EQ1040轻卡前桥与转向系统的设计(机械CAD图纸)

精选资料可修改编辑摘要在整个世界汽车市场的需求和发展中，亚太地区将成为全球最大的汽车销售市场，其中以中国的汽车市场发展最为迅猛。2009年自度过全球金融海啸危机的寒冬后，欧美市场进入需求衰退期，中国汽车市场规模进入了迅猛高速发展期，产销量跃居世界第一。与此同时，中国卡车行业的年产销数量可谓世界前列，市场容量较大；中国卡车市场的高端需求正在崛起。据最新数据显示，2010年1-5月中国卡车行业生产整车近125万辆，同比增幅超过30%，尽管我国经济遭受金融危机的巨大冲击，但随着国家4万亿元扩大内需政策的实施及海外发展中国家市场的开拓，伴随着我国公路、铁路及其他基础建设项目的陆续开工，尤其是2009-2010年我国陆续出台的一系列促进汽车消费（如汽车下乡、以旧换新补贴政策）和汽车出口的相关政策，卡车行业已成为率先受益的行业。从卡车行业的发展趋势来看，2009年全国卡车市场需求总体加快，随着国家一系列宏观调控政策的逐步到位，2010年仍将呈现较好的发展态势。随着公路和铁路建设、现代物流业和节能减排工程以及民生工程的实施到位，必将为紧系国民经济建设的卡车产业带来新的发展机遇关键词：转向桥；转向器；载荷；强度；

ABSTRACTInthewholeworldcarmarketdemandanddeveloping,intheasia-pacificregionwillbecometheworld'slargestautosalesmarket,inwhichChina'sautomarketdevelopthemostrapidly.Since2009,spendthewinteringlobalfinancialtsunamicrisisaftertheEuropeanandAmericanmarketintorecession,China'sautomotivemarketdemandintorapidhigh-speeddevelopmentscaleandthedestinationsintheworldintermsoffirst.Meanwhile,Chinesetrucksinmanufacturingindustry,istheworldnumberisbigger;theforefrontofmarketcapacityChinatruckmarketdemandisrisinginthehigh-end.Accordingtothelatestfiguresshowthat20101-5monthsChinatruckindustryproductionnearly125millionvehicles,vehicleyear-on-yearrateofincreasemorethan30%,althoughourcountryeconomysuffersfinancialcrisis,butalongwiththehugeimpactnationalfourtrillionyuantoexpanddomesticdemandandtheimplementationofthepolicyofdevelopingcountriesoverseasmarketexploration,alongwithourcountryroads,railwaysandotherinfrastructureprojectsinsuccession,especiallythestartof2009-2010Chinahaspromulgatedaseriesofpromotingauto(suchascarwenttothecountry,tooldchangenewsubsidies)andautomotiveexportpoliciesthattruckindustryhasbecometheindustryfirstbenefit.Fromthedevelopmenttrendoftruckindustries,2009nationaltruckmarketdemand,ascountriesoverallspeedupaseriesofmacroeconomicregulationandcontrolpolicygraduallyinplace,2010willstillhasagoodmomentumofdevelopment.Alongwiththehighwayandrailwayconstruction,modernlogisticsindustryandenergyconservationandemissionreductionprojectsandminshengprojectimplementationinplace,willthenationaleconomicconstructionforatighttrucksofindustrywithanewdevelopmentopportunity可修改编辑目录摘要………………………ⅠAbstract…………………Ⅱ第1章绪论……………11.1前桥的概述…………21.2循环球转向器的概述………………51.3研究内容……………6第2章循环球式转向器的设计………52.1转向器结构形式选择………………72.2转向器结构设计……………………72.3车型的选取与技术参数分析………82.4转向系计算载荷的确定……………82.5各零件主要结构与参数确定………92.5.1螺杆、钢球、螺母传动副……………………92.5.2齿条、齿扇传动副……………112.5.3间隙调整装置的结构设计…………………132.6本章小结……………13第3章循环球式转向器零件强度计算……………143.1钢球与滚道间的接触应力………143.2螺杆在弯扭联合作用下的强度计算……………173.3本章小结…………18第4章转向桥设计……………………194.1结构参数选择……………………204.2转向桥结构形式…………………204.3选择前桥结构型式及参数………204.4前轮定位角.......................................................204.5本章小结.........................................................20第5章转向桥设计……………………215.1前轴强度计算……………………215.1.1前轴受力简图………………215.1.2前轴载荷计算………………215.2弯矩及扭矩计算…………………225.3本章小结…………30第6章转向节强度计算………………316.1截面系数计算……………………316.2弯矩计算…………316.3应力计算…………316.4转向节的材料、许用应力及强度校核……………326.5本章小结…………32第7章主销强度计算…………………337.1主销作用力计算…………………337.2计算载荷…………337.3弯矩计算…………357.4应力计算…………357.5本章小结…………36结论……………………37参考文献…………………38致谢……………………39附录……………………34可修改编辑

第1章绪论在整个世界汽车市场的需求和发展中，亚太地区将成为全球最大的汽车销售市场，其中以中国的汽车市场发展最为迅猛。2009年自度过全球金融海啸危机的寒冬后，欧美市场进入需求衰退期，中国汽车市场规模进入了迅猛高速发展期，产销量跃居世界第一。与此同时，中国卡车行业的年产销数量可谓世界前列，市场容量较大；中国卡车市场的高端需求正在崛起。据最新数据显示，2010年1-5月中国卡车行业生产整车近125万辆，同比增幅超过30%。尽管我国经济遭受金融危机的巨大冲击，但随着国家4万亿元扩大内需政策的实施及海外发展中国家市场的开拓，伴随着我国公路、铁路及其他基础建设项目的陆续开工，尤其是2009-2010年我国陆续出台的一系列促进汽车消费（如汽车下乡、以旧换新补贴政策）和汽车出口的相关政策，卡车行业已成为率先受益的行业。从卡车行业的发展趋势来看，2009年全国卡车市场需求总体加快，随着国家一系列宏观调控政策的逐步到位，2010年仍将呈现较好的发展态势。随着公路和铁路建设、现代物流业和节能减排工程以及民生工程的实施到位，必将为紧系国民经济建设的卡车产业带来新的发展机遇。随着中国卡车行业发展加快，卡车市场市场竞争日益激烈，众多国外汽车生产巨头都瞄准中国卡车市场“这块肥肉”，同时国内民营企业也纷纷加入卡车行业中来。从众多著名企业的发展历程中我们不难看出：谁能赢得市场先机，谁就能在卡车市场的激烈竞争中翘楚！市场环境一片大好形势下，商家不仅在价格上具有强烈的竞争，同时在卡车的制造工艺、技术要求和安全性也同样存在这比拼。正所谓：“领导时代，驾驭未来。”因此，品质与创新是卡车喊个的立足之本。中国改革开放以来，在农村实行家庭联产承包责任制的改革，使农村的经济空前的活跃。农村的货运量和人口的流动量急剧增加，加快运输机械化成为农村经济发展的迫切需要，正是这一市场的需要使具有中国特色的运输机械-小型载货汽车应运而生。它解决了农村运输的急需，填补了村际，乡际，城镇及城乡结合部运输网络的空白，活跃了农村经济，为农村富裕劳动力找了一条出路，从而使数以万计的农民走上了小康之路！小型载货汽车的竞争对手是轻型汽车。与轻型汽车相比，小型载货汽车有许多优点。入世后小型载货汽车没有受到多大冲击，因为它是中国特色的产业，符合国情，在国外几乎没人搞过。但是我们不能回避轻型汽车与小型载货汽车在市场的竞争，小型载货汽车利用比较底的生产成本和微利经营的生产方式并引进先进的汽车技术，坚持“三低一高”的特色，注重产品质量，使之与在汽车行业的竞争中得以提高。小型载货汽车制造工艺简单，价格便宜，四轮车价格在1～1.5万元/辆，购车农户一般半年左右即可收回10000元投资。另外，小型载货汽车的养路费为每月每吨70元，是汽车的30%，使用成本为同吨位汽车的1/3到1/2。公路快速建设也促进了小型载货汽车的发展。旧中国，全国公路仅13×104km，而到1997年底，已达1.226×106km，目前全国98%的乡和80%的村都通了公路，使得小型载货汽车有用武之地。因此，在近十几年里我国小型载货汽车得到快速发展。1980年全国小型载货汽车产销量不足万辆，1992年产销量达到113万辆，首次超过当年汽车产销量（106.2万辆）。1998年小型载货汽车产销量达到我们要开发的小型载货汽车要采用设计理念，多进行优化设计，使产品新颖化，品种多样化以适应多种需要。而在小型载货汽车的设计中，如何适应复杂的路况下保证汽车能快速平稳的行驶，就是一个很重的问题。前桥是汽车上一个重要的总成件，主要包括转向节、转向主销、前轴等零部件，由于在汽车的行驶过程中，前桥所处的工作环境恶劣，工况复杂，其承受的载荷也多为交变载荷，从而其零部件易出现疲劳裂纹甚至断裂现象。这就要求其在结构设计上必须有足够的强度、刚度和抗疲劳破坏的能力。因此就有了本课题的研究和设计。1.1前桥的概述前桥通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架（或承载式车身）与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。从动桥要承受和传递制动力矩。前桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。前桥按与之匹配的悬架结构不同可分为非断开式与断开式两种。图1-1非断开式前桥图1-2断开式前桥汽车在行驶过程中，经常需要改变行驶方向，即所谓转向，这就需有一套能够按照司机意志行使汽车转向的机构，它将司机转动方向盘的动作转变为车轮的偏转动作。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，前桥的主销在汽车的纵向和横向平面内具有一定的倾角。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个γ角，称为主销后倾角。在横向平面内，主销上部向内倾斜一个ß角，称为主销内倾角。主销后倾使主销轴线与路面的交点位于轮胎接地中心之前，该距离称为后倾拖距。当直线行驶的汽车的转向轮偶然受到外力作用而稍有偏转时，汽车就偏离直线行驶而有所转向，这时引起的离心力使路面对车轮作用着一阻碍其侧滑的侧向反力，使车轮产生绕主销旋转的回正力矩，从而保证了汽车具有较好的直线行驶稳定性。此力矩称稳定力矩。稳定力矩也不宜过大，否则在汽车转向时为了克服此稳定力矩需在方向盘上施加更大的力，导致方向盘沉重。后倾角通常在以内。现代轿车采用低压宽断面斜交轮胎，具有较大的弹性回正力矩，故主销后倾角就可以减小到接近于零，甚至为负值。但在采用子午线轮胎时，由于轮胎的拖距较小，则需选用较大的后倾角。主销内倾也是为了保证汽车直线行驶的稳定性并使转向轻便。主销内倾使主销轴线与路面的交点至车轮中心平面的距离即主销偏移距减小，从而可减小转向时需加在方向盘上的力，使转向轻便，同时也可减小转向轮传到方向盘上的冲击力。主销内倾使前轮转向时不仅有绕主销的转动，而且伴随有车轮轴及前横梁向上的移动，而当松开方向盘时，所储存的上升位能使转向轮自动回正，保证汽车作直线行驶。内倾角一般为；主销偏移距一般为30～40mm。轻型客车、轻型货车及装有动力转向的汽车可选择较大的主销内倾角及后倾角，以提高其转向车轮的自动回正性能。但内倾角也不宜过大，即主销偏移距不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏转时，随着滚动将伴随着沿路面的滑动，从而增加轮胎与路面间的摩擦阻力，使转向变得很沉重。为了克服因左、右前轮制动力不等而导致汽车制动时跑偏，近年来出现主销偏移距为负值的汽车。前轮定位除上述主销后倾角、主销内倾角外，还有车轮外倾角及前束，共4项参数。车轮外倾指转向轮在安装时，其轮胎中心平面不是垂直于地面，而是向外倾斜一个角度，称为车轮外倾角。此角约为，一般为左右。它可以避免汽车重载时车轮产生负外倾即内倾，同时也与拱形路而相适应。由于车轮外倾使轮胎接地点向内缩，缩小了主销偏移距，从而使转向轻便并改善了制动时的方向稳定性。前束的作用是为了消除汽车在行驶中因车轮外倾导致的车轮前端向外张开的不利影响(具有外倾角的车轮在滚动时犹如滚锥，因此当汽车向前行驶时，左右两前轮的前端会向外张开)，为此在车轮安装时，可使汽车两前轮的中心平面不平行，且左右轮前面轮缘间的距离A小于后面轮缘间的距离B，以使车轮在每一瞬时的滚动方向是向着正前方。前束即(B-A)，一般汽车约为3～5mm，可通过改变转向横拉杆的长度来调整。设定前束的名义值时，应考虑转向梯形中的弹性和间隙等因素。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，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(3～5km/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。汽车转向系是保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶中，保证各转向轮之间有协调的转角关系。保证汽车在行驶中能按驾驶员的操纵要求，适时地改变行驶方向，并能在受到路面干扰偏离行驶方向时，与行驶系配合，共同保持汽车稳定地直线行驶。转向系和前桥对汽车行驶的操纵性、稳定性和安全性都具有重要的意义。1.汽车转向系统的分类与组成机械转向系统:（1）以驾驶员体力为转向能源，所有传力件是机械零件。（2）主要由转向操纵机构、转向器、转向传动机构组成。2.动力转向系统:（1）驾驶员体力（小部分）和发动机动力（大部分)为转向能源。（2）组成：在机械转向系统的基础上增加转向加力装置。1.2循环球式转向器概述转向器是转向系的减速传动装置，一般有1~2级减速传动副。它可按传动副的形式分类。目前在汽车上广泛采用的有齿轮齿条式、循环球——齿条齿扇式、循环球——曲柄销式和蜗杆指销式等几种结构形式[1]。其中，循环球——齿条齿扇式转向器是目前国内外汽车上较为流行的一种结构形式，其有两级传动副：第一级为螺杆、钢球和螺母传动副，第二级是螺母上的齿条与摇臂轴上的齿扇传动副。其中，转向螺杆的轴颈支承在两个角接触球轴承上。轴承紧度可用间隙调整装置调整。转向螺母外侧的下平面上加工成齿条，与齿扇轴（即摇臂轴）上的齿扇啮合。可见转向螺母既是第一级传动副的从动件，也是第二级传动副（齿条齿扇传动副）的主动件（齿条）。通过转向盘和转向轴转动转向螺杆时，转向螺母不能转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。为了减少转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，二者之间的螺纹以沿螺旋槽滚动的许多钢球代之，以实现滑动摩擦变为滚动摩擦。转向螺杆和螺母上都加工出断面轮廓为两段不同心圆弧组成的近似半圆的螺旋槽。两者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面的螺旋管状通道。螺母侧面有两对通孔，可将钢球从此孔塞入螺旋形通道内。两根U形钢球导管的两端插入螺母侧面的两对通孔中。导管内也装满了钢球。这样，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”。转向螺杆转动时，通过钢球将力传给转向螺母，螺母沿轴向移动。同时，在螺杆与螺母两者和钢球间的摩擦力偶作用下，所有钢球便在螺旋管状通道内滚动，形成“球流”。钢球在管状通道内绕行一定圈数后，流出螺母而进入导管的一端，再由导管另一端流回螺旋管状通道。故在转向器工作时，两列钢球只是在各自的封闭流道内循环，而不致脱出。与齿条相啮合的齿扇，其齿厚是在分度圆上沿齿扇轴线按线性关系变化的，故为变厚齿扇。只要使齿扇轴相对于齿条作轴向移动，即能调整两者的啮合间隙。调整螺栓旋装在侧盖上。齿扇轴内有切槽，调整螺栓的圆柱形端头即嵌入此切槽中。将调整螺栓旋入，则啮合间隙减小，反之则啮合间隙增大。循环球式转向器的正传动效率高（可达90~95%），故操纵轻便；螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加工，故耐磨性好、寿命长。但其逆效率也很高，容易将路面冲击力传到转向盘。不过对于前轴载荷质量不大而又经常在平坦路面上行驶的各类汽车而言，这一缺点影响不大。因此，循环球式转向器已广泛应用于高级轿车和轻型及以上的客车、货车汽车上。1.3研究内容设计的主要内容包括：（1）前桥的结构形式选择（2）转向器结构形式及选择（3）前桥主要零件工作应力的计算（4）转向系的设计及参数确定（5）循环球式转向器的设计与计算（6）利用CAD画装配图、零件图。第2章循环球式转向器设计2.1转向器结构形式选择循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。循环球式转向器的优点是：在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到75%~85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行。循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于商用车上。2.2转向器结构设计循环球式转向器的结构如图2-1所示。10876543912108765439121-间隙调整装置;2-下端盖;3-角接触球轴承;4-转向螺杆;5-转向螺母;6-钢球;7-齿扇;8-转向器壳体;9-转向柱管总成;8-转向轴图2-1循环球式转向器示意图2.3车型的选取与技术参数分析设计该转向器时以EQ1040型轻型载货汽车为例，其影响转向器设计的技术参数有：轴荷分配：前轴空载时轴荷为918㎏，满载时为1193㎏，最大总质量（包括全部乘员）为3890㎏。转向器角传动比为20.42，方向盘直径为420㎜。如图2-2所示，=84.4㎜，=86.45㎜，=123.0㎜，=69.4㎜。1-转向摇臂;2,4-转向纵拉杆及横拉杆;3-转向节臂;5-转向梯形臂图2-2转向系简图2.4转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的因素的主要因素有转向轴的负荷，路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算这些力是困难的，为此推荐用足够精确度的半径经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩MR=(f/3)*((G1)*(G1)*(G1)/p)（N·㎜），即（2.1）式中，——轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7； ——转向轴负荷，N；——轮胎气压，MPa，查《汽车工程设计手册》=0.67MPa。即 N·㎜作用在转向盘上的手力为 (2.2)式中，——转向摇臂长，㎜；——转向节臂长，㎜；——转向盘直径，㎜；——转向器角传动比；B，D-钢球与滚道接触点；B，D-钢球与滚道接触点；-转向纵拉杆及横拉杆-滚道截面的圆弧半径图2-3螺杆与螺母的螺旋滚道截面即 2.5各零件主要结构与参数确定2.5.1螺杆、钢球、螺母传动副根据该车型前桥负荷及汽车的装载质量的不同参考《机械设计手册》选取，得齿扇㎜。根据齿扇的模数，参照《汽车设计》，得钢球中心距为30或32㎜，螺杆与螺母的螺距为10㎜或9.525㎜，螺杆外径㎜。由《机械设计手册》滚动螺旋传动的公称直径㎜，螺距=10㎜；根据常用外循环滚动螺旋副的尺寸系列及其承载能力，得螺纹升角。螺杆螺旋滚道的内径,外径,以及螺母的尺寸（见图2-3）,在确定钢球中心距后可由下式确定: (2.3)式中, ——钢球中心距，㎜； ——螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径，㎜； ——滚道截面圆弧中心相对于钢球中心的偏移距，㎜，（2.4） ——钢球直径，㎜； ——钢球与滚道的接触角，通常取； ——滚道截面的深度，可取 (2.5) ㎜，取㎜； 则将=32㎜，㎜，㎜，㎜代入上式中，得㎜，㎜，㎜，㎜，㎜。螺杆——钢球——螺母传动副与通常的螺杆——螺母传动副的区别在于前者是经过滚动的钢球将力由螺杆传至螺母，变滑动摩擦为滚动摩擦。螺杆和螺母上的相互对应的螺旋槽构成钢球的螺旋滚道。转向时转向盘经转向轴转动螺杆，使钢球沿螺母上的滚道循环地滚动。为了形成螺母上的循环轨道，在螺母上与其齿条相反的一侧表面（上表面）需钻孔与螺母的螺旋滚道打通以形成一个环路滚道的两个导孔，并分别插入钢球导管的两端导管。钢球导管是由钢板冲压成具有半圆截面的滚道，然后对接成导管，并经氰化处理使之耐磨。插入螺母螺旋滚道两个导孔的钢球的两个导管的中心线应与螺母螺旋滚道的中心线相切。螺杆与螺母的螺旋滚道为单头（单螺旋线）的，且具有不变的螺距，=10㎜，螺线导程角约为6°~11°。转向盘与转向器左置，转向螺杆为左旋。钢球的数量影响转向器的承载能力，增多钢球使承载能力增大，但也使钢球的流动性变差，从而要降低传动效率。经验表明在每个环路中以不大于60为好。钢球数目（不包括钢球导管中的）可由下式确定： (2.6)式中, ——钢球中心距，㎜； ——一个环环路中的钢球工作圈数，为了使载荷在各钢球间分布均匀，一般W=1.5~2.5，当转向器的钢球工作圈数需大于2.5时，则应采用两个独立的环路；取W=1.5； ——钢球直径，㎜； ——螺线导程角，°。则螺线导程角可由下式确定：(2.7)式中：——螺杆与螺母滚道的螺距，㎜；——钢球中心距，㎜。即6°2.5.2齿条、齿扇传动副由齿扇模数㎜，根据《汽车设计》得齿条齿扇传动副主要参数如表2-1所示：表2-1齿条齿扇传动副主要参数模数齿扇齿数齿扇整圆齿数齿扇宽螺母长度齿扇压力角切削角摇臂轴外径5.0513326227°7°30′35图2-4变厚齿扇的齿形计算用图图2-4变厚齿扇的齿形计算用图由机械原理知，圆柱齿轮不发生根切的最少齿数[7]： (2-8)式中，——齿扇端剖面齿条形刀具齿齿高系数，取=1。即不发生根切的最小端面变位系数：(2.9)通常取齿扇宽度的中间位置A-A作基准截面。由该截面至大端（截面B-B）时，各截面处的变位系数ξ均取正，向小端（C-C）时，变位系数ξ由正变为零（截面O-O）再变为负值。设截面O-O至截面A-A的距离为,则 (2.10)式中：——在截面A-A处的原始齿形变位系数；——模数，㎜；——切削角，°。则因为齿扇宽=32，截面C-C的变位系数。则截面A-A的截面变位系数为： 同理，截面O-O距截面C-C的距离 ㎜最大截面变位系数 得 因此，截面B-B变位系数 ：因此,变厚齿扇基准截面（A-A）处的齿形参数选择与计算如表2-2所示： 2.5.3间隙调整装置的结构设计间隙调整装置的结构如图2-5所示:1-齿扇；2-侧盖；3-滚针轴承；4-调整块；5-调整螺栓；6-调整螺母图2-5间隙调整装置示意图随着工作时间的增长，转向螺母和齿扇的磨损也变得严重，为了使转向螺母和齿扇能够正常工作，因此需要设计间隙调整装置。调整螺钉旋装在侧盖上，齿扇轴内侧端部有切槽，调整螺钉的圆柱形端头即嵌入此切槽中。将调整螺钉旋入，则啮合间隙减小，反之则啮合间隙增大。2.6本章小结本章主要明确了转向器设计的总体方案，确定了转向器结构形式。通过对车型的选取与技术参数的分析来确定转向系载荷及各零件主要结构与参数。第3章循环球式转向器零件强度计算3.1钢球与滚道间的接触应力钢球与滚道间的接触应力为 (3.1)式中，——系数，根据A/B查《汽车设计》求得，其中A/B用下式计算： (3.2) 查表16-5得K=128； ——螺杆外径,㎜； ——螺杆与螺母滚道截面的圆弧半径,㎜； ——钢球直径,㎜； ——材料弹性模量，MPa； ——每个钢球与螺杆滚道之间的正压力,N；N (3.3) ——转向盘圆周力,N； ——转向盘轮缘半径,㎜； ——螺杆螺线导程角,°； ——钢球与滚道间的接触角,°； ——参与工作的钢球数； ——钢球接触点至螺杆中心线之间的距离,㎜，㎜ (3.4)则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3000~3500MPa，所以满足条件。为了满足上述接触强度的要求，钢球的工作总圈数应达到 (3.5)式中，——一圈滚道中的钢球数； (3.6)式中， ——螺距,㎜； ——钢球中心距,㎜； ——螺线导程角,°； ——钢球中心距,㎜；即 ——需要的工作钢球总数； (3.7) ——作用在齿条和齿扇的齿上的力，N； (3.8) ——转向摇臂轴上的力矩，㎜； ——齿扇的啮合半径，㎜；转向摇臂轴上的力矩如下：在实际中常取转向传动机构的力传动比计算转向摇臂轴上的力矩 (3.9)式中, ——转向传动机构的效率，一般取0.85~0.9；转向传动机构的力传动比为(3.10) ㎜齿扇的啮合半径计算如下：由循环球式转向系的结构关系可知：当转向盘转动角时，转向螺母及其齿条的移动量应为 (3.11)式中，——螺杆或螺母的螺距,㎜。这时，齿扇转过角。设齿扇的啮合半径为，则角所对应的啮合圆弧长应等于，即 (3.12)且循环球转向器角传动比为 (3.13)由式(3-11)、(3-12)、(3-13)可求得循环球式转向器齿扇的啮合半径为齿扇的啮合半径 32.5㎜ (3.14)综上 取3.2螺杆在弯扭联合作用下的强度计算螺杆处于复杂的应力状态在其危险断面上作用着弯矩和扭矩，其弯矩和转矩分别为 (3.15) (3.16)式中，——齿条、齿扇啮合节点至螺杆中心的距离，； ——螺杆两支承轴承间的距离，； ——啮合角，°； ——钢球中心距，°； ——螺线导程角，°； ——滚动摩擦系数，=0.008~0.010； ——钢球与滚道的接触角,°。则 这时，螺杆的当量应力[9]为(3.17)式中，，，——螺杆按其内径计算的横断面积、弯曲截面系数和扭转截面系数。 ——许用应力，N； (3.18) ——螺材料的屈服极限，MPa。由于 (3.19) (3.20) (3.21)得 根据螺杆的工作条件，其选用的材料为。具有很高的渗氮性能和力学性能，良好的耐热性、高的疲劳强度及良好的抗过热性等特性，因此常应用于制造高疲劳强度、高耐磨性，热处理后尺寸精度、强度较高的各种尺寸的渗氮零件，如：气缸套、底盖、活塞螺栓、精密磨床主轴、搪杆、精密丝杆和齿轮、蜗杆、高压阀门、阀杆等。查《机械设计实用手册》零件材料的牌号及力学性能得的屈服极限MPa，因此取 得 所以，螺杆在弯扭联合作用下满足强度条件。3.3本章小结这一章重点在于对钢球与滚道间的接触应力的计算，通过对螺杆在弯扭联合作用下的强度计算，从而确定螺杆工作条件。第4章转向桥设计转向桥是利用转向节使车轮偏转一定的角度以实现汽车的转向，同时还承受和传递汽车与车架及车架之间的垂直载荷、纵向力和侧向力以及这些力形成的力矩。转向桥通常位于汽车的前部，因此也常称为前桥。各类汽车的转向桥结构基本相同，主要有前轴（梁）、转向节、主销和轮毂(1)前轴：由中碳钢锻造，采用抗弯性较好的工字形断面。为了提高抗扭强度，接近两端略呈方形。前轴中部下凹使发动机的位置得以降低，进而降低汽车质心，扩展驾驶员视野，减小传动轴与变速器输出轴之间的夹角。下凹部分的两端制有带通孔的加宽平面，用以安装钢板弹簧。前轴两端向上翘起，各有一个呈拳形的加粗部分，并制有通孔。(2)主销：即插入前轴的主销孔内。为防止主销在孔内转动，用带有螺纹的楔形销将其固定。(3)转向节：转向节上的两耳制有销孔，销孔套装在主销伸出的两端头，使转向节连同前轮可以绕主销偏转，实现汽车转向。为了限制前轮最大偏转角，在前轴两端还制有最大转向角限位凸块(或安装限位螺钉)。转向节的两个销孔，要求有较高的同心度，以保证主销的安装精度和转向灵活。为了减少磨损，在销孔内压入青铜或尼龙衬套。衬套上开有润滑油槽，由安装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑。为使转向灵活轻便，还在转向节下耳的上方与前轴之间装有推力轴承11；在转向节上耳与前轴之间，装有调整垫片8，用以调整轴向间隙。左转向节的上耳装有与转向节臂9制成一体的凸缘，在下耳上装有与转向节下臂制成一体的凸缘。两凸缘上均制有一矩形键与左转向节上、下耳处的键槽相配合，转向节即通过矩形键及带有键形套的双头螺栓与转向节上下臂连接。(4)轮毂：轮毂通过内外两个滚锥轴承套装在转向节轴颈上。轴承的松紧度可以由调整螺母调整，调好后的轮毂应能正、反方向自由转动而无明显的摆动。然后用锁紧垫圈锁紧。在锁紧垫圈外端还装有止推垫圈和锁紧螺母，拧紧后应把止推垫圈弯曲包住锁紧螺母或用开口销锁住，以防自行松动。轮毂外端装有冲压的金属端盖，防止泥水或尘土浸入。轮毂内侧装有油封(有的油封装在转向节轴颈的根部)，有的还装有挡油盘。一旦油封失效，则外面的挡油盘仍可防止润滑脂进入制动器内。4.1结构参数选择EQ1040型汽车总布置整车参数如表4-1表4-1EQ1040型汽车总布置整车参数4.2转向桥结构形式本前桥采用非断开式转向桥4.3选择前桥结构型式及参数（1）前轴结构形式：工字形断面加叉形转向节主销固定在前轴两端的拳部里。（2）转向节结构型式：整体锻造式。（3）主销结构型式:圆柱实心主销。（4）转向节止推轴承结构形式：止推滚柱轴承。（5）主销轴承结构形式：滚针轴承（6）轮毂轴承结构形式：单列向心球轴承4.4本章小结本章叙述了转向桥的结构形式，对其结构参数进行分析，结构参数的选择。确定了前桥梁的结构形式为“工”字形式的梁。从而确定了前轮的定位角。第5章转向桥强度计算5.1前轴强度计算5.1.1前轴受力简图如图所示：图5-1汽车向左侧滑时前轴受力图5.1.2前轴载荷计算ⅰ）紧急制动工汽车紧急制动时，纵向力制动力达到最大值，因质量重新分配，而使前轴上的垂直载荷增大，对后轮接地点取矩得取路面附着糸数Ф=0.7制动时前轴轴载千质量重新分配分配糸数m1===1.63垂直反作用力：Z1l=Z1r==16891.6N横向反作用力：X1l=X1r=Ф=11824.1Nⅱ）侧滑汽车侧滑时，因横向力的作用，汽车前桥左右车轮上的垂直载荷发生转移。（1）确定侧向滑移附着糸数：在侧滑的临界状态，横向反作用力等于离心力F离，并达到最大值F离=,Ymax=G1Ф′,为保证不横向翻车，须使V滑<V翻，则有：，所以<，得到<=0.747，取=0.65（2）对车轮接地点取矩垂直反作用力：Z==19360.5NZ=1346.5N横向反作用力：Y1l=12584.3NY1r=875.2Nⅲ）越过不平路面汽国越过不平路面时，因路面不平引起垂直动载荷，至使垂直反作用力达到最大值取动载荷糸数=2.5N载荷计算结果列表，如下表5-1：5.2弯矩及扭矩计算①选择下述四个部位计版式其断面的弯矩、扭矩Ⅰ-Ⅰ断面位于钢板弹簧座内侧，属于前轴中部最弱部位。此断面内弯矩最大（钢板弹簧座可视为梁的固定端），故两钢板弹簧之间这段梁可不考虑受扭）Ⅱ-Ⅱ断面位于钢板弹簧座外侧附近，此断面内就弯矩最大，而扭矩最小Ⅲ-Ⅲ断面处的弯矩，扭矩均较大Ⅳ-Ⅳ断面位于梁端，此断面内扭矩最大，而弯矩最小各断面的计算参数见表5-2表5-2断面的计算参数表5-2-1各断面弯扭矩计算②各断面弯扭矩计算见图5-2-1ⅰ）紧急制动垂直面内弯矩M′=Z1li水平面内弯矩M〝=Xli上式中Li对应与Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ、Ⅲ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅳ断面分别带入L1、L2、L3、L4钢板弹簧外侧扭矩Mn=X上式中hi对应与Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ、Ⅲ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅳ断面分别带入h1、h2、h3、0。ⅱ）侧滑左侧各断面垂直面内弯矩=Z1l-Y1l(rr-hi)上式中Li,hi带入值与紧急制动时一致ⅲ）越过不平路面垂直面内弯矩Mˊ=Z1ˊLi式中Li带入与上面计算中一致弯扭矩计算结果如下表表5-3弯扭矩计算结果(4)断面糸数计算<A>A工字形断面前轴断面简图本汽车前轴简化为换算断面形状后如图5-4所示图5-4前轴简化图b)计算断面糸数i)Ⅰ-Ⅰ断面如图5-4所示①垂直面内抗弯断面糸数=37003.48N.mm②水平面内抗弯断面糸数ⅱ）Ⅱ--Ⅱ断面换算断面简图如图5-5图5-5II—II断面计算简图垂直面内抗弯断面系数Ⅱ--Ⅱ断面为上，下翼缘不等长的工字形断面。计算其垂直面内抗弯断面系数的关系是确定出形心轴坐标。形心轴Xc-Xc的坐标：==30.796该断面对形心轴的惯性矩：上翼面的抗弯断面系数：下翼面的抗弯断面系数：③水平面内抗弯断面系数：iii)Ⅲ-Ⅲ断面III-III断面计算简图如图5-6图5-6III-III断面计算简图1）垂直面内，水平面内的抗弯断面系数：2）抗扭断面系数：iv)Ⅳ-Ⅳ断面1）垂直面内，水平面内抗弯断面系数：2）抗扭断面系数：v)各断面尺寸参数见表5-7：表5-7各断面尺寸参数vi)断面系数计算结果如下表表5-8断面系数计算结果（5）应力计算a)计算公式i)汽车紧急制动时垂直面内弯曲应力水平面内弯曲应力合成应力扭转应力：在矩形长边中点上的扭转应力在矩形短边中点上的扭转应力工字形断面中所产生的最大应力和最大扭转应力是作用在梁断面上的不同点处。对于上翼面长边中点，其相当应力：ii)汽车侧滑时垂直面弯曲应力iii)汽车越过不平路面时垂直面弯曲应力应力值计算结果列表：5-9（6）EQ1040前轴材料的许用应力材料：30Cr调质硬度：HB241—281：800—937许用应力：表5-9应力值计算结果5.3本章小结本章主要是对转向桥强度计算，对紧急制动，侧滑，越过不平路面进行分析，从而进行前周载荷计算。以及在上述三种情况下，对弯矩及扭矩的计算。剖析前梁的内部结构，对断面在各种情况下进行计算分析。第6章转向节强度计算6.1截面系数计算取轮毂内轴承根部处指轴为计算断面作用力、、按表1-1取值。6.2弯矩计算弯矩在三种条件下进行计算：A紧急制动时B侧滑时C超越不平路面时计算用参数EQ1040，，6.3应力计算A）紧急制动时B）侧滑时C）超越不平路面时弯矩、应力计算结果见列表6-1表6-1弯矩、应力计算结果6.4转向节的材料、许用应力及强度校核材料EQ104040Gr许用应力查YB6-71：6.5本章小结本章对截面系数计算，弯矩计算，应力计算，确定了转向节强度，材料及许用应力。第7章主销强度计算7.1主销作用力计算简图图7-1主销作用力计算简图主销受力见计算参数表7-2表7-2主销受力参数7.2计算载荷计算时，忽略主销倾角的影响，并假定力的作用点位于主销衬套中点。A）、、按表1取值B）汽车紧急制动时力在主销的支承反力和。主销受到和u的作用，力u由下式求得：力在主销的两个支承上反作用力和力u在主销的两个支承上反作用力和由制动力矩的作用，在主销的两个支撑上产生反作用力和C)汽车侧滑时左主销上支承的反作用力左主销下支承的反作用力右主销上支承的反作用力右主销下支承的反作用力D）汽车越过不平路面时动载荷在主销上、下支承上产生的作用反力和。7.3弯矩计算在紧急制动和侧滑时，主销下支承的反作用力为最大，在越过不平路面时，因主销下端的作用力臂大于上端，所以只需要计算主销下支承处的弯矩（图15）汽车紧急制动时=1816786.99N.mm汽车侧滑时=1248525.04N.mm汽车越过不平路面时=2650.72N.mm（5）抗弯断面系数、剪切面积和主销衬套挤压面积的计算A)主销抗弯断面系数：=2650.72mm3B)主销剪切面积：=706.86mm2C)主销衬套挤压面积：=1200mm2D:主销外径，d：主销内径7.4应力计算分别计算各工况下的弯曲应力、剪切应力、挤压应力如下表表7-3弯曲应力