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機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: GD1041型商用車傳動軸、懸架設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
20xx 年 5 月 15 日
目 錄
1 萬向傳動軸概述 1
1.1 萬向傳動軸的功用和類型 1
1.2 萬向傳動軸的設計要求 2
2 萬向節(jié)的結構方案分析 2
3 萬向節(jié)有關參數(shù)的確定 4
3.1 萬向傳動軸計算載荷的確定 4
3.2 十字軸萬向節(jié)參數(shù)的確定 4
4 傳動軸結構分析與設計 6
4.1 傳動軸的結構設計 7
4.2 傳動軸參數(shù)的確定 7
5 中間支承的選擇 10
6 懸架的概述 10
6.1 懸架的組成和類型 10
6.2 懸架的設計要求 11
7 懸架的結構形式分析 11
8 懸架的主要參數(shù)的確定 12
8.1 彈性元件的設計 13
8.2 減振器的設計 22
8.3 鋼板彈簧上其它零件的設計計算 24
設計總結 25
參考資料 26
致謝 27
1 萬向傳動軸概述
1.1 萬向傳動軸的功用和類型
萬向傳動軸由軸管、萬向節(jié)及其伸縮花鍵等組成，但長軸距的汽車，有時還裝有中間支承。萬向傳動軸主要用于相對位置不斷發(fā)生變化的兩根軸之間，用來傳遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運動。萬向傳動軸在汽車上的應用非常廣泛，發(fā)動機前置后輪驅(qū)動或全輪驅(qū)動的汽車在行駛時，由于懸架的不斷變形，驅(qū)動橋輸入軸與變速器或分動器的輸出軸軸線之間的相對位置經(jīng)常發(fā)生變化，因而可伸縮的十字軸萬向節(jié)傳動軸得到普遍采用；某些汽車根據(jù)總布置的要求需要將變速器與離合器、變速器與分動器之間拉開一些距離?？紤]到車架變形及軸與軸之間很難保證同心，所以通常采用撓性萬向傳動軸或十字軸萬向節(jié)傳動軸；對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，左、右驅(qū)動輪需要隨汽車行駛軌跡，隨時改變方向，這時大多采用等速萬向傳動軸。萬向節(jié)根據(jù)在扭轉(zhuǎn)方向上是否有彈性，可分為撓性萬向節(jié)和剛性萬向節(jié)，撓性萬向節(jié)具有緩和振動和沖擊，并可以減少噪聲，因為它是靠彈性零件傳遞動力的?？苛慵你q接傳遞動力的萬向節(jié)是剛性萬向節(jié)。
1.2 萬向傳動軸的設計要求
由于傳動軸的工作條件和制造的工藝，我們對傳動軸提出以下幾個設計要求：
（1）保證所連接的兩根軸的相對位置及夾角在一定范圍內(nèi)變化時，能穩(wěn)定且可靠地傳遞運動及動力。
（2）要求傳動軸傳動盡量穩(wěn)定，以降低傳動軸傳動過程中的噪聲和振動，在正常車速范圍內(nèi)，應避免共振的發(fā)生，從而提高傳動軸各個部件的使用壽命。
（3)在達到使用要求的前提下，萬向傳動軸的結構應盡可能簡單，以方便加工，節(jié)省材料，降低成本及便于檢查，維修方便。
2 萬向節(jié)的結構方案分析
對于轎車而言，行駛速度相對較高也就是要求傳動軸的轉(zhuǎn)動速度很大，而對于貨車而言，其傳動的扭矩就有了很大程度上的提高，這就要求傳動軸有一定的撓度，以防止傳動軸在傳動的過程中發(fā)生的變形量過大，影響汽車的正常行駛。 考慮實際情況并查閱相關資料采用十字軸萬向節(jié)。
十字軸式萬向節(jié)主要由主動叉、十字軸、從動叉、軸向定位件及其滾針軸承和橡膠密封件等組成。如圖2—1所示：
圖2-1十字軸式剛性萬向節(jié)
滾針軸承軸向定位的方式有卡環(huán)式（圖2-2c、d）、蓋板式（圖2-2a、b）、塑料環(huán)定位式（圖2-2f）和瓦蓋固定式（圖2-2e）。
a） 普通蓋板式 b）彈性蓋板式 c）外卡式 d）內(nèi)卡式 e）瓦蓋固定式 f）塑料環(huán)定位式
1-螺栓 2-鎖片 3-蓋板 4-萬向節(jié)叉 5-套筒 6-彈性蓋板 7-軸承座 8-外卡環(huán) 9-內(nèi)卡環(huán)
圖2-2滾針軸承軸向定位方式
滾針軸承軸向定位方式有普通蓋板式、彈性蓋板式、外卡式、內(nèi)卡式、瓦蓋固定式、塑料環(huán)定位式等幾種，但每種形式都有其優(yōu)缺點。實際使用中我們必須要選用結構簡單并且工作可靠的形式。在上述四種滾針軸承軸向定為的方式中，結構簡單、工作可靠、零件少和質(zhì)量小的優(yōu)點是卡環(huán)式的外擋圈所具有。所以本次設計采用外卡式軸向定位，但工作中會有危險截面，針對危險截面應保證其有足夠的抗彎強度，以防止軸頸的根部發(fā)生斷裂的現(xiàn)象。因此對危險截面的剛度和強度都有更高程度的要求。十字軸萬向節(jié)的壽命由滾針軸承的潤滑和密封好壞直接影響。毛氈油封由于防塵、防水效果差，漏油多，加注潤滑油時，有可能在滾針軸承中出現(xiàn)空氣阻塞而造成缺油，故應用以越來越少。雙刃口復合油封不需要安裝安全閥，防水、防塵效果好。在灰塵較多的條件下使用可提高其使用壽命。綜上所述選用雙刃口復合油封。
十字軸軸頸的磨損和滾針軸承的磨損是十字軸萬向節(jié)的主要失效形式。這一點是設計時充分考慮到的，比如添加化學成分、噴丸處理等方法可以增加其的耐磨性。十字軸軸頸的根部斷裂是十字軸的主要失效形式，工作中的危險截面如下圖所示，針對危險截面應保證其有足夠的抗彎強度。所以設計時應滿足所需要的強度和剛度。
3 萬向節(jié)有關參數(shù)的確定
3.1 萬向傳動軸計算載荷的確定
根據(jù)所設計的車型（GD1041型商用車傳動軸設計），萬向傳動軸的計算載荷，按發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和變速器的一檔傳動比來計算。計算公式如下：
（3-1)
公式中：表示的含義為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率； 表示的含義為發(fā)動機的最大扭矩； 表示的含義為1檔的傳動比。表示的含義為孟接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，這里取92%；；；
將以上各參數(shù)代入相關的公式可以得到：
3.2 十字軸萬向節(jié)參數(shù)的確定
設作用于十字軸軸頸中點的力為F如圖3-1，公式如下：
（3-2）
(a) 十字軸 （b）萬向節(jié)叉
圖3-1 萬向節(jié)危險截面示意圖
十字軸軸頸的切應力 和彎曲應力，公式如下：
(3-3)
(3-4)
表示為十字軸軸頸直徑（mm）取26；
表示為十字軸油道孔直徑（mm）取8；
表示為F作用線到軸頸根部的距離（mm）取13；
以上數(shù)據(jù)分別代入公式(3-3)、(3-4)得：
十字軸軸頸的切應力 的許用值為80-120Mpa和彎曲應力的許用值為250-350Mpa，所以滿足設計要求。
十字軸滾針軸承的接觸應力：
（3-5）
表示為滾針軸承的直徑（mm）取2；表示為滾針的工作長度（mm），，表示為滾針的總長度（mm）；表示為在合力的作用下一個滾針軸承所承受的載荷。
（3-6）
式中為每列中的滾針數(shù)取8；為滾針列數(shù)取1
萬向節(jié)危險截面處的彎曲應力和扭應力
（3-7）
（3-8）
,分別為萬向節(jié)危險截面處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面，
取h為50mm；b為20mm；k=0.258
將有關參數(shù)代入公式（3-5）、（3-6）、（3-7）、（3-8)得：
十字軸滾針軸承的接觸應力許用值為3000-3200Mpa，萬向節(jié)危險截面處的彎曲應力許用值為50-80Mpa和扭應力的許用值為80-160Mpa.綜上所取數(shù)值符合設計要求。
4 傳動軸結構分析與設計
4.1 傳動軸的結構設計
在輕、中型貨車中，連接變速器和驅(qū)動橋的傳動軸由傳動軸和兩端焊接的花鍵軸以及萬向節(jié)叉等組成。在汽車行駛時，由于懸架的不斷變形，驅(qū)動橋與變速器的相對位置經(jīng)常發(fā)生變化，因而傳動軸用花鍵軸和滑動叉組成的滑動花鍵連接，以避免運動干涉，實現(xiàn)傳動軸的長度的變化。因而可伸縮的十字軸萬向節(jié)傳動軸得到了普遍采用。
空心傳動軸能夠傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，具有較小的質(zhì)量，且具有更高的臨界轉(zhuǎn)速，普遍應用與萬向傳動裝置中，為減少軸向磨損和阻力，伸縮花鍵通常應靠近變速器?？招膫鲃虞S一般用壁厚為1.5-3.0mm的薄壁鋼板焊接而成。
實心傳動軸用于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋的半軸，微型車的萬向傳動裝置中以及斷開式驅(qū)動橋半軸。
4.2 傳動軸參數(shù)的確定
當商用車傳動軸中傳遞轉(zhuǎn)矩、扭矩和力矩的花健發(fā)生伸縮現(xiàn)象的時候，軸向阻力的大小可以由以下公式計算得到：
(4-1)
公式中，表示含義為傳動軸與花鍵滑動叉的摩擦因數(shù);表示含義為萬向傳動軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩；r表示含義為傳動軸中滑動花鍵的中徑。
花鍵與傳動軸之間發(fā)生摩擦在汽車正常行駛過程中是不可避免的，但其危害也是顯而易見的，因此必須減小兩者之間的摩擦力。這就要求對花鍵做特殊的處理，一般情況下是采用復雜的滲碳和滲氮磷化處理。要在花鍵和傳動軸之間采取潤滑和防塵措施，有的是增加兩者的配合精度，但無論哪種方法都是借以消除運轉(zhuǎn)過程中的噪聲和震動的。傳動軸的要求比較苛刻，因為其傳動的扭矩相對比較大，所以剛度大和強度高是其必然要求，同時運轉(zhuǎn)速度相對較高的特點決定了傳動軸所必須采用的材料為低碳合金鋼，制造工藝為卷制。汽車的總體布置來決定傳動軸的一些重要參數(shù)包括長度和夾角。在確定的時候必須要保證在傳動軸最大和最小長度時花鍵軸與傳動軸都有適當?shù)呐浜?，以保證傳動的正常運行。根據(jù)傳動軸傳動時的平穩(wěn)性要求，在設計時我們不得不考慮傳動軸夾角的大小以保證傳動平穩(wěn)以及延長各個零件的使用壽命。傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速決定于整個車身各個部分總成的固有頻率，當然也與其支承情況、尺寸以及具體結構有一定的關系。在傳動軸的長度一定時，其橫截面的尺寸應給予傳動軸足夠的強度和臨界轉(zhuǎn)速。以下公式可以確定傳動軸臨界轉(zhuǎn)速：
傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為：
（4-2)
公式中表示的含義為傳動軸臨界轉(zhuǎn)速（單位r/min）；和分別表示的含義為傳動軸軸管內(nèi)、外徑（單位mm）；表示含義為傳動軸支承長度（單位mm），具體長度用萬向節(jié)之間的距離表示。
本次畢業(yè)設計中，傳動軸的安全系數(shù)的大小在1.2～2.0之間，我們?nèi)=2.0；其中表示的含義是傳動軸最高轉(zhuǎn)速（單位r/min）。以上選擇,則，代入以上公式(4-2)可以得到，并且必須滿足3mm-6mm，因此可以得到，。那么
傳動軸軸管的橫截面除了保證臨界轉(zhuǎn)速的條件下還應該滿足扭轉(zhuǎn)強度的需求。這是就要對扭轉(zhuǎn)應力（MPa）進行計算校核：
(4-3)
式中，[]表示傳動軸的許用扭應力，[]的取值為300Mpa；表示傳動軸得計算載荷（單位N·mm）；其余符號表示的含義和上面的一樣。
傳動軸上的花鍵軸主要受扭轉(zhuǎn)應力的影響，因此需要對其扭轉(zhuǎn)應力進行強度的校核，扭轉(zhuǎn)應力（單位Mpa），安全系數(shù)可以根據(jù)查表確定。
(4-4)
表示的含義為傳動軸得計算載荷（單位N·mm），表示的含義為花鍵軸的花鍵內(nèi)徑（mm）。
花鍵軸的花鍵齒側(cè)擠壓應力（單位Mpa）可以通過下式計算：
(4-5)
表示的含義為花鍵轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)，，這里；（mm）表示的含義為花鍵工作時的有效長度，（mm）表示的含義為花鍵的外徑；（mm）表示的含義為花鍵的內(nèi)徑；表示的含義為花鍵的齒數(shù)。
花鍵的齒面硬度與其許用應力也有極其密切的關系，當花鍵的硬度在35HRC之上時：許用擠壓應力的大小在25～50MPa之間。將數(shù)據(jù)代入公式得：
以上通過計算所得到的結果都沒有超出我們所要求的范圍，所以符合本次的設計。經(jīng)過以上計算、論證我們可以得到萬向傳動裝置的具體參數(shù)和結果如下表1所示：
表1 傳動軸相關參數(shù)
傳動系振動的一個重要的激勵源就是傳動軸總成的不平衡。不平衡時，當高速轉(zhuǎn)動時，將產(chǎn)生振動和噪聲，并且還給傳動軸各主要部件的使用壽命帶來一定的影響，而且會給其傳動效率帶來不良的影響，因此在綜合考慮各方面的影響因素之外，我們必須將精度配合這個參數(shù)放在主要位置考慮。當然，我們不僅僅要看十字軸萬向節(jié)的精度配合，還要看傳動軸與花鍵軸的精度配合是不是在所要求的范圍之內(nèi)。這就要求我們要研究各個零件在各種轉(zhuǎn)速下的徑向跳動情況，看其徑向跳動是否在各資料所要求的范圍之內(nèi)。而對于本次設計的GD1041型商用車，當轉(zhuǎn)速在1000～4000r/min的時候，其具體徑向跳動情況在50～100g·cm之間變動，這是我們在設計時充分考慮的。
5 中間支承的選擇
為了提高汽車的臨界轉(zhuǎn)速，并避免共振的發(fā)生，有時為了汽車總體的布置，常將傳動軸分段，但是分段時需要加設中間支承，中間支承通常安裝在車架橫梁上或車身底架上，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及在車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的竄動和車架等的變形所引起的位移。中間支承有很多種，其中蜂窩軟墊式中間支承能很好地適應汽車行駛中出現(xiàn)的位移和傳動軸的制造誤差及安裝誤差，除此之外，還可以很好的吸收振動，降低噪聲的傳導。結構簡單，制造方便，制造成本低也是它的優(yōu)點，因此得到廣泛的采用。有的汽車采用擺動式中間支承，當傳動軸軸向竄動時，中間支承可以繞軸在縱向平面內(nèi)轉(zhuǎn)動，這樣就改善了軸承的受力情況，另外，橡膠襯套可以適應傳動軸在橫向平面內(nèi)的外置變化。根據(jù)所設計車型和查閱有關資料，本次設計車型的傳動軸分成兩段，并用蜂窩軟墊式中間支承。
6 懸架的概述
6.1 懸架的組成和類型
車架和車軸被懸架彈性地連接起來，其傳遞車輪與車架之間的一切力矩及力，緩和路面的沖擊，減少由此引起的沖擊及振動。以保證汽車平順行駛及操作穩(wěn)定性，使汽車能夠高速行駛。懸架主要由彈性元件、減振器、導向機構等組成。近些年以來，載貨汽車懸架出現(xiàn)了空氣懸架或者橡膠懸架?？諝鈶壹芎拖鹉z懸架是以空氣或橡膠彈簧為彈性元件，它們具有變剛度的特點。
空氣懸架彈簧是一種運用在高檔客車和重型載貨車上的懸架系統(tǒng)，是世界鋼板彈簧發(fā)展趨勢，空氣懸架的最終發(fā)展趨勢是不再需要或使用很少的彈簧扁鋼?？諝鈶壹茉诿罋W發(fā)達國家已經(jīng)有70多年的歷史，在二十世紀五十年代以來，空氣懸架開始應用在小轎車、載重車、大客車上。到了六十年代，美國、德國等發(fā)達國家生產(chǎn)的大部分的公共汽車裝有了空氣彈簧懸架。但是其成本較高，對技術的要求較高，比較復雜，難于維修。
6.2 懸架的設計要求
考慮到懸架的正常工作，本次設計懸架應滿足以下幾個要求：
（1） 汽車行駛時應具有很好的行駛平順性。
（2） 汽車行駛時應具有很好的操縱穩(wěn)定性。
（3） 汽車行駛時應具有很好的衰減汽車振動的能力。
（4） 汽車行駛時應具有很好隔離噪聲的能力。
（5） 汽車行駛時應具有合適的側(cè)傾角、及縱傾角。
（6） 汽車行駛時應很好的傳遞車輪和車架之間的各種力和力矩。
（7） 結構簡單；便與維修，結構緊湊，所占用的空間較小。
7 懸架的結構形式分析
懸架可分為獨立懸架和非獨立懸架，獨立懸架是左右車輪通過各自的懸架與車架相連接，一側(cè)車輪的運動不影響另一側(cè)車輪。非獨立懸架是左右車輪用一根軸連接，在通過懸架與車架相連，一側(cè)車輪的跳動影響另一側(cè)車輪的運動。懸架的結構形式簡圖如圖7-1所示：
a） 非獨立懸架 b）獨立懸架
圖7-1懸架的結構形式簡圖
以鋼板彈簧為彈性元件兼導向機構的非獨立懸架主要優(yōu)點是：制造容易，工作可靠，結構簡單，維修方便，便于拆卸。其缺點是:因為整車的總體及布置的要求，鋼板彈簧不可能太長.這種懸架主要應用在乘用車的后懸架上以及商用車前后懸架上。
獨立懸架的優(yōu)點是：簧下質(zhì)量小，懸架占用空間少，彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度較小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善汽車行駛的平順性。缺點是：結構復雜，成本較高，維修困難，
結合本次所設計車型和查閱相關資料，本次設計選用鋼板彈簧作為汽車的前后懸架。
8 懸架的主要參數(shù)的確定
（1）懸架的靜撓度
懸架的靜撓度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架的剛度之比：
（8-1）
汽車前部分車身的固有頻率和汽車后部分車身的固有頻率為： （8-2）
當采用彈性特性是線性變化的懸架時，前、后懸架的靜撓度為：
（8-3）
式中，、－前、后懸架剛度，（)；
、－前、后懸架的簧上質(zhì)量，()；
－重力加速度，。
將（8－3）代入（8－2）得：
（8-4）
用途不同的汽車，對平順性的要求也是不同的，乘用車以送人為主要求最高，客車次之，貨車更次之。貨車滿載時，前懸架要求偏頻在之間，后懸架要求偏頻在～之間。
根據(jù)本次的設計選定前懸架偏頻、后懸架偏頻。
將、代入（8－4）得：
（2）懸架的動撓度
懸架的動撓度是指懸架從滿載靜平衡位置壓縮到結構所允許的最大變形為止，車輪中心相對于車架的垂直位移。要求是懸架有足夠大的動撓度，為了防止在壞路面上行駛時經(jīng)常與緩沖塊碰撞。對于客車取～；對于乘用車，取～；對于貨車，取～。
本次設計取。
8.1 彈性元件的設計
鋼板彈簧在汽車上的應用十分廣泛，橫置鋼板彈簧由于要傳遞縱向力，必須加設附加的機構，是結構較復雜，占用空間大，只在極少數(shù)的汽車上應用，縱置鋼板彈簧能傳遞車輪與車身之間的各種力及力矩，并且結構簡單，占用空間小，所以得到廣泛的應用。主片是鋼板彈簧的第一片，其兩端彎成卷耳。并把青銅、橡膠、塑料或粉末冶金制成的襯套放在卷耳里面。以便用彈簧銷和連接在車架上的支架或者吊耳鉸鏈連接。用U形螺栓固定在車橋上。主片的卷耳處，受力嚴重，是失效發(fā)生頻繁的地方，為了改善這部分的受力情況，常將第二片也制成兩端向上彎曲，并把這稱為包耳。連接各片的構件，除了中心螺栓以外，還有彈簧夾。以防止鋼板彈簧反向變形時，各片互相分開，只有主片單獨承受載荷。此外還可以防止各片橫向的錯動。彈簧夾用鉚釘鉚接在最下面的鋼板彈簧上，彈簧夾的兩邊用螺栓相連，在螺栓上有套管頂住彈簧夾的兩邊，在防止彈簧片夾得過緊。以使受力時各片能夠相互滑移，螺栓套管與彈簧片之間應有一定的間隙。鋼板彈簧在受力作用下，各片之間產(chǎn)生滑移而摩擦，這可以衰減車架的振動。但各片之間的干摩擦將使車輪受到的載荷傳給車架，這會加速各片之間的磨損，對彈簧不利。為減少各片之間的磨損，在轉(zhuǎn)配鋼板彈簧時，需要在各片涂上潤滑劑，并應定期保養(yǎng)。
8.1.1 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定
考慮到本設計車型，可得到初始條件：
滿載靜止時汽車前軸負荷；
滿載靜止時汽車后軸負荷；
滿載靜止時汽車前軸簧下部分荷重；
滿載靜止時汽車后軸簧下部分荷重；
前懸架的靜撓度；
后懸架的靜撓度；
前、后懸架的動撓度；
汽車的軸距；
前懸架的單個鋼板彈簧的載荷
后懸架的單個鋼板彈簧的載荷。
（1） 滿載弧高
鋼板彈簧在裝在車軸和車架上時，并汽車處于滿載狀態(tài)，鋼板彈簧主片的上表面到鋼板彈簧兩端的連線最大距離稱為滿載弧高，它是用來保證汽車具有給定的高度，如果滿載弧高等于零，那么鋼板彈簧在對稱位置上工作，為了保證汽車正常工作時具有足夠大的動撓度，通常取。考慮到所設計車型和查閱有關資料，本次設計取16mm。
（2） 鋼板彈簧長度的確定
鋼板彈簧在伸直狀態(tài)下兩卷耳之間的長度，稱為鋼板彈簧長度。隨著鋼板彈簧長度的增加彈簧應力顯著降低，為了提高鋼板彈簧的使用壽命；降低彈簧鋼板的剛度，改善汽車的行駛平順性，選用長的鋼板彈簧。但如果選用較長的鋼板彈簧，會在汽車的總體布置上產(chǎn)生困難。因此在總布置可能的條件下，盡可能選用較長的鋼板彈簧。推薦乘用車（～）；貨車前懸架（～），后懸架（～）。
本次設計取，
（3）鋼板斷面寬度和厚度的確定
鋼板彈簧所需要的總慣性矩為：
（8－5）
其中，的含義是型螺栓中心距，；
的含義是考慮到型螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)，剛性夾緊取，撓性夾緊取；本次?。?
的含義是鋼板彈簧垂直剛度，；
的含義是撓度增大系數(shù)；
的含義是材料彈性模量，取
鋼板彈簧垂直剛度為：
（8－6）
=
=60.8
先確定與主片彈簧等長的重疊片數(shù)=1，在估計一個總片數(shù)=10，則=0.1。
撓度增大系數(shù)為：
（8－7）
=1.374
=7106
=27908.57
鋼板彈簧總截面系數(shù)為：
（8－8）
式中，為許用彎曲應力。推薦前彈簧和平衡懸架彈簧為350～450；后主簧為450～550；后副簧為220～250。本次取=450。=500Mpa那么：
鋼板彈簧平均厚度為：
取=6，
增大鋼板彈簧的片寬，能增加彈簧的卷耳強度，但當車身受到側(cè)向的力的作用傾斜時，彈簧的扭曲應力增大。推薦片寬與片厚的比值=6～10。則鋼板彈簧斷面寬為：取60，
（4）鋼板彈簧片數(shù)的確定
（8－9）
則
取。
（8－10）
則
取。
8.1.2 鋼板彈簧各片長度的確定
本次設計用繪圖的方法確定鋼板彈簧的各片的長度，先在圖紙上把彈簧的各片厚度的立方值沿縱坐標繪制在圖紙上，在縱坐標的最上面再沿橫坐標繪制出鋼板彈簧主片的長度的一半得到點A，在縱坐標的最下面沿橫坐標繪制出形螺栓中心距S的一半得到點B，連接A、B兩點即可得到三角形鋼板彈簧的展開圖。AB線與各片的上側(cè)的交點到縱坐標的距離即為該片的長度的一半，就得到了鋼板彈簧的各片的長度，需要縮放的時候，一定要按同一比例。實際尺寸需要進行圓整后確定。
作圖得前鋼板彈簧：第三片鋼板彈簧長度為850；第四片鋼板彈簧長度為700；第五片鋼板彈簧長度為550；第六片鋼板彈簧長度為400，第七片鋼板彈簧長度為250。
作圖得后鋼板彈簧：第三片鋼板彈簧長度為930；第四片鋼板彈簧長度為720；第五片鋼板彈簧長度為520；第六片鋼板彈簧長度為300。
8.1.3 在自由狀態(tài)下鋼板彈簧總成的弧高以及曲率半徑的計算
（1）在自由狀態(tài)下鋼板彈簧的弧高，用下面的公式計算：
（8－11）
式中，－靜撓度，；
－滿載弧高，；
－用形螺栓把鋼板彈簧總成夾緊后引起的弧高變化，。
（8－12） （8－13）
式中，的含義為形螺栓中心距，；
的含義為鋼板彈簧主片長度，。
將（8－12）代入（8－11）得：
=106.714
將（8－13）代入（8－11）得：
那么在自由狀態(tài)下鋼板彈簧的總成的曲率半徑為：
（8－14）
（8－15）
（2）在自由狀態(tài)下鋼板彈簧各片的曲率半徑的確定
（8－16）
式中，－在自由狀態(tài)下第片彈簧的曲率半徑，；
－在自由狀態(tài)下鋼板彈簧總成的曲率半徑，；
－鋼板彈簧各片的彈簧預應力，；
－鋼板彈簧材料的彈性模量，，??；
－鋼板彈簧第片的彈簧厚度，。
選取各片鋼板彈簧的預應力時，必須做到：在鋼板彈簧各片裝配前各片彈簧之間的間隙相差不大，但是在各片彈簧裝配后各片之間能夠很好的貼合；除此之外，主片及其相鄰的長片之間在滿足應用條件的前提下，應適當減小它們之間的應力，應為減小它們之間的應力，可以使主片和相鄰片的使用壽命增加。
那么，我們對于各片的厚度相等的鋼板彈簧，選取預應力時，各片的預應力值選取的不應該過大。查閱相關資料，主片工作應力和預應力疊加后在根部的合成應力應該在300～350內(nèi)選取。1～4片的長片疊加預應力的值為負值，短片疊加預應力的值為正值。鋼板彈簧從長片到短片的預應力值由負值逐漸遞增至正值。
在自由狀態(tài)下對于前鋼板彈簧第一片至第七片各片的曲率半徑為：
=1438.90
=1318.44
=1216.60
=1129.36
=1053.80
=987.71
=929.43
在自由狀態(tài)下對于后鋼板彈簧則第一片至第六片各片的曲率半徑為：
=2056.08
=1891.46
=1751.26
=1576.02
=1454.71
=1360.47
8.1.4 鋼板彈簧總成的弧高核算
由于先選取鋼板彈簧各片的預應力，然后再用上面的相關公式計算在自由狀態(tài)下鋼板彈簧各片的曲率半徑，受這的影響，鋼板彈簧總成在裝配后，自由狀態(tài)下的弧高與用計算得到的結果會有所不同。因此，需要核算鋼板彈簧總成的弧高。
根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧各片勢能總和最小狀態(tài)是鋼板彈簧總成穩(wěn)定平衡狀態(tài)。因此可求各片厚度相同得鋼板彈簧的為：
（8－17）
式中，為鋼板彈簧第片的長度，。
那么鋼板彈簧總成的弧高為：
=104.47 （8－18）
=93.02mm （8－19）
8.1.5 鋼板彈簧的強度驗算
汽車在緊急制動時，前面的鋼板彈簧承受的載荷是最大的，在它的后半段出現(xiàn)的最大的應力為：
（8－20）
式中，－作用在前輪上的垂直靜負荷，；
－汽車緊急制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，對于乘用車：=1.20～1.40，對于貨車：=1.40～1.60；取=1.50
－道路附著系數(shù)，取=0.8；
－前鋼板彈簧的固定點到路面的距離，；
－前鋼板彈簧前段的長度，；
－前鋼板彈簧后段的長度，；
－前鋼板彈簧的總截面系數(shù)。
在汽車驅(qū)動時，后面的鋼板彈簧承受載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應力為：
（8－21）
式中，－作用在后車輪上的垂直靜負荷，；
－汽車驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，對于乘用車：=1.25～1.30，貨車：=1.10～1.20；取=1.15
－道路附著系數(shù)，取=0.8；
－后鋼板彈簧片的寬度，；
－鋼板彈簧主片厚度，；
－后鋼板彈簧的固定點到路面的距離，；
－后鋼板彈簧的前段長度，；
－后鋼板彈簧的后段長度，；
－后鋼板彈簧總截面系數(shù)。
8.2 減振器的設計
8.2.1 減振器的分類
減振器是車輛懸架系統(tǒng)中的重要部件，其性能的好壞對車輛的舒適性以及車輛及懸架系統(tǒng)的使用壽命等有較大影響。汽車在受到來自不平路面的沖擊時，其懸架彈簧可以緩和這種沖擊，但同時也激發(fā)出較長時間的振動，使乘坐不適。與彈性元件并聯(lián)安裝的減振器可很快衰減這種振動，改善汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。
汽車懸架中廣泛采用液壓減振器。液壓減振器按其結構可分為搖臂式和筒式；按其工作原理可分為單向作用式和雙向作用式。筒式減振器由于質(zhì)量輕、性能穩(wěn)定、工作可靠、易于大量生產(chǎn)等優(yōu)點，成為了汽車減振器的主流。筒式減振器又可分為雙筒式、單筒式和充氣筒式，其中以雙筒式應用最多。充氣筒式減振器在筒式減振器中充以一定壓力的氣體，改善了高速時的減振性能，并有利于消除減震器產(chǎn)生的噪聲，但由于成本及使用維修問題，使其推廣應用受到一定限制。本設計中，選用雙向作用筒式減振器。
8.2.2 主要性能參數(shù)的選擇
（1）相對阻尼系數(shù)ψ
圖8-1 減振器阻力-速度特性
在減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關系為：
,式中，為減振器阻尼系數(shù)。
圖8-1所示為減振器的阻力——速度特性。該圖具有如下特點：阻力——速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力——速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)=F/u，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。
汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)ψ的大小來評定振動衰減的快慢速度。ψ的表達式為：
(8-22)
式（8-22）中，為懸架系統(tǒng)的垂直剛度， =60.8N/mm、N/mm (前面已經(jīng)計算)；為簧上質(zhì)量, =1000Kg、 上式表明，相對阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同剛度和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；ψ值小則相反；通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持有=（0.25-0.50）的關系。設計時，現(xiàn)選取與的平均值ψ。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取ψ=0.25-0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，ψ值應取大些，一般??；為避免懸架碰撞車架，取=0.5。
本設計中，ψ取0.25，=0.33，=0.17
（2）減振器阻尼系數(shù)的確定
減振器阻尼系數(shù)，不同懸架因?qū)驒C構杠桿比不同，懸架阻尼系數(shù)應具體計算。
(8-23)
4960、
（3）最大卸荷力的確定
為了減少傳給車身的沖擊力，當減振器活塞振動速度達一定值時，減振器應打開卸荷閥，此時活塞速度稱為卸荷速度,一般為，
(8-24)
式（8-24）中， A為車身振幅，取; 為懸架固有頻率。
若伸張行程時的阻尼系數(shù)為，則最大卸荷力為：
1488N、2220N
8.2.3 筒式減振器主要尺寸參數(shù)的確定
筒式減振器工作缸直徑D可由最大卸荷力和缸內(nèi)允許壓力[p]來近似求得：
（8-25）
式(8-25)中，[p]—缸內(nèi)最大允許壓力，取; 為缸筒直徑與連桿直徑比，雙筒式減振器；單筒式減振器 計算出D后，根據(jù)標準將缸徑圓整為20、30、40、50、65 mm.
、,
圓整后取D=30 mm ，壁厚為2 mm。
8.3 鋼板彈簧上其它零件的設計計算
8.3.1 彈簧支架
一般中小型汽車上鋼板彈簧支架的壁厚為3～6，用鋼板焊接在車架上。本次設計取支架的壁厚為6。
8.3.2 彈簧襯套
微型貨車以及轎車一般都用橡膠襯套，結合本次的設計車型，彈簧襯套選用橡膠襯套。
設計總結
在這次畢業(yè)設計中，我學到了很多東西。在剛開始拿到題目的時候，我有點不知道從哪下手。我就把之前學過的課本拿出來又看了一遍，又去學校圖書館借了一些書，特別細心的看了我所設計的傳動軸和懸架部分。因此，我對汽車有了更深的了解。
由于我們是一個小組來設計一輛車，在這次設計中也培養(yǎng)了我團隊合作的能力，為我即將走入社會奠定了一定的基礎。由于我們畢業(yè)設計當中有外文翻譯，這也提醒了我對英語要不斷的學習。因為，在翻譯當中看著有很多詞匯都認識，就是想不起來漢語意思。之后吳老師布置了論證報告，通過書寫論證報告，在眾多的方案中找出適合我設計的方案。這個過程中，使我對設計的基本步驟有了初步的認識。這對我以后的設計道路奠定了一定的基礎。對于傳動軸設計，我先從隊員們那里得到發(fā)動機和變速器的相關數(shù)據(jù)，然后對傳動軸進行設計計算，比如臨界轉(zhuǎn)速、軸管的內(nèi)徑和外徑、強度等的計算。通過這個過程，使我對傳動軸的結構，工作原理有了更深的認識，對底盤的構造和布置有了全新的了解。在對萬向節(jié)的設計中，我對萬向節(jié)有了更系統(tǒng)的認識，對十字軸的軸向定位、密封性進行了認真分析?？紤]到制造工藝性，制造成本，結構的簡單化及使用壽命等因素，選擇了內(nèi)卡環(huán)軸向定位及雙刃口復合油封。結合本次設計的商用車和查閱相關的資料，本次懸架的設計選擇鋼板彈簧懸架。對懸架的各個參數(shù)有了進一步的了解，學到了一部分之前不知道的知識。知道了鋼板彈簧片數(shù)和各片長度的計算方法及其強度的計算方法等。
對于軟件繪圖，我用的是CAD軟件。在之前我們學過了這個軟件的一些基本的知識，這次繪圖中，除了復習了之前用過的一些功能之外，也碰到了之前不會用的功能，在老師和同學的幫助下，使我對CAD軟件更加熟悉和熟練。也查閱了機械設計手冊和其他設計手冊，對各個零件的尺寸尤其標準件的設計有了更深的認識，同時熟悉了手冊的查閱。對我將來的設計工作有一定的幫助。以使我在步入社會后，做起工作來能夠得心應手。
本次畢業(yè)設計，將使我一生受益。
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致謝
本次畢業(yè)設計中，我遇到了很多的問題，但最終在吳老師和同學的幫助下，我順利完成了本次設計。在這里我對吳老師和同學們表示衷心的感謝。
大學四年即將結束，感謝大學四年教過我的每一位老師，正是由于你們的幫助，我才能順利的完成本次設計。這次畢業(yè)設計安排在我們即將離開大學踏入社會的前期，我認為非常好。我又仔細系統(tǒng)的復習了之前學過的知識，增強了我即將參加工作的自信心，拓寬了我的思維。感謝安排這次畢業(yè)設計的所有人。從外文翻譯到畢業(yè)設計的結束，吳老師都給我們認真的講解，引導我們前進。無論我們什么時候有問題，只要給吳老師打電話或發(fā)郵件，吳老師都能盡快給我們回復。感謝吳老師在百忙之中給我們認真解答每一個問題，并給我們提出寶貴的意見。在設計時，我的隊員也幫我解決了很多問題，在這里感謝他們。在用CAD軟件繪圖時，我也遇到了問題，這時我的同學給了我及時的幫助，使我對CAD軟件的應用更加熟悉和熟練。感謝他們對我的幫助。
在這次畢業(yè)設計中，感謝對我?guī)椭吞岢鰧氋F意見的所有人，正是你們促進了我的畢業(yè)設計順利的完成。
附錄：中英文文獻翻譯名稱——壽命評估方法和操作條件對汽車燃料電池的影響
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