轻型载重货车设计转向系及前桥设计有cad图

1、轻型载重货车设计（转向系及前桥设计）摘要在本次毕业设计中，是关于轻型载货汽车的前桥及转向系统的设计。本着力 争性能可靠，价优，易造的设计构想，同时也主要参照拖厂的同类车型，努力去 改造，去创新。转向从动桥是通过悬架和车相连，两侧安装着从动车轮，用以传递车架与车 轮之间的各种力和力矩。汽车的转向系是利用转向节使车轮可以偏转一定角度以 实现汽车的转向。汽车的转向系是用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，在 行驶中起到重要作用。主要可分为机械转向系，动力转向系和电动转向系。其中 电动转向系是未来汽车转向系的发展方向。综合各种因素，本次设计采用采用转向梯形机构布置在前轴之后的整体式车 桥和采用了正效率

2、很高，操纵方便且使用寿命长的机械式循环球式转向器。本次 设计包括对转向从动桥结构形式的选择，主要是计算前轴、转向节、主销、主销 上下轴承、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的应力校核。 还包括转向器的结构选择及其设计计算并对转向梯形进行优化设计。设计中水平 有限，但希望能设计出一辆经济实用的轻型载货汽车。关键词：运输车，前桥，主销，转向轴THE DESIGNS OF THE STEERING SYSTEM ANDFRONT AXLE IN OWN UNLOAD AGRICULTURETRUCK TO TRANSPORT OF KD1080ABSTRACTIn this gradu

3、ated designs, my assignment is the light truck s front axle and stesystem. I shall try my best to design my assignmentwant the light truckacity is s csecure and the price is low. It is also easy to make,at the same time,I refer to the light truck which made in YT factory.I want to improve and innova

4、te it.Steering front axle connects the frame by suspension.Driven wheel are installed at the sides of the fore axle,which transmits kinds of forces and torques into the wheels. The steering knuckle link to the front axle causes the front wheels to turn to the right or left .The steering system enabl

5、es the driver to guide the automobile or wheeled tractor down the road and turn ringht or left.It is very important for the truck.there are mannnual steering,power steering and electric power steering.The electric power steering system will be the direction in the future.In view of all the factors,I

6、 adopt the ladder-shaped organization assigns after the front axle and very efficient that can be handled easily and had long performance life steering box of the circulation ball type. The design includes selection of the structure of the fore axle but most calculate the streys inspection under the

7、 break and the second slide of front axle ,steering knuckle inserts, king pin and ball bearing, thrust bearing and stop last spacer. Still include choosing and designing aslo calculating and carrying on optimization design ladder-shapedly of steering. The level is limited in the design, but I hope t

8、o design a economical and practical agricultural light truck.KEY WORDS: transporter, the front axle, king pin, steering shaftII主要符号表量的名称汽车前轴静载荷汽车质心高度转向阻力矩接触应力前轮承受的制动力前轮承受的垂直力垂向弯矩水平弯矩车 轮所受 的重力前轮轮距两钢板弹簧座中心 距转矩轮胎的滚动半径地面垂向反力地面侧向反力力偶矩轴承的轴向载荷量的符号单位G1NhgmmMrN.mm(TMPapNZiNMN.mmMhN.mmgwNBmmSmmTN.mmmmZNYNQN.m

9、mFaNCorKN3轴承静承载容量轴承当量静载荷PoKN转向轴输入功率PlKw转向器中的摩擦功率p2Kw效率n导程角： 0rad附着系数 TOC o 1-5 h z 前言 7 HYPERLINK l bookmark13 o Current Document 第一章概述 7 HYPERLINK l bookmark15 o Current Document 第二章从动桥的方案确定 10 HYPERLINK l bookmark17 o Current Document 从动桥总体方案确定 10 HYPERLINK l bookmark19 o Current Document 第三章转向系的方

10、案确定 12 HYPERLINK l bookmark21 o Current Document 向系整体方案确定 12 HYPERLINK l bookmark23 o Current Document 向器结构形式及选择 12 HYPERLINK l bookmark25 o Current Document 环球式转向器结构及工作原理 13 HYPERLINK l bookmark33 o Current Document 第四章从动桥的设计计算 15 HYPERLINK l bookmark35 o Current Document 动桥主要零件尺寸的确定 15 HYPERLINK l

11、 bookmark37 o Current Document 动桥主要零件工作应力的计算 15在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算.17 HYPERLINK l bookmark99 o Current Document 向节在制动和侧滑工况下的应力计算.19主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 20 HYPERLINK l bookmark154 o Current Document 向节推力轴承的计算 23 HYPERLINK l bookmark158 o Current Document 第五章转向系统的设计计算 24 HYPERLINK l bookmark160 o C

12、urrent Document 转向系主要性能参数 24 HYPERLINK l bookmark162 o Current Document 转向器的效率 24 HYPERLINK l bookmark164 o Current Document 传动比的变化特性 24 HYPERLINK l bookmark166 o Current Document 主要参数的确定 25给定的主要计算参数 25 HYPERLINK l bookmark168 o Current Document 选择主要转向参数 25车轮的左右最大转角确定26 HYPERLINK l bookmark174 o Cur

13、rent Document 向梯形的选择设计 27 HYPERLINK l bookmark176 o Current Document 转向梯形的优化 28 HYPERLINK l bookmark178 o Current Document 环球式转向器的设计 31转向器（循环球式）的效率31主要参数的选择 31螺杆、钢球和螺母传动副 32齿条、齿扇传动副设计 33 HYPERLINK l bookmark196 o Current Document 向系主要性能参数确定 34转向系的角传动比 34CO转向盘旋转圈数n 34环球式转向器零件强度的校核 34 HYPERLINK l book

14、mark226 o Current Document 钢球与滚道间的接触应力。35 HYPERLINK l bookmark230 o Current Document 齿的弯曲应力仃 35 HYPERLINK l bookmark242 o Current Document 向系其他元件的选择及材料的确定36 HYPERLINK l bookmark244 o Current Document 第六章转向系主要零件的强度计算 37 HYPERLINK l bookmark246 o Current Document 计算载荷的确定 37 HYPERLINK l bookmark255 o C

15、urrent Document 要零件的强度计算 37总结 35致谢 40 HYPERLINK l bookmark259 o Current Document 参考文献 41国ad图案（3张）.dwg如需c&d图等其他文件，请加q： 1985639755在目前金融危机的大环境下，伴随着汽车行业的发展，轻型货运汽车 在国民生产中扮演着更重要的角色。轻型载货汽车各个领域得到了广泛应用，对于它的设计是依据以往理 论知识及实践经验，在满足其功用的前提下来进行的。转向系统是用来保 持或改变汽车行驶方向的机构，它在整体设计中亦有其重要地位，对转向 时车轮正确运动和汽车的安全行驶有重大影响，这就要求其工作

16、可靠、操 纵轻便。在目前的设计和使用方面，转向系统由机械式和动力式两类，由于动 力式转向系统能减轻驾驶员的负担，而且操作方便，所以到广泛使用。机 械式转向系统由于造价低廉，而且能够满足轻型货车等一大部分汽车的转 向需要，固也得到了广泛的使用。机械式转向系由操纵机构、转向器和转 向传动机构组成，其重点是转向器和传动机构的设计。现今国内轻型汽车 多才用整体式循环球式转向器，整体式后置梯形。本毕业设计说明书，主要讲述了 案分析。对前桥前悬和转向系统的分 析，选出最优方案来进行设计；对于向传动机构进行分析设计，前桥前悬和转向系统的选择设计和方 类和工作原理进行了深入的对比和分 转向系统的重要组成部分转

17、向器和转 选择合适的机构和零件。第一章概述从动桥通过悬架与车架相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架与车 轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。从动桥还要承受和传递制动力矩。根据从动车轮能否转向，从动桥分为转向桥与非转向桥。一般汽车多 以前桥为转向桥。为提高操纵稳定性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。 多轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的转向 桥直至全轮转向。一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向 从动桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它 们的前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。从动桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断

18、开式与断开式两 种。与非独立悬架相匹配的非断开式从动桥是一根支承于左、右从动车轮 上的刚性整体横梁，当又是转向桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。 断开式从动桥与独立悬架相匹配。为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具 有自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平而内都有一定倾 角。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个丁角，称为主销后倾角。在横 向平面内，主销上部向内倾斜一个3角，称为主销内倾角。还有车轮外倾 角及前束。在汽车的设计、制造、装配调整和使用中必须注意防止可能引起的转 向车轮的摆振，它是指汽车行驶时转向轮绕主销不断摆动的现象，它将破 坏汽车的正常行驶。转向

19、车轮的摆振有自激振动与受迫振动两种类型。前 者是由于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路 面作用于轮胎的力对系统作正功，即外界对系统输入能量。如果后者的值 大于系统内阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到动平衡状 态。这时系统将在某一振幅下持续振动，形成摆振。其振动频率大致接近 系统的固有频率而与车轮转速并不一致，且会在较宽的车速范围内发生。 通常在低速行驶时发生的摆振往往属于自摄振动型。当转向车轮及转向系 统受到周期性扰动的激励，例如车轮失衡、端面跳动、轮胎的几何和机械 特性不均匀以及运动学上的干涉等，在车轮转动下都会构成周期性的扰动。 在扰动力周期性的持续作用下

20、，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与 系统的固有频率一致时便发生共振。其特点是转向轮摆振频率与车轮转速 一致，而且一般都有明显的共振车速，共振范围较窄（35km/h）。通常在 高速行驶时发生的摆振往往属于受迫振动型。转向轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有结构设计的原因和制造 方面的因素.如车轮失衡、轮胎的机械特性、系统的刚度与阻尼、转向轮 的定位角以及陀螺效应的强弱等；又有装配调整方面的影响，如前桥转向 系统各个环节间的间隙（影响系统的刚度）和摩擦系数（影响阻尼）等。合理 地选择这些有关参数、优化它们之间的匹配，精心地制造和装配调整，就 能有效地控制前轮摆振的发生。在设计中提高转向器总成与

21、转向拉杆系统 的刚度及悬架的纵向刚度，提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆系中设置横 向减震器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振发生的一些有效措施。第二章从动桥的方案确定 2.1从动桥总体方案确定转向从动桥的主要零件有前梁，转向节，主销，注销上下轴承及转向 节衬套，转向节推力轴承，轮毂等。转向前桥有断开式和非断开式两种。断开式前桥与独立悬架相配合， 结构比较复杂但性能比较好，多用于轿车等以载人为主的高级车辆。非断 开式又称整体式，它与非独立悬架配合。它的结构简单，承载能力大，这 种形式再现在汽车上得到广泛应用。因此本次设计就采用了非断开式从动 桥。作为主要零件的前梁是用中碳钢或中碳合金钢的，其两端各有一

22、呈拳 形的加粗部分为安装主销的前梁拳部；为提高其抗弯强度，其较长的中间 部分采用工字形断面并相对两端向下偏移一定距离，以降低发动机从而降 低传动系的安装位置以及传动轴万向节的夹角。为提高其抗扭强度，两端 与拳部相接的部分采用方形断面，而靠近两端使拳部与中间部分相联接的 向下弯曲部分则采用两种断面逐渐过渡的形状。中间部分的两侧还要锻造 出钢板弹簧支座的加宽文承面。转向节用中碳合金钢模级成整体式结构。转向节通过主销与前梁的拳 部相连，使前轮可以绕主销偏转一定的角度使汽车转向。为减小磨损，转 向节销孔内设计时压入青铜衬套，衬套上的润滑油槽在上面端部是切通的， 用装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑，为使

23、转向轻便，在转向节和前梁 拳部设有圆锥推力滚子轴承。主销的几种结构型式如图2-1所示，本次设计用（a）。10的 等 不 径 直 为 端 下型 心 空 柱 圆型 心 实 柱 圆销 主 的 细 立口 上 比 柱 圆 立口 下车轮轮毂通过两个圆锥滚子轴承支撑 度可通过调整螺母进行调整。轮毂外 有油封，以防润滑油进入制动器内。在转向节外端的轴颈上，轴承的松紧端用冲压的金属外罩罩住。轮毂内侧11第三章转向系的方案确定 3.1转向系整体方案确定用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽车的转向系。转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。在 现代汽车结构中，常用机械式转向系。机械式转向系

24、依靠驾驶员的手力转 动方向盘，经过转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车装有防伤 机构和转向减振装置。还有一些汽车的专门装有动力转向机构，并借助此 机构来减轻驾驶员的手力，以降低驾驶员的劳累程度。本次设计采用机械式转向器。对转向系的主要要求有：一、操纵轻便。本次设计针对轻型载货货车，要求方向盘最大手力不超过360N,方向盘的回转圈数要少。二、工作安全可靠。三、在转向后，方向盘有自动回正能力，能保持汽车有稳定的直线行驶能 力。四、在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。五、应尽量减小转向系统连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整，除了 设计应正确的选择导向轮的定位角外，转向盘在中间

25、式的自由行程应 当保证直线行驶的稳定性和转向盘相对导向轮偏转角的灵敏度。 3. 2转向器结构形式及选择根据转向器所用传动副的不同，转向器有多种。常见的有循环球式 球面蜗杆蜗轮式、蜗杆曲柄销式和齿轮齿条式等。转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的12 要求。选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方 案有关。经常行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较 高的、可逆程度大的转向器。效率高、工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨 削加工，所以耐磨且寿命较长。齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进 行。和其它形式转向器比较，其结构复杂，对主要零件加工

26、精度要求较 Wj O蜗杆曲柄销式转向器角传动比的变化特性和啮合间隙特性变化受 限制，不能完全满足设计者的意图。齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低，正、逆效 率都高。为了防止和缓和反向冲击传给方向盘，必须选择较大的传动比， 或装有吸振装置的减振器。本设计采用循环球式转向器。 3.3循环球式转向器结构及工作原理循环球式转向器中一般有两级传动副。第一级是螺杆螺母传动副，第 二级是齿条齿扇传动副。转向螺杆的轴颈支撑在两个圆锥滚子轴承上。轴承紧度可用调整垫片 调整。转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇轴内的齿扇部分相啮合。 通过转向盘转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿

27、扇轴转动。为了减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以 实现滚动摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通 道。转向螺母外有两根导管，两端分别插入螺母的一对通孔。导管内装满 了钢球。两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的 钢球流道。转向器工作是两列钢球只是在各自封闭的流道内循环，而不脱 出。转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿 厚沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。因为循环球转向器的正传动效 率很高，操作轻便，使用寿命长。经常用于各种汽车。综上最后本次设计选定循环球式转向器。1314第四章 从动桥的设计计算 4.1从动桥主要零件

28、尺寸的确定转向从动桥采用工字形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平 面内的刚度大，强度高。工字形断面尺寸的推荐值，见图5-1 ,图中虚线 绘出的是其当量断面。该断面的垂向弯曲截面系数WV和水平弯曲截面系数3Wh (单位为mm )可近似取为W；=20a3 =20 11.53 =3.04 103mm3 TOC o 1-5 h z 33_ _ _ 33Wh -5.5a =5.5 11.5 =8.36 10 mm(4-1)式中a-工字形断面的中部尺寸，a=11.5 mm;由经验公式：Wv = (4-2)2200式中 m-作用于前梁上的簧上质量，m=806kg ;车轮中线至板簧中线的距离，l=335m

29、m403 335 103W/ 二220033= 122.732 10 mm动桥主要零件工作应力的计算主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承(即转向节衬套)、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计 算用简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角，车轮 外倾角均为零，而左右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向垂直平 面内。如下所示：15图4 1转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图1-制动工况下的弯矩图2- 侧滑工况下的弯矩图制动工况下的前梁应力计算：制动时前轮承受的制动力pz和垂直力Z1传给前梁，使前梁承受弯矩和转 矩。考虑到制动时汽车质量向前，

30、转向桥转移，则前轮所承受的地面垂直反力为：Gimi(4-3)式中：Gi汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N；mi汽车制动时对前桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的前桥可取1.5 ;质量分配给前桥35%;,G1ml 1Z1 =-LJL=806 9.8 1.5 =5942.1N前轮所承受的制动力：2=23(4-4)式中：*轮胎与路面的附着系数取为0.6 ;Pz =5942.10.6=3554.5N由于Z1和Pz对前梁引起的垂向弯矩Mv和水平方向的弯矩M h在两钢板弹 簧座之间达最大值，分别为：山=(乙0(G-gCB-mm(4-5)16G1B -S(4-6)M h = Rm12 =Z1M0

31、xl2 =m1MQm N mm22式中：12 见图 4 1 ,取 12 =335 mmgw一车轮（包括轮毅、制动器等）所受的重力，N;取gw=980N ;B一前轮轮距取B=1320 mm ;S 一前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为650 mm TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark69 o Current Document 1320 -6506M贝U Mv =(5924.1 -980户=1.656 10 N *mmMh =13554.5m335 = 1.19m106N mm制动力Pz还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T :T= Pz m rr N mm（4-

32、7）式中：rr 一轮胎 的滚动 半径取rr =635/2=317.5 mm贝U 有 T=3554.5 M317.5=1129000N mm图4-1给出了前梁在制动工况下的弯矩图及转矩图。前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力CTw （单位为M Pa）为：WvWh1.656 106304001.19 1068360二 196.92MPa(4-8)式中：Wv, Wh, T扭转应力为：见式（4-1 ）TJK / , - max1.129 1 0687.75MPa12866(4-9)式中：Wr-前梁在危险截面处的扭转截面系数，mm;crmax -前梁横断面的最大厚度，mm;Jk-前梁横截面的极惯性矩

33、，对工字型断面：Jk =0.4 % h03 mm4=3.956106 mm4（4-10）h-工字型断面矩形元素的长边长，mm;。-工字型断面矩形元素的短边长，mm;前梁应力的许用值【仃w】=340500MPa【” =150240MPa前梁可采用45,30 Cr ,40 Cr等中碳钢或中碳 合金钢 制造，硬度241285HB在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算17当汽车承受最大侧向力时无纵向力作用，左、右 前轮承受的地面垂向 反力Z1L和Z1R与侧向反力Y1L, Yr（此时Y1L , Y1R向右作用），各不相等，前轮的地面反力（单位都为N）分别为：G2hqZ-。仔)2B1806 9.8 _

34、2 800 0.6、(4-11)(1 ) u6692.8NG1Z1R =万(1-2hg 1Bi806 9.8 2 800 0.6、(1 ) =1204.6N21320(4 -12)、， G1 一Y1L =(122hg 1B1)1806 9.8 2 800 0.6、 (1 ) 0.6=4016.5N21320(4 -13)、， G1 -Y1R =(1 -22hg 1B1806 9.8 0 2 800 0.6、 (1 ) 0.6 = 772.76N21320(4-14)21320式中：hg -汽车质心高度取为800 mm ; g -车轮与地面附着系数取为0.6 ;B1-前轴轮距取为1320mm;G

35、1-满载时车厢分配给前桥的前轴载荷806Kg;侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用T1L =0.5G1T1R =0.5Gl-G1 ;(hg -rr)-S则 有：T1L =0.5 父806 M9.8+806 父9.8父 0.6(800 317.5)+650 = 7467.4N (4-15) T2R=0.5 806 9.8 -806 9.8 0.6(800 - 317.5广 650 = 431.4N (4-16)汽车侧滑时左右前轮轮毂内外轴承的径向力(单位为N)分别为S1L = :b% - abb Z1L = 233720 4016.5 一 2K0 6692.8 = 26543.8N(4-17)S

36、r=AY1r 捻乙口=招 772.6 泰 1204.6 = 6266N(4-18)S2L =*Y1l /Z1L =招 4016.5 号 6692.8 =33236.6N(4-19)S2R =MY1r -含乙口 =碧20 772.76-晟 1204.6 = 5061.5N(4 -20)公式中：rr -车轮的滚动半径；a- Sil, S1R至车轮中线的距离，mm ；b- S2L, S2R至车轮中线的距离，mm ；18求得乙l,Zir,Yil,Yr即可求得左右前轮轮毂内轴承对轮毂的径向支承 Sil,S|R和外轴承对轮毂的径向支承S2L, S2R ,这样就求出了轮毂轴承对轴轮 的径向支承反力。根据这些

37、力及前梁在钢板弹簧座处的垂向力T1L,T1R可绘 出前梁与轮轴在汽车侧滑时的垂向受力弯矩图(4-1 -2 ),汽车的最大弯矩 发生在侧滑方向一侧的主销孔处，另一处在钢板弹簧座处，可以按下式求 得：M i = YlG ZilIi = 4016.5父317.5 6692.8Ml15 = 0.5d06Nmm(4-21)M2/ = YRrr Z1Rl2 =772.6 317.5 1204.6 335 = 0.65 106Nmm(4-22)公式中：乙l,Zir-左右车轮承受地面的垂直反力，N;Yil,Yir-左右车轮承受侧滑的反力，N;向节在制动和侧滑工况下的应力计算如图5 2所示，转向节的危险断面在轴

38、径为d1的轮轴根部即III-III 剖面处。图4 2 转向节，主销及转向节衬套的计算用图、在制动工况下转向节应力计算III III 剖面处的轴径仅受垂向弯矩M v和水平方向的弯矩M h而不 受转矩，因制动力矩不经转向节的轮轴传递而直接由制动底板传给在转向 节上的安装平面。这时的M v , M h及III - III 剖面处的合成弯矩应力 外(MPa)为：19Mv=(Z1-gw) l3 =(5924.1 -980) 40 =197764Nmm(4-23)M h = Z1 : l3 =5924.1 0.6 40 = 142178.4Nmm(4-24)-136.35MPa (4-25)0.1d130

39、.1 503:Mh Mv2 Mh2,1977642 142178.42式中：d一转向节 的轮轴根部轴径取为50mm,1=40 mm , ，】=550 MPa , 得：仃w E &w】故50mm的轴颈满足要求。转向节采用30Cr , 40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度HRC241285 , 高频淬火后表面硬度HRC5765 ,硬化层深1.52.0mm。轮轴根部的圆角 液压处理。、在侧滑工况下转向节应力计算在侧滑时左、右转向节在危险断面iii iii 处的弯矩是不等的，可分 别下式求得：MLw=YLr -Z1Ll3r =4016.5父317.56692.8M40 = 1M106Nmm ( 4-26

40、 ) rrMRw3 =Z1Rl3+YRrr=1024.6x40+772.76x317.5 = 0.3M106Nmm (4-27 )ri左右转向节在危险截面处的弯曲应力为：WLml田-W-=80MpaWR0.3 1060.1 503二 24MPa(4-28 )(4-29 )kw】二500MPa,故左右转向节均满足要求；销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算在制动和侧滑工况下，在转向节上、下衬套的中心，即与轮轴中心线 相距分别为c , d的两点处，在侧向平面(图4 2(c) 和纵向平面(图4- 2(d) 内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。一、在制动工况下地面对前轮的垂向支承反力乙所引起的力矩

41、乙l1 ,由位于通过主销轴 线的侧向平面内并在转向节上下衬套中点处垂直地作用于主销的力Qmz所 形成的力偶矩Qmz ( c+d )所平衡(见图4- 2(b),故有20Qmz乙llc d5429.1 11570 70二4460N(4-30)式中 li 取 150 , c 取 70mm, d=70 mm ;制动力矩Pzi由位于纵向平面内并作用于主销的力Qmz所形成的力偶Qmz ( c+d )所平衡(见图4 2(c)。故有QmzPzrr5924.1 0.6 317.570 70= 8060.8N(4-31)而作用于主销的制动力Pz ,则由在转向节上下衬套中点处作用于主销的力Qzu,Qzl平衡(见图4

42、 - 2(c)，且有：QzuPzd3554.5 7070 70= 1777.3N(4-32)zlPzcc d3554.3 7070 70= 1777.3N(4-33)由转向桥的俯视图(图4- 2(d)的下图取l4 =80 ,l5=115)可知，制动时转向横拉杆的作用力N为：N=PzIil53 5545 1 1 5二 3554jN(4-34)力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为|4 ,如将N的着力点移至主销中心线与轮铀中心线的交点处.则需对主销作用一侧向力矩 N14 (见图4 2(b)。力矩NI4由位于侧向平面内并作用于主销的力偶矩所平Qmn ( c+d )衡，故有Qmnni4c d35

43、54.5 8070 70=2920N(4-35 )而力N则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力QNu , QN|所平衡，且QnuNd _ 3554.5 70cd- 70 70二 1777.5N(4-36 )NlNl _ 3554.5 80c d = 70 70= 2031N(4-37 )由图4 2(b)可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Qu和下衬套的中心作用于主销的合力、1分别为：21:.2 Z Z2 一(4-38 )(4-39 )Qu - QMZ QMN -QNu IIQMz -QTu=12500NQ1 = , QMZ . QMN . QNl ) - IQMz QTl =16600

44、N公式中：乙l,Zir-汽车左右前轮承受地面垂直反作用力，N;11 -车轮中心线到主销轴线的距离，mm;rr -轮胎的滚动半径，mm;Yil ,Yir -汽车左右前轮承受地面的侧向反力，N;由上两式可见，在汽车制动时，主销的最大载荷发生在转向节下衬套的中点处，其值为Q1 =16600N 。二、在侧滑工况下仅有在侧向平面内起作用的力和力矩，且作用于左右转向节主销的力Qmz是不相等的，它们可分别按下式求得：QMZLZ1Ll1 -Y1Lrr6692.8 335 -4016.5 317.5=6906 Nc d70 70(4-40 )QMZR_Zir1i 丫1cd1204.6 335 -772.76 3

45、17.570 70二 1130N(4-41 )取最大的作为主销的计算载荷Qj = Qi = 31708.2N，计算主销在前梁拳部下端面应力又和剪切应力is ：4Qj二 d。2。枭h=0 4 166003.14 242= 35.4MPa(4-42)(4-43)式中：d0 -主销直径取为24 mm ;h- 转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离，(见图4 2(a)取 h=21mm ;其中主销的许可弯曲应力w =440MPa ;许可剪切应力h=66MPa。主销采用20cr , 20CrNi , 20crMnTi 等低碳合金钢 制造，渗 碳淬火，渗碳层深 1.0 1.5mm , HRC56 62。转向

46、节衬套的挤压应力晨为：22_Qj1660080 24= 8.65MPa :二tc l=50MPa c(4-44)式中：l -衬套长为80mm;Qj -取 Qi ,Qmzl ,Qmzr 中取大值；d0 -主销直径；在静载荷下，上式的计算载荷取Qj-QmzZ1l15924.1 33511 =14175.5N Nc d 70 70(4-45)Qj14175.5ld080 24= 7.38MPa a=15MPa。c(4-46)向节推力轴承的计算对转向节推力轴承，取汽车以等速na = 40km / h ,沿半径R= 50m的圆 周行驶的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯，外轮即左前左轮的地面 垂向反力Z

47、1L增大。2乙l =1十(2bg)( a ),(4-47)2B1Rg将上述计算工况的有关数据代入上式，并设hg-= 0.5 ,则有：Z1L =1.2501 =0.625Gl,(4-48)B11L 21可近似地认为推力轴承的轴向载荷Fa等于上述前外轮的地面垂向外 力，即：Fa =0.625Gl =4936.7N。鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大及轴承滚轮使圆周破坏 带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量C0r = 42.8KN进行，且取当量 静载荷P0 =0.4Cr =17.12KN Fa,故此推力轴承满足要求。23第五章转向系统的设计计算向系主要性能参数转向器的效率功率Pl从转向轴输入

48、，经转向器输出所求得的效率称为正效率，用符 (Pl P2)(P3 P2)1 11 号”以示，P3;反之称为逆效率，用符号”-表示，-P3。其中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在齿条轴上的功率。为了保证 转向时驾驶员转动方向盘轻便，要求正效率高；为了保证汽车转向后转向 轮和转向盘能自动回正，又需要一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行 驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至方向盘时应尽可能小， 防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。转向器的正效率”+:影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结果特点、结构参数和 制造质量等。转向器类型、结构特点与效率 在前述的几种转向器中，齿 轮齿条式、

49、循环球式的正效率比较高。同一类型的转向器，因结构不同效 率也不一样。转向器逆效率“-：根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、和不可 逆式三种。齿轮齿条式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，它能保证转 向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行 驶的安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力能大部分传 至转向盘，造成驾驶员“打手”，使 之精神紧张；如 果长时间在不平路面上 行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。 5.1.2 传动比的变化特性24.转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。.力传动比与转向系角传动比的关系轮胎与

50、地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩M r之 间的关系Mr(5-1)式中，a为主销偏移距此处a=72 ,指从转向节主销轴线的延长线与支撑平面的交点至车轮中心平面与支撑平面交线间的距离。作用在方向盘上的手力为Fh为Fh -2MhDsw(5-2)M h为作用在方向盘上的力矩；Dsw为方向盘的直径。（5-1）、（5-2）代入ipip2FwFh后得到MrXDsw(5-3)有（5-3）知，当主销偏移矩a小时，力传动比i p应取大些才能保持转向 p参数的确定给定的主要计算参数轴距 L=2880mm轮距 前轮1320mm轮胎 6.00-20 D=635mm B=293mm最小转弯半径小于等于5

51、m选择主要转向参数25汽车在转向时需要有自动回正能力，这需要转向主销在汽车的纵向和 横向平面内各有一定的倾角。所以选定主销后倾角丫为2 30,主销内倾 角3为7,车轮外倾角a为1,前轮前束为10mm。转向盘由轮毂、轮缘和轮辐构成，方向盘的直径D有一系列尺寸(如表5-1 )表5-1 转向盘直径汽车类型方向盘直径D, mm轿车、小型客车、小载重量货车400中型大客车、中等载重量货车450、500大型客车、大载重量货车550可选择方向盘直径400mm , 转向轴是用双万向节，轴与万向节的连接 用花键来实现。车轮的左右最大转角确定为了避免在汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎的过快 磨损，要求

52、转向系统能保证汽车转向时所有车轮均做纯滚动，这就需要所 有车轮的轴线都交于一点才能实现。此轻型货车应满足转向时候最小转弯 半径小于5米，而理想的车轮转角a与3应满足理想关系式：(5-6):Kcot- =cot 一 + l式中a为车轮外转角，3为车轮内转角，K为两侧主销轴线与地面相交点 之间 的距离 (K=1320-2 父72 =1176mm ), 为 2880mm 。又因为理想情况下，最小转弯半径4所与外转向轮最大偏转角Umax的关系 1111nax为：minlSin 二 max(5-7)联立(5-6 )( 5-7 )式得到：%耿=35.17 , max =44.6826图5-1 理想内外轮转

53、角关系简图车轮的内外转向角度均大于35度，满足设计任务的要求。向梯形的选择设计图5-2 整体式转向梯形1-转向横拉杆2-转向梯形臂3-前轴转向梯形选择的是整体式后置梯形（如图5-2 ）,图视为两轴式时的图形，L为假想的轴线距离，即是上图的1, 丫为转向梯形的底角，S为两个梯形臂延长线与汽车中心线的交点与前轴的距离，一般为2/3 1.由公式cot 丫 =0.75 K(6-8 )27得转向梯形的底角 丫 =72.98 转向梯形臂的长度m,是参考现有汽车梯形臂长度与主销中心距 0 比 的统计数据后进行选择，一般范围是：m=(0.110.15)K=(129.36176.4)mm 。由于是轻型载重汽车，

54、固可取梯形臂长度m=150mm 。由图形可知，转向横拉杆的长度 跟K和丫有关，其关系式为：=K-2 x mx cos = =1088mm(5-9)则横拉杆长度为1088 mm。向梯形的优化转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中 心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。两轴汽车转向时，若忽略轮胎侧 偏影响，两转向前轴的延长线。转向梯形机构的优化问题是一个小型的约束非线性规划化问题，可用 符合形法来求解。优化设计程序如下：#include#includemath.h#define HUDU 3.1415926/180 main()int m1;int m;double r;dou

55、ble g;double fx=0;28double a;double b;double c;double d;double e;double f;double n;double r1;double min=100000;for(m=246;m=336;m+)for(r=69.5;r=90;r+=0.5)f or(g=1;g1)|fabs1f=1;if(g=10)fx+=1.5*fabs(r-asin(e)/c-acos(f)/c -1);else if(10gfx)if(n=0)min=fx;j=m;r1=r ;30）优化的结果为：转向梯形臂长m=149.72mm,转向梯形底角72 033

56、1环球式转向器的设计转向器（循环球式）的效为保证转向时驾驶员转动转向盘 车转向后转向轮和转向盘能自动回正 员在不平路面上的疲劳，防止打手，正效率的计算公式：二 tan 二 0tan（：0：）其中。0为螺杆的螺线导程角，选6。；为摩擦日率的轻便，要求正效率高；为了保证汽 ,又需要一定的逆效率；为减轻驾驶 又要求逆效率尽可能低。（5-10 ）I, =arctan?； ?为摩擦因数，选 0.04,则=2.29。数据代入（4-10 ）解得。十=72.1% 。逆效率的计算公式： 5.5.2二 tan.。- ：)一 tan 二 0=71.3%(5-11 )主要参数的选择主要参数参考汽车设计表7-1模数摇臂

57、轴直径螺杆外径钢球直径螺距工作圈数环流数m=4D=25D1=25d=6.350P=9.5251.5b=2螺母长度齿扇齿数齿扇整圈齿数齿扇压力角切肖1J角齿扇宽4651327.56.5B=2531螺杆、钢球和螺母传动副(5-12 )螺 母内径 D3 = D2 +8% D1 =27mm每个环路中钢球的数量为二 DWn 二d cos 0i=19(5-13 )其中Q0为螺杆的螺线导程角，选6接触角0是钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角，一般取45以使轴向力和径向力分配均匀。图5-3 螺杆，钢球，螺母传动副向盘转动空角，对应螺母移动距离s为：PPS 二(5-14 )(5与此同

58、时齿扇节圆转过的弧长等与s,相应摇臂轴转过Pp角，其关系：-15)中r为齿扇节圆半径。立（5-14)(5-15 )得手=Bp ，将于对以求导，得转向器角传动C1 r2 mZ2二 mZ一=17.142P(5-16 )32齿条、齿扇传动副设计循环球式转向器的齿扇为变厚齿扇，它的齿顶和齿根的轮廓是圆锥的 一部分，分度圆上的齿厚是变化的，所以此传动副的设计主要是变厚齿扇 的设计。一二工二里 2图5-4 变厚齿扇齿形计算简图将中间剖面1-1规定为基准剖面。由1-1剖面向右时，变位系数七为正， 向左则正变为零（0-0剖面），再变为负。在切削角一定的情况下，各剖面 的变位系数e取决于距基准剖面1-1的距离a

59、;、在0-0剖面处的齿形系数齿顶高系数：h* =0.8 ； 齿顶高 ha =mMha*=3.2mm ；( 5-17 )齿根高系数：hf =0.95 ； 齿根高 hf = (ha*+c*)m=3.8mm ；(5-18)顶隙系数：c*=0.25 ;全齿高 h= ha +hf =7mm( 5-19 )分度圆直径： d = mz=52mm( 5-20 )齿顶圆直径：da =d +2ha =58.4mmm;( 5-21 )齿根圆直径： d f = d - 2hf =44.4 mm:( 5-22 )变厚齿扇小端（3-3剖面）齿形系数：变位系数：X3 =btanr25 tan6.53m=-0.237(5-2

60、3 )齿顶圆直径：da3= dao + 2x3m = 56.504mm( 5-24 )齿根圆直径：df3 =da3 2Mh =42.504mm(5-25)1 3 a 3小端齿厚：Smin =(n/2+2，minMtan%)m=5.59mm(5-26 )33变厚齿扇大端（2-2剖面）处齿形系数:变位系数：x2 =常口 =舞丝=0.438。113 4(5-27 )齿顶圆直径：da2=dao + 2x?m = 61.904mm(5-28 )齿 根 圆 直(5-29 )大 端 齿 厚(5-30 )径 ： df2 =da2-2父 h = 47.904mmSmax =(二 / 2 2 . max tan