GD6126客车悬架及传动轴设计【含CAD图纸、说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共35页)
编号：19846175
类型：共享资源
大小：12.29MB
格式：ZIP
上传时间：2019-06-11
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
含CAD图纸、说明书
GD6126客车悬架及传动轴设计
GD6126客车设计
GD 6126
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
机电工程学院毕业设计说明书设计题目: GD6126客车设计传动轴及悬架设计 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 20xx 年 5 月 30 日目次1 绪论2 1.1 悬架设计概述2 1.2 传动轴设计概述31.3 设计的目的及意义32 客车悬架设计4 2.1 设计的主要数据4 2.2 GD6126客车前、后悬架的确定4 2.3 悬架主要参数的确定5 2.4 弹性元件的设计6 2.5 钢板弹簧强度的验算20 2.6 减振器的设计计算213 GD6126客车传动轴设计24 3.1 设计的主要数据24 3.2 传动布置形式的选择24 3.3 万向传动轴的设计计算25 3.4 万向节传动的设计及校核26 3.5 轴管的选择及校核27 3.6 花键的设计及校核28 3.7 十字轴万向节的设计及校核30 3.8 中间支撑结构分析与设计32设 计 总 结33致 谢35参 考 资 料361 绪论1.1 悬架设计概述悬架系统是汽车十分重要的组成部分，它的作用是链接两部分车架与车桥；减轻路面的坑洼对车辆驾驶员的冲击，从而提高行驶的平顺性；保证车轮在凹凸不平的路面和负载发生变化行驶时有较为理想的行驶性能，保证汽车操纵的稳定性，从而实现在各种路况条件下平稳运行。汽车悬架主要由导向装置、减震器、弹性元件、缓冲块、横向稳定器这些构成。悬架的设计要求有：1）行驶平顺性好。2）能衰减振。3）操纵稳定。4）汽车制动或加速时，保证车身的相对稳定。5）隔声效果好。6）紧凑的结构、小的使用空间。要使设计出的汽车拥有良好的乘坐舒适度，振动系统的固有振动频率和悬挂质量与弹性元件要在适合的频带要求要尽可能地低。应该使汽车前悬架和后悬架的固有频率设计的合理，对于乘用车，应该让其后悬架的固有频率稍微大于前悬架的固有频率，并且应该尽可能避免悬架与车架之间的相互撞击。在钢板弹簧上质量变化时，车身高度要尽量不变化，所以，比较合适于采取非线性的弹性特性悬架。1.2 传动轴设计概述万向传动轴是由万向节、轴管、伸缩花键、中间支撑构成。它的作用是传递转矩和旋转运动。汽车万向传动轴设计应符合的条件：1）保证连接在一起的两根轴的夹角及它们的相对位置在一定范围内变动时，能够稳定可靠地传递动力。2）确保连接在一起的两轴要尽可能等速。依据万向节在扭转的方向上有没有显著的弹性，万向节可以分成刚性万向节与挠性万向节两种。刚性万向节依靠铰链连接在一起传递各种力和力矩，它又包括等速万向节、准等速万向节及不等速万向节这三种；挠性万向节是依靠弹性元件来传递动力的，拥有良好的缓解冲击和减少震动的作用。1.3 设计的目的及意义随着汽车工业的迅猛发展，汽车的需求也是多种多样，我们作为汽车的设计与开发人员参与其中，只有通过精益求精的制造与与时俱进的创新，才能跟上时代的步伐，我们的产品才会得到消费者的认可与支持。本次设计的传动轴与悬架的设计，我们就是本着这一实质性的原则从一而终。汽车舒适性与安全性始终是广大消费者购买汽车的重要的参考标准，汽车质量的好坏直接决定着着一系列参数的变化，因此我们需要在高质量的汽车品质的基础之上兼顾舒适性与安全性。这是我们设计的目标。2 客车悬架设计2.1 设计的主要数据表2-1 悬架设计的主要数据总质量16000kg整备质量12000kg前轴负荷6000kg后轴负荷10000kg轴 数2轮胎数6满载重心高度1180mm轴 距5800mm总 长12000mm总 宽2500mm前 轮 距2099mm后 轮 距1824mm后 悬3330mm前 悬2870mm2.2 GD6126客车前、后悬架的确定 这回要设计的GD6126客车使用状况普通，行驶车速也不是很高，对行驶平顺性与乘坐舒适性的要求都是较一般，属于大众实用型、经济型车型。所以采用非独立悬架完全可以满足使用的要求，并且能大大降低生产的成本。目前客车上使用的钢板弹簧主要有少片变截面弹簧、多片钢板弹簧、渐变刚度弹簧。少片变截面弹簧,弹簧片的断面尺寸沿长度方向厚度不相等,片宽保持不变,质量小,片间摩擦小,多用于轻型客车或城市公交车;多片钢板弹簧主要用于大型客车上;渐变刚度弹簧多用于微型客车上。在本次设计中，悬架在满足汽车基本性能要求的状况下采取了物美价廉更加经济合理的设计方案，这是对汽车产量化的生产制造的有力保证，这也会让这种汽车在市场竞争中占有优势地位。质量好价格便宜的汽车产品对于普遍的消费者拥有极大的吸引力。GD6126客车前、后悬架的最适合设计方案是：客车前悬架与后悬架这次设计均采用钢板弹簧非独立悬架。2.3 悬架主要参数的确定2.3.1 悬架的静挠度fc汽车在满载且静止状态时悬架上所承受的载荷Fw与悬架刚度c的比值称为悬架的静挠度，即：Fc=Fw/c影响客车行驶平顺性的主要指标是客车悬架系统的固有频率。汽车的质量分配系数大约为1，所以客车车轴上车身两点的振动不存在关联。客车的车身的固有频率n,可以用下面的式子来表示：n=/2(2-1)式（2-1）中，c是悬架的刚度（N/m）,m是悬架的弹簧上的质量（kg）且静挠度能够表示成：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：悬架的静挠度直接影响汽车车身的振动频率，所以要想确保汽车行驶的平顺性足够的好，就应该合理选择汽车悬架的静挠度。又因为不同的汽车对平顺性的要求不相同，客车的前悬架要求在1.201.50hz,后悬架要求在1.301.85hz之间，选取=1.4hz,=12.2cm后悬架的悬架频率Hz, =9.77cm。2.3.2 悬架的动挠度fd悬架的动挠度指的是汽车从满载静平衡状态开始悬架压缩到结构所能承受的最大变形状态，汽车的轮子中心相对于车架垂直方向上的位置长度的变化。通常客车的动挠度的选择范围在58cm。本设计选择：fd1=fd2=8.0cm2.3.3 悬架的弹性特性悬架的弹性特性分成线性弹性特性与非线性弹性特性这两种。由于客车在空载和满载时簧上质量变化不是很大，因此选用线性悬架。2.4 弹性元件的设计2.4.1 钢板弹簧的布置形式选择钢板弹簧布置形式采用对称纵置式钢板弹簧。2.4.2 钢板弹簧重要参数的确定已知满载静止时负荷G1=6000N,G2=10000N。簧下部分荷重Gz1=500N，Gz2=1000N,由此可计算出单个钢板弹簧的载荷：凭借上面选择的参数得：（1）满载弧高 ：满载弧高fa指的是在车轴上面安装上悬架的钢板弹簧后，汽车在满载状态下弹簧主片的两端之间连线与其上表面的高度之差。通常fa=1020mm，在这里取：fa=15mm（2）悬架钢板弹簧长度L的确定 选择原则：钢板弹簧长度是指钢板弹簧伸直后两端卷耳中心之间连线的长度。乘用车型弹簧长度L=(0.400.55)轴距；货车前悬架：=(0.260.35)轴距，后悬架：=(0.350.45)轴距。 钢板弹簧长度的预选：根据经验公式，并参考国内外客车的一些资料，暂时选择钢板簧主片的长度是=1600mm,1650mm（3）汽车钢板弹簧刚度的确定（4）汽车钢板弹簧断面宽度b的确定：关于钢板弹簧的刚度，强度的计算可以在参考截面相等的简支梁情况下，加入挠度增大系数来修正。所以可以根据修正后的简支梁公式来计算其总惯性距。其中对称式钢板弹簧(2-4) 式（2-4）中：SU形螺栓的中心距（mm） kU形螺栓夹紧(刚性夹紧，k取0.5)； c钢板弹簧垂直刚度（N/mm）,c=; 为挠度增大系数。挠度增大系数的确定：首先要确定和弹簧主片长度相等的重叠片数，然后估算一下总片数，算出，得出=1.5/，预定的值。对于前悬架弹簧：L=1600mmk=0.5S=200mmE=把上面的数据代入到公式，可得:计算总截面系数： Fw=Fa=27500NL=1600mmk=0.5S=200mm=425 N/mm2把上述数据代入到公式，可得：W0=22.8103再计算前悬架弹簧平均厚度：=12mmb=110mm对于后悬架弹簧L=1650mmk=0.5S=200mmn1=2n0=13=1.5/=1.5/=1.35E=2.1N/把以上数据代入到公式中，可知：J0=468.8103确定前弹簧总截面系数：(2-5)式（2-5）中为许用弯曲应力。的选择范围：前悬架弹簧是350450N/，后悬架弹簧是350550 N/。=45000NL=1650mmk=0.5S=200mm=425 N/把上面的数据代入到公式中，可得：=54.8103再计算平均厚度：=14mm得出之后，然后选定弹簧片宽b。优先选用片宽和片厚的比在610内。b=110mm弹簧片厚h的确定:本次均采用等厚片设计，前、后钢板弹簧片厚分别取12mm、14mm。经过参阅设计手册可以知道钢板截面尺寸b和h均满足国家的技术要求。钢板断截面形状的确定：本次设计的钢板弹簧采用矩形截面。 钢板弹簧总片数的选择：钢板弹簧片数n采用的较少的话便于制造和装配，也能降低各片之间的干摩擦。但钢板弹簧片数减少将会使钢板弹簧和等强度梁有较大的差别，材料的使用率也会变得不好。多片钢板弹簧的片数通常在614范围内。用变截面钢板弹簧时，片数通常选14。根据客车的总质量并结合国内外资料初步选取本客车前悬架弹簧的片数为10片，后悬架弹簧的片数为13片。（5）钢板弹簧每片长度的选定先每片钢板弹簧厚度的立方值按照一样的比例尺顺着纵坐标画在图上，然后沿着横坐标测量出主弹簧片长度的二分之一即L/2与U型螺栓中心距的一半即s/2，得出A,B这两点，然后连接A，B两点就会得到钢板弹簧展开图。AB线与各片上边的交点就是其长度。假使有和主片长度一样的重叠片，就从B点开始到最后一个重叠弹簧片上侧边断点连线，这条线与每个弹簧片上侧边的交点就是其长度。圆整后得到实际设计长度。由图2-1确定弹簧各片长度：图2-1 板簧结构计算依据表2-2 板簧的计算值与修正值片序号前悬架后悬架计算值修正值计算值修正值1160016001650165021480148016501660313601360165016704124012401520152051120112013901390610001000126012607880880113011308640640100010009520520870870103203207407401161061012480480133503502.4.3 钢板弹簧刚度的验算上面设计的挠度增大系数，总惯性矩等数据都不能十分准确，必须经过刚度验算。刚度验算常用公式为：C=其中， ； ；上式中，a是修正系数，一般选择0.900.94，E是弹性模量； 为主片和第（k+1）片钢板弹簧的长度。计算公式里钢板弹簧主片长度的一半，假使用中心螺栓与卷耳中心的长度代进去，算出的是钢板弹簧总成自由刚度；假使用有效长度，即代进去，算出的刚度值是钢板弹簧总成的夹紧刚度。（1）前悬架弹簧刚度的验证计算：表2-3 前悬架ak+1的值K1234567=(cm)05.5816.7322.327.8833.4639.03K8910=(cm)50.1855.7666.92通过公式(mm-4)，得：Y1=6.310-5 Y2=3.1510-5 Y3=1.57510-5 Y4=1.2610-5 Y5=1.0510-5 Y6=0.910-5 Y7=0.6310-5 Y8=0.573 10-5 Y9=0.485 10-5把上面的数据代入公式，计算出总成自由刚度：=4521N/cm把上面的数据用到公式有效长度，即，代入到公式得到的钢板弹簧总成的夹紧刚度=4544N/cm与设计值=4508N/cm相差不大，基本满足要求。（2） 后悬架弹簧刚度的验证计算：表2-4 后悬架ak+1的值K1234567=(cm)06.5812.1517.5323.428.8734.33K8910111213=(cm)40.1145.2451.2256.5262.1267.63通过公式(mm-4)，得：Y1=7.310-5 Y2=4.1310-5 Y3=3.010-5 Y4=1.9910-5Y5=1.4510-5 Y6=1.2110-5 Y7=0.9810-5 Y10=0.7110-5Y11=0.6210-5 Y12=0.5710-5 Y13=0.5110-5把上面的数据代入到公式，可以算出总成自由刚度：Cj2=9126N/cm如果采用有效长度，即，通过公式得到钢板弹簧总成夹紧刚度Cz2：Cz2=9224N/cm与设计值=9278N/cm 相差不大,基本满足要求。2.4.4 钢板弹簧各片预应力的选取；前悬架：参数：b=110mm11cm,h=12mm=1.2cm1.62（）所以；1.62；3.24；19.441215.94选取主片：末片： 11.32 c取常数1300则有：前悬架每片弹簧预应力的计算值与修正值，请看表2-5。表2-5 前悬弹簧预紧力的计算值与修正值序号计算值修正值序号计算值修正值1130013006416.54152865.48657494.74953174.41758472.7470482809372.6370527928010100100后悬架：参数：b=110mm11cm,h=14mm=1.4cm2.71（）所以；2.71；5.42；32.525692.12选取主片：末片：4.05c取常数1300则有：后悬架每片钢板弹簧预应力的计算值与修正值，请看下表2-6。表2-6 后悬弹簧预紧力的计算值与修正值序号计算值修正值序号计算值修正值序号计算值修正值1130013006278.028011369.03702865.48657415.241512208.72103490.34908492.9490131001004174.71759511.1510581.48010469.84702.4.5 自由状态时钢板弹簧总成的弧高与曲率半径的计算（1）自由状态时钢板弹簧总成的弧高在自由状态时钢板弹簧总成的弧高，通过下式可得出：(2-6)式（2-6）中，为静挠度；为满载弧高；是用U型螺栓夹紧钢板弹簧总成后引起的弧高变化，；S是U型螺栓的中心距；L是悬架钢板弹簧主片的长度。下面分别计算在自由状态时前、后悬架钢板弹簧总成的弧高：前悬架弹簧：由：=122mm 则=122+15+24.6=161.6mm后悬架弹簧：=97.7+15+19.7=132.4mm（2）自由状态时钢板弹簧总成的曲率半径的确定：自由状态下前悬架弹簧总成的曲率半径：=1978mm.自由状态下后悬架弹簧总成的曲率半径：=2570mm（3）自由状态下每片钢板弹簧的曲率半径的确定矩形截面钢板弹簧装配前每个弹簧片曲率半径可通过下面的式子计算：(2-7)式（2-7）中，是自由状态时第i片弹簧的曲率半径，R0为自由状态时弹簧总成的曲率半径；0i是每片钢板弹簧的预应力；E是材料的弹性模量值，在这里E取 N/；hi表示第i片弹簧的厚度。在知道和每片钢板弹簧的预应力的情况时，可通过公式得出在自由状态下各片弹簧的曲率半径Ri。片厚相同的钢板弹簧，各片弹簧的预应力不能太大；建议主片在根部的工作时的应力与预应力的叠加应力值应该在300350N/范围内取。14片长弹簧片受到负的预应力，相反短片受到正的预应力。所以预应力从长弹簧片片上的负值逐渐增加到正值。在计算钢板弹簧各片的预应力时，原理上应符合各片钢板弹簧在根部受到的预应力形成的弯矩的数值之和为零，即：（2-8）或 下面分别计算在自由状态下前、后悬架每片钢板副簧曲率半径。前悬弹簧：表2-7 前悬架弹簧各片的预应力i12345678910-13-8.7-1.8-0.82.84.25.04.73.71.0=1978mm E= N/ =12mm接着用公式计算弹簧每片在自由状态下曲率半径，结果见表2-8：表2-8 前悬架弹簧各片在自由状态下曲率半径i1234567(mm)19781969.41958.31953.61946.81940.11938.7i8910(mm)1934.41932.21972.9后悬弹簧：表2-9 后悬弹簧各片的预应力i12345678910111213-13-8.7-4.9-1.80.82.84.24.95.14.73.72.13.5= 2570mm E= N/ =14mm接着通过上面的公式求出在自由状态下每片弹簧的曲率半径，计算结果可见下表2-10：表2-10 后悬弹簧各片在自由状态下曲率半径i1234567(mm)25702563.32557.82552.82547.92540.02533.5i8910111213(mm)25312528.525262523.525212518.5（4）前、后悬架弹簧总成各片在自由状态下弧高的计算：假如第i片钢板弹簧的片长为，则它的弧高Hi为：（2-9） 将每片钢板弹簧的长度和曲率半径代入到上面的公式，得到前悬架弹簧总成在自由状态下各片弹簧的弧高Hi如表2-11：表2-11 前悬弹簧总成在自由状态下各片弧高i1234567(mm)161.8162.4118.198.180.563.049.9i8910(mm)26.417.56.6在自由状态下后悬弹簧总成各片弧高的计算方法一样。表2-12 在自由状态下后悬弹簧总成各片弧高i1234567(mm)132.4132.7133.0113.194.778.164.4i8910111213(mm)49.437.427.118.411.46.12.4.6 钢板弹簧总成弧高的核算由最小势能原理可知，钢板弹簧总成的各片势能总和最小时在稳定平衡状态，通过这可以算出等厚叶片弹簧的1/=(2-10)式（2-10）中，第i片长度。钢板弹簧总成的弧高为： H上式计算出的结果应与得到的结果相近。假如结果相差很大，应再次选择各片弹簧的预应力再行校核。首先对前悬架弹簧的总成弧高进行校对计算,把前悬架弹簧各片的曲率半径和长度代入到上面的式子里可得：=1959mm然后再代入H=163.3mm原设计值为=161.6mm，两者相差不大，符合设计的要求。接着对后悬架弹簧总成的弧高进行验算矫正,把后悬每片弹簧的长度和曲率半径代入公式：1/=得：R0=2558mm总成弧高H=133.0mm原设计值为=132.4mm，相差不大，符合要求。2.5 钢板弹簧强度的验算由下式验算前悬架弹簧强度：其中牵引驱动时，后悬架弹簧载荷= 9000N验算后悬架弹簧强度：后悬弹簧强度在许用应力内，符合设计强度要求。前悬架弹簧的极限载荷根据下面的公式计算：=后悬弹簧强度也在许用应力要求内，符合设计强度要求。后悬架弹簧的极限载荷根据下式计算：前、后悬架弹簧都符合在凹凸不平路面行驶时的强度要求。2.6 减振器的设计计算2.6.1 减振器的分类减振器是悬架系统里面的组成的部件，它对汽车的乘坐舒适性及悬架的使用寿命有着非常大的影响。它按照结构形式的不同可分为摇臂式、筒式这两类；由于筒式减振器工作性能稳定灯一系列优点，已被广泛应用于不同汽车的悬架系统中。按照工作原理的不同又可分为单向、双向作用式这两种类型。而筒式减振器又包括双筒式、单筒式和充气筒式三种，其中以双筒式应用最多。综合考虑及参照相同类型的客车设计最终决定在本次设计中，这次设计选用双向作用筒式减振器。2.6.2 主要性能参数的选择（1）相对阻尼系数图2-2 减振器阻力-速度特性在卸荷阀没有打开时，减震器的阻力和其振动速度的关系表达式是,其中，是阻尼系数。如图2-2所示，阻力速度特性曲线的组成元素是类似于直线的四个线段，压缩行程、伸张行程各有其中的两个线段，其中每条线段的斜率的意义表示，因此减振器在通常情况下会有四个。算出汽车悬架的阻尼之后，就可以明白为什么簧上质量的振动在实际工作过程中是周期性的衰减振动了，用来表示振动速度的大小:(2-16)其中，c是垂直刚度，c=450.8N/mm(在此之前应计算出)；是簧上质量，=5500Kg 。在本次设计中，参考相同类型的客车及查阅相关资料决定=0.25，=0.33，=0.17 （2）的设计计算 由式（2-16）可得，不同的悬架因导向机构的杠杆的比值不同，悬架得应根据实际的情况和条件利用式（2-17）来具体计算,(2-17)其中， k表示杠杆比，k=n/a=1.05；表示减振器的安装角, = 3；带入式（2-17）得（3）最大卸荷力的设计计算减震器在正常工作过程中，当活塞杆的的振动速度为某一数值时，为了尽量降低地面对汽车车身产生的冲击，减振器会立即打开卸荷阀，此时的这个速度值就叫作卸荷速度，用表示,一般的取值为0.15-0.3m/s，其表达式为：(2-18)其中，车身振幅A=；表示悬架的固有的振动频率。由，在知道以后既可算出：2.6.3 筒式减振器主要尺寸参数的设计计算根据计算出的和对应的p可求得筒式减振器工作缸的直径D，表达式是（2-19）其中，p表示缸内所能容许的最高工作压力，通常取3-4；表示缸筒直径和连杆直径之间的比值。带入相关数据到式（2-19）得：圆整后取D=50 mm，则储油筒的直径,壁厚通常都是2mm。3 GD6126客车传动轴设计3.1 设计的主要数据表3-1 传动轴设计的主要数据总质量16吨整备质量12吨轴距5800mm额定功率转速3000r/min最高车速120km/h最高空转转速4500r/min传动轴夹角变化范围3传动轴壁厚1.53mm一档传动比12.0五档传动比1.00最大扭矩410.8Nm安全系数2.0轴长=1400mm + 1350mm + 1400mm + 1260mm=5410mm3.2传动布置形式的选择万向节传动是传动系统的组成部分。传动轴的选择方案会直接影响传动效率的高低。选用传动轴不合适会直接影响使用的期限。 （a）单轴双万向节式 （b）两轴三万向节式 图3.2 汽车的万向传动方案 汽车的动力传输过程使用的是万向节传动装置，这种万向传动使用与各种角度之间的动力传输。装在变速器输出轴与前后驱动桥之间。这时通常会采用一根或多根传动轴、两个或多个十字轴万向节的传动布置方式。图上3.2为用于汽车变速箱与前后驱动桥之间的不同的设计万向传动方案。综合比较结合本次设计的实际，应该选用第二种方案。3.3 万向传动轴的设计计算 3.3.1 传动轴的临界转速每当传动轴的长度为某一定值时，其断面的尺寸都要保证传动轴具有相对大的强度以及相对高的临界转速，在这次设计中安全系数K=2.0，比较符合所有精度要求不太高的伸缩花键，则有3.3.2 万向传动的载荷计算 计算载荷的有三种方法确定：1）根据汽车一挡的传动比和发动机最大转矩来确定；2）根据驱动轮打滑的方法去确定；3）根据平常一般使用的转矩去确定。在这一次设计中按照汽车一挡传动比和发动机最大转矩来计算。由公式：(3-1)其中，动载系数，在此取值为1； 发动机的最大转矩（Nm）； K液力变矩器的变矩系数，在此取值是1； 一挡传动比，； 分动器的传动比，； 发动机和传动轴之间的机械传动效率，； n驱动桥数，在此次设计中n=1。把上面的数据带入公式（3-1）中得对万向传动轴的静强度进行计算的时候，计算载荷我们应取，且安全系数通常选2.5-3.0 。3.2.3 传动轴计算转矩 T1=Twi1=410.812.010390%=4428103N3.4 万向节传动的设计及校核由于本次设计的客车轴矩太长，如果利用一根轴进行动力传递的话，传动轴的直径的取值势必要设计的很大，这对加工制造和装配都非常不利，以此在设计时采用了多轴传动来克服这个弊端。当量夹角：（3-2）式中，分别表示各万向节的夹角，它们前面的正负号的选取与主动叉和各轴线所在的平面关系有关。在设计的过程中，为了达到输出轴与输入轴的转速相等的目的，必须是零，即。考虑到汽车空载或满载时当量夹角可能会有一定范围的变化，因此在设计时应保证在空载与满载两种情况下的应保证均不能超过3，故需对的值进行限制。相对于轿车，要不大于350rad/；而对于货车，要不大于600 rad/。综合考虑及参考相同类型客车的数据，决定本次所设计的万向节的各夹角的取值分别是：；。将上述数据带入至式（3-2）中得传动轴的最高转速：，则：经验证，当量夹角和角加速度均满足设计要求。3.5 轴管的选择及校核假设传动轴的断面大小、形状都完全相同，并且它的两端都是具有自由支承的弹性梁，根据之前所学过的机械振动的知识可知，弯曲振动的临界转速可用式（3-3）计算：(3-3)式中：临界转速（r/min）L传动轴长度（mm）D、d传动轴轴管的外径和内径（mm）由式（3-3）可知，在相同D、L的情况下，实心轴的临界转速要比空心轴的低，并且如果选用实心轴的话会比较浪费材料，制造成本也会增加，故广泛采用空心轴。根据汽车的总体布置及设计，传动轴，共分四段由式（3-3）可知传动轴长的内外径受其自身长度的影响，本次设计时考虑到总体设计的总体布局以及传动轴中间支撑的位置，选择将最长的那根轴安装在最后面。已经知道，把它带入公式（3-3）得：根据以往的经验及参照多种同类型客车的设计结果得知传动轴的壁厚取值范围一般在1.53mm之间，由此可得1.5mm若初选：D=99mm则d=安全系数K=，在这里K取2.0因为传动轴在其运转过程中承受扭转却没有承受弯曲应力，因此只用验算其扭转强度即可，根据公式得：经验证所设计的参数符合扭转强度要求。同理再依次计算求得第一、二、三段轴的内外径及强度校核，经验证，均满足扭转强度校核。3.6 花键的设计及校核3.6.1 花键连接的概述内花键和外花键相结合组成了常见的花键连接，它既能够用到静连接也能够用到动连接。按照不同的齿形，花键能够分成矩形花键、渐开线花键两种。在本次设计中，参照多种同类型客车的设计结果决定采用矩形花键连接，设计结构简图像图3-1所示。对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙可以有效降低传动轴的磨损和失效，另外花键的外层装有防尘罩，花键和防尘罩之间的间隙应适当小一些，这样可以有效防止它和传动轴发生共振图3-1 花键轴结构简图1-盖子；2-盖板；3-盖垫；4-万向节叉；5-加油嘴；6-伸缩套；7-滑动花键槽；8-油封；9-油封盖；10-传动轴管3.6.2 花键内外径的设计计算及校核选取安全系数为1.8，由得由得花键挤压强度校核，花键的齿侧挤压应力用下面式子计算：(3-4）其中，花键的转矩分布不均匀系数，在此取1.3 花键外径 花键内径 有效工作长度 齿数查阅GB/T1104-2001取，,把上面的数据带入式（3-4）中得根据之前学的机械工程材料知识得知，当花键齿的齿面的硬度大于35HRC以后, =25-50，经校核，,符合设计要求。3.7 十字轴万向节的设计及校核3.7.1 十字轴式刚性万向节因为刚性十字轴式万向节的结构简单，工作稳定性很好，传动的效率又比较高，因此在各类汽车的传动系统中都得到了广泛得应用。十字轴失效的形式是其轴颈以及滚针轴承的磨损标志这两部分的破坏标志着十字轴的失效，实践证明，橡胶油封的使用能够大大的延长其使用时间。3.7.2 十字轴万向节的校核在传动装置中十字轴轴万向节的失效形式大部分是颈根部的断裂，正因为这种原因所以在设计十字轴时应尽可能的保证其具有足够的抗弯强度。假设作用在十字轴轴颈正中间的力是F，那么由得：轴颈根部的弯曲应力、切应力要分别符合（3-5）（3-6）其中，轴颈直径d1=40mm，油道孔直径d2=12mm，力的作用线和根部之间的距离s=16mm， =250350MPa， =80120MPa将上述数据分别带入式（3-5）、（3-6）得： MPa， MPa经过验证，十字轴轴颈根部的切应力和弯曲应力都符合校核的要求十字轴滚针的接触应力计算：(3-7)其中，工作长度Lb=27mm，滚针直径d0=3mm在力F的作用下滚针所受的最大载荷由计算得把上面的数据带入式（3-7）中得经过验证，十字轴滚针轴承的接触应力符合校核要求。万向节在力F的作用下万向节叉既承受着玩去负荷又承载着扭转负荷，此时和应分别满足（3-8）（3-9）其中，；查阅相关资料得知a=40，b=35，e=80，h=70，k=0.246；=50-80Mpa，=80-160 Mpa。把上面数据分别带入式（3-8）、（3-9）得:，根据计算得出的结果，经校核，万向节叉在正常工作过程中它所承受的弯曲、扭转负荷均符合设计要求。两周的轴间夹角、加工精度、选材及润滑等外界条件均能对传动效率产生影响，根据经验，当时，传动效率可用下式计算：(3-10)其中，f表示摩擦系数因数，一般来说，滑动轴承：f =0.150.20；滚针轴承：f=0.050.10；将上述数据带入式（3-10）得：一般来说，传动效率的取值一般约为97%99%，故以上参数数值的选取符合ZK6125客车传动轴的设计与校核的要求。3.8 中间支撑结构分析与设计为了增大长轴距汽车的传动轴的临界转速，综合考虑到总体设计的位置布置，通常需要将传动轴进行分段，当传动轴分成几段时，就会通过加设中间支撑来支承传动轴，使其位置得到固定，提高传动轴的工作稳定性。在现在的汽车设计中橡胶支撑的应用最为普遍，在它的内部含有一些滚子轴承，在它内部的一些弹性元件能够很大程度的吸收振动，从而使传动中的噪声降低。根据总体设计的整车布局和万向传动轴的分段情况，本次设计最终采用三个橡胶弹性中间支撑将传动轴固定在悬架上以满足工作和设计需要。设
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号