毕业设计（论文）-GD1041型商用车传动轴、悬架设计.doc

全套图纸加扣 3012250582机电工程学院毕业设计说明书设计题目: GD1041型商用车传动轴、悬架设计 学生姓名： 学 号： 专业班级： 车辆工程1002 指导教师： 2014 年 5 月 15 日目 次1 万向传动轴概述11.1 万向传动轴的功用和类型11.2 万向传动轴的设计要求22 万向节的结构方案分析23 万向节有关参数的确定43.1 万向传动轴计算载荷的确定43.2 十字轴万向节参数的确定44 传动轴结构分析与设计64.1 传动轴的结构设计74.2 传动轴参数的确定75 中间支承的选择106 悬架的概述106.1 悬架的组成和类型106.2 悬架的设计要求117 悬架的结构形式分析118 悬架的主要参数的确定128.1 弹性元件的设计138.2 减振器的设计228.3 钢板弹簧上其它零件的设计计算24设计总结25参考资料26致谢271 万向传动轴概述1.1 万向传动轴的功用和类型万向传动轴由轴管、万向节及其伸缩花键等组成，但长轴距的汽车，有时还装有中间支承。万向传动轴主要用于相对位置不断发生变化的两根轴之间，用来传递转矩和旋转运动。万向传动轴在汽车上的应用非常广泛，发动机前置后轮驱动或全轮驱动的汽车在行驶时，由于悬架的不断变形，驱动桥输入轴与变速器或分动器的输出轴轴线之间的相对位置经常发生变化，因而可伸缩的十字轴万向节传动轴得到普遍采用；某些汽车根据总布置的要求需要将变速器与离合器、变速器与分动器之间拉开一些距离。考虑到车架变形及轴与轴之间很难保证同心，所以通常采用挠性万向传动轴或十字轴万向节传动轴；对于转向驱动桥，左、右驱动轮需要随汽车行驶轨迹，随时改变方向，这时大多采用等速万向传动轴。万向节根据在扭转方向上是否有弹性，可分为挠性万向节和刚性万向节，挠性万向节具有缓和振动和冲击，并可以减少噪声，因为它是靠弹性零件传递动力的。靠零件的铰接传递动力的万向节是刚性万向节。1.2 万向传动轴的设计要求由于传动轴的工作条件和制造的工艺，我们对传动轴提出以下几个设计要求：（1）保证所连接的两根轴的相对位置及夹角在一定范围内变化时，能稳定且可靠地传递运动及动力。（2）要求传动轴传动尽量稳定，以降低传动轴传动过程中的噪声和振动，在正常车速范围内，应避免共振的发生，从而提高传动轴各个部件的使用寿命。（3)在达到使用要求的前提下，万向传动轴的结构应尽可能简单，以方便加工，节省材料，降低成本及便于检查，维修方便。2 万向节的结构方案分析对于轿车而言，行驶速度相对较高也就是要求传动轴的转动速度很大，而对于货车而言，其传动的扭矩就有了很大程度上的提高，这就要求传动轴有一定的挠度，以防止传动轴在传动的过程中发生的变形量过大，影响汽车的正常行驶。 考虑实际情况并查阅相关资料采用十字轴万向节。十字轴式万向节主要由主动叉、十字轴、从动叉、轴向定位件及其滚针轴承和橡胶密封件等组成。如图21所示：图2-1十字轴式刚性万向节滚针轴承轴向定位的方式有卡环式（图2-2c、d）、盖板式（图2-2a、b）、塑料环定位式（图2-2f）和瓦盖固定式（图2-2e）。a） 普通盖板式 b）弹性盖板式 c）外卡式 d）内卡式 e）瓦盖固定式 f）塑料环定位式1-螺栓 2-锁片 3-盖板 4-万向节叉 5-套筒 6-弹性盖板 7-轴承座 8-外卡环 9-内卡环图2-2滚针轴承轴向定位方式滚针轴承轴向定位方式有普通盖板式、弹性盖板式、外卡式、内卡式、瓦盖固定式、塑料环定位式等几种，但每种形式都有其优缺点。实际使用中我们必须要选用结构简单并且工作可靠的形式。在上述四种滚针轴承轴向定为的方式中，结构简单、工作可靠、零件少和质量小的优点是卡环式的外挡圈所具有。所以本次设计采用外卡式轴向定位，但工作中会有危险截面，针对危险截面应保证其有足够的抗弯强度，以防止轴颈的根部发生断裂的现象。因此对危险截面的刚度和强度都有更高程度的要求。十字轴万向节的寿命由滚针轴承的润滑和密封好坏直接影响。毛毡油封由于防尘、防水效果差，漏油多，加注润滑油时，有可能在滚针轴承中出现空气阻塞而造成缺油，故应用以越来越少。双刃口复合油封不需要安装安全阀，防水、防尘效果好。在灰尘较多的条件下使用可提高其使用寿命。综上所述选用双刃口复合油封。十字轴轴颈的磨损和滚针轴承的磨损是十字轴万向节的主要失效形式。这一点是设计时充分考虑到的，比如添加化学成分、喷丸处理等方法可以增加其的耐磨性。十字轴轴颈的根部断裂是十字轴的主要失效形式，工作中的危险截面如下图所示，针对危险截面应保证其有足够的抗弯强度。所以设计时应满足所需要的强度和刚度。3 万向节有关参数的确定3.1 万向传动轴计算载荷的确定根据所设计的车型（GD1041型商用车传动轴设计），万向传动轴的计算载荷，按发动机的最大转矩和变速器的一档传动比来计算。计算公式如下： （3-1)公式中：表示的含义为发动机到万向传动轴之间的传动效率； 表示的含义为发动机的最大扭矩； 表示的含义为1档的传动比。表示的含义为孟接离合器所产生的动载系数，这里取92%；将以上各参数代入相关的公式可以得到：3.2 十字轴万向节参数的确定设作用于十字轴轴颈中点的力为F如图3-1，公式如下： （3-2） (a) 十字轴 （b）万向节叉图3-1 万向节危险截面示意图十字轴轴颈的切应力 和弯曲应力，公式如下： (3-3)(3-4) 表示为十字轴轴颈直径（mm）取26；表示为十字轴油道孔直径（mm）取8； 表示为F作用线到轴颈根部的距离（mm）取13；以上数据分别代入公式(3-3)、(3-4)得： 十字轴轴颈的切应力 的许用值为80-120Mpa和弯曲应力的许用值为250-350Mpa，所以满足设计要求。十字轴滚针轴承的接触应力： （3-5） 表示为滚针轴承的直径（mm）取2；表示为滚针的工作长度（mm），表示为滚针的总长度（mm）；表示为在合力的作用下一个滚针轴承所承受的载荷。 （3-6）式中为每列中的滚针数取8；为滚针列数取1万向节危险截面处的弯曲应力和扭应力 （3-7） （3-8）,分别为万向节危险截面处的抗弯截面系数和抗扭截面系数，矩形截面，取h为50mm；b为20mm；k=0.258将有关参数代入公式（3-5）、（3-6）、（3-7）、（3-8)得： 十字轴滚针轴承的接触应力许用值为3000-3200Mpa，万向节危险截面处的弯曲应力许用值为50-80Mpa和扭应力的许用值为80-160Mpa.综上所取数值符合设计要求。4 传动轴结构分析与设计4.1 传动轴的结构设计在轻、中型货车中，连接变速器和驱动桥的传动轴由传动轴和两端焊接的花键轴以及万向节叉等组成。在汽车行驶时，由于悬架的不断变形，驱动桥与变速器的相对位置经常发生变化，因而传动轴用花键轴和滑动叉组成的滑动花键连接，以避免运动干涉，实现传动轴的长度的变化。因而可伸缩的十字轴万向节传动轴得到了普遍采用。空心传动轴能够传递较大的转矩，具有较小的质量，且具有更高的临界转速，普遍应用与万向传动装置中，为减少轴向磨损和阻力，伸缩花键通常应靠近变速器。空心传动轴一般用壁厚为1.5-3.0mm的薄壁钢板焊接而成。实心传动轴用于转向驱动桥的半轴，微型车的万向传动装置中以及断开式驱动桥半轴。4.2 传动轴参数的确定 当商用车传动轴中传递转矩、扭矩和力矩的花健发生伸缩现象的时候，轴向阻力的大小可以由以下公式计算得到： (4-1)公式中，表示含义为传动轴与花键滑动叉的摩擦因数;表示含义为万向传动轴所传递的转矩；r表示含义为传动轴中滑动花键的中径。花键与传动轴之间发生摩擦在汽车正常行驶过程中是不可避免的，但其危害也是显而易见的，因此必须减小两者之间的摩擦力。这就要求对花键做特殊的处理，一般情况下是采用复杂的渗碳和渗氮磷化处理。要在花键和传动轴之间采取润滑和防尘措施，有的是增加两者的配合精度，但无论哪种方法都是借以消除运转过程中的噪声和震动的。传动轴的要求比较苛刻，因为其传动的扭矩相对比较大，所以刚度大和强度高是其必然要求，同时运转速度相对较高的特点决定了传动轴所必须采用的材料为低碳合金钢，制造工艺为卷制。汽车的总体布置来决定传动轴的一些重要参数包括长度和夹角。在确定的时候必须要保证在传动轴最大和最小长度时花键轴与传动轴都有适当的配合，以保证传动的正常运行。根据传动轴传动时的平稳性要求，在设计时我们不得不考虑传动轴夹角的大小以保证传动平稳以及延长各个零件的使用寿命。传动轴的临界转速决定于整个车身各个部分总成的固有频率，当然也与其支承情况、尺寸以及具体结构有一定的关系。在传动轴的长度一定时，其横截面的尺寸应给予传动轴足够的强度和临界转速。以下公式可以确定传动轴临界转速：传动轴的临界转速为： （4-2) 公式中表示的含义为传动轴临界转速（单位r/min）；和分别表示的含义为传动轴轴管内、外径（单位mm）；表示含义为传动轴支承长度（单位mm），具体长度用万向节之间的距离表示。本次毕业设计中，传动轴的安全系数的大小在1.22.0之间，我们取K=2.0；其中表示的含义是传动轴最高转速（单位r/min）。以上选择,则，代入以上公式(4-2)可以得到，并且必须满足3mm-6mm，因此可以得到，。那么传动轴轴管的横截面除了保证临界转速的条件下还应该满足扭转强度的需求。这是就要对扭转应力（MPa）进行计算校核： (4-3)式中，表示传动轴的许用扭应力，的取值为300Mpa；表示传动轴得计算载荷（单位Nmm）；其余符号表示的含义和上面的一样。传动轴上的花键轴主要受扭转应力的影响，因此需要对其扭转应力进行强度的校核，扭转应力（单位Mpa），安全系数可以根据查表确定。 (4-4) 表示的含义为传动轴得计算载荷（单位Nmm），表示的含义为花键轴的花键内径（mm）。花键轴的花键齿侧挤压应力（单位Mpa）可以通过下式计算： (4-5)表示的含义为花键转矩分布不均匀系数，这里；（mm）表示的含义为花键工作时的有效长度，（mm）表示的含义为花键的外径；（mm）表示的含义为花键的内径；表示的含义为花键的齿数。花键的齿面硬度与其许用应力也有极其密切的关系，当花键的硬度在35HRC之上时：许用挤压应力的大小在2550MPa之间。将数据代入公式得：以上通过计算所得到的结果都没有超出我们所要求的范围，所以符合本次的设计。经过以上计算、论证我们可以得到万向传动装置的具体参数和结果如下表1所示： 表1 传动轴相关参数传动系振动的一个重要的激励源就是传动轴总成的不平衡。不平衡时，当高速转动时，将产生振动和噪声，并且还给传动轴各主要部件的使用寿命带来一定的影响，而且会给其传动效率带来不良的影响，因此在综合考虑各方面的影响因素之外，我们必须将精度配合这个参数放在主要位置考虑。当然，我们不仅仅要看十字轴万向节的精度配合，还要看传动轴与花键轴的精度配合是不是在所要求的范围之内。这就要求我们要研究各个零件在各种转速下的径向跳动情况，看其径向跳动是否在各资料所要求的范围之内。而对于本次设计的GD1041型商用车，当转速在10004000r/min的时候，其具体径向跳动情况在50100gcm之间变动，这是我们在设计时充分考虑的。5 中间支承的选择为了提高汽车的临界转速，并避免共振的发生，有时为了汽车总体的布置，常将传动轴分段，但是分段时需要加设中间支承，中间支承通常安装在车架横梁上或车身底架上，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及在车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等的变形所引起的位移。中间支承有很多种，其中蜂窝软垫式中间支承能很好地适应汽车行驶中出现的位移和传动轴的制造误差及安装误差，除此之外，还可以很好的吸收振动，降低噪声的传导。结构简单，制造方便，制造成本低也是它的优点，因此得到广泛的采用。有的汽车采用摆动式中间支承，当传动轴轴向窜动时，中间支承可以绕轴在纵向平面内转动，这样就改善了轴承的受力情况，另外，橡胶衬套可以适应传动轴在横向平面内的外置变化。根据所设计车型和查阅有关资料，本次设计车型的传动轴分成两段，并用蜂窝软垫式中间支承。6 悬架的概述6.1 悬架的组成和类型车架和车轴被悬架弹性地连接起来，其传递车轮与车架之间的一切力矩及力，缓和路面的冲击，减少由此引起的冲击及振动。以保证汽车平顺行驶及操作稳定性，使汽车能够高速行驶。悬架主要由弹性元件、减振器、导向机构等组成。近些年以来，载货汽车悬架出现了空气悬架或者橡胶悬架。空气悬架和橡胶悬架是以空气或橡胶弹簧为弹性元件，它们具有变刚度的特点。空气悬架弹簧是一种运用在高档客车和重型载货车上的悬架系统，是世界钢板弹簧发展趋势，空气悬架的最终发展趋势是不再需要或使用很少的弹簧扁钢。空气悬架在美欧发达国家已经有70多年的历史，在二十世纪五十年代以来，空气悬架开始应用在小轿车、载重车、大客车上。到了六十年代，美国、德国等发达国家生产的大部分的公共汽车装有了空气弹簧悬架。但是其成本较高，对技术的要求较高，比较复杂，难于维修。6.2 悬架的设计要求考虑到悬架的正常工作，本次设计悬架应满足以下几个要求：（1） 汽车行驶时应具有很好的行驶平顺性。（2） 汽车行驶时应具有很好的操纵稳定性。（3） 汽车行驶时应具有很好的衰减汽车振动的能力。（4） 汽车行驶时应具有很好隔离噪声的能力。（5） 汽车行驶时应具有合适的侧倾角、及纵倾角。（6） 汽车行驶时应很好的传递车轮和车架之间的各种力和力矩。（7） 结构简单；便与维修，结构紧凑，所占用的空间较小。7 悬架的结构形式分析悬架可分为独立悬架和非独立悬架，独立悬架是左右车轮通过各自的悬架与车架相连接，一侧车轮的运动不影响另一侧车轮。非独立悬架是左右车轮用一根轴连接，在通过悬架与车架相连，一侧车轮的跳动影响另一侧车轮的运动。悬架的结构形式简图如图7-1所示：a） 非独立悬架 b）独立悬架图7-1悬架的结构形式简图以钢板弹簧为弹性元件兼导向机构的非独立悬架主要优点是：制造容易，工作可靠，结构简单，维修方便，便于拆卸。其缺点是:因为整车的总体及布置的要求，钢板弹簧不可能太长.这种悬架主要应用在乘用车的后悬架上以及商用车前后悬架上。独立悬架的优点是：簧下质量小，悬架占用空间少，弹性元件只承受垂直力，所以可以用刚度较小的弹簧，使车身振动频率降低，改善汽车行驶的平顺性。缺点是：结构复杂，成本较高，维修困难，结合本次所设计车型和查阅相关资料，本次设计选用钢板弹簧作为汽车的前后悬架。8 悬架的主要参数的确定（1）悬架的静挠度悬架的静挠度是指汽车满载静止时悬架上的载荷与此时悬架的刚度之比： （8-1）汽车前部分车身的固有频率和汽车后部分车身的固有频率为： （8-2）当采用弹性特性是线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度为： （8-3）式中，、前、后悬架刚度，（)；、前、后悬架的簧上质量，()；重力加速度，。将（83）代入（82）得： （8-4）用途不同的汽车，对平顺性的要求也是不同的，乘用车以送人为主要求最高，客车次之，货车更次之。货车满载时，前悬架要求偏频在之间，后悬架要求偏频在之间。根据本次的设计选定前悬架偏频、后悬架偏频。将、代入（84）得：（2）悬架的动挠度悬架的动挠度是指悬架从满载静平衡位置压缩到结构所允许的最大变形为止，车轮中心相对于车架的垂直位移。要求是悬架有足够大的动挠度，为了防止在坏路面上行驶时经常与缓冲块碰撞。对于客车取；对于乘用车，取；对于货车，取。本次设计取。8.1 弹性元件的设计钢板弹簧在汽车上的应用十分广泛，横置钢板弹簧由于要传递纵向力，必须加设附加的机构，是结构较复杂，占用空间大，只在极少数的汽车上应用，纵置钢板弹簧能传递车轮与车身之间的各种力及力矩，并且结构简单，占用空间小，所以得到广泛的应用。主片是钢板弹簧的第一片，其两端弯成卷耳。并把青铜、橡胶、塑料或粉末冶金制成的衬套放在卷耳里面。以便用弹簧销和连接在车架上的支架或者吊耳铰链连接。用U形螺栓固定在车桥上。主片的卷耳处，受力严重，是失效发生频繁的地方，为了改善这部分的受力情况，常将第二片也制成两端向上弯曲，并把这称为包耳。连接各片的构件，除了中心螺栓以外，还有弹簧夹。以防止钢板弹簧反向变形时，各片互相分开，只有主片单独承受载荷。此外还可以防止各片横向的错动。弹簧夹用铆钉铆接在最下面的钢板弹簧上，弹簧夹的两边用螺栓相连，在螺栓上有套管顶住弹簧夹的两边，在防止弹簧片夹得过紧。以使受力时各片能够相互滑移，螺栓套管与弹簧片之间应有一定的间隙。钢板弹簧在受力作用下，各片之间产生滑移而摩擦，这可以衰减车架的振动。但各片之间的干摩擦将使车轮受到的载荷传给车架，这会加速各片之间的磨损，对弹簧不利。为减少各片之间的磨损，在转配钢板弹簧时，需要在各片涂上润滑剂，并应定期保养。8.1.1 钢板弹簧主要参数的确定考虑到本设计车型，可得到初始条件：满载静止时汽车前轴负荷；满载静止时汽车后轴负荷；满载静止时汽车前轴簧下部分荷重；满载静止时汽车后轴簧下部分荷重；前悬架的静挠度；后悬架的静挠度；前、后悬架的动挠度；汽车的轴距；前悬架的单个钢板弹簧的载荷后悬架的单个钢板弹簧的载荷。（1） 满载弧高钢板弹簧在装在车轴和车架上时，并汽车处于满载状态，钢板弹簧主片的上表面到钢板弹簧两端的连线最大距离称为满载弧高，它是用来保证汽车具有给定的高度，如果满载弧高等于零，那么钢板弹簧在对称位置上工作，为了保证汽车正常工作时具有足够大的动挠度，通常取。考虑到所设计车型和查阅有关资料，本次设计取16mm。（2） 钢板弹簧长度的确定钢板弹簧在伸直状态下两卷耳之间的长度，称为钢板弹簧长度。随着钢板弹簧长度的增加弹簧应力显著降低，为了提高钢板弹簧的使用寿命；降低弹簧钢板的刚度，改善汽车的行驶平顺性，选用长的钢板弹簧。但如果选用较长的钢板弹簧，会在汽车的总体布置上产生困难。因此在总布置可能的条件下，尽可能选用较长的钢板弹簧。推荐乘用车（）；货车前悬架（），后悬架（）。本次设计取，（3）钢板断面宽度和厚度的确定钢板弹簧所需要的总惯性矩为： （85）其中，的含义是型螺栓中心距，；的含义是考虑到型螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数，刚性夹紧取，挠性夹紧取；本次取；的含义是钢板弹簧垂直刚度，；的含义是挠度增大系数；的含义是材料弹性模量，取钢板弹簧垂直刚度为： （86） = =60.8 先确定与主片弹簧等长的重叠片数=1，在估计一个总片数=10，则=0.1。挠度增大系数为： （87） =1.374 =7106=27908.57钢板弹簧总截面系数为： （88）式中，为许用弯曲应力。推荐前弹簧和平衡悬架弹簧为350450；后主簧为450550；后副簧为220250。本次取=450。=500Mpa那么： 钢板弹簧平均厚度为： 取=6，增大钢板弹簧的片宽，能增加弹簧的卷耳强度，但当车身受到侧向的力的作用倾斜时，弹簧的扭曲应力增大。推荐片宽与片厚的比值=610。则钢板弹簧断面宽为：取60，（4）钢板弹簧片数的确定 （89）则 取。 （810）则 取。8.1.2 钢板弹簧各片长度的确定本次设计用绘图的方法确定钢板弹簧的各片的长度，先在图纸上把弹簧的各片厚度的立方值沿纵坐标绘制在图纸上，在纵坐标的最上面再沿横坐标绘制出钢板弹簧主片的长度的一半得到点A，在纵坐标的最下面沿横坐标绘制出形螺栓中心距S的一半得到点B，连接A、B两点即可得到三角形钢板弹簧的展开图。AB线与各片的上侧的交点到纵坐标的距离即为该片的长度的一半，就得到了钢板弹簧的各片的长度，需要缩放的时候，一定要按同一比例。实际尺寸需要进行圆整后确定。作图得前钢板弹簧：第三片钢板弹簧长度为850；第四片钢板弹簧长度为700；第五片钢板弹簧长度为550；第六片钢板弹簧长度为400，第七片钢板弹簧长度为250。作图得后钢板弹簧：第三片钢板弹簧长度为930；第四片钢板弹簧长度为720；第五片钢板弹簧长度为520；第六片钢板弹簧长度为300。8.1.3 在自由状态下钢板弹簧总成的弧高以及曲率半径的计算（1）在自由状态下钢板弹簧的弧高，用下面的公式计算： （811）式中，静挠度，；满载弧高，；用形螺栓把钢板弹簧总成夹紧后引起的弧高变化，。 （812） （813）式中，的含义为形螺栓中心距，；的含义为钢板弹簧主片长度，。将（812）代入（811）得： =106.714将（813）代入（811）得：那么在自由状态下钢板弹簧的总成的曲率半径为： （814） （815）（2）在自由状态下钢板弹簧各片的曲率半径的确定 （816）式中，在自由状态下第片弹簧的曲率半径，；在自由状态下钢板弹簧总成的曲率半径，；钢板弹簧各片的弹簧预应力，；钢板弹簧材料的弹性模量，取；钢板弹簧第片的弹簧厚度，。选取各片钢板弹簧的预应力时，必须做到：在钢板弹簧各片装配前各片弹簧之间的间隙相差不大，但是在各片弹簧装配后各片之间能够很好的贴合；除此之外，主片及其相邻的长片之间在满足应用条件的前提下，应适当减小它们之间的应力，应为减小它们之间的应力，可以使主片和相邻片的使用寿命增加。那么，我们对于各片的厚度相等的钢板弹簧，选取预应力时，各片的预应力值选取的不应该过大。查阅相关资料，主片工作应力和预应力叠加后在根部的合成应力应该在300350内选取。14片的长片叠加预应力的值为负值，短片叠加预应力的值为正值。钢板弹簧从长片到短片的预应力值由负值逐渐递增至正值。在自由状态下对于前钢板弹簧第一片至第七片各片的曲率半径为：=1438.90 =1318.44 =1216.60 =1129.36 =1053.80 =987.71 =929.43在自由状态下对于后钢板弹簧则第一片至第六片各片的曲率半径为：=2056.08 =1891.46 =1751.26 =1576.02 =1454.71 =1360.47 8.1.4 钢板弹簧总成的弧高核算由于先选取钢板弹簧各片的预应力，然后再用上面的相关公式计算在自由状态下钢板弹簧各片的曲率半径，受这的影响，钢板弹簧总成在装配后，自由状态下的弧高与用计算得到的结果会有所不同。因此，需要核算钢板弹簧总成的弧高。根据最小势能原理，钢板弹簧各片势能总和最小状态是钢板弹簧总成稳定平衡状态。因此可求各片厚度相同得钢板弹簧的为： （817）式中，为钢板弹簧第片的长度，。 那么钢板弹簧总成的弧高为： =104.47 （818） =93.02mm （819） 8.1.5 钢板弹簧的强度验算汽车在紧急制动时，前面的钢板弹簧承受的载荷是最大的，在它的后半段出现的最大的应力为： （820） 式中，作用在前轮上的垂直静负荷，；汽车紧急制动时前轴负荷转移系数，对于乘用车：=1.201.40，对于货车：=1.401.60；取=1.50道路附着系数，取=0.8；前钢板弹簧的固定点到路面的距离，；前钢板弹簧前段的长度，；前钢板弹簧后段的长度，；前钢板弹簧的总截面系数。在汽车驱动时，后面的钢板弹簧承受载荷最大，在其前半段出现的最大应力为： （821） 式中，作用在后车轮上的垂直静负荷，；汽车驱动时后轴负荷转移系数，对于乘用车：=1.251.30，货车：=1.101.20；取=1.15道路附着系数，取=0.8；后钢板弹簧片的宽度，；钢板弹簧主片厚度，；后钢板弹簧的固定点到路面的距离，；后钢板弹簧的前段长度，；后钢板弹簧的后段长度，；后钢板弹簧总截面系数。8.2 减振器的设计8.2.1 减振器的分类减振器是车辆悬架系统中的重要部件，其性能的好坏对车辆的舒适性以及车辆及悬架系统的使用寿命等有较大影响。汽车在受到来自不平路面的冲击时，其悬架弹簧可以缓和这种冲击，但同时也激发出较长时间的振动，使乘坐不适。与弹性元件并联安装的减振器可很快衰减这种振动，改善汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。汽车悬架中广泛采用液压减振器。液压减振器按其结构可分为摇臂式和筒式；按其工作原理可分为单向作用式和双向作用式。筒式减振器由于质量轻、性能稳定、工作可靠、易于大量生产等优点，成为了汽车减振器的主流。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式和充气筒式，其中以双筒式应用最多。充气筒式减振器在筒式减振器中充以一定压力的气体，改善了高速时的减振性能，并有利于消除减震器产生的噪声，但由于成本及使用维修问题，使其推广应用受到一定限制。本设计中，选用双向作用筒式减振器。8.2.2 主要性能参数的选择（1）相对阻尼系数 图8-1 减振器阻力-速度特性在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度v之间的关系为： ,式中，为减振器阻尼系数。图8-1所示为减振器的阻力速度特性。该图具有如下特点：阻力速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数=F/u，所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不等。汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢速度。的表达式为： (8-22)式（8-22）中，为悬架系统的垂直刚度， =60.8N/mm、N/mm (前面已经计算)；为簧上质量, =1000Kg、 上式表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在于不同刚度和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；值小则相反；通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持有=（0.25-0.50）的关系。设计时，现选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取=0.25-0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取；为避免悬架碰撞车架，取=0.5。本设计中，取0.25，=0.33，=0.17 （2）减振器阻尼系数的确定 减振器阻尼系数，不同悬架因导向机构杠杆比不同，悬架阻尼系数应具体计算。 (8-23) 4960、（3）最大卸荷力的确定 为了减少传给车身的冲击力，当减振器活塞振动速度达一定值时，减振器应打开卸荷阀，此时活塞速度称为卸荷速度,一般为， (8-24)式（8-24）中， A为车身振幅，取; 为悬架固有频率。若伸张行程时的阻尼系数为，则最大卸荷力为： 1488N、2220N8.2.3 筒式减振器主要尺寸参数的确定 筒式减振器工作缸直径D可由最大卸荷力和缸内允许压力p来近似求得： （8-25）式(8-25)中，p缸内最大允许压力，取; 为缸筒直径与连杆直径比，双筒式减振器；单筒式减振器 计算出D后，根据标准将缸径圆整为20、30、40、50、65 mm. 、,圆整后取D=30 mm ，壁厚为2 mm。8.3 钢板弹簧上其它零件的设计计算8.3.1 弹簧支架一般中小型汽车上钢板弹簧支架的壁厚为36，用钢板焊接在车架上。本次设计取支架的壁厚为6。8.3.2 弹簧衬套微型货车以及轿车一般都用橡胶衬套，结合本次的设计车型，弹簧衬套选用橡胶衬套。设计总结在这次毕业设计中，我学到了很多东西。在刚开始拿到题目的时候，我有点不知道从哪下手。我就把之前学过的课本拿出来又看了一遍，又去学校图书馆借了一些书，特别细心的看了我所设计的传动轴和悬架部分。因此，我对汽车有了更深的了解。由于我们是一个小组来设计一辆车，在这次设计中也培养了我团队合作的能力，为我即将走入社会奠定了一定的基础。由于我们毕业设计当中有外文翻译，这也提醒了我对英语要不断的学习。因为，在翻译当中看着有很多词汇都认识，就是想不起来汉语意思。之后吴老师布置了论证报告，通过书写论证报告，在众多的方案中找出适合我设计的方案。这个过程中，使我对设计的基本步骤有了初步的认识。这对我以后的设计道路奠定了一定的基础。对于传动轴设计，我先从队员们那里得到发动机和变速器的相关数据，然后对传动轴进行设计计算，比如临界转速、轴管的内径和外径、强度等的计算。通过这个过程，使我对传动轴的结构，工作原理有了更深的认识，对底盘的构造和布置有了全新的了解。在对万向节的设计中，我对万向节有了更系统的认识，对十字轴的轴向定位、密封性进行了认真分析。考虑到制造工艺性，制造成本，结构的简单化及使用寿命等因素，选择了内卡环轴向定位及双刃口复合油封。结合本次设计的商用车和查阅相关的资料，本次悬架的设计选择钢板弹簧悬架。对悬架的各个参数有了进一步的了解，学到了一部分之前不知道的知识。知道了钢板弹簧片数和各片长度的计算方法及其强度的计算方法等。对于软件绘图，我用的是CAD软件。在之前我们学过了这个软件的一些基本的知识，这次绘图中，除了复习了之前用过的一些功能之外，也碰到了之前不会用的功能，在老师和同学的帮助下，使我对CAD软件更加熟悉和熟练。也查阅了机械设计手册和其他设计手册，对各个零件的尺寸尤其标准