GD1091型商用车转向系、前桥设计说明书

指导教师： 数 5 设计 26 1这些年，伴随国家的快速发展，特别是城市的现代化建设，我国的轻中型货车江淮、福田等几家企业基本平摊了国内轻中货车的市场。国内各个乡镇，货车已经开始普遍得到农民百姓的购买支持。大量农民开始更换质优、精致、载货量合适的但与国民经济发展和世界先进水平相比，还是有着相当大的差距摆在企业面前。前桥设计之而来得到人们的日益重视，汽车车桥的设计在汽车设计中也得到进一步要求。按悬架分，汽车的前桥有整体式前桥和断开式前桥两种。质心的高度.又叫做非断开式前桥，为本次设计所采用。2.1前桥的基本参数车轮前束取B-A=2~4mm；2.2前桥的结构无缝钢管的中间部分和模锻成型的端部拳形部分，组成了前桥的主要部分。整体锻造式被转向节的结构所运用，制造钢用40Cr，HRC57~65为高频淬火后的表面.5mm，心部硬度采用HB241~285。v1w221w2M=pl=Zl=1mhr212212T=Pr=G1mp.rrr21r1.5mm，表面硬度为HRC56~62。2.3前桥主要零件的设计与计算梁应力计算当汽车制动时，前梁得到前轮承受的制动力P和垂向力Z，从而承受一定的转r1(2-1)G(2-1)Z=1m1211系数可选择为1.4~1.7。1P=Zr1 由Z和P对前梁引起的垂向弯矩M和水平方向的弯矩M在两弹簧座之1rvhws—前梁上两弹簧座中心间的距离，本设计取s=840mm；制动力p还使前梁在主销孔至弹簧座之间承受转矩T：r 2-3) 2-4) 2-5)rwMM=v+hvhvTTT(JK6)Tmax (2-7)TTmaxmaxJ—前梁横断面的极惯性矩，对工字形断面：KJJh2-8)KK6—工字形断面矩形的短边长，本设计取6=22mm；www2.3.2转向节的设计与计算图1转向节结构示意图4转向节承受的垂直载荷，以汽车前轮突然落进凹坑为最大，这时的载荷系数对b122M=nGb=2.04802080b122M=Mmaxb转向节轴径M3841600==Mb=3841600=558.09M＜[]=600MP根据结构可知a＞b，所以内侧轴承受力较大，则可选用内侧轴承：30209GBTGBT7)。系设计的分析汽车转向系统可按转向能源的不同分为机械式转向系统和动力转向系统。机械式转向系统转向时需要驾驶员耗费较大的体力，所以低低速转弯时，觉得方向比较沉，发动机也比较费力气。而动力转向系统是兼用驾驶员体力和发动机(电动机)系统。在正常情况下，汽车转向所需的能量只有一小部分由驾驶员提供，而大部分能量由发动机(电动机)通过转向加力装置提供。但在转向加力装置失效时，一般还应当能驾驶员独立承担驾驶转向任务。动力转向系统性能不高是主因。3.2转向系统的发展现状的转向系统也得到了相应的发展，基本已形成了专业化、系列化生产的局面。有资料显示，国外有很多国家的转向器厂，都已发展成大规模生产的专业厂，年产超过百万台，垄断了转向器的生产，并且销售点遍布了全世界。1)悬架导向装置和转向传动机构结合的运转操作应该呼应从而使得车轮产生的摆动最小。2)转向盘在运行状态下不应有摆动且转向轮不应有自振现象。3)转向轮具有自动回正能力。4)汽车拐弯驾驶时，所有车轮须围绕瞬时转向中心进行旋转。5)转向灵敏，最小转弯直径小。6)操纵轻便。7)转向轮传给转向盘的反冲力要尽可能小。8)一致的变化应该得到响应在汽车行驶方向与转向盘转动方向之间。转向器传动副的传动间隙、力传动比、转向器的效率、转向盘的总转动圈数是主要参数。4.1转向器的效率(1)正效率n6=wi=win=tana0(4-1)+tan(a+p)0a0中a取9º；p为摩擦角，导程角必须大于摩擦角；f0为摩擦因数取0.04，0p=arctanf，故p=2.29º，得n==81%+tan(90+2.290)(2)逆效率n_(4-2)(4-2)n=tan(a一p)0=tan(90一2.290)=74.2%一tanatan9004.2转向系传动比变化特性(1)转向系的传动比w手力F之比，称为力传动比。hi=2F/F(4-3)pwh转向系的角传动比i，是转向盘角速度与同侧转向节偏转角速度的比，w0wkw0k i又由转向器角传动比i和转向传动机构角传动比i所组成，即i=ii。w0w0转向传动机构角传动比i可用转向节臂长l比上转向摇臂长l来表示，即217,li=p必2，根据实验数据可得l与l的比值大约在0.85—1.1,ll21k1对货车，转向器的角传动比i在16~32范围内选取，本设计取i=24。(2)力传动比与转向系角传动比的关系施加在转向节上的阻力矩M，和轮胎、地面之间产生的阻力F之间在当汽车rwMF=F=rwa驾驶员施加在转向盘上的力F可用下式表示：h2MF=hhDhswsw将式F和F代入i后得到：whpMDi=rswpMah如果忽略摩擦所示，根据能量守恒原理，则有2Mr=i；Mw0hiDi=w0sp2awswp2604.3转向器的传动副传动间隙 传动间隙是指传动副(比如转向器的齿条和齿扇，循环球式)之间间隙在各种转向器中。转向器传动副的传动间隙特性，即为该间隙随转向盘转角差异而改变的8变化关系。与转向器的使用寿命和直线行驶的稳定性相关，是探索该特性的意义所直线行驶时，转向器传动副若存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，就能在间隙的范围内，允许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定性。为防止这种情况出现，要求传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时，要极小，最好传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。在中间附近位9转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图3。采用柔性万转向轴的作用是把转向盘和转向器连接起来，它是传递转向力矩的轴。转向管柱套在转向轴的外面，是安装转向盘的支柱。为了容易操作，转向轴一般要求装成35度~50度左右，但根据要求，有些汽算按转向系设计要求，选用35号钢做转向轴材料。加在转向盘上的最大力为200N，转向盘直径是340mm。则转向扭矩为：TT＝Fr＝200×340＝68000N.mmmax(5-1)(5-1)查得35号钢的许用剪应力值为：d=3max=29.12mmMT=n=27.2Mpa260Mpa符合强度条件。maxWp5.2转向器的设计与校验2.1转向系载荷的确定现代汽车载重逐渐增加，而出于道路条件的限制，要保证行驶安全，转向系的各零件应有足够的强度。一般情况下，主要有轮胎气压，路面阻力和转向轴的负荷随着我国公路发展，汽车大多在沥青或者混凝土路面上行驶。汽车所受转向阻fG3fGM= M=pR3pG为转向轴负荷(N)；1PMpa本设计中，轮胎气压p取0.39Mpa；GN；代入式(7-9)得：G3==30.G3==30.73M1p0.39p0.392LMF=1RhLDin2sw+ L—转向节臂长；2L—转向节臂长；21+sw1，故L=L=150mm；转向盘直径为2式(5-3)得到：hLDin380240.81确定计算载荷F后，即可计算转向系零件的强度。h转向器的形式选择指销式四种结构。由于设计车辆为商用车，且整备质量为6T,最大总质量15T,综合各方面因素选择循环球式转向器。循环球式转向器有齿条齿扇式和曲柄销式两种结构。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者螺杆—钢球—螺母传动副的设计数齿齿扇模数m乘用车排量/ml前桥负荷前桥负荷商用用车(1)钢球中心距D、螺杆外径D和螺母内径D2如图所示，螺杆外径D、螺母内径D和钢球内径d对确定钢球中心距的大小2138mm区域内改变。螺母内径D应大于D，一般要求D-D=(5%~10%)D。2121134mm，D-D=8%D，所以螺母内径为37mm。21(2)钢球直径d及数量n为DWDWn=DWDW (5-4)0程角，常取a=50~80，故cosa1；0得:W=2.5(3)滚道截面球与滚道有四点接触，传动轴间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。为了减少摩擦，螺杆与螺母沟槽半径R应大于钢球半径d/2,一般取R=(0.51~0.53)d，22本设计取R=0.52d=4.16mm2(4)接触角压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角称为接触角9，9角取为450。(5)螺距P和螺旋线导程角a0(5-5)(5-5)线导程角a=4.95o0(6)导管内径d钢球使其在内部流动的直径，d=de，式中，导管内径与1导管中心的距离增大，并使流动阻力增大架诙。推荐e=0.4~0.8mm，导管壁厚取1个原始齿形位移系数逐渐变化的圆柱齿轮形成。变厚齿扇的分度圆上的齿厚是变化 a，则其值为 0(5-6)(5-6)011m模数000 0齿顶高系数x=1.0,径向间隙系数c*=0.21齿顶高h=x*m=1.06.0=6.0mm；a1齿根高h=c+h=1.2+6.0=7.2mm；fa全齿高h=h+h=6.0+7.2=13.2mm；af分度圆直径d=mz=84mm；0齿顶圆直径d=d+2h=96mm。螺杆轴的设计计算及主要零件的校核材料选择螺杆轴用20CrMnTi钢制造，热处理钢球滚道处渗碳层深度在0.8~1.2mm，表C结构设计向螺杆轴上，为使汽车转向螺杆轴中心与转向万向节的中心能保持高度一致，二者的连接采用渐开线花键连接；为减少螺杆和螺母之间的摩擦，提高传动效率，在螺所示：轴的设计计算材料的选择渗碳层深度在0.8~1.2mm。表面硬度为58~63HRC。摇臂轴结构设计轴伸出壳体的部分制成锥形渐开线花键，并使用螺母紧固，这样可以保证转向摇臂能紧紧压靠在轴上，使之联接紧固、无缝隙、工作可靠，花键的加工工艺与齿轮相同；由于齿扇和齿条在工作时存在摩擦力，工作一段时间后会产生间隙，为使摇臂轴的设计校核(1)渐开线花键的计算寸、使用要求和工作条件，确定其类型、尺数为内花键大径D=m(Z+1.2)=0.8(36+1.2)=29.76mm；ei外花键大径D=m(Z+0.8)=0.8(36+0.8)=29.44mm；外花键小径D=m(Z-1.2)=0.8(36-1.2)=27.84mm。(2)渐开线花键的校核计算是m的工作高度h=0.8m=0.64mm；g花键齿的工作长度l=25mm；g=2Mp0ZhlD (5-7)ggm[](5-8)[](5-8)5.2.6转向系零件强度校核钢球与滚道间的接触应力Q2(Rr)2j21(5-9) 211F—钢球与螺杆之间的正压力，即3FF=20 (5-11)380 F=F2=106486.6=3775.7N3ncoscos940cos4.340cos4500由公式(5-9)和(5-10)可得AB0.03，查《汽车设计》p237表7-3，可得K=1.6由公式(5-8)可得：(Rr)22(Rr)22当钢球与滚道的接触表面的硬度为HRC58~64时，许用接触应力[]可取为jj齿的弯曲应力w(5-12)(5-12)h—齿扇的齿高，本设计选取h=14.3mm；B—齿扇的齿宽，本设计选取B=30mm；ssmm；代入式(7-15)得：许用弯曲应力[]=540Mpa；w显然[]，符合要求。ww螺杆和螺母为了满足设计要求而采用20GrMnTi钢制造，对于前轴负载不大的汽5.3转向传动机构的强度计算5.3.1球头销的设计与校核(1)球头销主要参数的选择与确定也可以绕平行于水平面的轴线转动,这样可以保证转向横拉杆和转向节臂在水平面的相对转动也可以在垂直平面的相对转动。参照《汽车设计》中球头销球头直径的推荐数据，由总体设计中货车的前轴负(2)球头销接触强度的校核通过零件工作环境可以分析出：为了应对接触强度校核，使转动摩擦生成球头接触应力：(5-13)=F/A(5-13)j此F就是以上二力的合力，经过计算得出F≈1575N。球面承载部分的投影面积d4拉杆设计与校核(1)横拉杆结构设计与材料选取转向横拉杆由横拉杆体和横拉杆接头组成，横拉杆接头通过球头销与左右转向节臂连接。两接头通过螺纹与横拉杆体连接，接头螺纹与横拉杆体连接，接头螺纹部分有切口，具有弹性。横拉杆体旋装到接头上后，用螺栓通过冲压制成的卡箍将横拉杆夹紧。横拉杆两端的螺纹一端左旋，一端右旋。因此，在旋松卡箍上的螺栓缝钢管制造的横拉杆且钢管不需做弯曲变形。(2)横拉杆刚度校核公式n=P/PcrP为横拉杆的临界压力；crcrL2 -15)将相关数植代入n=P/P中得,n≈31.58.查阅相关资料得知规定的安全系数crstst.n=1.5~2.5,即n>stst.5.3.3转向摇臂锥形三角细花键与转向摇臂轴的外端连接成为转向摇臂的大端，带球头销是小为58—63HRC。震器的设计6.1减振器的原理和构造现代汽车中，减振器是必不可少的，它在汽车悬架系统中充当阻尼原件，可以加速衰减车架和车身的振动，改善人们驾驶汽车的轻便性。汽车悬架系统中大多采当路面凹凸不平汽车发生振动时，车架与车桥上下来回运动，缸筒的活塞内也作往复运动，油液在上下孔腔内来回流动。油液与孔壁间由于摩擦所产生的热被壳使得振动迅速衰减。根据产生减振作用的行程数，减振器可分为单向作用式和双向作用式。本设计采用6.2减振器设计计算6.2.1减振器阻尼系数6的确定理论上减振器的阻尼系数6=2m，其中悬架系统固有振动频率sO=ccms 6.2.2最大卸荷力F0的确定为了保障乘坐的舒适度，车轮在受到振动时必须降低地面传来的反馈力，卸荷xnx(5-3)xx2已知伸张行程时的阻尼系数6为6根2=3457，在伸张行程的最大卸荷力s30sx04F(5-4)(5-4)D==21mm；贮油筒直径D=(1.35~1.50)D=27~30mm，本设计选取D=30mm；cccLminLS=350mm；LmaxLS40=590mm；贮油直径Dc吊环直径0的设计汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴延长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。前后轮之间的侧偏角大小会影响这个点所处的位置。设θ、θ分为内、外转向车轮转角，L为汽车i0绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系：ctg9ctg9=K0iL0i9=f(9)=arcctg(ctg9K)i00L图9转向梯形结构简图yi(k)2+12kcos(y+9)