機電工程學院畢 業(yè) 設 計 說 明 書設計題目: GD6126 客車設計—傳動軸及懸架設計 學生姓名： 學 號： 專業(yè)班級： 指導教師： 20xx 年 5 月 30 日1目次1 緒論 .21.1 懸架設計概述 .21.2 傳動軸設計概述 .31.3 設計的目的及意義 .32 客車懸架設計 .42.1 設計的主要數(shù)據(jù) .42.2 GD6126 客車前、后懸架的確定 42.3 懸架主要參數(shù)的確定 .52.4 彈性元件的設計 .62.5 鋼板彈簧強度的驗算 202.6 減振器的設計計算 213 GD6126 客車傳動軸設計 .243.1 設計的主要數(shù)據(jù) 243.2 傳動布置形式的選擇 243.3 萬向傳動軸的設計計算 253.4 萬向節(jié)傳動的設計及校核 263.5 軸管的選擇及校核 273.6 花鍵的設計及校核 283.7 十字軸萬向節(jié)的設計及校核 303.8 中間支撐結構分析與設計 32設 計 總 結 33致 謝 .35參 考 資 料 3621 緒論1.1 懸架設計概述懸架系統(tǒng)是汽車十分重要的組成部分，它的作用是鏈接兩部分車架與車橋；減輕路面的坑洼對車輛駕駛員的沖擊，從而提高行駛的平順性；保證車輪在凹凸不平的路面和負載發(fā)生變化行駛時有較為理想的行駛性能，保證汽車操縱的穩(wěn)定性，從而實現(xiàn)在各種路況條件下平穩(wěn)運行。汽車懸架主要由導向裝置、減震器、彈性元件、緩沖塊、橫向穩(wěn)定器這些構成。懸架的設計要求有：1）行駛平順性好。2）能衰減振。3）操縱穩(wěn)定。4）汽車制動或加速時，保證車身的相對穩(wěn)定。5）隔聲效果好。6）緊湊的結構、小的使用空間。要使設計出的汽車擁有良好的乘坐舒適度，振動系統(tǒng)的固有振動頻率和懸掛質量與彈性元件要在適合的頻帶要求要盡可能地低。應該使汽車前懸架和后懸架的固有頻率設計的合理，對于乘用車，應該讓其后懸架的固有頻率稍微大于前懸架的固有頻率，并且應該盡可能避免懸架與車架之間的相互撞擊。在鋼板彈簧上質量變化時，車身高度要盡量不變化，所以，比較合適于采取非線性的彈性特性懸架。1.2 傳動軸設計概述萬向傳動軸是由萬向節(jié)、軸管、伸縮花鍵、中間支撐構成。它的作用是傳遞轉矩和旋轉運動。汽車萬向傳動軸設計應符合的條件：1）保證連接在一起的兩根軸的夾角及它們的相對位置在一定范圍內變動時，能夠穩(wěn)定可靠地傳遞動力。2）確保連接在一起的兩軸要盡可能等速。3依據(jù)萬向節(jié)在扭轉的方向上有沒有顯著的彈性，萬向節(jié)可以分成剛性萬向節(jié)與撓性萬向節(jié)兩種。剛性萬向節(jié)依靠鉸鏈連接在一起傳遞各種力和力矩，它又包括等速萬向節(jié)、準等速萬向節(jié)及不等速萬向節(jié)這三種；撓性萬向節(jié)是依靠彈性元件來傳遞動力的，擁有良好的緩解沖擊和減少震動的作用。1.3 設計的目的及意義隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，汽車的需求也是多種多樣，我們作為汽車的設計與開發(fā)人員參與其中，只有通過精益求精的制造與與時俱進的創(chuàng)新，才能跟上時代的步伐，我們的產(chǎn)品才會得到消費者的認可與支持。本次設計的傳動軸與懸架的設計，我們就是本著這一實質性的原則從一而終。汽車舒適性與安全性始終是廣大消費者購買汽車的重要的參考標準，汽車質量的好壞直接決定著著一系列參數(shù)的變化，因此我們需要在高質量的汽車品質的基礎之上兼顧舒適性與安全性。這是我們設計的目標。2 客車懸架設計2.1 設計的主要數(shù)據(jù)表 2-1 懸架設計的主要數(shù)據(jù)總質量 16000kg 整備質量 12000kg前軸負荷 6000kg 后軸負荷 10000kg軸 數(shù) 2 輪胎數(shù) 6滿載重心高度 1180mm 軸 距 5800mm總 長 12000mm 總 寬 2500mm前 輪 距 2099mm 后 輪 距 1824mm后 懸 3330mm 前 懸 2870mm2.2 GD6126 客車前、后懸架的確定這回要設計的 GD6126 客車使用狀況普通，行駛車速也不是很高，對行駛平順性與乘坐舒適性的要求都是較一般，屬于大眾實用型、經(jīng)濟型車型。所以采用非獨立懸架完全可以滿足使用的要求，并且能大大降低生產(chǎn)的成本。4目前客車上使用的鋼板彈簧主要有少片變截面彈簧、多片鋼板彈簧、漸變剛度彈簧。少片變截面彈簧,彈簧片的斷面尺寸沿長度方向厚度不相等,片寬保持不變,質量小,片間摩擦小,多用于輕型客車或城市公交車;多片鋼板彈簧主要用于大型客車上;漸變剛度彈簧多用于微型客車上。在本次設計中，懸架在滿足汽車基本性能要求的狀況下采取了物美價廉更加經(jīng)濟合理的設計方案，這是對汽車產(chǎn)量化的生產(chǎn)制造的有力保證，這也會讓這種汽車在市場競爭中占有優(yōu)勢地位。質量好價格便宜的汽車產(chǎn)品對于普遍的消費者擁有極大的吸引力。GD6126 客車前、后懸架的最適合設計方案是：客車前懸架與后懸架這次設計均采用鋼板彈簧非獨立懸架。2.3 懸架主要參數(shù)的確定2.3.1 懸架的靜撓度 fc汽車在滿載且靜止狀態(tài)時懸架上所承受的載荷 Fw 與懸架剛度 c 的比值稱為懸架的靜撓度，即：Fc=Fw/c影響客車行駛平順性的主要指標是客車懸架系統(tǒng)的固有頻率。汽車的質量分配系數(shù)大約為 1，所以客車車軸上車身兩點的振動不存在關聯(lián)?？蛙嚨能嚿淼墓逃蓄l率 n,可以用下面的式子來表示：n= /2 (2-1)mc/?式（2-1 ）中，c 是懸架的剛度（ N/m）,m 是懸架的彈簧上的質量（kg）且靜撓度能夠表示成：fc=mg/c (2-2)g：重力加速度（10N/kg）,代入上面的式子得出：n=5/ (2-3)cf分析上面的式子可以得出：懸架的靜撓度直接影響汽車車身的振動頻率，所以要想確保汽車行駛的平順性足夠的好，就應該合理選擇汽車懸架的靜撓度。5又因為不同的汽車對平順性的要求不相同，客車的前懸架要求在1.20～1.50hz, 后懸架要求在 1.30～1.85hz 之間，選取 =1.4hz, =12.2cm 后懸1n1cf架的懸架頻率 Hz, =9.77cm。2n1.6?2cf2.3.2 懸架的動撓度 fd懸架的動撓度指的是汽車從滿載靜平衡狀態(tài)開始懸架壓縮到結構所能承受的最大變形狀態(tài)，汽車的輪子中心相對于車架垂直方向上的位置長度的變化。通?？蛙嚨膭訐隙鹊倪x擇范圍在 5～8cm。本設計選擇：fd1=fd2=8.0cm2.3.3 懸架的彈性特性懸架的彈性特性分成線性彈性特性與非線性彈性特性這兩種。由于客車在空載和滿載時簧上質量變化不是很大，因此選用線性懸架。2.4 彈性元件的設計2.4.1 鋼板彈簧的布置形式選擇鋼板彈簧布置形式采用對稱縱置式鋼板彈簧。2.4.2 鋼板彈簧重要參數(shù)的確定已知滿載靜止時負荷 G1=6000N,G2=10000N。簧下部分荷重Gz1=500N，G z2=1000N,由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： 1605g1270ZWFN?????2 4憑借上面選擇的參數(shù)得：（1）滿載弧高 ：滿載弧高 fa 指的是在車軸上面安裝上懸架的鋼板彈簧后，汽車在滿載狀態(tài)下彈簧主片的兩端之間連線與其上表面的高度之差。通常 fa=10～ 20mm，在這里取：fa=15mm（2）懸架鋼板彈簧長度 L 的確定① 選擇原則：cmfd0.8?6鋼板彈簧長度是指鋼板彈簧伸直后兩端卷耳中心之間連線的長度。乘用車型彈簧長度 L=(0.40～0.55) 軸距；貨車前懸架： =(0.26～0.35)軸距，后懸架：1L=(0.35～0.45)軸距。2L② 鋼板彈簧長度的預選：根據(jù)經(jīng)驗公式，并參考國內外客車的一些資料，暫時選擇鋼板簧主片的長度是 =1600mm, 1650mm1L2?（3）汽車鋼板彈簧剛度的確定 160540.8/2.ZcGNmf??2197./.Zcf?（4）汽車鋼板彈簧斷面寬度 b 的確定：關于鋼板彈簧的剛度，強度的計算可以在參考截面相等的簡支梁情況下，加入撓度增大系數(shù) 來修正。所以可以根據(jù)修正后的簡支梁公式來計算其總慣?性距 。其中對稱式鋼板彈簧0J(2-4) ??EckSLJ48/)(30???式（2-4 ）中：S——U 形螺栓的中心距（mm）k——U 形螺栓夾緊(剛性夾緊，k 取 0.5)；c——鋼板彈簧垂直剛度（ N/mm） ,c= ;cWfF/——為撓度增大系數(shù)。?①撓度增大系數(shù) 的確定：首先要確定和彈簧主片長度相等的重疊片數(shù) ，然后估算一下總片數(shù) ，1n0n算出 ，得出 =1.5/ ，預定 的值。01/n?????)5.01(4.???對于前懸架彈簧：L=1600mmk=0.57S=200mm12n?031?2=1.5/[04(.)].5/[4(0.5)]1.3??????E= 2.2mN把上面的數(shù)據(jù)代入到公式，可得: 34017J??計算總截面系數(shù) ： 0W???WWkSLF?4/)(??Fw=Fa=27500NL=1600mmk=0.5S=200mm=425 N/mm2??w?把上述數(shù)據(jù)代入到公式，可得：W0=22.8×103 m再計算前懸架彈簧平均厚度：=12mm??cawpEfkSLJh6)(/220????b=110mm對于后懸架彈簧L=1650mmk=0.5S=200mmn1=28n0=13132??=1.5/ =1.5/ =1.35???)5.1(04.?2[.4(0.5)]13??E=2.1 N/5m把以上數(shù)據(jù)代入到公式中，可知：J0=468.8×103 4確定前彈簧總截面系數(shù) ：W(2-5)0???WkSLF?4/)(??式（2-5 ）中 為許用彎曲應力。 的選擇范圍：前懸架彈簧是?w?w350～450N/ ，后懸架彈簧是 350～550 N/ 。2m2m= =45000NwFL=1650mmk=0.5S=200mm=425 N/??w?2m把上面的數(shù)據(jù)代入到公式中，可得：=54.8×1030W再計算平均厚度：=14mm??cmwpEfkSLJh6)(/220????得出 之后，然后選定彈簧片寬 b。優(yōu)先選用片寬和片厚的比在 6～10 內。phb=110mm②彈簧片厚 h 的確定:本次均采用等厚片設計，前、后鋼板彈簧片厚分別取 12mm、14mm。9經(jīng)過參閱設計手冊可以知道鋼板截面尺寸 b 和 h 均滿足國家的技術要求。③鋼板斷截面形狀的確定：本次設計的鋼板彈簧采用矩形截面。④ 鋼板彈簧總片數(shù)的選擇：鋼板彈簧片數(shù) n 采用的較少的話便于制造和裝配，也能降低各片之間的干摩擦。但鋼板彈簧片數(shù)減少將會使鋼板彈簧和等強度梁有較大的差別，材料的使用率也會變得不好。多片鋼板彈簧的片數(shù)通常在 6～14 范圍內。用變截面鋼板彈簧時，片數(shù)通常選 1～4。根據(jù)客車的總質量并結合國內外資料初步選取本客車前懸架彈簧的片數(shù)為10 片，后懸架彈簧的片數(shù)為 13 片。（5）鋼板彈簧每片長度的選定先每片鋼板彈簧厚度 的立方值 按照一樣的比例尺順著縱坐標畫在圖上，ih3i然后沿著橫坐標測量出主彈簧片長度的二分之一即 L/2 與 U 型螺栓中心距的一半即 s/2，得出 A,B 這兩點，然后連接 A，B 兩點就會得到鋼板彈簧展開圖。AB 線與各片上邊的交點就是其長度。假使有和主片長度一樣的重疊片，就從B 點開始到最后一個重疊彈簧片上側邊斷點連線，這條線與每個彈簧片上側邊的交點就是其長度。圓整后得到實際設計長度。由圖 2-1 確定彈簧各片長度：圖 2-1 板簧結構計算依據(jù)表 2-2 板簧的計算值與修正值前 懸 架 后 懸 架片 序 號計 算 值 修 正 值 計 算 值 修 正 值1 1600 1600 1650 1650102 1480 1480 1650 16603 1360 1360 1650 16704 1240 1240 1520 15205 1120 1120 1390 13906 1000 1000 1260 12607 880 880 1130 11308 640 640 1000 10009 520 520 870 87010 320 320 740 74011 610 61012 480 48013 350 3502.4.3 鋼板彈簧剛度的驗算上面設計的撓度增大系數(shù) ，總慣性矩 等數(shù)據(jù)都不能十分準確，必須經(jīng)?0J過剛度驗算。剛度驗算常用公式為：C= ???????????ni KkYaE113)(/6?其中， ； ；)(11????kkla?iKJY1/??1/kiJ上式中，?是修正系數(shù)，一般選擇 0.90～0.94，E 是彈性模量； 為主,1l?k片和第（k+1）片鋼板彈簧的長度。計算公式里鋼板彈簧主片長度的一半 ，假使用中心螺栓與卷耳中心的長1l度代進去，算出的是鋼板彈簧總成自由剛度 ；假使用有效長度，即jc代進去，算出的剛度值是鋼板彈簧總成的夾緊剛度 。10.5lkS?? zc（1）前懸架彈簧剛度的驗證計算：表 2-3 前懸架 ak+1 的值K 1 2 3 4 5 6 711= (cm)1?ka1??kl0 5.58 16.73 22.3 27.88 33.46 39.03K 8 9 10= (cm)1?k1?kl50.18 55.76 66.92通過公式 (mm-4)，得：??kiKJY1/Y1=6.3×10-5 Y2=3.15×10-5 Y3=1.575×10-5 Y4=1.26×10-5 Y5=1.05×10-5 Y6=0.9×10-5 Y7=0.63×10-5 Y8=0.573 ×10-5 Y9=0.485 ×10-5把上面的數(shù)據(jù)代入公式，計算出總成自由剛度 ：1jC=4521N/cm1j把上面的數(shù)據(jù)用到公式有效長度，即 ，代入到公式得到的鋼ksl5.01'??板彈簧總成的夾緊剛度 1zC=4544N/cm1z與設計值 =4508N/cm 相差不大，基本滿足要求。1（2）后懸架彈簧剛度的驗證計算：表 2-4 后懸架 ak+1 的值K 1 2 3 4 5 6 7= (cm)1?ka1??kl0 6.58 12.15 17.53 23.4 28.87 34.33K 8 9 10 11 12 13= (cm)1?k1?kl40.11 45.24 51.22 56.52 62.12 67.63通過公式 (mm-4)，得：??kiiKJY1''/Y1=7.3×10-5 Y2=4.13×10-5 Y3=3.0×10-5 Y4=1.99×10-5Y5=1.45×10-5 Y6=1.21×10-5 Y7=0.98×10-5 Y10=0.71×10-512Y11=0.62×10-5 Y12=0.57×10-5 Y13=0.51×10-5把上面的數(shù)據(jù)代入到公式，可以算出總成自由剛度 ：2jCCj2=9126N/cm如果采用有效長度，即 ，通過公式得到鋼板彈簧總成夾緊剛kSl5.01'??度 Cz2：Cz2=9224N/cm與設計值 =9278N/cm 相差不大,基本滿足要求。22.4.4 鋼板彈簧各片預應力的選??；cbwaxkxkk??20????1kx前 懸 架 ：參 數(shù) ： b=110mm＝ 11cm,h=12mm=1.2cm1.62（ ）????3221 047.6w? 3所 以 ； 1.62； 3.24； ……； 19.44xxx ?x0w???nkkxnkkxD112????1321312322ww xxxxxx ??????????113ii 333 62.1876.2506. ???－ 1215.94選 取 主 片 ： 100??L2/cmkg末 片 ： n13??Dwwankxnnkk?????101103?????31311228608637???＝ － 11.32??Dwwbnkxxnnkk?????10101??????311311 286286350?????.?c 取 常 數(shù) － 1300則 有 ： 1306.283.12 ?????xkxkxkxkk wcbwa?前 懸 架 每 片 彈 簧 預 應 力 的 計 算 值 與 修 正 值 ， 請 看 表 2-5。表 2-5 前 懸 彈 簧 預 緊 力 的 計 算 值 與 修 正 值序 號 計 算 值 修 正 值序號計 算 值 修 正 值1 － 1300 － 1300 6 416.5 4152 － 865.4 － 865 7 494.7 4953 —174.4 － 175 8 472.7 4704 82 80 9 372.6 3705 279 280 10 100 100后 懸 架 ：參 數(shù) ： b=110mm＝ 11cm,h=14mm=1.4cm2.71（ ）????32321 0.6w? 3所 以 ； 2.71； 5.42； ……； 32.52xx3x ?1xw???nkkxnkkxD11214????13213123212 wwww xxxxxx ???? ????????131ii 333 71.28676.2506. ???－ 5692.12選 取 主 片 ： 100??l 2/cmkg末 片 ： 130n??Dwwankxnkk?????101?????21313112 8630428686370 w?????＝ － 4.05 ??Dwwbnkxxnnkk?????1010132 ??????1311311 2865043286286350 w?????????4.7?c 取 常 數(shù) － 1300則 有 ： 1304.705.422 ?????xkxkxkxkk wcbaw?后 懸 架 每 片 鋼 板 彈 簧 預 應 力 的 計 算 值 與 修 正 值 ， 請 看 下 表 2-6。表 2-6 后 懸 彈 簧 預 緊 力 的 計 算 值 與 修 正 值序 號 計 算 值 修 正 值序號計 算 值 修 正 值序號計 算 值 修 正 值1 － 1300 － 1300 6 278.0 280 11 369.0 3702 － 865.4 － 865 7 415.2 415 12 208.7 2103 － 490.3 － 490 8 492.9 490 13 100 100154 － 174.7 － 175 9 511.1 5105 81.4 80 10 469.8 4702.4.5 自由狀態(tài)時鋼板彈簧總成的弧高與曲率半徑的計算（1）自由狀態(tài)時鋼板彈簧總成的弧高 0H在自由狀態(tài)時鋼板彈簧總成的弧高 ，通過下式可得出：(2-6))(0ffac???式（2-6 ）中， 為靜撓度； 為滿載弧高； 是用 U 型螺栓夾緊鋼板彈簧總cf成后引起的弧高變化， ；S 是 U 型螺栓的中心距；L 是2))(3LfSfca???懸架鋼板彈簧主片的長度。下面分別計算在自由狀態(tài)時前、后懸架鋼板彈簧總成的弧高 ：0H前懸架彈簧：由： =122mm1Cfma5?則 =122+15+24.6=161.6mm)(0ffHacm???后懸架彈簧：=97.7+15+19.7=132.4mm)(0ffHac???（2）自由狀態(tài)時鋼板彈簧總成的曲率半徑的確定：自由狀態(tài)下前懸架彈簧總成的曲率半徑：= =1978mm.0208/HLR?216.?自由狀態(tài)下后懸架彈簧總成的曲率半徑：16= =2570mm020H8LR???/21653.4?（3）自由狀態(tài)下每片鋼板彈簧的曲率半徑的確定矩形截面鋼板彈簧裝配前每個彈簧片曲率半徑可通過下面的式子計算：(2-7)??iii EhRR/)2(1/00???式（2-7 ）中， 是自由狀態(tài)時第 i 片彈簧的曲率半徑，R 0 為自由狀態(tài)時彈簧總i成的曲率半徑；σ 0i 是每片鋼板彈簧的預應力； E 是材料的彈性模量值，在這里E 取 N/ ； hi 表示第 i 片彈簧的厚度。在知道 和每片鋼板彈簧的510.2?2m0R預應力 的情況時，可通過公式 得出在自由狀態(tài)下i???iii hR/)2(1/00???各片彈簧的曲率半徑 Ri。片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預應力不能太大；建議主片在根部的工作時的應力與預應力的疊加應力值應該在 300～350N/ 范圍內取。1～4 片2m長彈簧片受到負的預應力，相反短片受到正的預應力。所以預應力從長彈簧片片上的負值逐漸增加到正值。在計算鋼板彈簧各片的預應力時，原理上應符合各片鋼板彈簧在根部受到的預應力形成的彎矩 的數(shù)值之和為零，即：iM（2-8）01??nii或 10?iniW?下面分別計算在自由狀態(tài)下前、后懸架每片鋼板副簧曲率半徑。前懸彈簧：表 2-7 前懸架彈簧各片的預應力i 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10i0?-13 -8.7 -1.8 -0.8 2.8 4.2 5.0 4.7 3.7 1.0=1978mm E= N/ =12mm0R510.2?2mih17接著用公式計算彈簧每片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結果見表 2-8：表 2-8 前懸架彈簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑i 1 2 3 4 5 6 7(mm)R1978 1969.4 1958.3 1953.6 1946.8 1940.1 1938.7i 8 9 10(mm) 1934.4 1932.2 1972.9后懸彈簧：表 2-9 后懸彈簧各片的預應力i 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13i0?-13 -8.7 -4.9 -1.8 0.8 2.8 4.2 4.9 5.1 4.7 3.7 2.1 3.5= 2570mm E= N/ =14mm0R510.2?2m'ih接著通過上面的公式求出在自由狀態(tài)下每片彈簧的曲率半徑，計算結果可見下表 2-10：表 2-10 后懸彈簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑i 1 2 3 4 5 6 7(mm)R2570 2563.3 2557.8 2552.8 2547.9 2540.0 2533.5i 8 9 10 11 12 13(mm) 2531 2528.5 2526 2523.5 2521 2518.5（4）前、后懸架彈簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計算：假如第 i 片鋼板彈簧的片長為 ，則它的弧高 Hi 為：iL（2-9） iiiRH8/2?將每片鋼板彈簧的長度和曲率半徑代入到上面的公式，得到前懸架彈簧總成在自由狀態(tài)下各片彈簧的弧高 Hi 如表 2-11：表 2-11 前懸彈簧總成在自由狀態(tài)下各片弧高i 1 2 3 4 5 6 718(mm)iH161.8 162.4 118.1 98.1 80.5 63.0 49.9i 8 9 10(mm)i26.4 17.5 6.6在自由狀態(tài)下后懸彈簧總成各片弧高的計算方法一樣。表 2-12 在自由狀態(tài)下后懸彈簧總成各片弧高i 1 2 3 4 5 6 7(mm)iH132.4 132.7 133.0 113.1 94.7 78.1 64.4i 8 9 10 11 12 13(mm)i49.4 37.4 27.1 18.4 11.4 6.12.4.6 鋼板彈簧總成弧高的核算由最小勢能原理可知，鋼板彈簧總成的各片勢能總和最小時在穩(wěn)定平衡狀態(tài)，通過這可以算出等厚葉片彈簧的 為 ：0R1/ = (2-10)0???niniiL11/)(式（2-10 ）中， 第 i 片長度。為 鋼 板 彈 簧iL鋼板彈簧總成的弧高為： H 028/R?上式計算出的結果應與 得到的結果相近。假如結果相差)(0ffac???很大，應再次選擇各片彈簧的預應力再行校核。首先對前懸架彈簧的總成弧高進行校對計算,把前懸架彈簧各片的曲率半徑和長度代入到上面的式子里可得：=1959mm0R然后再代入 H = =163.3mm028/L?21695?原設計值為 =161.6mm，兩者相差不大，符合設計的要求。019接著對后懸架彈簧總成的弧高進行驗算矯正,把后懸每片彈簧的長度和曲率半徑代入公式：1/ = 得：'0R???niniiL1'''1/)(R0=2558mm總成弧高 H = =133.0mm'02'8/L?265?原設計值為 =132.4mm，相差不大，符合要求。02.5 鋼板彈簧強度的驗算由下式驗算前懸架彈簧強度： ][67 2108.539)61204(16581.085.39822950)'201'max????? ????????MPabhmGWlcGp其中牽引驅動時，后懸架彈簧載荷 = 9000N2ZG?驗算后懸架彈簧強度： ][67 2108.539)61204(16581.085.39822950)'201'max????? ????????MPabhmWlcGp后懸彈簧強度在許用應力內，符合設計強度要求。前懸架彈簧的極限載荷根據(jù)下面的公式計算：=max???02112')(/wlclG??＝ =6750]58.84.170[??MPaMPa10][1???后懸彈簧強度也在許用應力要求內，符合設計強度要求。后懸架彈簧的極限載荷根據(jù)下式計算：20NfCFdzaaj 28064547632副 ?????? MPaMPaWlaja 10][93)61(1809)(2021 ????前、后懸架彈簧都符合在凹凸不平路面行駛時的強度要求。2.6 減振器的設計計算2.6.1 減振器的分類減振器是懸架系統(tǒng)里面的組成的部件，它對汽車的乘坐舒適性及懸架的使用壽命有著非常大的影響。它按照結構形式的不同可分為搖臂式、筒式這兩類；由于筒式減振器工作性能穩(wěn)定燈一系列優(yōu)點，已被廣泛應用于不同汽車的懸架系統(tǒng)中。按照工作原理的不同又可分為單向、雙向作用式這兩種類型。而筒式減振器又包括雙筒式、單筒式和充氣筒式三種，其中以雙筒式應用最多。綜合考慮及參照相同類型的客車設計最終決定在本次設計中，這次設計選用雙向作用筒式減振器。2.6.2 主要性能參數(shù)的選擇（1）相對阻尼系數(shù)圖 2-2 減振器阻力-速度特性在卸荷閥沒有打開時，減震器的阻力和其振動速度的關系表達式是 ,其中， 是阻尼系數(shù)。如圖 2-2 所示，阻力—速度特性曲線的組成元素是類似于直線的四個線段，壓縮行程、伸張行程各有其中的兩個線段，其中每條線段的斜率的意義表示 ，因此減振器在通常情況下會有四個 。21算出汽車懸架的阻尼之后，就可以明白為什么簧上質量的振動在實際工作過程中是周期性的衰減振動了，用 ψ來表示振動速度的大小:(2-16)）（ scm2???其中，c 是垂直剛度， c=450.8N/mm(在此之前應計算出 )； 是簧上質量，=5500Kg 。在本次設計中，參考相同類型的客車及查閱相關資料決定ψ=0.25， =0.33， =0.17 S?Y（2） 的設計計算 由式（2-16 ）可得 ，不同的懸架因導向機構的杠桿的比值不同，scm2???懸架得 應根據(jù)實際的情況和條件利用式（ 2-17）來具體計算 ,(2-17)??2sko其中， k 表示杠桿比，k=n/a=1.05；α 表示減振器的安裝角, α= 3o；帶入式（2-17 ）得（3）最大卸荷力 的設計計算減震器在正常工作過程中，當活塞桿的的振動速度為某一數(shù)值時，為了盡量降低地面對汽車車身產(chǎn)生的沖擊，減振器會立即打開卸荷閥，此時的這個速度值就叫作卸荷速度，用 表示,一般 的取值為 0.15-0.3m/s，其表達式為：(2-18)其中，車身振幅 A= ； ?表示懸架的固有的振動頻率。由 ，在知道 以后既可算出 ：2.6.3 筒式減振器主要尺寸參數(shù)的設計計算根據(jù)計算出的 和對應的[p]可求得筒式減振器工作缸的直徑 D，表達式是（2-19）其中，[p]表示缸內所能容許的最高工作壓力，通常取 3-4 ； ?表示缸筒直徑和連桿直徑之間的比值。帶入相關數(shù)據(jù)到式（2-19）得：22圓整后取 D=50 mm，則儲油筒的直徑,壁厚通常都是 2mm。233 GD6126 客車傳動軸設計3.1 設計的主要數(shù)據(jù)表 3-1 傳動軸設計的主要數(shù)據(jù)總質量 16 噸 整備質量 12 噸軸距 5800mm 額定功率轉速 3000r/min最高車速 120km/h 最高空轉轉速 4500r/min傳動軸夾角變化范圍 3° 傳動軸壁厚 1.5～3mm一檔傳動比 12.0 五檔傳動比 1.00最大扭矩 410.8N·m 安全系數(shù) 2.0軸長=1400mm + 1350mm + 1400mm + 1260mm=5410mm3.2 傳動布置形式的選擇萬向節(jié)傳動是傳動系統(tǒng)的組成部分。傳動軸的選擇方案會直接影響傳動效率的高低。選用傳動軸不合適會直接影響使用的期限。（a）單軸雙萬向節(jié)式（b）兩軸三萬向節(jié)式 圖 3.2 汽車的萬向傳動方案汽車的動力傳輸過程使用的是萬向節(jié)傳動裝置，這種萬向傳動使用與各種角度之間的動力傳輸。裝在變速器輸出軸與前后驅動橋之間。這時通常會采用一根或多根傳動軸、兩個或多個十字軸萬向節(jié)的傳動布置方式。圖上 3.2 為用于汽車變速箱與前后驅動橋之間的不同的設計萬向傳動方案。綜合比較結合本次設計的實際，應該選用第二種方案。243.3 萬向傳動軸的設計計算3.3.1 傳動軸的臨界轉速每當傳動軸的長度為某一定值時，其斷面的尺寸都要保證傳動軸具有相對大的強度以及相對高的臨界轉速，在這次設計中安全系數(shù) K=2.0，比較符合所有精度要求不太高的伸縮花鍵，則有3.3.2 萬向傳動的載荷計算 計算載荷的有三種方法確定：1）根據(jù)汽車一擋的傳動比和發(fā)動機最大轉矩來確定；2）根據(jù)驅動輪打滑的方法去確定；3）根據(jù)平常一般使用的轉矩去確定。在這一次設計中按照汽車一擋傳動比和發(fā)動機最大轉矩來計算。由公式：(3-1)其 中 ， —動 載 系 數(shù) ， 在 此 取 值 為 1；—發(fā) 動 機 的 最 大 轉 矩 （ N·m） ；K—液 力 變 矩 器 的 變 矩 系 數(shù) ， 在 此 取 值 是 1；—一 擋 傳 動 比 ， ；—分 動 器 的 傳 動 比 ， ；?—發(fā) 動 機 和 傳 動 軸 之 間 的 機 械 傳 動 效 率 ， ％ ；90??n—驅 動 橋 數(shù) ， 在 此 次 設 計 中 n=1。把 上 面 的 數(shù) 據(jù) 帶 入 公 式 （ 3-1） 中 得對萬向傳動軸的靜強度進行計算的時候，計算載荷 我們應取 ，且安全sTse系數(shù)通常選 2.5-3.0 。253.2.3 傳動軸計算轉矩 T1=Twi1η=410.8×12.0×103×90%=4428×103N m?3.4 萬向節(jié)傳動的設計及校核由于本次設計的客車軸矩太長，如果利用一根軸進行動力傳遞的話，傳動軸的直徑的取值勢必要設計的很大，這對加工制造和裝配都非常不利，以此在設計時采用了多軸傳動來克服這個弊端。當量夾角：（3-2）式中， 分別表示各萬向節(jié)的夾角，它們前面的正負號的選取與主動叉和各軸線所在的平面關系有關。在設計的過程中，為了達到輸出軸與輸入軸的轉速相等的目的， 必須是零，即 ?？紤]到汽車空載或滿載時當量夾角 可能會有一定范圍的變化，因此在設計時應保證在空載與滿載兩種情況下的應保證均不能超過 3°，故需對 的值進行限制。相對于轎車， 要不大于 350rad/ ；而對于貨車，要不大于 600 rad/ 。綜合考慮及參考相同類型客車的數(shù)據(jù)，決定本次所設計的萬向節(jié)的各夾角的取值分別是： ； ； ； 。將上述數(shù)據(jù)帶入至式（3-2）中得傳動軸的最高轉速： ，則：經(jīng)驗證，當量夾角和角加速度均滿足設計要求。263.5 軸管的選擇及校核假設傳動軸的斷面大小、形狀都完全相同，并且它的兩端都是具有自由支承的彈性梁，根據(jù)之前所學過的機械振動的知識可知，彎曲振動的臨界轉速可用式（3-3 ）計算：(3-3)式中： —臨界轉速（r/min）L—傳動軸長度（mm）D、d—傳動軸軸管的外徑和內徑（mm）由式（3-3 ）可知，在相同 D、L 的情況下，實心軸的臨界轉速要比空心軸的低，并且如果選用實心軸的話會比較浪費材料，制造成本也會增加，故廣泛采用空心軸。根據(jù)汽車的總體布置及設計，傳動軸，共分四段由式（3-3 ）可知傳動軸長的內外徑受其自身長度的影響，本次設計時考慮到總體設計的總體布局以及傳動軸中間支撐的位置，選擇將最長的那根軸安裝在最后面。已經(jīng)知道 ，把它帶入公式（3-3）得：根據(jù)以往的經(jīng)驗及參照多種同類型客車的設計結果得知傳動軸的壁厚取值范圍一般在 1.5～3mm 之間，由此可得 1.5mm若初選：D=99mm 則 d=安全系數(shù) K= ，在這里 K 取 2.027因為傳動軸在其運轉過程中承受扭轉卻沒有承受彎曲應力，因此只用驗算其扭轉強度即可，根據(jù)公式 得：經(jīng)驗證所設計的參數(shù)符合扭轉強度要求。同理再依次計算求得第一、二、三段軸的內外徑及強度校核，經(jīng)驗證，均滿足扭轉強度校核。3.6 花鍵的設計及校核3.6.1 花鍵連接的概述內花鍵和外花鍵相結合組成了常見的花鍵連接，它既能夠用到靜連接也能夠用到動連接。按照不同的齒形，花鍵能夠分成矩形花鍵、漸開線花鍵兩種。在本次設計中，參照多種同類型客車的設計結果決定采用矩形花鍵連接，設計結構簡圖像圖 3-1 所示。對花鍵齒進行磷化處理或噴涂尼龍可以有效降低傳動軸的磨損和失效，另外花鍵的外層裝有防塵罩，花鍵和防塵罩之間的間隙應適當小一些，這樣可以有效防止它和傳動軸發(fā)生共振圖 3-1 花鍵軸結構簡圖1-蓋子；2-蓋板； 3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉；5-加油嘴；6- 伸縮套；7-滑動花鍵槽； 8-油封；9-油封蓋；10-傳動軸管3.6.2 花鍵內外徑的設計計算及校核選取安全系數(shù)為 1.8，由 得由 得28花鍵擠壓強度校核，花鍵的齒側擠壓應力 用下面式子計算：(3-4）其中， —花鍵的轉矩分布不均勻系數(shù)，在此取 1.3—花鍵外徑—花鍵內徑—有效工作長度—齒數(shù)查閱 GB/T1104-2001 取 ， , , ,把上面的數(shù)據(jù)帶入式（3-4）中得根據(jù)之前學的機械工程材料知識得知，當花鍵齒的齒面的硬度大于 35HRC以后, [ ]=25-50 ，經(jīng)校核， ,符合設計要求。3.7 十字軸萬向節(jié)的設計及校核3.7.1 十字軸式剛性萬向節(jié)因為剛性十字軸式萬向節(jié)的結構簡單，工作穩(wěn)定性很好，傳動的效率又比較高，因此在各類汽車的傳動系統(tǒng)中都得到了廣泛得應用。十字軸失效的形式是其軸頸以及滾針軸承的磨損標志這兩部分的破壞標志著十字軸的失效，實踐證明，橡膠油封的使用能夠大大的延長其使用時間。3.7.2 十字軸萬向節(jié)的校核在傳動裝置中十字軸軸萬向節(jié)的失效形式大部分是頸根部的斷裂，正因為這種原因所以在設計十字軸時應盡可能的保證其具有足夠的抗彎強度。假設作用在十字軸軸頸正中間的力是 F，那么由 得：29軸頸根部的彎曲應力 、切應力 要分別符合（3-5）（3-6）其中，軸頸直徑 d1=40mm，油道孔直徑 d2=12mm，力的作用線和根部之間的距離 s=16mm， =250~350MPa， =80~120MPa將上述數(shù)據(jù)分別帶入式（3-5）、（3-6）得： MPa＜ ，MPa＜經(jīng)過驗證，十字軸軸頸根部的切應力和彎曲應力都符合校核的要求十字軸滾針的接觸應力計算：(3-7)其中，工作長度 Lb=27mm，滾針直徑 d0=3mm在力 F 的作用下滾針所受的最大載荷由 計算得把上面的數(shù)據(jù)帶入式（3-7）中得經(jīng)過驗證，十字軸滾針軸承的接觸應力符合校核要求。萬向節(jié)在力 F 的作用下萬向節(jié)叉既承受著玩去負荷又承載著扭轉負荷，此時 和 應分別滿足（3-8）