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機電工程學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計說明書
設(shè)計題目: GD6126客車設(shè)計—傳動軸及懸架設(shè)計
學(xué)生姓名：
學(xué) 號：
專業(yè)班級：
指導(dǎo)教師：
20xx 年 5 月 30 日
目次
1 緒論 2
1.1 懸架設(shè)計概述 2
1.2 傳動軸設(shè)計概述 3
1.3 設(shè)計的目的及意義 3
2 客車懸架設(shè)計 4
2.1 設(shè)計的主要數(shù)據(jù) 4
2.2 GD6126客車前、后懸架的確定 4
2.3 懸架主要參數(shù)的確定 5
2.4 彈性元件的設(shè)計 6
2.5 鋼板彈簧強度的驗算 20
2.6 減振器的設(shè)計計算 21
3 GD6126客車傳動軸設(shè)計 24
3.1 設(shè)計的主要數(shù)據(jù) 24
3.2 傳動布置形式的選擇 24
3.3 萬向傳動軸的設(shè)計計算 25
3.4 萬向節(jié)傳動的設(shè)計及校核 26
3.5 軸管的選擇及校核 27
3.6 花鍵的設(shè)計及校核 28
3.7 十字軸萬向節(jié)的設(shè)計及校核 30
3.8 中間支撐結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計 32
設(shè) 計 總 結(jié) 33
致 謝 35
參 考 資 料 36
1 緒論
1.1 懸架設(shè)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(dǎo)向裝置、減震器、彈性元件、緩沖塊、橫向穩(wěn)定器這些構(gòu)成。
懸架的設(shè)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(jié)構(gòu)、小的使用空間。
要使設(shè)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(zhì)量與彈性元件要在適合的頻帶要求要盡可能地低。應(yīng)該使汽車前懸架和后懸架的固有頻率設(shè)計的合理，對于乘用車，應(yīng)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(yīng)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(zhì)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(shè)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(gòu)成。它的作用是傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。
汽車萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)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(nèi)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。
依據(jù)萬向節(jié)在扭轉(zhuǎn)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(shè)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(shè)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(shè)計的傳動軸與懸架的設(shè)計，我們就是本著這一實質(zhì)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(zhì)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(zhì)量的汽車品質(zhì)的基礎(chǔ)之上兼顧舒適性與安全性。這是我們設(shè)計的目標。
2 客車懸架設(shè)計
2.1 設(shè)計的主要數(shù)據(jù)
表2-1 懸架設(shè)計的主要數(shù)據(jù)
總質(zhì)量
16000kg
整備質(zhì)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
2870mm
2.2 GD6126客車前、后懸架的確定
這回要設(shè)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。
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(zhì)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(shè)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(shè)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(zhì)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(shè)計方案是：客車前懸架與后懸架這次設(shè)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(zhì)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(guān)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)
式（2-1）中，c是懸架的剛度（N/m）,m是懸架的彈簧上的質(zhì)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)
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(yīng)該合理選擇汽車懸架的靜撓度。
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后懸架的懸架頻率Hz, =9.77cm。
2.3.2 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(jié)構(gòu)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(shè)計選擇：
fd1=fd2=8.0cm
2.3.3 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(zhì)量變化不是很大，因此選用線性懸架。
2.4 彈性元件的設(shè)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?；上虏糠趾芍谿z1=500N，Gz2=1000N,由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷：
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?。?
fa=15mm
（2）懸架鋼板彈簧長度L的確定
① 選擇原則：
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：=(0.35～0.45)軸距。
② 鋼板彈簧長度的預(yù)選：
根據(jù)經(jīng)驗公式，并參考國內(nèi)外客車的一些資料，暫時選擇鋼板簧主片的長度是=1600mm,1650mm
（3）汽車鋼板彈簧剛度的確定
（4）汽車鋼板彈簧斷面寬度b的確定：
關(guān)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
(2-4)
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=;
——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)，算出，得出=1.5/，預(yù)定的值。
對于前懸架彈簧：
L=1600mm
k=0.5
S=200mm
E=
把上面的數(shù)據(jù)代入到公式，可得:
計算總截面系數(shù)：
Fw=Fa=27500N
L=1600mm
k=0.5
S=200mm
=425 N/mm2
把上述數(shù)據(jù)代入到公式，可得：
W0=22.8×103
再計算前懸架彈簧平均厚度：
=12mm
b=110mm
對于后懸架彈簧
L=1650mm
k=0.5
S=200mm
n1=2
n0=13
=1.5/=1.5/=1.35
E=2.1N/
把以上數(shù)據(jù)代入到公式中，可知：
J0=468.8×103
確定前彈簧總截面系數(shù)：
(2-5)
式（2-5）中為許用彎曲應(yīng)力。的選擇范圍：前懸架彈簧是350～450N/，后懸架彈簧是350～550 N/。
==45000N
L=1650mm
k=0.5
S=200mm
=425 N/
把上面的數(shù)據(jù)代入到公式中，可得：
=54.8×103
再計算平均厚度：
=14mm
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(nèi)。
b=110mm
②彈簧片厚h的確定:
本次均采用等厚片設(shè)計，前、后鋼板彈簧片厚分別取12mm、14mm。
經(jīng)過參閱設(shè)計手冊可以知道鋼板截面尺寸b和h均滿足國家的技術(shù)要求。
③鋼板斷截面形狀的確定：
本次設(shè)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(nèi)。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(zhì)量并結(jié)合國內(nèi)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，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(cè)邊斷點連線，這條線與每個彈簧片上側(cè)邊的交點就是其長度。圓整后得到實際設(shè)計長度。由圖2-1確定彈簧各片長度：
圖2-1 板簧結(jié)構(gòu)計算依據(jù)
表2-2 板簧的計算值與修正值
片序號
前懸架
后懸架
計算值
修正值
計算值
修正值
1
1600
1600
1650
1650
2
1480
1480
1650
1660
3
1360
1360
1650
1670
4
1240
1240
1520
1520
5
1120
1120
1390
1390
6
1000
1000
1260
1260
7
880
880
1130
1130
8
640
640
1000
1000
9
520
520
870
870
10
320
320
740
740
11
610
610
12
480
480
13
350
350
2.4.3 鋼板彈簧剛度的驗算
上面設(shè)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)過剛度驗算。剛度驗算常用公式為：
C=
其中， ； ；
上式中，a是修正系數(shù)，一般選擇0.90～0.94，E是彈性模量； 為主片和第（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，即代進去，算出的剛度值是鋼板彈簧總成的夾緊剛度。
（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
7
=(cm)
0
5.58
16.73
22.3
27.88
33.46
39.03
K
8
9
10
=(cm)
50.18
55.76
66.92
通過公式(mm-4)，得：
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：
=4521N/cm
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板彈簧總成的夾緊剛度
=4544N/cm
與設(shè)計值=4508N/cm相差不大，基本滿足要求。
（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)
0
6.58
12.15
17.53
23.4
28.87
34.33
K
8
9
10
11
12
13
=(cm)
40.11
45.24
51.22
56.52
62.12
67.63
通過公式(mm-4)，得：
Y1=7.3×10-5 Y2=4.13×10-5 Y3=3.0×10-5 Y4=1.99×10-5
Y5=1.45×10-5 Y6=1.21×10-5 Y7=0.98×10-5 Y10=0.71×10-5
Y11=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：
Cj2=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度Cz2：
Cz2=9224N/cm
與設(shè)計值=9278N/cm 相差不大,基本滿足要求。
2.4.4 鋼板彈簧各片預(yù)應(yīng)力的選取
；
前懸架：
參數(shù)：b=110mm＝11cm,h=12mm=1.2cm
1.62（）
所以；1.62；3.24；……；19.44
－1215.94
選取主片：
末片：
＝－11.32
c取常數(shù)－1300
則有：
前懸架每片彈簧預(yù)應(yīng)力的計算值與修正值，請看表2-5。
表2-5 前懸彈簧預(yù)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
415
2
－865.4
－865
7
494.7
495
3
—174.4
－175
8
472.7
470
4
82
80
9
372.6
370
5
279
280
10
100
100
后懸架：
參數(shù)：b=110mm＝11cm,h=14mm=1.4cm
2.71（）
所以；2.71；5.42；……；32.52
－5692.12
選取主片：
末片：
＝－4.05
c取常數(shù)－1300
則有：
后懸架每片鋼板彈簧預(yù)應(yīng)力的計算值與修正值，請看下表2-6。
表2-6 后懸彈簧預(yù)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
370
2
－865.4
－865
7
415.2
415
12
208.7
210
3
－490.3
－490
8
492.9
490
13
100
100
4
－174.7
－175
9
511.1
510
5
81.4
80
10
469.8
470
2.4.5 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
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)
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成后引起的弧高變化，；S是U型螺栓的中心距；L是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：
前懸架彈簧：
由：=122mm
則=122+15+24.6=161.6mm
后懸架彈簧：
=97.7+15+19.7=132.4mm
（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.
自由狀態(tài)下后懸架彈簧總成的曲率半徑：
==2570mm
（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)
式（2-7）中，是自由狀態(tài)時第i片彈簧的曲率半徑，R0為自由狀態(tài)時彈簧總成的曲率半徑；σ0i是每片鋼板彈簧的預(yù)應(yīng)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預(yù)應(yīng)力的情況時，可通過公式得出在自由狀態(tài)下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(yù)應(yīng)力不能太大；建議主片在根部的工作時的應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力的疊加應(yīng)力值應(yīng)該在300～350N/范圍內(nèi)取。1～4片長彈簧片受到負的預(yù)應(yīng)力，相反短片受到正的預(yù)應(yīng)力。所以預(yù)應(yīng)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(yù)應(yīng)力時，原理上應(yīng)符合各片鋼板彈簧在根部受到的預(yù)應(yīng)力形成的彎矩的數(shù)值之和為零，即：
（2-8）
或
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(yù)應(yīng)力
i
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
-13
-8.7
-1.8
-0.8
2.8
4.2
5.0
4.7
3.7
1.0
=1978mm E= N/ =12mm
接著用公式計算彈簧每片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)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)
1978
1969.4
1958.3
1953.6
1946.8
1940.1
1938.7
i
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(yù)應(yīng)力
i
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
-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/ =14mm
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(jié)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)
2570
2563.3
2557.8
2552.8
2547.9
2540.0
2533.5
i
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：
（2-9）
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
7
(mm)
161.8
162.4
118.1
98.1
80.5
63.0
49.9
i
8
9
10
(mm)
26.4
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)
132.4
132.7
133.0
113.1
94.7
78.1
64.4
i
8
9
10
11
12
13
(mm)
49.4
37.4
27.1
18.4
11.4
6.1
2.4.6 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
1/= (2-10)
式（2-10）中，第i片長度。
鋼板彈簧總成的弧高為： H
上式計算出的結(jié)果應(yīng)與得到的結(jié)果相近。假如結(jié)果相差很大，應(yīng)再次選擇各片彈簧的預(yù)應(yīng)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：
=1959mm
然后再代入H==163.3mm
原設(shè)計值為=161.6mm，兩者相差不大，符合設(shè)計的要求。
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：
R0=2558mm
總成弧高H==133.0mm
原設(shè)計值為=132.4mm，相差不大，符合要求。
2.5 鋼板彈簧強度的驗算
由下式驗算前懸架彈簧強度：
其中牽引驅(qū)動時，后懸架彈簧載荷= 9000N
驗算后懸架彈簧強度：
后懸彈簧強度在許用應(yīng)力內(nèi)，符合設(shè)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：
=
＝=
后懸彈簧強度也在許用應(yīng)力要求內(nèi)，符合設(shè)計強度要求。
后懸架彈簧的極限載荷根據(jù)下式計算：
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(shè)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(jié)構(gòu)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(yīng)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(yīng)用最多。綜合考慮及參照相同類型的客車設(shè)計最終決定在本次設(shè)計中，這次設(shè)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(guān)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。
算出汽車懸架的阻尼之后，就可以明白為什么簧上質(zhì)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)
其中，c是垂直剛度，c=450.8N/mm(在此之前應(yīng)計算出)；是簧上質(zhì)量，=5500Kg 。
在本次設(shè)計中，參考相同類型的客車及查閱相關(guān)資料決定ψ=0.25，=0.33，=0.17
（2）的設(shè)計計算
由式（2-16）可得，不同的懸架因?qū)驒C構(gòu)的杠桿的比值不同，懸架得應(yīng)根據(jù)實際的情況和條件利用式（2-17）來具體計算,
(2-17)
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(shè)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(shè)計計算
根據(jù)計算出的和對應(yīng)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(nèi)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(guān)數(shù)據(jù)到式（2-19）得：
圓整后取D=50 mm，則儲油筒的直徑,壁厚通常都是2mm。
3 GD6126客車傳動軸設(shè)計
3.1 設(shè)計的主要數(shù)據(jù)
表3-1 傳動軸設(shè)計的主要數(shù)據(jù)
總質(zhì)量
16噸
整備質(zhì)量
12噸
軸距
5800mm
額定功率轉(zhuǎn)速
3000r/min
最高車速
120km/h
最高空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)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=5410mm
3.2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(qū)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(qū)動橋之間的不同的設(shè)計萬向傳動方案。
綜合比較結(jié)合本次設(shè)計的實際，應(yīng)該選用第二種方案。
3.3 萬向傳動軸的設(shè)計計算
3.3.1 傳動軸的臨界轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速，在這次設(shè)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(zhuǎn)矩來確定；2）根據(jù)驅(qū)動輪打滑的方法去確定；3）根據(jù)平常一般使用的轉(zhuǎn)矩去確定。
在這一次設(shè)計中按照汽車一擋傳動比和發(fā)動機最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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，％；
n—驅(qū)動橋數(shù)，在此次設(shè)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(yīng)取，且安全系數(shù)通常選2.5-3.0 。
3.2.3 傳動軸計算轉(zhuǎn)矩
T1=Twi1η=410.8×12.0×103×90%=4428×103N
3.4 萬向節(jié)傳動的設(shè)計及校核
由于本次設(shè)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(shè)計的很大，這對加工制造和裝配都非常不利，以此在設(shè)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(guān)系有關(guān)。
在設(shè)計的過程中，為了達到輸出軸與輸入軸的轉(zhuǎn)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(shè)計時應(yīng)保證在空載與滿載兩種情況下的應(yīng)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(shè)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(zhuǎn)速：，則：
經(jīng)驗證，當量夾角和角加速度均滿足設(shè)計要求。
3.5 軸管的選擇及校核
假設(shè)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(xué)過的機械振動的知識可知，彎曲振動的臨界轉(zhuǎn)速可用式（3-3）計算：
(3-3)
式中：—臨界轉(zhuǎn)速（r/min）
L—傳動軸長度（mm）
D、d—傳動軸軸管的外徑和內(nèi)徑（mm）
由式（3-3）可知，在相同D、L的情況下，實心軸的臨界轉(zhuǎn)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(shè)計，傳動軸
，共分四段
由式（3-3）可知傳動軸長的內(nèi)外徑受其自身長度的影響，本次設(shè)計時考慮到總體設(shè)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(shè)計結(jié)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2.0
因為傳動軸在其運轉(zhuǎn)過程中承受扭轉(zhuǎn)卻沒有承受彎曲應(yīng)力，因此只用驗算其扭轉(zhuǎn)強度即可，根據(jù)公式得：
經(jīng)驗證所設(shè)計的參數(shù)符合扭轉(zhuǎn)強度要求。
同理再依次計算求得第一、二、三段軸的內(nèi)外徑及強度校核，經(jīng)驗證，均滿足扭轉(zhuǎn)強度校核。
3.6 花鍵的設(shè)計及校核
3.6.1 花鍵連接的概述
內(nèi)花鍵和外花鍵相結(jié)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(shè)計中，參照多種同類型客車的設(shè)計結(jié)果決定采用矩形花鍵連接，設(shè)計結(jié)構(gòu)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(yīng)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(jié)構(gòu)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(nèi)外徑的設(shè)計計算及校核
選取安全系數(shù)為1.8，由得
由得
花鍵擠壓強度校核，花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力用下面式子計算：
(3-4）
其中，—花鍵的轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，在此取1.3
—花鍵外徑
—花鍵內(nèi)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(xué)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(shè)計要求。
3.7 十字軸萬向節(jié)的設(shè)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(jié)構(gòu)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(yīng)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(shè)計十字軸時應(yīng)盡可能的保證其具有足夠的抗彎強度。
假設(shè)作用在十字軸軸頸正中間的力是F，那么由得：
軸頸根部的彎曲應(yīng)力、切應(yīng)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(yīng)力和彎曲應(yīng)力都符合校核的要求
十字軸滾針的接觸應(yīng)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(yīng)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(zhuǎn)負荷，此時和應(yīng)分別滿足
（3-8）
（3-9）
其中，，；查閱相關(guān)資料得知a=40，b=35，e=80，h=70，k=0.246；=50-80Mpa，=80-160 Mpa。
把上面數(shù)據(jù)分別帶入式（3-8）、（3-9）得:
，
根據(jù)計算得出的結(jié)果，經(jīng)校核，萬向節(jié)叉在正常工作過程中它所承受的彎曲、扭轉(zhuǎn)負荷均符合設(shè)計要求。
兩周的軸間夾角、加工精度、選材及潤滑等外界條件均能對傳動效率產(chǎn)生影響，根據(jù)經(jīng)驗，當時，傳動效率可用下式計算：
(3-10)
其中，f表示摩擦系數(shù)因數(shù)，一般來說，滑動軸承：f =0.15~0.20；滾針軸承：f=0.05~0.10；
將上述數(shù)據(jù)帶入式（3-10）得：
一般來說，傳動效率的取值一般約為97%~99%，故以上參數(shù)數(shù)值的選取符合ZK6125客車傳動軸的設(shè)計與校核的要求。
3.8 中間支撐結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計
為了增大長軸距汽車的傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速，綜合考慮到總體設(shè)計的位置布置，通常需要將傳動軸進行分段，當傳動軸分成幾段時，就會通過加設(shè)中間支撐來支承傳動軸，使其位置得到固定，提高傳動軸的工作穩(wěn)定性。
在現(xiàn)在的汽車設(shè)計中橡膠支撐的應(yīng)用最為普遍，在它的內(nèi)部含有一些滾子軸承，在它內(nèi)部的一些彈性元件能夠很大程度的吸收振動，從而使傳動中的噪聲降低。根據(jù)總體設(shè)計的整車布局和萬向傳動軸的分段情況，本次設(shè)計最終采用三個橡膠彈性中間支撐將傳動軸固定在懸架上以滿足工作和設(shè)計需要。
設(shè) 計 總 結(jié)
大一到大四，本以為離自己還有很遠，時光飛逝，我們馬上要離開校門通過這一次GD6126客車懸架及傳動軸的設(shè)計，讓我明白了大學(xué)課程我們是都學(xué)過了，但是究竟自己學(xué)會了多少，掌握的是否牢靠，哪里還有欠缺就只有自己知道了。在這次設(shè)計中，我們由以前老師教，自己被動的學(xué)習(xí)，變成了自己主動地學(xué)習(xí)。在設(shè)計中，遇到難題的時候，自己就不斷地查找相關(guān)的數(shù)據(jù)和資料，積極向同學(xué)老師請教，知難而進永不退縮并且越戰(zhàn)越勇。當難題被攻克的時候，到自己設(shè)計的作品不斷地成熟逐漸地完善時，我的內(nèi)心中是異常的高興，感到自己不斷地進步，這也讓我對我們車輛工程專業(yè)越來越感興趣，越來越想從事和車輛相關(guān)的工作。
在本次設(shè)計中我系統(tǒng)的學(xué)習(xí)了大學(xué)四年的一些基本知識，總的來說就是一個系統(tǒng)性的總結(jié)，讓我們在設(shè)計中獨立的運用各種基礎(chǔ)機械制圖、汽車構(gòu)造、機械原理、等等，在本次設(shè)計中我還是有非常大的收獲，不僅僅是知識有了一個拔高，也在設(shè)計中交到一些好朋友我們在設(shè)計中非常團結(jié)互助。
本設(shè)計中也存在一些缺點和不足，由于采用傳統(tǒng)的設(shè)計方法，在設(shè)計上不可避免的會有設(shè)計精度不高、和資源、材料的浪費。
總體來說，這次畢業(yè)設(shè)計自己的收獲十分的豐厚，他同樣給我四年的大學(xué)生活畫上了一個完美的句號。它仿佛能讓我看到大學(xué)四年來自己的成長進步，還有那四年來那幸福的回憶，它將永遠的保留在自己記憶的深處，陪我在未來日子里乘風破浪。
致 謝
在這次設(shè)計中我首先要感謝單紅衛(wèi)老師對我的全程指導(dǎo)，還要感謝汽車教研室的每位老師對我此次畢業(yè)設(shè)計的糾錯和點評，感謝在一個小組一起學(xué)習(xí)一起努力的同學(xué)們，感謝機電工程學(xué)院每一位參與2016界畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計工作的老師的無私付出，也感謝在大學(xué)四年教過我的每一位老師，感謝在大學(xué)期間所有幫助過我的同學(xué)和朋友，更感謝我親愛的父母這么多年來對我默默的付出和支持，謝謝大家的默默奉獻與支持，在這里請允許我再次用最真誠的話語向你們說一聲：謝謝！謝謝你們！
參 考 資 料
[1] 羅永革．汽車設(shè)計[M]．第1版．北京：機械工業(yè)出版社，2011.7
[2] 王望予．汽車設(shè)計[M]．第4版．北京：機械工業(yè)出版社，2011.6
[3] 日本自動車技術(shù)會．汽車工程手冊4：動力傳動系統(tǒng)設(shè)計篇 [M]．第1版．北京：北京理工大學(xué)出版社，2010.12
[4] 日本自動車技術(shù)會．汽車工程手冊5：底盤設(shè)計篇 [M]．第1版．北京：京理工大學(xué)出版社，2010.12
[5] 唐文初.汽車構(gòu)造[M].第1版.廣州:華南理工大學(xué)出版社,2010
[6] 陳家瑞.汽車構(gòu)造(下冊)[M].第五版.北京:人民交通出版社,2005
[7] 濮良貴.機械設(shè)計[M].第九版.北京:高等教育出版社,2001
[8] 吳光強.汽車理論[M].第2版.北京:人民交通出版社,2014
[9] 張文春.汽車理論[M].第2版.北京:機械工業(yè)出版社,2010
[10] 王隆太,朱燈林.機械CAD/CAM技術(shù)[M].第三版.北京:電子工業(yè)出版,2011
[11] 林程、王文偉.汽車車身結(jié)構(gòu)與設(shè)計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2014
[12] 吳宗澤.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊[M].北京：高等教育出版社,2012
[13] (美)諾頓(Norton,R.L).機械設(shè)計:機器和機構(gòu)綜合與分析.第二版. 北京:機械工業(yè)出版社,2003
[14] 馮如在線設(shè)計.AutoCAD2007中文社自學(xué)手冊[M].北京:人民郵電出版社,2013???
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