587 輕型載重貨車設計(轉向系及前橋設計)（有cad圖）,587,輕型載重貨車設計(轉向系及前橋設計)（有cad圖）,輕型,載重,貨車,設計,轉向,前橋,cad 輕型載重貨車設計(轉向系及前橋設計) 摘 要 在本次畢業(yè)設計中，是關于輕型載貨汽車的前橋及轉向系統(tǒng)的設計。本著力爭性能可靠，價優(yōu)，易造的設計構想，同時也主要參照拖廠的同類車型，努力去改造，去創(chuàng)新。 轉向從動橋是通過懸架和車相連，兩側安裝著從動車輪，用以傳遞車架與車輪之間的各種力和力矩。汽車的轉向系是利用轉向節(jié)使車輪可以偏轉一定角度以實現(xiàn)汽車的轉向。汽車的轉向系是用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構，在行駛中起到重要作用。主要可分為機械轉向系，動力轉向系和電動轉向系。其中電動轉向系是未來汽車轉向系的發(fā)展方向。 綜合各種因素，本次設計采用采用轉向梯形機構布置在前軸之后的整體式車橋和采用了正效率很高，操縱方便且使用壽命長的機械式循環(huán)球式轉向器。本次設計包括對轉向從動橋結構形式的選擇，主要是計算前軸、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承、轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的應力校核。還包括轉向器的結構選擇及其設計計算并對轉向梯形進行優(yōu)化設計。設計中水平有限，但希望能設計出一輛經(jīng)濟實用的輕型載貨汽車。 關鍵詞：運輸車，前橋，主銷，轉向軸 I THE DESIGNS OF THE STEERING SYSTEM AND FRONT AXLE IN OWN UNLOAD AGRICULTURE TRUCK TO TRANSPORT OF KD1080 ABSTRACT In this graduated designs, my assignment is the light truck’s front axle and steering system. I shall try my best to design my assignment,I want the light truck’s capacity is secure 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 innovate 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 enables 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 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 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 to design a economical and practical agricultural light truck. KEY WORDS: transporter, the front axle, king pin, steering shaft II 主要符號表 量的名稱 量的符號 單位 汽車前軸靜載荷 N 汽車質心高度 mm 轉向阻力矩 Mr N.mm 接觸應力 σ MPa 前輪承受的制動力 N 前輪承受的垂直力 N 垂向彎矩 N.mm 水平彎矩 N.mm 車輪所受的重力 N 前輪輪距 B mm 兩鋼板彈簧座中心距 S mm 轉矩 T N.mm 輪胎的滾動半徑 mm 地面垂向反力 Z N 地面?zhèn)认蚍戳? Y N 力偶矩 Q N.mm 軸承的軸向載荷 N 軸承靜承載容量 KN 軸承當量靜載荷 KN 轉向軸輸入功率 Kw 轉向器中的摩擦功率 Kw 效率 導程角 rad 附著系數(shù) 目錄 前言 3 第一章 概述 3 第二章 從動橋的方案確定 6 §2.1 從動橋總體方案確定 6 第三章 轉向系的方案確定 8 §3.1 轉向系整體方案確定 8 §3.2 轉向器結構形式及選擇 8 §3.3 循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 9 第四章 從動橋的設計計算 11 §4.1從動橋主要零件尺寸的確定 11 §4.2 從動橋主要零件工作應力的計算 11 §4.3 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算 13 §4.4 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算 15 §4.5 主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算 16 §4.6轉向節(jié)推力軸承的計算 19 第五章 轉向系統(tǒng)的設計計算 20 §5.1 轉向系主要性能參數(shù) 20 §5.1.1轉向器的效率 20 §5.1.2傳動比的變化特性 20 §5.2 主要參數(shù)的確定 21 §5.2.1 給定的主要計算參數(shù) 21 §5.2.2 選擇主要轉向參數(shù) 21 §5.2.3 車輪的左右最大轉角確定 22 §5.3 轉向梯形的選擇設計 23 §5.4 轉向梯形的優(yōu)化 24 §5.5 循環(huán)球式轉向器的設計 27 §5.5.1 轉向器（循環(huán)球式）的效率 27 §5.5.2 主要參數(shù)的選擇 27 §5.5.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副 28 §5.5.4 齒條、齒扇傳動副設計 29 §5.6 轉向系主要性能參數(shù)確定 30 §5.6.1 轉向系的角傳動比 30 §5.5.2 轉向盤旋轉圈數(shù)n 30 §5.6 循環(huán)球式轉向器零件強度的校核 31 §5.6.1鋼球與滾道間的接觸應力 31 §5.6.2齒的彎曲應力 32 §5.7 轉向系其他元件的選擇及材料的確定 32 第六章 轉向系主要零件的強度計算 34 §6.1 計算載荷的確定 34 §6.2 主要零件的強度計算 34 總 結 35 致 謝 37 參考文獻 38 ] 前言 在目前金融危機的大環(huán)境下，伴隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，輕型貨運汽車在國民生產(chǎn)中扮演著更重要的角色。 輕型載貨汽車各個領域得到了廣泛應用，對于它的設計是依據(jù)以往理論知識及實踐經(jīng)驗，在滿足其功用的前提下來進行的。轉向系統(tǒng)是用來保持或改變汽車行駛方向的機構，它在整體設計中亦有其重要地位，對轉向時車輪正確運動和汽車的安全行駛有重大影響，這就要求其工作可靠、操縱輕便。 在目前的設計和使用方面，轉向系統(tǒng)由機械式和動力式兩類，由于動力式轉向系統(tǒng)能減輕駕駛員的負擔，而且操作方便，所以到廣泛使用。機械式轉向系統(tǒng)由于造價低廉，而且能夠滿足輕型貨車等一大部分汽車的轉向需要，固也得到了廣泛的使用。機械式轉向系由操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成，其重點是轉向器和傳動機構的設計。現(xiàn)今國內(nèi)輕型汽車多才用整體式循環(huán)球式轉向器，整體式后置梯形。 本畢業(yè)設計說明書，主要講述了前橋前懸和轉向系統(tǒng)的選擇設計和方案分析。對前橋前懸和轉向系統(tǒng)的分類和工作原理進行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計；對于轉向系統(tǒng)的重要組成部分轉向器和轉向傳動機構進行分析設計，選擇合適的機構和零件。第一章 概述 從動橋通過懸架與車架相聯(lián)，兩側安裝著從動車輪，用以在車架與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。從動橋還要承受和傳遞制動力矩。 根據(jù)從動車輪能否轉向，從動橋分為轉向橋與非轉向橋。一般汽車多以前橋為轉向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉向。多軸汽車除前輪轉向外，根據(jù)對機動性的要求，有時采用兩根以上的轉向橋直至全輪轉向。 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅動的布置形式，故其前橋為轉向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅動，越野汽車均為全輪驅動，故它們的前橋既是轉向橋又是驅動橋，稱為轉向驅動橋。 從動橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式從動橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉向橋時，則其兩端經(jīng)轉向主銷與轉向節(jié)相聯(lián)。斷開式從動橋與獨立懸架相匹配。 為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉向輕便性及汽車轉向后使前輪具有自動回正的性能，轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而內(nèi)都有一定傾角。在縱向平面內(nèi)，主銷上部向后傾斜一個角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內(nèi)，主銷上部向內(nèi)傾斜一個β角，稱為主銷內(nèi)傾角。還有車輪外傾角及前束。 在汽車的設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止可能引起的轉向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉向輪繞主銷不斷擺動的現(xiàn)象，它將破壞汽車的正常行駛。轉向車輪的擺振有自激振動與受迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側向變形中的遲滯特性的影響，使系統(tǒng)在一個振動周期中路面作用于輪胎的力對系統(tǒng)作正功，即外界對系統(tǒng)輸入能量。如果后者的值大于系統(tǒng)內(nèi)阻尼消耗的能量，則系統(tǒng)將作增幅振動直至能量達到動平衡狀態(tài)。這時系統(tǒng)將在某一振幅下持續(xù)振動，形成擺振。其振動頻率大致接近系統(tǒng)的固有頻率而與車輪轉速并不一致，且會在較寬的車速范圍內(nèi)發(fā)生。通常在低速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于自攝振動型。當轉向車輪及轉向系統(tǒng)受到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡、端面跳動、輪胎的幾何和機械特性不均勻以及運動學上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期性的擾動。在擾動力周期性的持續(xù)作用下，便會發(fā)生受迫振動。當擾動的激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時便發(fā)生共振。其特點是轉向輪擺振頻率與車輪轉速一致，而且一般都有明顯的共振車速，共振范圍較窄(3～5km/h)。通常在高速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于受迫振動型。 轉向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結構設計的原因和制造方面的因素．如車輪失衡、輪胎的機械特性、系統(tǒng)的剛度與阻尼、轉向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調整方面的影響，如前橋轉向系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)間的間隙(影響系統(tǒng)的剛度)和摩擦系數(shù)(影響阻尼)等。合理地選擇這些有關參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側向剛度，在轉向拉桿系中設置橫向減震器以增加阻尼等，都是控制前輪擺振發(fā)生的一些有效措施。 第二章 從動橋的方案確定 §2.1 從動橋總體方案確定 轉向從動橋的主要零件有前梁，轉向節(jié)，主銷，注銷上下軸承及轉向節(jié)襯套，轉向節(jié)推力軸承，輪轂等。 轉向前橋有斷開式和非斷開式兩種。斷開式前橋與獨立懸架相配合，結構比較復雜但性能比較好，多用于轎車等以載人為主的高級車輛。非斷開式又稱整體式，它與非獨立懸架配合。它的結構簡單，承載能力大，這種形式再現(xiàn)在汽車上得到廣泛應用。因此本次設計就采用了非斷開式從動橋。 作為主要零件的前梁是用中碳鋼或中碳合金鋼的，其兩端各有一呈拳形的加粗部分為安裝主銷的前梁拳部；為提高其抗彎強度，其較長的中間部分采用工字形斷面并相對兩端向下偏移一定距離，以降低發(fā)動機從而降低傳動系的安裝位置以及傳動軸萬向節(jié)的夾角。為提高其抗扭強度，兩端與拳部相接的部分采用方形斷面，而靠近兩端使拳部與中間部分相聯(lián)接的向下彎曲部分則采用兩種斷面逐漸過渡的形狀。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬文承面。 轉向節(jié)用中碳合金鋼模級成整體式結構。轉向節(jié)通過主銷與前梁的拳部相連，使前輪可以繞主銷偏轉一定的角度使汽車轉向。為減小磨損，轉向節(jié)銷孔內(nèi)設計時壓入青銅襯套，襯套上的潤滑油槽在上面端部是切通的，用裝在轉向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑，為使轉向輕便，在轉向節(jié)和前梁拳部設有圓錐推力滾子軸承。 主銷的幾種結構型式如圖2-1所示，本次設計用(a)。 （a） (b) (c) (d) 圖2-1主銷結構形式 （a）圓柱實心型 (b) 圓柱空心型 (c) 上，下端為直徑不等的圓柱，中間為錐體的主銷 (d)下部圓柱比上部細的主銷 車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承支撐在轉向節(jié)外端的軸頸上，軸承的松緊度可通過調整螺母進行調整。輪轂外端用沖壓的金屬外罩罩住。輪轂內(nèi)側有油封，以防潤滑油進入制動器內(nèi)。  第三章 轉向系的方案確定 §3.1 轉向系整體方案確定 用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構即稱作汽車的轉向系。 轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系和動力轉向系兩大類。在現(xiàn)代汽車結構中，常用機械式轉向系。機械式轉向系依靠駕駛員的手力轉動方向盤，經(jīng)過轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車裝有防傷機構和轉向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動力轉向機構，并借助此機構來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。 本次設計采用機械式轉向器。 對轉向系的主要要求有： 一、操縱輕便。本次設計針對輕型載貨貨車，要求方向盤最大手力不超過360N,方向盤的回轉圈數(shù)要少。 二、工作安全可靠。 三、在轉向后，方向盤有自動回正能力，能保持汽車有穩(wěn)定的直線行駛能力。 四、在前輪受到?jīng)_擊時，轉向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。 五、應盡量減小轉向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調整，除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉向盤在中間式的自由行程應當保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉向盤相對導向輪偏轉角的靈敏度。 §3. 2轉向器結構形式及選擇 根據(jù)轉向器所用傳動副的不同，轉向器有多種。常見的有循環(huán)球式球面蝸桿蝸輪式、蝸桿曲柄銷式和齒輪齒條式等。 轉向器的結構形式，決定了其效率特性以及對角傳動比變化特性的要求。選用那種效率特性的轉向器應有汽車用途來決定，并和轉向系方案有關。經(jīng)常行駛在好路面上的轎車和市內(nèi)用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉向器。 效率高、工作可靠、平穩(wěn)，蝸桿和螺母上的螺旋槽在淬火后經(jīng)過磨削加工，所以耐磨且壽命較長。齒扇和齒條嚙合間隙的調整工作容易進行。和其它形式轉向器比較，其結構復雜，對主要零件加工精度要求較高。 蝸桿曲柄銷式轉向器角傳動比的變化特性和嚙合間隙特性變化受限制，不能完全滿足設計者的意圖。 齒輪齒條式轉向器的結構簡單，因此制造容易，成本低，正、逆效率都高。為了防止和緩和反向沖擊傳給方向盤，必須選擇較大的傳動比，或裝有吸振裝置的減振器。 本設計采用循環(huán)球式轉向器。 §3.3 循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 循環(huán)球式轉向器中一般有兩級傳動副。第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副。 轉向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。軸承緊度可用調整墊片調整。轉向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內(nèi)的齒扇部分相嚙合。通過轉向盤轉動轉向螺桿時，轉向螺母不轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。為了減小轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦，其間裝有小鋼球以實現(xiàn)滾動摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面輪廓的螺旋管狀通道。轉向螺母外有兩根導管，兩端分別插入螺母的一對通孔。導管內(nèi)裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內(nèi)的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。轉向器工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內(nèi)循環(huán)，而不脫出。 轉向螺母上的齒條式傾斜的，因此與之嚙合的齒應當是分度圓上的齒厚沿齒扇軸線按線性關系變化的變厚齒扇。因為循環(huán)球轉向器的正傳動效率很高，操作輕便，使用壽命長。經(jīng)常用于各種汽車。 綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。 第四章 從動橋的設計計算 §4.1從動橋主要零件尺寸的確定 轉向從動橋采用工字形斷面的前梁，可保證其質量最小而在垂向平面內(nèi)的剛度大，強度高。工字形斷面尺寸的推薦值，見圖5-1，圖中虛線繪出的是其當量斷面。該斷面的垂向彎曲截面系數(shù)和水平彎曲截面系數(shù)（單位為）可近似取為 (4-1) 式中 a----工字形斷面的中部尺寸,a=11.5mm; 由經(jīng)驗公式： (4-2) 式中 m---作用于前梁上的簧上質量,m=806kg； l---車輪中線至板簧中線的距離,l=335mm。 §4.2 從動橋主要零件工作應力的計算 主要是計算前梁、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承(即轉向節(jié)襯套)、轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角，車輪外傾角均為零，而左右轉向節(jié)軸線重合且與主銷軸線位于同一側向垂直平面內(nèi)。如下所示： 圖 4—1轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖 1-制動工況下的彎矩圖 2-側滑工況下的彎矩圖 制動工況下的前梁應力計算： 制動時前輪承受的制動力和垂直力傳給前梁，使前梁承受彎矩和轉矩?？紤]到制動時汽車質量向前，轉向橋轉移，則前輪所承受的地面垂直反力為： (4-3) 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N； ——汽車制動時對前橋的質量轉移系數(shù)，對轎車和載貨汽車的前橋可取1.5；質量分配給前橋35%； = 前輪所承受的制動力： (4-4) 式中：——輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.6； =5942.10.6=3554.5N 由于和對前梁引起的垂向彎矩和水平方向的彎矩在兩鋼板彈簧座之間達最大值，分別為： (4-5) N·mm (4-6) 式中：—見圖4—1，取=335 mm —車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取=980N； —前輪輪距取 B=1320 mm； S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為650 mm 則 N·mm 制動力還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T： T= N·mm (4-7) 式中：—輪胎的滾動半徑取=635/2=317.5 mm 則有 T=3554.5317.5=1129000N·mm 圖4-1給出了前梁在制動工況下的彎矩圖及轉矩圖。 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力（單位為M Pa）為： MPa (4-8) 式中: ，，T ——見式（4-1） 扭轉應力為： MPa (4-9) 式中：-- 前梁在危險截面處的扭轉截面系數(shù)，mm; --前梁橫斷面的最大厚度，mm; --前梁橫截面的極慣性矩，對工字型斷面： =0.4=3.956 (4-10) h--工字型斷面矩形元素的長邊長，mm; --工字型斷面矩形元素的短邊長，mm; 前梁應力的許用值【】=340~500MPa 【】=150~240MPa 前梁可采用45,30,40等中碳鋼或中碳合金鋼制造，硬度241~285HB §4.3 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算 當汽車承受最大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力和 與側向反力，(此時，向右作用),各不相等，前輪的地面反力(單位都為N)分別為： (4-11) (4-12) (4-13) (4-14) 式中：--汽車質心高度取為800 mm； --車輪與地面附著系數(shù)取為0.6； --前軸輪距取為1320mm; --滿載時車廂分配給前橋的前軸載荷 806Kg; 側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂直作用 則有 ：(4-15) (4-16) 汽車側滑時左右前輪輪轂內(nèi)外軸承的徑向力（單位為N）分別為 (4-17) (4-18) (4-19) (4-20) 公式中：--車輪的滾動半徑； a--至車輪中線的距離,mm； b--至車輪中線的距離,mm； 求得即可求得左右前輪輪轂內(nèi)軸承對輪轂的徑向支承和外軸承對輪轂的徑向支承，這樣就求出了輪轂軸承對軸輪的徑向支承反力。根據(jù)這些力及前梁在鋼板彈簧座處的垂向力可繪出前梁與輪軸在汽車側滑時的垂向受力彎矩圖（4-1-2），汽車的最大彎矩發(fā)生在側滑方向一側的主銷孔處，另一處在鋼板彈簧座處，可以按下式求得： = (4-21) = (4-22) 公式中：--左右車輪承受地面的垂直反力，N； --左右車輪承受側滑的反力，N; §4.4 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算 如圖5—2所示，轉向節(jié)的危險斷面在軸徑為的輪軸根部即III-III剖面處。 圖4—2 轉向節(jié)，主銷及轉向節(jié)襯套的計算用圖 §4.4.1、在制動工況下轉向節(jié)應力計算 III—III剖面處的軸徑僅受垂向彎矩和水平方向的彎矩而不受轉矩，因制動力矩不經(jīng)轉向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板傳給在轉向節(jié)上的安裝平面。這時的，及III—III剖面處的合成彎矩應力（MPa）為： (4-23) (4-24) =(4-25) 式中：—轉向節(jié)的輪軸根部軸徑取為50mm，=40 mm，=550 MPa， 得： 故50mm的軸頸滿足要求。 轉向節(jié)采用30Cr，40Cr等中碳合金鋼制造，心部硬度HRC241～285，高頻淬火后表面硬度HRC57～65，硬化層深1.5～2.0mm。輪軸根部的圓角液壓處理。 §4.4.2、在側滑工況下轉向節(jié)應力計算 在側滑時左、右轉向節(jié)在危險斷面III—III處的彎矩是不等的，可分別下式求得： （4-26） （4-27） 左右轉向節(jié)在危險截面處的彎曲應力為： （4-28） （4-29） =500MPa,故左右轉向節(jié)均滿足要求； §4.5 主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算 在制動和側滑工況下，在轉向節(jié)上、下襯套的中心，即與輪軸中心線相距分別為c，d的兩點處，在側向平面(圖4—2(c))和縱向平面(圖4—2(d))內(nèi)，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。 一、在制動工況下 地面對前輪的垂向支承反力所引起的力矩，由位于通過主銷軸線的側向平面內(nèi)并在轉向節(jié)上下襯套中點處垂直地作用于主銷的力所形成的力偶矩（c+d）所平衡(見圖4—2(b))，故有 (4-30) 式中取150，c取70mm，d=70 mm； 制動力矩由位于縱向平面內(nèi)并作用于主銷的力所形成的力偶 （c+d）所平衡(見圖4—2(c))。故有 (4-31) 而作用于主銷的制動力，則由在轉向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，平衡(見圖4—2(c))，且有： (4-32) (4-33) 由轉向橋的俯視圖(圖4—2(d)的下圖 取=80，=115)可知，制動時轉向橫拉桿的作用力N為： N= (4-34) 力N位于側向平面內(nèi)且與輪軸中心線的垂直距離為，如將N的著力點移至主銷中心線與輪鈾中心線的交點處．則需對主銷作用一側向力矩N (見圖4—2(b))。力矩N由位于側向平面內(nèi)并作用于主銷的力偶矩所平（c+d）衡，故有 （4-35） 而力N則內(nèi)存整向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，所平衡，且有：= （4-36） = （4-37） 由圖4—2(b)可知，在轉向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力和下襯套的中心作用于主銷的合力分別為： =12500N （4-38） =16600N （4-39） 公式中：--汽車左右前輪承受地面垂直反作用力，N； --車輪中心線到主銷軸線的距離，mm; --輪胎的滾動半徑，mm; --汽車左右前輪承受地面的側向反力，N； 由上兩式可見，在汽車制動時，主銷的最大載荷發(fā)生在轉向節(jié)下襯套的中點處，其值為=16600N。 二、在側滑工況下 僅有在側向平面內(nèi)起作用的力和力矩，且作用于左右轉向節(jié)主銷的力是不相等的，它們可分別按下式求得： （4-40） （4-41） 取最大的作為主銷的計算載荷，計算主銷在前梁拳部下端面應力和剪切應力： (4-42) ； (4-43) 式中：--主銷直徑取為24 mm； h--轉向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離，（見圖4—2(a)）取h=21mm； 其中主銷的許可彎曲應力=440MPa；許可剪切應力=66MPa。 主銷采用20cr，20CrNi，20crMnTi等低碳合金鋼制造，滲碳淬火，滲碳層深1.0～1.5mm，HRC56～62。 轉向節(jié)襯套的擠壓應力為： (4-44) 式中：--襯套長為80mm； --取中最大值； --主銷直徑； 在靜載荷下，上式的計算載荷取 N (4-45) 。 (4-46) §4.6轉向節(jié)推力軸承的計算 對轉向節(jié)推力軸承，取汽車以等速＝40km／h，沿半徑R＝50m的圓周行駛的工況作為計算工況。如果汽車向右轉彎，外輪即左前左輪的地面垂向反力增大。 ， (4-47) 將上述計算工況的有關數(shù)據(jù)代入上式，并設 ＝0.5，則有： ， (4-48) 可近似地認為推力軸承的軸向載荷等于上述前外輪的地面垂向外力，即: 。 鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大及軸承滾輪使圓周破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量進行，且取當量靜載荷 》，故此推力軸承滿足要求。 第五章 轉向系統(tǒng)的設計計算 §5.1 轉向系主要性能參數(shù) §5.1.1轉向器的效率 功率從轉向軸輸入，經(jīng)轉向器輸出所求得的效率稱為正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示，。 其中，為轉向器中的摩擦功率；為作用在齒條軸上的功率。為了保證轉向時駕駛員轉動方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動回正，又需要一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至方向盤時應盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。 轉向器的正效率： 影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結果特點、結構參數(shù)和制造質量等。轉向器類型、結構特點與效率 在前述的幾種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式的正效率比較高。同一類型的轉向器，因結構不同效率也不一樣。 轉向器逆效率： 根據(jù)逆效率大小的不同，轉向器又分為可逆式、極限可逆式、和不可逆式三種。 齒輪齒條式轉向器屬于可逆式轉向器，其逆效率相當高，它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛的安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神緊張；如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。 §5.1.2傳動比的變化特性 1. 轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。 2. 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 輪胎與地面之間的轉向阻力和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩之間的關系 (5-1) 式中，a為主銷偏移距此處a=72，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點至車輪中心平面與支撐平面交線間的距離。作用在方向盤上的手力為為 (5-2) 式中，為作用在方向盤上的力矩；為方向盤的直徑。 將式(5-1)、 (5-2)代入后得到 (5-3) 有 (5-3)知，當主銷偏移矩a小時，力傳動比應取大些才能保持轉向輕便。 §5.2 主要參數(shù)的確定 §5.2.1 給定的主要計算參數(shù) 軸距 L=2880mm 輪距 前輪1320mm 輪胎 6.00-20 D=635mm B=293mm 最小轉彎半徑小于等于5m §5.2.2 選擇主要轉向參數(shù) 汽車在轉向時需要有自動回正能力，這需要轉向主銷在汽車的縱向和橫向平面內(nèi)各有一定的傾角。所以選定主銷后傾角γ為2°30′，主銷內(nèi)傾角β為7°，車輪外傾角α為1°，前輪前束為10mm。 轉向盤由輪轂、輪緣和輪輻構成，方向盤的直徑D有一系列尺寸（如表5-1） 表5-1 轉向盤直徑 汽車類型 方向盤直徑D，mm 轎車、小型客車、小載重量貨車 400 中型大客車、中等載重量貨車 450、500 大型客車、大載重量貨車 550 可選擇方向盤直徑400mm , 轉向軸是用雙萬向節(jié)，軸與萬向節(jié)的連接用花鍵來實現(xiàn)。 §5.2.3 車輪的左右最大轉角確定 為了避免在汽車轉向時產(chǎn)生路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎的過快磨損，要求轉向系統(tǒng)能保證汽車轉向時所有車輪均做純滾動，這就需要所有車輪的軸線都交于一點才能實現(xiàn)。此輕型貨車應滿足轉向時候最小轉彎半徑小于5米，而理想的車輪轉角α與β應滿足理想關系式： (5-6) 式中為車輪外轉角，β為車輪內(nèi)轉角，K為兩側主銷軸線與地面相交點之間的距離 （K=1320-272=1176mm），為2880mm 。 又因為理想情況下，最小轉彎半徑與外轉向輪最大偏轉角的關系為： (5-7) 聯(lián)立（5-6）（5-7）式得到： =35.17°， =44.68° 圖5-1 理想內(nèi)外輪轉角關系簡圖 車輪的內(nèi)外轉向角度均大于35度，滿足設計任務的要求。 §5.3 轉向梯形的選擇設計 圖5-2 整體式轉向梯形 1- 轉向橫拉桿 2-轉向梯形臂 3-前軸 轉向梯形選擇的是整體式后置梯形（如圖5-2），圖視為兩軸式時的圖形，L為假想的軸線距離，即是上圖的l,γ為轉向梯形的底角，S為兩個梯形臂延長線與汽車中心線的交點與前軸的距離，一般為2/3l. 由公式 cotγ=0.75 （6-8） 得轉向梯形的底角 γ=72.98° 轉向梯形臂的長度m，是參考現(xiàn)有汽車梯形臂長度與主銷中心距K之比的統(tǒng)計數(shù)據(jù)后進行選擇，一般范圍是： m=(0.11～0.15)K=(129.36～176.4)mm。由于是輕型載重汽車，固可取梯形臂長度 m=150mm 。 由圖形可知，轉向橫拉桿的長度跟K和γ有關，其關系式為： =K-2×m×cosγ=1088mm (5-9) 則橫拉桿長度為1088 mm。 §5.4 轉向梯形的優(yōu)化 轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。兩軸汽車轉向時，若忽略輪胎側偏影響，兩轉向前軸的延長線。 轉向梯形機構的優(yōu)化問題是一個小型的約束非線性規(guī)劃化問題，可用符合形法來求解。優(yōu)化設計程序如下： #include #include"math.h" #define HUDU 3.1415926/180 main( ) { int m1; int m; double r; double g; double fx=0; double 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) { for(g=1;g<=30;g++) { a=sin(r*HUDU+g*HUDU); b=sqrt(pow(2237/m,2)+1-2*2237/m*cos(r*HUDU+g*HUDU)); c=atan(1/(1/tan(g*HUDU))-2237/4580); d=2237/m*(2*cos(r*HUDU)-cos(r*HUDU+g*HUDU))-cos(2*r*HUDU); e=a/b; f=d/b; n=(cos(40*HUDU)-2*cos(r*HUDU)+cos(r*HUDU+30*HUDU))/((cos(40*HUDU)-cos(r*HUDU))*cos(r*HUDU))-2*m/2237; if(fabs(e)>1)||fabs(f)>1 { e=1; f=1; } if(g<=10) fx+=1.5*fabs((r-asin(e))/c-acos(f)/c-1); else { if(10fx) { if(n>=0) min=fx;j=m;r1=r ;} } printf("%d\n%f",m1,r1); } 優(yōu)化的結果為： 轉向梯形臂長m=149.72mm,轉向梯形底角7233 §5.5 循環(huán)球式轉向器的設計 §5.5.1 轉向器（循環(huán)球式）的效率 為保證轉向時駕駛員轉動轉向盤的輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動回正，又需要一定的逆效率；為減輕駕駛員在不平路面上的疲勞，防止打手，又要求逆效率盡可能低。 正效率的計算公式： （5-10） 其中為螺桿的螺線導程角，選6°；為摩擦角，=?；?為摩擦因數(shù)，選0.04，則=2.29°。 數(shù)據(jù)代入（4-10）解得 =72.1%。 逆效率的計算公式： =71.3% （5-11） §5.5.2 主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)參考《汽車設計》表7-1 模數(shù) 搖臂軸 直徑 螺桿 外徑 鋼球 直徑 螺距 工作 圈數(shù) 環(huán)流數(shù) m=4 D=25 =25 d=6.350 P=9.525 1.5 b=2 螺母 長度 齒扇 齒數(shù) 齒扇整圈齒數(shù) 齒扇 壓力角 切削角 齒扇寬 46 5 13 27.5 6.5 B=25 §5.5.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副 螺母內(nèi)徑=+8%=27mm （5-12） 每個環(huán)路中鋼球的數(shù)量為： =19 （5-13） 其中為螺桿的螺線導程角，選6°。 接觸角θ是鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角，一般取45°，以使軸向力和徑向力分配均勻。 圖5-3 螺桿,鋼球,螺母傳動副 轉向盤轉動角，對應螺母移動距離s為： （5-14） 與此同時齒扇節(jié)圓轉過的弧長等與s，相應搖臂軸轉過角，其關系： S=r (5-15) 其中r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立（5-14）（5-15）得= ，將對求導，得轉向器角傳動比為： =17.142 （5-16） §5.5.4 齒條、齒扇傳動副設計 循環(huán)球式轉向器的齒扇為變厚齒扇，它的齒頂和齒根的輪廓是圓錐的一部分，分度圓上的齒厚是變化的，所以此傳動副的設計主要是變厚齒扇的設計。 圖5-4 變厚齒扇齒形計算簡圖 將中間剖面1-1規(guī)定為基準剖面。由1-1剖面向右時，變位系數(shù)為正，向左則正變?yōu)榱悖?-0剖面），再變?yōu)樨?。在切削角一定的情況下，各剖面的變位系數(shù)取決于距基準剖面1-1的距離a; 一、在0-0剖面處的齒形系數(shù) 齒頂高系數(shù)：=0.8； 齒頂高=3.2mm； （5-17） 齒根高系數(shù)：=0.95； 齒根高=3.8mm；（5-18） 頂隙系數(shù)：=0.25； 全齒高h==7mm （5-19） 分度圓直徑： =52mm （5-20） 齒頂圓直徑: =58.4mmm; （5-21） 齒根圓直徑:： =44.4mm: （5-22） 二、變厚齒扇小端（3-3剖面）齒形系數(shù)： 變位系數(shù)： （5-23） 齒頂圓直徑: （5-24） 齒根圓直徑：mm （5-25） 小端齒厚 ：m=5.59mm （5-26） 三、變厚齒扇大端（2-2剖面）處齒形系數(shù): 變位系數(shù)： （5-27） 齒頂圓直徑： （5-28） 齒根圓直徑： （5-29） 大端齒厚 ：m=7.56mm （5-30） §5.6 轉向系主要性能參數(shù)確定 §5.6.1 轉向系的角傳動比 = （5-31） 式中為轉向器的角傳動比，=17.142；為轉向傳動機構的角傳動比，一般選擇=1。代入（6-9） 得 =17.142 其中 式中為轉向搖臂長（mm），所以==162mm。 §5.5.2 轉向盤旋轉圈數(shù)n (5-32) 式中為轉向盤從一個極限位置到另一個極限位置所轉過的角度，且： =17.142（35.17°+44.68°）=1368.79° 所以 n=1368.79°÷360°=3.8 (圈) §5.6 循環(huán)球式轉向器零件強度的校核 為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉向時轉向輪的轉向阻力矩，利用它可求得轉向搖臂上的力矩和在轉向盤上的切向力。他們均可作為轉向系的最大載荷。 §5.6.1鋼球與滾道間的接觸應力 用下式計算鋼球與滾道之間的接觸應力σ： 式中： k——系數(shù)，根據(jù)值查《汽車設計》表7-3查出， , ； --滾道截面半徑； r--鋼球半徑； --螺桿外半徑； E--材料彈性模量，等于； --鋼球與螺桿之間的正壓力， 可用下式計算 式中：--螺桿螺線導程角； --接觸角； --參與工作的鋼球數(shù)； --作用在螺桿上的軸向力。 其中， 當接觸表面硬度為58—64HRC時，許用接觸應力[σ]=2500。 §5.6.2齒的彎曲應力 用下式計算齒扇齒的彎曲應力： 式中：--作用在齒扇上的圓周力； --齒扇的齒高； B--齒扇的齒寬； --基圓齒厚。 其中，, 取mm ，顯然符合要求。 許用彎曲應力為。 螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳。前軸負荷不大的汽車，滲碳層深度在0.8～1.2mm；前軸負荷大的汽車，滲碳層深度在1.05～1.45mm。表面硬度為58—63HRC。 §5.7 轉向系其他元件的選擇及材料的確定 轉向主銷選用圓柱實心型，D=40mm；一般選用20Cr。轉向節(jié)臂和梯形臂有中碳鋼或中合金鋼如35Cr，40，40Cr等模鍛加工而成，一般選用40Cr。轉向縱、橫拉桿應選用質量較輕剛性較好的20，30或40無縫鋼管制造，選用40鋼。球頭銷用合金結構鋼12CrNiB、15CrMo