阻力。

式中:F kmax —— 最大驱动力;F f —— 滚动阻力;F imax —— 最大上坡阻力; 又 式中:M emax —— 发动机最大扭矩;i 1—— 变速器一档传动比;i 0—— 主传动比;

η—— 汽车传动系总效率;m —— 汽车总质量;g —— 重力加速度;

ψ—— 道路最大阻力系数;r —— 驱动轮滚动半径;f —— 滚动阻力系数; αmax —— 道路最大上坡角。

(2) 根据驱动轮与地面的附着力确定一档传动比:

汽车行驶时,为了使驱动轮不打滑,必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力。

η

φ01**Mi r

N i =

式中: φ—— 道路附着系数,取φ=0.5~0.6;

N —— 驱动力垂直反力,用下列公式计算:

其中:X 、S —— 后轮驱动时,X = a ,S = +1;

前轮驱动时,X = b ,S = -1;

四轮驱动时,X = L ,S = 0; α—— 路面坡度角;

a 、

b —— 重心至前后轴距离; L —— 轴距;

h g —— 满载时重心高度。

(3) 根据最低稳定车速确定一档传动比:

对于越野汽车,为了避免在松软的路面上行驶,由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力,i max 应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。设最低车速为v min 。

式中:r —— 车轮滚动半径;n min —— 发动机最低转速;i’—— 分动器低档传动比。

举例说明:LC5T88变速器一挡速比的确定。

已知:M emax = 202Nm i 0= 4.875 η=0.9

max

max i f k F F F +≥ r i i M F e f η

01max max = max

cos αfmg F f =max max sin αmg F i =ψααη

mg f mg r

i i M e =+≥∴

)sin cos (max max 01max η

ψ0max 1i M r mg i e ≥

L

mg

Sh X N g )

sin cos (αα+=

377.0min min max i i v rn i o a =

(1-1)

m = 4415 Kg g =9.8N/Kg r =0.375m f = 0.015 αmax ≥16.7°,取17° 初定变速器一档速比?

解:1、根据最大爬坡度确定的一档传动比

由式:

带入数据,得:

3、变速器中心距的设计

变速箱齿轮的中心距是变速箱很重要的参数,它对变速箱的整体尺寸、体积和质量有很大的影响。通常根据经验公式初选中心距阿(单位m):

式中:k —— 中心距系数,对轿车,k=8.9~9.3,对货车,k=8.6~9.6;

Miemax —— 变速箱在一档时,第二轴输出的转矩,Miemax = Memax ·i1·ηg ,单位Nm ;

Memax —— 发动机的最大输出转矩,单位Nm ; i1 —— 变速箱一档传动比;

ηg —— 变速箱传动效率,取0.96。

此外,变速箱的中心距还要受到齿轮接触强度、几何参数和结构要求等的制约。所以按上式计算的值只是初始值,最后还要根据实际进行圆整。

举例:LC5T97变速器的一档速比5.788,匹配发动机的最大输出转矩216Nm, 变速箱传动效率

0.96,为使变速器有较小的尺寸,中心距系数k 取8.6。根据公式:

带入数据: 解得:A=92.64 修整圆整后得中心距97mm 。

我公司的变速器中心距见表2.1-2:

序号 变速器型号 中心距(mm ) 1 LC5T97 97 2 LC5T30 97 3 LC5T88 88 4 LC6T46 114.935 5 LC5T80 79.348 6 MF86A (B ) 86 7 LC6T70 135 8 LC6T160 167

31

max *i M k a ie ?=31

max *i M k a ie ?=η

αα0max max max 1)sin cos (i M r

f m

g i e +≥

615

.59

.0*875.4*202375

.0*)17sin 17cos 015.0(*8.9*44151=?+?≥

i

9 MF70B 70

10 MSC-5S 77.5

表2.1-2

4、其余各档速比的确定

最高档传动比与一挡传动比确定后,可确定档位数及中间各档速比的分配。

理论上,汽车各档传动比大体按等比级数分配。定义相邻两档的速比之比值为速比阶K,K= i1/ i2 。

速比阶的计算:K=

1

1

n i n---直接挡挡数

如SH760车速比各档按等比级数分配。一档:3.52,二档:2.32,三档:1.52,四档:1.00;相邻两档的速比均为1.52,即速比阶为K=1.52。

按等比级数分配传动比的主要目的在于充分利用发动机的功率,提高汽车的动力性。当汽车需要大功率时,如全力加速或上坡,若排挡选择恰当,具有按等比级数分配传动比的变速器,能使发动机经常在接近发动机外特性最大功率Pemax处的大功率范围内运转,从而增加了汽车的后备功率,提高了汽车的加速或上坡能力。

但由于汽车的工况不同,各档的工作时间和使用频次各不相同, 按等比级数分配传动比,易造成燃料浪费和操纵滞重。现代汽车理论认为:速比阶越小越节油,换档也越轻便;且汽车多在高档位置工作,换档频次也大大多于低档,因此,高档的速比阶应比低档小。一般认为高档与低档速比阶应该不一样,高档的公比较小,为1.3~1.45,低档的要比较大一些,为1.7~1.8范内。

第二节变速器传动比与发动机的匹配计算

一、变速器匹配整车动力性的计算

汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。

汽车动力性指标有以下三个

1、最高速度u amax

2、加速时间t

3、最大爬坡度i max

变速器与整车匹配时一般计算最高速度u amax与最大爬坡度i max。

例:MSB-5M变速器匹配江淮帅铃轻卡的整车动力性的计算:

已知参数:

总质量:M=4415Kg

总重量:G=4415*9.8=43267N

滚动阻力系数(低速时):f=0.015

滚动阻力:F f=43267*0.015=649.015N

空气阻力系数:C D =0.816

迎风面积:A=4.65m 2

主减速比:i 0=4.875 一档速比:i 1=5.594 五档速比:i 1=0.794 传动效率:η=0.9

轮胎滚动半径:r=750/2=375mm=0.375m 发动机最大扭矩:T=202Nm

发动机最大扭矩点转速:n=2200rpm 发动机最大功率:P=57KW

发动机最大功率点转速:n=2600rpm

求:汽车一档时最大爬坡度的计算?及汽车五档时最高速度的计算?

解: 1、一档时最大爬坡度的计算: 驱动力:F t

8596.13220375.0/9.0594.5875.4202/10=???=???=r

i i T F t η

一档车速:a u

)

594.5875.4/(2200375.0377.0)

/(377.010???=???=i i n r u a

=11.4051Km/h

空气阻力:W F

336.2315

.21405.1165.4816.015.212

2

=??=??=a D W u A C F N

最大爬坡度:

86.1629002.0sin 43267

336

.230153.6498596.13220arcsin

==--=

--=arct G

F F F i W

f t

?7.16i > 满足要求.

2、五档时最高速度的计算: 由:

)/(377.050max i i n r u a ???= 带入数据:

h

km u a /96.94)

794.0875.4/(2600375.0377.0max =???=

二、 变速器匹配整车经济性的计算

燃油经济性:在保证动力性的条件下,汽车以尽量少的燃油消耗量经济行驶的能力。 一定运行工况下汽车行驶百公里的燃油消耗量或一定燃油量所行驶的里程来评价,在我国及欧洲燃油经济性指标:L/100km 。

例:MSB-5M 变速器匹配江淮帅铃轻卡的整车90km/h 等速行驶燃油消耗量的计算: 已知参数:

总质量:M=4415Kg

滚动阻力系数(高速时):f=0.014*(1+)19440/max

2u =0.02

空气阻力系数:C D =0.816 车速:v=90Km/h

迎风面积:A=4.65m 2

主减速比:i 0=4.875 五档速比:i 5=0.794

轮胎滚动半径:r=750/2=375mm=0.375m 汽油密度ρ取:0.7Kg/L 重力加速度g:9.8N/Kg

求:90km/h 等速行驶燃油消耗量? 阻力功率P :

KW

V A C f v g M P D 328.42)761409065.4816.0360002.0908.94415(9.01)

76140

3600(9.0133

=??+???=??+???= 90km/h 时对应的发动机的转速n

=???=???=

375

.0377.0794

.0875.490377.050 r i i v n 2464rpm

汽油重度:

J=ρg=0.7×9.8=6.9N/L

查帅铃轻卡配QD32发动机负荷特性曲线2500转时的燃油消耗率=e g 230g/kwh 。 90km/h 等速行驶燃油消耗量: 9

.69002.1230

328.4202.1???=

???=

J v g P Q e =15.4L

汽车变速器设计汇总

前言 汽车的诞生,车的发展,在历史的长河中给我们留下了点点滴滴。汽车自上个世纪末诞生以来,已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔.本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时18公里的速度,跑到现在,竟然诞生了从速度为零到加速到100公里/小时只需要三秒钟多一点的超级跑车。这一百年,汽车发展的速度是如此惊人!同时,汽车工业也造就了多位巨人,他们一手创建了通用、福特、丰田、本田这样一些在各国经济中举足轻重的著名公司。这篇资写着许多有趣的故事,在中国已经成为世界五大汽车强国之际,让我们一起来回望汽车的发展历史,体会汽车给我们带来的种种欢乐与梦想…… 中国汽车工业发展进入新阶段中国汽车工业发展我认为大致可以分成三个阶段:第一个阶段:中国汽车工业1953诞生到1978年改革开放前。初步奠定了汽车工业发展的基础。汽车产品从无到有。第二个阶段,1978年到20世纪末。中国汽车工业获得了长足的发展,形成了完整的汽车工业体系。从载重汽车到轿车,开始全面发展。这一阶段是我国汽车工业由计划经济体制向市场经济体制转变的转型期。这一时期的特点是:商用汽车发展迅速,商用汽车产品系列逐步完整,生产能力逐步提高。具有了一定的自主开发能力。重型汽车、轻型汽车的不足得到改变。轿车生产奠定了基本格局和基础。我国汽车工业生产体系进一步得到完善。随着市场经济体制的建立,政府经济管理体制的改革,企业自主发展、自主经营,大企业集团对汽车工业发展的影响越来越大。汽车工业企业逐步摆脱了计划经济体制下存在的严重的行政管理的束缚。政府通过产业政策对汽车工业进行宏观管理。通过引进技术、合资经营,使中国汽车工业产品水平有了较大提高。摸索了对外合作、合资的经验。第三个阶段,进入21世纪以后。中国汽车工业在中国加入WTO后,进入了一个市场规模、生产规模迅速扩大;全面融入世界汽车工业体。 变速器作为汽车的一个重要组成部分,是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下

系统总体结构设计

一、系统设计的原则 1、系统性 从整个系统的角度进行考虑,系统的代码要统一,设计规范要标准,传递语言要尽可能一致,对系统的数据采集要做到数出一处、全局共享,使一次输入得到多次利用。 2、灵活性 系统应具有较好的开放性和结构的可变性,采用模块化结构,提高各模块的独立性,尽可能减少模块间的数据偶合,使各子系统间的数据依赖减至最低限度。 3、可靠性 可靠性是指系统抵御外界干扰的能力及受外界干扰时的恢复能力。一个成功的管理信息系统必须具有较高的可靠性,如安全保密性、检错及纠错能力、抗病毒能力等。 4、经济性 经济性指在满足系统需求的前提下,尽可能减小系统的开销。一方面,在硬件投资上不能盲目追求技术上的先进,而应以满足应用需要为前提;另一方面,系统设计中应尽量避免不必要的复杂化,各模块应尽量简洁,以便缩短处理流程、减少处理费用。 二、系统设计的主要内容 1、系统总体结构设计 系统总体结构设计包括两方面的内容: 系统网络结构设计; 系统模块化结构设计。 2、代码设计 代码设计就是通过设计合适的代码形式,使其作为数据的一个组成部分,用以代表客观存在的实体、实物和属性,以保证它的唯一性便于计算机处理。 3、数据库(文件)设计

根据系统分析得到的数据关系集和数据字典,再结合系统处理流程图,就可以确定出数据文件的结构和进行数据库设计。 4、输入/输出设计 输入/输出设计主要是对以纪录为单位的各种输入输出报表格式的描述,另外,对人机对话各式的设计和输入输出装置的考虑也在这一步完成。 5、处理流程设计 处理流程设计是通过系统处理流程图的形式,将系统对数据处理过程和数据在系统存储介质间的转换情况详细地描述出来。 6、程序流程设计 程序流程设计是根据模块的功能和系统处理流程的要求,设计出程序模框图,为程序员进行程序设计提供依据。 7、系统设计文档 系统标准化设计是指各类数据编码要符合标准化要求,对数据库(文件)命名、功能模块命名也要标准化。 描述系统设计结果是指系统设计说明书,程序设计说明书,系统测试说明书以及各种图表等,要将他们汇集成册,交有关人员和部门审核批准; 拟定系统实施方案设计是在系统设计结果得到有关人员和部门认可之后,拟定系统实施计划,详细地确定出实施阶段的工作内容、时间和具体要求。 另外,为了保证系统安全可靠运行,还要对数据进行保密设计,对系统进行可靠性设计。 三、系统设计的步骤 1、系统总体设计 包括:系统总体布局方案的确定;软件系统总体结构设计;数据存储的总体设计;计算机和网络系统方案的选择。 2、详细设计

汽车变速器设计

汽车变速器设计 ----------外文翻译 我们知道,汽车发动机在一定的转速下能够达到最好的状态,此时发出的功率比较大,燃油经济性也比较好。因此,我们希望发动机总是在最好的状态下工作。但是,汽车在使用的时候需要有不同的速度,这样就产生了矛盾。这个矛盾要通过变速器来解决。 汽车变速器的作用用一句话概括,就叫做变速变扭,即增速减扭或减速增扭。为什么减速可以增扭,而增速又要减扭呢?设发动机输出的功率不变,功率可以表示为 N = w T,其中w是转动的角速度,T是扭距。当N固定的时候,w与T是成反比的。所以增速必减扭,减速必增扭。汽车变速器齿轮传动就根据变速变扭的原理,分成各个档位对应不同的传动比,以适应不同的运行状况。 一般的手动变速器内设置输入轴、中间轴和输出轴,又称三轴式,另外还有倒档轴。三轴式是变速器的主体结构,输入轴的转速也就是发动机的转速,输出轴转速则是中间轴与输出轴之间不同齿轮啮合所产生的转速。不同的齿轮啮合就有不同的传动比,也就有了不同的转速。例如郑州日产ZN6481W2G型SUV车手动变速器,它的传动比分别是:1档3.704:1;2档2.202:1;3档1.414:1;4档1:1;5档(超速档)0.802:1。 当汽车启动司机选择1档时,拨叉将1/2档同步器向后接合1档齿轮并将它锁定输出轴上,动力经输入轴、中间轴和输出轴上的1档齿轮,1档齿轮带动输出轴,输出轴将动力传递到传动轴上(红色箭头)。典型1档变速齿轮传动比是3:1,也就是说输入轴转3圈,输出轴转1圈。 当汽车增速司机选择2档时,拨叉将1/2档同步器与1档分离后接合2档齿轮并锁定输出轴上,动力传递路线相似,所不同的是输出轴上的1档齿轮换成2档齿轮带动输出轴。典型2档变速齿轮传动比是2.2:1,输入轴转2.2圈,输出轴转1圈,比1档转速增加,扭矩降低。

结构设计中的8个参数比调节方法

结构设计中的几个参数比 1.轴压比目的:控制构件保持一定延性。保证柱(墙)的塑性变形能力和保证结构的抗倒塌能力。 要求:详见规范(抗规柱636、墙和混规柱、墙&17),限制各等级的剪力墙和框架(支)柱轴压比; 注意:剪力墙的轴压比对应的荷载为重力荷载代表值的设计值;框架 (支)柱轴压比对应的荷载为含水平荷载的工况组合,多为地震工况组合。 调节方法: 1)程序调整:SATW程序不能实现。 2)人工调整:增大该墙、柱截面或提高该楼层墙、柱混凝土强度。 2.扭转周期比 目的:周期比侧重控制的是侧向刚度与扭转刚度之间的一种相对关系,而非其绝对大小,它的目的是使抗侧力构件的平面布置更有效、更合理,使结构不致于出现过大(相对于侧移)的扭转效应。一句话,周期比控制不是在要求结构足够结实,而是在要求结构承载布局的合理性要求:规范规定(高规345):结构扭转为主的第一周期Tt与平动为主的第一周期T1之比,A级高度高层建筑不应大于;B级高度高层建筑、混合结构高层建筑及复杂高层建筑不应大于 振型判别方法:振型方向因子来判断,因子以50%乍为分界。 注意:全国超限建筑抗震设防中,对周期比比值不足不是一项超限, 广东抗震审查技术要求中无该条规定。

调节方法: 一般只能通过调整平面布置来改善这一状况,这种改变一般是整体性的, 局部的小调整往往收效甚微。周期比不满足要求说明结构的扭转刚度相对于侧移刚 度较小,总的调整原则是加强结构外圈刚度,削弱结构内筒刚度 3.有效质量参与系数 目的:保证考虑充足的地震作用。 要求:详见规范(抗规522条文及高规)计算振型数应使各振型参 与质量之和不小于总质量的90% 调节方法:增加计算参与的振型数量。 4.刚重比 目的:确定在水平荷载下,结构二阶效应不致过大,而引起稳定问题要 求:详见规范(高规)重力二阶效应及结构稳定 注意:此处重力为重力荷载设计值,取恒+活。 冈H重比与结构的侧移刚度成正比关系;周期比的调整将导致结构侧移 刚度的变化,从而影响到刚重比。因此调整周期比时应注意,当某主轴方向的刚重比小于或接近规范限值时,应采用加强刚度的方法;当某主轴方向刚重比大于规范限值较多时,可采用削弱刚度的方法。同样,对刚重比的调整也可能影响周期比。特别是当结构的周期比接近规范限值时,应采用加强结构外围刚度的方法 规范上限主要用于确定重力荷载在水平作用位移效应引起的二阶效应是否可以

变速器设计指南

变速器设计标准 1.按照QC/T 29063-1992, Q/FT A025—2001规定 1.1变速器扭矩储备系数: QC/T 29063-1992规定 轻型货车:K ≥2.5;中、重型货车K ≥3.0 1.2变速器各接合面、前后盖及螺纹连接处和油封均应密封良好,不得有渗、漏油现象。 1.3变速器应按照经规定程序批准的图样及技术文件制造,并应符合本标准要求。 1.4变速器换档、选档应灵活可靠,档位应手感清楚无冲击,不允许有挂不上档、脱不开档、跳档及乱档等现象。 1.5超速档摘档力的最低限值不应小于100 N ,其它档位摘档力的最低限值不应小于50 N 。 1.6 静扭强度(Q/FT A025—2001规定) 变速器静扭强度后备系数K 应符合下表的规定。 变速器的静扭强度后备系数K 1.7油温变速器在使用过程中,齿轮油的最高温度应不大于95 ℃。 1.8变速器外表面应清洁、无锈蚀、毛刺、裂纹及其它影响产品性能及使用寿命的缺陷。 1.9变速器应按照经规定程序批准的图样及技术文件制造,并应符合本标准要求。 1.10油封刃口、轴承、摩擦副应按设计规定涂润滑脂或润滑液。与总成内腔相通的螺栓、叉轴孔塞片装配时应涂螺纹密封胶。 1.11变速器各紧固螺栓、螺母应按设计要求的紧固力矩拧紧,不得有松动、滑扣及漏装现象。变速器的放气螺塞和放油螺塞的位置应合理,工作可靠。 1.12变速器外露非加工面应涂以均匀完整的防护漆(铝合金表面除外),外露加工表面应涂防锈油。 2设计计算 2.1.不带副箱和带后副箱的变速器 2.1.1.变速器强度: e T n T T e :发动机最大输出扭矩为,N.m

变速器设计说明书-正文

第1章变速器主要参数的计算及校核学号:15 最高车速: U=113Km/h a m ax 发动机功率: P=65.5KW m ax e 转矩: T=206.5Nm e max 总质量:m a=4123Kg 转矩转速:n T=2200r/min 车轮:R16(选6.00R16LT) 1.1设计的初始数据 表1.1已知基本数据 车轮:R16(选6.00R16LT ) 查GB/T2977-2008 r=337mm 1.2变速器传动比的确定 确定Ι档传动比: 汽车爬坡时车速不高,空气阻力可忽略,则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的 滚动阻力及爬坡阻力。故有:

ααηsin cos 0emax G Gf r i i T T g +==max ψmg (1.1) 式中:G ----作用在汽车上的重力,mg G =; m ----汽车质量; g ----重力加速度,41239.840405.4G mg N ==?=; max e T —发动机最大转矩,m N T e ?=174max ; 0i —主减速器传动比,0 4.36i =; T η—传动系效率,%4.86=T η; r —车轮半径,0.337r m =; f —滚动阻力系数,对于货车取02.0=f ; α—爬坡度,30%换算为16.7α=o 。 则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为: T e r g i T mgr i η0max max 1ψ≥ = 41239.80.2940.337 5.1720 6.5 4.3686.4%???=?? (1.2) 驱动轮与路面的附着条件: ≤r T g r i i T η01emax φ2G (1.3) 2G ----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷; 8.0~7.0=?取75.0=? 1g i ≤ 2max 00.641239.80.750.337 7.9 206.5 4.3686.4% r e T G r T i φη????==?? 综上可知:15.177.9g i ≤≤ 取1 5.8g i = 其他各档传动比的确定: 按等比级数分配原则:

客户关系管理系统功能设计

根据系统需求分析和系统功能模块结构图来看,该系统应具备如下基本功能:●客户管理系统客户信息添加、修改和删除功能 ●联系人信息添加、修改和删除功能 ●销售信息添加、修改和删除功能 ●服务反馈信息添加、修改和删除功能 ●客户信息、联系人信息、销售信息、服务反馈信息的查询功能 ●客户信息、联系人信息、销售信息、服务反馈信息的报表和打印功能 其功能模块结构图如下: 图3 系统功能模块结构图

查入查录查录入查 询询入询入询 客 户联销服 信系售务 息人信反 信息馈 息信 息 客户记录 图4 客户关系管理数据流图 图5 系统数据流图符号说明 2.2 客户关系管理系统数据库设计 2.2.1 CRM数据库概念设计 根据对数据流图和数据字典的分析,可以将这个数据库抽象为一个E-R图,如图4所示: N M

图6 客户关系管理系统E-R图 图7 E-R图数据说明 根据上述E-R模型,将其转化为关系模型: 客户(客户名称、客户编码、国家/地区、国际区号、省份、区号、城市、邮编、详细地址、客户电话、客户传真、电子邮箱、主页、年收入、员工数、行业、客户类型、客户来源、客户状态) 联系人(姓名、称呼、主联系人、客户、部门、职务、国家/地区、国际区号、省份、区号、城市、邮编、详细地址、办公电话、移动电话、家庭电话、传真、电子邮箱、业余爱好、特别纪念日) 销售产品(销售日期、相关客户、相关联系人、订单/合同号、产品、单价、销售数量、折扣、金额) 2.2.2 数据字典 通过系统需求分析,对客户关系管理系统编制数据字典如下: 各主要数据流的定义如表1至表4所示。

表1 表1注释: 客户录入单是客户信息录入到系统之前,系统管理员提供的客户录入资料,为便于日后的管理,客户录入单应尽可能详细,主要记录必须要填写清楚,避免录入记录数据丢失。 ①客户编码是唯一的,对应公司的一个客户,按重要等级分为i(inportant),n(normal), p(potential)。 系统名:客户关系管理系统 条目名:客户编号 存储处:客户一览表 客户编码为文本数字码,长度最大为8位 代码类型意义 字符X XXXX XXX 代码,流水码 省(市)/国际区号,流水码 重要等级(i,n,p) 例:i010110表示中国石油物资装备公司 ②电子邮箱和主页字段的设置是为了顺应企业信息化潮流,使公司与客户的联系手段增加了,也就增加了留住客户的机会。

索穹顶和弦支穹顶结构在我国的应用

索穹顶和弦支穹顶结构在我国的应用 摘要:本文主要就索穹顶结构和弦支穹顶结构体系的特点以及近几年在我国的工程应用进行了总结。 关键字:预应力;空间钢结构;索穹顶;弦支穹顶;工程应用 Abstract: In this paper, a cable domes structure chord and structural system of the dome characteristics will be introduced and the engineering application in our country in recent years also be summarized. Key Word: prestressed; space steel structure; cable domes; string a dome; engineering application 1 引言 随着我国大型场馆的大量建设,预应力钢结构技术得到了有力的推动和发展,然而相比于预应力网格和斜拉网格等结构形式,索穹顶结构和弦支穹顶结构近几年才在我国有了实际的工程应用,因此文本对索穹顶结构和弦支穹顶结构的特点及近几年在我国的工程实践进行了总结。 1 索穹顶结构 索穹顶结构是由索穹顶结构主要由脊索、斜索、压杆和环索构成,是最近十几年发展起来的一种新型的空间结构形式。这种结构体系具有受力合理、自重轻、跨度大和结构形式美观、新颖等特点,是一种结构效率极高的全张力体系[2],有着广阔应用和发展前景的大跨度空间结构形式,然而索穹顶在应用当中又有一系列的难题,主要是由于在施工和工作状态下索穹顶具有很强的非线性(特别是施工过程中),这对结构分析设计及施工提出了很高的要求。国内目前在无锡新区科技交流中心和太原煤炭交易中心采用了索穹顶结构。 国内第1个刚性屋面的索穹顶是于2009年完工的无锡新区科技交流中心索穹顶[2],见图1所示,该索穹顶平面为圆形,直径24 m,矢高2.109 m,采用铝板结合的刚性屋面和三环Geiger 型索杆系,其中脊索和环索均连续贯通。 太原煤炭交易中心是一个设点支承式玻璃的刚性屋面索穹顶[2],见图2所示,于2011年1月完成索穹顶主体结构张拉,该索穹顶由三环Geiger 型索杆系和支承玻璃面板的次索网构成,跨度36 m,矢高1.636 m。这两个工程,所

中间轴式变速器课程设计

第一章变速器传动机构布置方案 1.1变速器传动方案的选择与分析 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点,故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种:两轴式变速器和中间轴式变速器。 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比,它具有轴和轴承数少,结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外,各中间档因只经一对齿轮传递动,故传动效率高,同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档,所以在工作时齿轮和轴承均承载,工作噪声增大且易损坏,受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是:变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接档,使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载,此时噪声低,齿轮、轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车,具有不同的传动系档位数,其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同[5]。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言,档位数多,增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会,提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言,档位数多,增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力,降低了油耗。从而能提高汽车生产率,降低运输成木。不过,增加档数会使变速器机构复杂和质量增加,轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述,由于此次设计的汽车为:中间轴式五档(五档为直接档)商用车 1.2 倒档方案的确定 倒档布置选择方案适用于全部齿轮均为常啮合的齿轮,换挡轻便。如下图

结构设计常用参数表

一、钢筋的计算截面面积及理论重量 101151201 注:表中直径d=8.2mm 的计算截面面积及理论重量仅适用于有纵肋的热处理钢筋

二、每米板宽内的钢筋截面面积表

三、单肢箍Asv1/s(mm2/mm) 四、梁内单层钢筋最多根数 14 16 九、混凝土保护层 《混凝土结构设计规范》第9.2.1条纵向受力的普通钢筋及预应力钢筋,其混凝土保护层厚度(钢筋外边缘至混凝土表面的距离)不应小于钢筋的公称直径,且应符合表9.2.1的规定。 表9.2.1 纵向受力钢筋的混凝土保护层最小厚度(mm) 梁 注:基础中纵向受力钢筋的混凝土保护层厚度不应小于40mm;当无垫层时不应小于70mm。

第9.2.3条板、墙、壳中分布钢筋的保护层厚度不应小于本规范表9.2.1中相应数值减10mm,且不应小于10mm;梁、柱中箍筋和构造钢筋的保护层厚度不应小于15mm。第9.2.4条当梁、柱中纵向受力钢筋的混凝土保护层厚度大于40mm时,应对保护层采取有效的防裂构造措施。通常在砼保护离构件表面10-15mm处增配φ4@150钢筋 网片。 处于二、三类环境中的悬臂板,其上表面应采取有效的保护措施。 第9.2.5条对有防火要求的建筑物,其混凝土保护层厚度尚应符合国家现行有关标准的要求。处于四、五类环境中的建筑物,其混凝土保护层厚度尚应符合国家现行有 关标准的要求。 注意事项:混凝土最低强度等级和保护层厚度问题 1、±0.00以下(基础、底层柱)和屋面、露台梁板环境类别为二(a)类,应采用C25或以上混凝土。 2、基础混凝土保护层厚度为40mm,特别注意基础梁纵向钢筋净距是否满足规范要求。 3、应根据混凝土构件所处的环境类别和强度等级修改结构分析程序的保护层厚度。 十、纵向受力钢筋的配筋率 10.1、考虑到满足最小配筋率要求,常见板纵向受力钢筋的最小配筋率应符合《混凝土结构 设计规范》第9.5.1条的规定: 《混凝土规范》第9.5.1条钢筋混凝土结构构件中纵向受力钢筋的配筋百分率不应小于表 9.5.1规定的数值。 表9.5.1 钢筋混凝土结构构件中纵向受力钢筋的最小配筋百分率(%) 注:1、受压构件全部纵向钢筋最小配筋率,当采用HRB400级、RRB400级钢筋时,应按表中规定减小0.1;当混凝土强度等级为C60及以上时,应按表中规定增大0.1; 2、偏心受拉构件中的受压钢筋,应按受压构件一侧纵向钢筋考虑;

变速器课程设计

目录 一、机械式变速器的概述及其方案的确定 (2) 1、变速器的功用和要求 (2) 2、变速器传动方案及简图 (2) 3、倒档的布置方案 (3) 二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计 (4) 1、变速器的主要参数选择 (4) 2、齿轮参数 (5) 3、各档传动比及其齿轮齿数的确定 (6) 4、轮的受力和强度校核 (8) 三、轴和轴承的设计与校核 (12) 1、轴的工艺要求 (12) 2、轴的设计 (12) 3、轴的校核 (13) 4、轴承的选择和校核 (17)

一.机械式变速器的概述及其方案的确定 (一)变速器的功用和要求 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求,改变发动机的扭矩和转速,使汽车具有适合的牵引力和速度,并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离,变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时,还应有功率输出装置。 对变速器的主要要求是: 1.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时,根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求,选择合理的变速器档数及传动比,来满足这一要求。 2.工作可靠,操纵轻便。汽车在行驶过程中,变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度,提高行驶安全性,操纵轻便的要求日益显得重要,这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 3.重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材,采用合理的热处理,设计合适的齿形,提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 4.传动效率高。为减小齿轮的啮合损失,应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量,采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数,提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。 (二)变速器传动方案及简图 下图a所示方案,除一,倒档用直齿滑动齿轮换档外,其余各档为常啮合齿轮传动。下图b、c、d所示方案的各前进档,均用常啮合齿轮传动;下图d 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内,这样布置除可以提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低工作噪声外,还可以在不需要超速档的条件下,很容易形成一个只有四个前进档的变速器。

系统组织结构图表及主要功能阐述1.doc

系统组织结构图表及主要功能阐述1 附件2 以旧换再信息管理系统 操作手册再制造企业及网点 版本号:2.0 2015年4月 目录 一、系统目标(1) 二、系统组织结构图表及主要功能阐述(2) 一)、软件系统参与主体(2) 1.主管部门(2) 2.再制造企业(3) 3.网点(4) 二)、系统用户类别说明表(4) 三)、系统主要功能模块(5) 三、系统功能介绍(企业级网点)(6) 一)、业务管理(7)

1.联单管理(8) 2.联单查询(9) 3.联单审核(10) 4.销售登记(网点)(12) 二)、再制造产品管理(14) 1. 再制造产品定义(14) 2.再制造产品数量核定(14) 3.再制造产品核定(15) 三)、产品序列号管理(17) 四)、机构与用户(19) 1.用户维护(19) 五)、报表管理(21) 1.月度统计汇总表(21) 2.季度补贴申请表(22) 3.交易数据统计表(31) 4.资金补贴统计表(32) 四、常见问题FAQ (33)

一、系统目标 为协助相关部门对”以旧换再”业务的开展进行规范化管理,促使”以旧换再”流程管理规范化、标准化,协助相关部门监督再制造企业为”以旧换再”客户提供高品质的产品和服务。 为相关主管部门提供一个信息化管理平台,及时掌握再制造产品的交易情况和交易规模,以及”以旧换再”补贴资金的支付和使用情况,为不断完善行业发展,及时制订和调整行业政策,提供宏观管理数据。 协助再制造企业完善营销网络,及时统计和上报再制造产品的销售数据,实现再制造零部件”以旧换再”的交易数据传输、审核、上报,方便各级主管部门及时了解及监管全国”以旧换再”业务开展情况,随时掌握“以旧换再”各项业务状态。 二、系统组织结构图表及主要功能阐述 一)、软件系统参与主体 1.主管部门 目前参与的主管部门主要有国家发展与改革委员会、工业和信息化部、财政部。每个主管部门实行三级管理,分别是:中央——省、直辖市——地级市。(其中直管市仅有中央、直管市两级)

变速器设计步骤

第一节概述 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步,爬坡,转弯,加速等各种行驶工况下,使汽车获得不同的牵引力和速度,同时使发动机再最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 对变速器如下基本要求. 1)保证汽车有必要的动力性和经济性。 2)设置空挡,用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3)设置倒档,使汽车能倒退行驶。 4)设置动力输出装置,需要时能进行功率输出。 5)换挡迅速,省力,方便。 6)工作可靠。汽车行驶过程中,变速器不得有跳挡,乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7)变速器应当有高的工作效率。 8)变速器的工作噪声低。 除此以外,变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小,制造成本低,维修方便等要求。 满足汽车有必要的动力性和经济性指标,这与变速器的档数,传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂,比功率越小,变速器的传动比范围越大。 在原变速传动机构基础上,再附加一个副箱体,这就在结构变化不大的基础上,达到增加变速器挡数的目的。近年来,变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。

第二节变速器传动机构布置方案 机械式变速器因具有结构简单,传动效率高,制造成本低和工作可靠等优点,在不同形式的汽车上得到广泛应用。 一.传动机构布置方案分析 变速器传动机构有两种分类方法。根据前进挡数的不同,有三,四,五和多挡变速器。根据轴的形式不同,分为固定轴式和旋转轴式(常配合行星齿轮传动)两类。固定轴式又分为两轴式,中间轴式,双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛,其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上,中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。与中间轴式变速器比较,两轴式变速器有结构简单,轮廓尺寸小,布置方便,中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接挡,所以在高档工作时齿轮和轴承均承载,不仅工作噪声增大,且易损坏。此外,受结构限制,两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。 图3-1示出用在发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,发动机纵置时,主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮,发动机横置时则采用圆柱齿轮;多数方案的倒档传动常用滑动齿轮,其他挡位均用常啮合齿轮传动。图3-1F中的倒挡齿轮为常啮合齿轮,并用同步器换挡;同步器多数装在输出轴上,这是因为一挡主动齿轮尺寸小,同步器装在输入轴上有困难,而高档同步器可以装在输入轴的后端,见图3-1D,E;图3-1D所示方案的变速器有辅助支承,用来提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低工作噪声。图3-1F所示方案为五挡全同步器式变速器,以此为基础,只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代,即可改变为四挡变速器,从而形成一个系列产品。

结构设计中的七个重要参数

1、轴压比 轴压比主要是控制结构的延性,具体要求见抗规6.3.6和6.4.5,高规6.4.2和7.2.14。 轴压比过大则结构的延性要求无法保证,此时应加大截面面积或提高混凝土强度;轴压比过小,则结构的经济性不好,此时应减小截面面积。 轴压比不满足时的调整方法: 增大该墙、柱截面或提高该楼层墙、柱混凝土强度。 02周期比 周期比控制的是结构侧向刚度与扭转刚度之间的相对关系,它的目的是使抗侧力构件的平面布置更合理,使结构不致于出现过大的扭转效应。一句话,周期比不是要求结构足够结实,而是要求结构承载布置合理,具体要求见高规 4.3.5。刚度越大,周期越小。 抗侧力构件对结构扭转刚度的贡献与其距结构刚心的距离成正比,意思是结构外围的抗侧力构件对结构的扭转刚度贡献最大。 结构的第一、第二振型宜为平动,扭转周期宜出现在第三振型及以后。 当第一振型为扭转时: 说明结构的扭转刚度相对于其两个主轴的侧移刚度过小,此时应沿两个主轴适当加强结构外围的刚度,或沿两个主轴适当削弱结构内部的刚度。 当第二振型为扭转时: 说明结构沿两个主轴的侧移刚度相差较大,结构的扭转刚度相对于其中一主轴(第一振型转角方向)的侧移刚度是合理的,但对于另一主轴(第三振型转角方向)的侧移刚度过小,此时应适当削弱结构内部沿第三振型转角方向的刚度或适当加强结构外围(主要是沿第一振型转角方向)的刚度。 周期比不满足时的调整方法: 通过人工调整改变结构布置,提高结构的抗扭刚度;总的调整原则是加强结构外围墙、柱或梁的刚度,适当削弱结构中间墙、柱的刚度;利用结构刚度与周期的反比关系,合理布置抗侧力构件,加强需要减小周期方向(包括平动方向和扭转方向)的刚度,或削弱需要增大周期方向的刚度。 03、位移比/位移角 位移比是指采用刚性楼板假定下,端部最大位移(层间位移)与两端位移(层间位移)平均值的比,位移比的大小反映了结构的扭转效应,同周期比的概

(完整版)很详细的系统架构图-强烈推荐

很详细的系统架构图--专业推荐 2013.11.7

1.1.共享平台逻辑架构设计 如上图所示为本次共享资源平台逻辑架构图,上图整体展现说明包括以下几个方面: 1 应用系统建设 本次项目的一项重点就是实现原有应用系统的全面升级以及新的应用系统的开发,从而建立行业的全面的应用系统架构群。整体应用系统通过SOA面向服务管理架构模式实现应用组件的有效整合,完成应用系统的统一化管理与维护。 2 应用资源采集 整体应用系统资源统一分为两类,具体包括结构化资源和非机构化资源。本次项目就要实现对这两类资源的有效采集和管理。对于非结构化资源,我们将通过相应的资源采集工具完成数据的统一管理与维护。对于结构化资源,我们将通过全面的接口管理体系进行相应资源采集模板的搭建,采集后的数据经过有效的资源审核和分析处理后进入到数据交换平台进行有效管理。 3 数据分析与展现 采集完成的数据将通过有效的资源分析管理机制实现资源的有效管理与展现,具体包括了对资源的查询、分析、统计、汇总、报表、预测、决策等功能模块的搭建。 4 数据的应用 最终数据将通过内外网门户对外进行发布,相关人员包括局内各个部门人员、区各委办局、用人单位以及广大公众将可以通过不同的权限登录不同门户进行相关资源的查询,从而有效提升了我局整体应用服务质量。 综上,我们对本次项目整体逻辑架构进行了有效的构建,下面我们将从技术角度对相

关架构进行描述。 1.2.技术架构设计 如上图对本次项目整体技术架构进行了设计,从上图我们可以看出,本次项目整体建设内容应当包含了相关体系架构的搭建、应用功能完善可开发、应用资源全面共享与管理。下面我们将分别进行说明。 1.3.整体架构设计 上述两节,我们对共享平台整体逻辑架构以及项目搭建整体技术架构进行了分别的设计说明,通过上述设计,我们对整体项目的架构图进行了归纳如下:

三轴式变速器结构设计

中型货车变速器设计(三轴式) 摘要 三轴式变速器由于具有体积小、原理简单、工作可靠、操纵方便等优点,故在大多数汽车中广泛应用。本次设计的目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握,同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识,对三轴式变速器的各部件进行设计。 首先,本文将概述汽车变速器的现状和发展趋势,介绍变速器领域的最新发展状况。 其次,本文将对不同的变速器传动方案进行比较,选择合理的结构方案进行设计。 再次,本文重点对变速器的两种重要部件—轴和齿轮进行受力分析,强度、刚度的校核计算,以及为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。 最后,本文将对变速器换档过程中的重要部件—同步器以及操纵机构进行阐述,讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。 在附录中,本文还将给出进行计算的必要公式、表格及图形,供参考之用。关键词:变速器,同步器,轴,齿轮

Design Three-shaft Transmission for Medium-duty Truck Author: Li Bijun Tutor:Lei Zhengbao Abstract Three-shaft transmission is widely used most vehicle for its particular advantages ,such as small dimension ,simply theory ,good stability, conveniently operation .The purpose of my paper is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission. At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission. The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme. Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment. At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer. At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design. Key words: Transmission, Synchronizer, Shaft, Gear

系统功能结构图

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三轴六档变速器结构设计

第1章绪论 1.1 课题的目的和意义 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下,使汽车获得不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴,工作时会产生挠度。因此,一方面降低了输出轴的刚性,另一方面造成了啮合齿轮啮合不良,致使齿轮强度降低,增加了运转噪音,影响了整机的性能。 为了近一步提升后驱动变速器的性能,增加后驱轿车市场销售份额,应该建立一个适应发动机排量为2.0升的后驱动变速器新平台,以满足车厂和用户更高层次的要求。 设计方案力求实现: (1)变速器结构更加紧凑、合理,承载能力较大,满足匹配发动机之所需; (2)选挡、换挡轻便、灵活、可靠; (3)同步器结构合理,性能稳定,有利于换挡; (4)齿轮承载能力高,运转噪音低,传递运动平稳。 1.2课题研究的现状 目前,国内外汽车变速器的发展十分迅速,普遍研究和采用电控自动变速器,这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。但是驾驶员失去了驾驶乐趣,不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠,具有良好的驾驶乐趣等优点,故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面,国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前,4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时,6档变速器的装车率也在日益上升。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性及平均车速,从而可提高汽车的运输效率,降低运输成本。 汽车变速器是汽车的重要部件之一,用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行使工况下,使汽车获得不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变 1

结构设计参数

期刊文章分类查询,尽在期刊图书馆 摘要:自2002年开始,建筑结构设计方面的新规范全面颁布实施已有六年多时间。规范条文本身应当只是做一些原则性的规定,让设计人员根据自己的理解和经验来掌握应用,但是规范中某些条文过于笼统,设计人员也难以把握。目前我国实行施工图审查制度,由于设计人员与审查人员对规范一些不够具体的条文规定的理解不同,常常会引起争议,而且少数设计人员或审查人员不考虑工程的实际情况,机械地执行规范。下面就高层建筑设计过程中遇到的一些问题,与同行们进行探讨。 关键词:结构设计;短肢剪力墙;新规范;《高规》;设计建议1 关于高层建筑高宽比 《高层建筑混凝土结构技术规程》(以下简称《高规》)对高层建筑适用的最大高宽比有明确要求,但在计算高宽比时,对建筑宽度的取法却无明确规定,在第4.2.3条的条文说明中指出“一般场合,可按所考虑方向的最小投影宽度计算高宽比……对于不宜采用最小投影宽度计算高宽比的情况,应由设计人员根据实际情况确定合理的计算方法”,对设计人员来说,难以确定何为合理的计算方法,而且这是一个涉及建筑是否为超限高层建筑的敏感问题,应该有一个较为明确的取法,以便设计及审查人员掌握。 2 关于剪力墙的高厚比 新的《抗震规范》及《高规》对剪力墙高厚比的要求较“89规范”更高。通常在底部加强区,由于底部层高相对较高,剪力墙的厚度往往由高厚比确定,而不是由承载力或结构刚度确定,按《高规》第7.2.2条第4款的规定,当高厚比不满足要求时,如剪力墙所承受的竖向力不大,验算墙体稳定一般都能通过,因为剪力墙主要作为抗侧力构件使用。在按《高规》附录D计算墙体稳定时,规程列出了单片墙及T形、工字形剪力墙的计算方法,有些设计人员对在工程设计中常遇到的L形及I形剪力墙是否可按T形及工字形墙的公式进行计算拿不准。从原理分析,T形及工字形墙的稳定计算,考虑了一侧墙肢对另一向墙肢的支承作用,所以L形及I形墙,只要墙肢具有一定的长度,其作用是和T型及工字形墙完全相同的。但对于多长的墙肢才可视为有翼缘的问题,规程并没有明确规定,参照约束边缘构件的规定,翼墙长度小于其厚度3倍或端柱截面边长小于墙厚2倍时,视为无翼墙或无端柱。当按层高计算墙体稳定时,视其为支承边时,此规定可参考执行,但对较厚墙体,又不太合理,比如-300厚剪力墙,翼墙长度要大于900才可视为有支承,对一般层高而言,900墙肢在肢长方向有足够的刚度,完全可视为另一向墙肢的支承,因此,如果规定按一定的层高与肢长比来确定是否可视为支承应该更为合理,而不是肢长与肢厚比。在计算剪力墙高厚比时,新规范对于层高的取值也不够明确,对有地下室的结构,底层层高取为±0.00地面到一层楼面间的高度,而对于无地下室的小高层建筑,由于基础有一定的埋深要求,如果计算高度取基础至二层楼板面的高度,则计算高度一般达到3.0+0.6(高差)+1.4(基顶埋深)=5.0m,如果底层为商场,则计算高度更大,这样势必会增加剪力墙的厚度,特别是对一字形墙,能否考虑首层刚性地面对墙体稳定的有利影响,譬如可否取到刚性地面以下500mm,这是一个值得探讨的问题。 3 关于计算方法及参数取值 建筑结构在进行内力和位移计算时,除了选择合理的结构分析模型和适用的结构

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