轻型货车前桥总成设计

摘要摘要 随着市场经济的发展，轻型货运汽车以其机动灵活、经济省油、高性价比、 多功能的特点，逐渐成为市内货物运输或短途货物运输的主要运输工具，是城 市物流系统的主力车型。汽车制造企业为了占领市场，必须开发设计出造型美 观、布置合理、结构先进、具有高动经性的轻型货车。 车桥通过悬架和车架相连，它的两端安装车轮，其功能是传递车架与车轮 之间各方向的作用力及其力矩。前桥的主要功能是承载，行走，转向和制动， 通过对前桥的研究和设计，可以对轻型货车的发展有着重要的意义，可以让轻 型货车行走更加的平稳，更灵活，从而使轻型货车更好的为社会服务。 本文首先对轻型载货汽车在国内外的现状和发展前景做了相当的概述，而 后对前桥进行了详细的计算，主要计算了前桥，转向节，主销，主销上下轴承， 转向节推力或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。本文上述的设 计工作均由 CAD 绘图完成。 关键字关键字 汽车，前桥，转向节，主销 Abstract With the development of market economy, light freight cars with its flexible, economic fuel efficient, cost-effective, multi-function characteristics, gradually become citywide goods transportation or short-distance transport of goods transport, the main city logistics system is the main models. Auto manufacturing enterprise in order to capture market, must develop design the modelling beautiful, decorate reasonable, advanced structure, high move the vans through sex Axle through suspension and frame connected, the ends of the wheels, its function is installed between each frame and wheel transmission force and its moment in the direction . Front axles main function is bearing, walking, steering and brakes, through the research and design of front axle of vans, can the development to have the important meaning, can let vans more smoothly, and walk more flexible, thus make vans providing better service to the society. Firstly,the small truck design feature and devdlopment in the world to do the releant overview and then move before the bridge on a detailed design calculations,mainly calculate the work strss in the brake and sideslip two conditions of the front axle,steering knuckle ,kingpin,upper and lower bearing,Steering knuckle thrust bearing or thust washer.The design of this work completed by the CADdrawing. KeyKey words:words: car,front axle,Knuckle,Kingin 目录目录 第一章第一章 绪绪 论论 1 1 1.1 轻型载货汽车的现状及发展前景1 1.2 前桥的基本结构和功能1 1.3 前桥的定位参数 .2 1.4 毕业设计的主要内容3 第二章第二章 前桥（从动桥）设计前桥（从动桥）设计 4 4 2.1 从动桥载荷的确定 .4 2.2 从动桥梁的设计 .5 2.3 转向节的计算 .10 2.4 主销的计算 .12 2.5 工艺要求 .16 2.6 本章小结 .17 第三章第三章 转向系设计转向系设计 1818 3.1 转向系的设计要求 .18 3.2 转向方式的选择 .18 3.3 转向动力机构 .19 3.4 转向装置的工作情况21 3.5 本章小结 .21 第四章第四章 制动器的设计制动器的设计 2222 4.1 制动器要求 .22 4.2 制动器的结构方案分析23 4.3 制动器主要参数的确定24 4.4 制动器的设计与计算26 4.5 制动驱动机构和制动力调节机构28 4.6 制动器的主要结构元件29 4.7 本章小结 .31 致谢致谢 3232 参考文献参考文献 3333 第一章 绪 论 1.1 轻型载货汽车的现状及发展前景 中国改革开放以来农村的经济迅速发展，使农村的货运量及人口流动急剧 的增加，加快运输机械化成为了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轻型货车营运而生。它解决了农村运输的急需， 填补了村级，乡级，城镇及城乡结合部运输网络的空白活跃了农村经济。 轻型货车的竞争对手是轻型汽车，与轻型汽车相比，轻型货车有许多的优 点。入世后轻型货车没有收到很大的冲击，因为它是中国特色的产业，符合国 情，在国外没有人这样搞过，但是我们不能回避轻型汽车与轻型回城在市场上 的竞争，轻型货车利用比较低的生产成本和微利的经营的成产方式并引进了先 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。 轻型货车制造工艺简单，价格便宜，四轮车价格在 1.5 万元左右，购车农 户一般半年左右即可收回 1 万头资。另外，轻型货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轻 型货车的发展。旧中国，全国公路仅 13 万公里，而到 1997 年底，达到了 122.6 万公里，使得轻型货车有了用武之地。1998 年，轻型货车销量达到了 270 万辆，而同期汽车销量为 163 万辆.12 现在我们要开发轻型货车必须要有先进的设计理论，多进行优化设计，使 产品新颖化。前桥是汽车重要的元件，他包括从动桥，转向节，主销，制动器 等，对前桥的设计有助于汽车快速平稳的行驶在公路上。 1.2 前桥的基本结构和功能 1) 主销：是影响整车性能的重要零部件。主销上有止动槽，销锁栓通过止动 槽将主销固定在前轴的主销孔内，使其不能转动也不能轴向移动。 转向节：转向节是前桥上主要的转向件。它利用主销和前轴铰接并经一对轮毂 轴承支撑着轮毂组合，来实现转向的功能。 制动器总成：是实现车轮制动的主要元件，有油刹和气刹两种形式。在车 辆实施制动命令时，制动器的摩擦片通过扩张与制动鼓的内加工面接触产生摩 擦力实现车辆制动。前桥制动器的选择非常关键，如果选择不当，会出现前后 制动力不匹配，制动力达不到要求等许多问题。 2) 轮毂组合：主要通过两滚动轴承安装在转向节上，带动车轮转动。同时与 摩擦片形成摩擦副，实现车轮的制动。 3) 节臂：分直拉杆臂、横拉杆臂，分别和直拉杆总成和横拉杆总成相连。形 成转向机构和转向梯形机构。转向机构来完成车辆的转向，转向梯形决定了车 辆的内外转角是否合理。 4) 横拉杆总成：是调整前束的主要零部件。杆身是由无缝钢管制造，两端是 球形铰接结构的接头总成，通过螺纹配合后安装在横拉杆臂上，杆身可调，以 便于调节前束。 1.3 前桥的定位参数 为保证车辆行驶的直线性、转向轮偶遇外力时的自动回正性及操纵的轻便 性，一般汽车都要求具有主销后倾角、主销内倾角、车轮外倾角及车轮前束。 这四个参数为车轮的定位参数。 1） 主销后倾角：在纵向垂直平面内，主销上部向后倾斜一定的角度叫做主销 后倾角。该后倾角有的体现在前桥上，有的体现在钢板弹簧上。一般 1.53左右。它的作用主要能够形成车轮回正的稳定力矩，保持车辆稳定 的直线行驶，不因受到外力左右而发生左右摆动。 2） 主销内倾角：在横向垂直平面内，主销轴线上端向车辆内侧倾斜的角度为 主销内倾角。是由前轴的结构决定的，使用中不需要调整。范围一般不超过 8。主销内倾角也有使车轮自动回正的作用。同时主销内倾角还使得主销偏置 距减小，使转向轻便。但如果销偏距过小，又会增大轮胎与路面的摩擦力，步 进式转向沉重，还加速了轮胎的磨损 3） 车轮外倾角：是指车轮的纵向滚动中心平面相当于纵向垂直平面上部外倾 一个角度。它是转向节和前轴装配后的装配角度，一般在 1左右。它的作用 主要是避免车辆满载后因前桥的变形而导致车轮出现严重的内倾现象。这样将 加速轮胎的偏磨损。此外，车轮外倾角也可以与拱形路面相适应。但车轮外倾 角过大，也会使轮胎产生偏磨损。 4） 前束：左右前轮后端距离-左右前轮前端距离的数值为前束值。主要通过改 变横拉杆长度的方法进行调整。通常在 04 范围内。可消除汽车在行驶中因外 倾角造成的车轮前端向外张开的不利影响。1 1.4 毕业设计的主要内容 1） 对前桥的结构和功能有一定的认识 2） 对从动桥，转向系，制动器有深刻的了解 3） 对从动桥，转向系，制动器进行设计和计算 4） 了解前桥的制造工艺 第二章 前桥（从动桥）设计 从动桥是用传递路面作用于作业机械的垂直力、纵向力和横向力的机构。 装在从动桥上的从动轮，除支承部分车重外，还起导向作用。 从动桥的一般受力情况，以垂直方向和水平方向的负荷最大。当作业机械 静止时，从动桥象一简支梁，两端支点在轮胎接地中心的正上方，作业机械的 重量作用在梁与车架的连接处。此时，从动桥主要承受弯曲力矩，用工字梁最 为合理。但是对从动桥装有制动器当作业机械制动时，则它还有承受扭矩的作 用，这样的话，宜采用圆形或长方形断面梁较合理。综合考虑以上因素，可根 据结构与强度需要采用变断面梁。 2.1 从动桥载荷的确定 作业机械在水平路面直线行驶或制动时，从动桥的受力情况是随作业机械 重量、路面况、行驶速度、作业情况等因素的改变而改变的。如作业机械在崎 岖不平的不平路上上行驶，要比在平坦路面直线等速行驶时的载荷大得多，并 且多为冲击载荷。目前对于从动桥的强度设计，常通过以下三种严重工况求得 其计算载荷： 1) 作业机械紧急制动时，即产生最大制动力，而侧向力 Y 数值很小，可 忽略不计： 由附着条件决定的车轮最大切向力（纵向力）为 X=Z （2-1） max1 式中 车轮和路面的附着系数，一般取 =0.7； Z 一个从动车轮所承受的垂直反作用力，其值按制动工况的桥 1 荷再分配进行计算。 一般 Z =38%*G =38%（20+18.8）=14.7（KN） 1a 所以 X= 14.70.7=10.3（KN） max 2) 发生横向滑移时，即侧向力 Y 达到最大值，而纵向力 X 可忽略不计时： 由附着条件决定的最大侧向力为 Y= Z （2- max11 2） 式中 侧向附着系数，一般取 =1 11 Z 一个从动车轮所承受的垂直反作用力，与上面相同。 1 所以 Y=14.71=14.7（KN） max 3) 越过不平路面时，由动载荷引起的垂直反作用力 Z达最大值并假设无 1 纵向力和 向力作用。 垂直反作用力的大小与道路不平度、轮胎弹性、行驶速度等有关，通常 用动载荷系数 K来表示： d Z = K （2- max1d 2 1 G 3） 式中 K动载荷系数，对重型作业机械可取 K=2.5； dd G 满载时作业机械前桥的静负荷。 1 G =25%38.8=9.7（KN） 1 Z=2.59.70.5=12.125（KN） max1 以上计算都是考虑从动桥仅受一种载荷的情况，并认为左右轮载荷情况相 等。如果遇到两种严重工况同时出现，则此时车桥的载荷应该是两部分载荷的 合成。 2.2 从动桥梁的设计 图为从动桥简图，在总体布置中，车轮距 B、重心高度 h 及车轮动力半径 g r 等都已确定，而支点 C 至车轮轮胎接地点的水平距离 n=B/2，初步确定主销 d 中心距 B“后，主销到轮胎接地点水平距离 L= ，在参考同类型车辆来确 2 B“B 定车轮外倾角 （此角很小作图和计算时常可忽略不计）和注销内倾角 。由 于支点与车架成一整体，故可把此处看为固定端。然后按上述三种严重工况的 受力情况来进行各零部件的强度计算。 1) 紧急制动时，从动桥梁的受力情况是左右车轮受垂直力和纵向力。制 动力为纵向力并达最大值。按公式（1-1） ，左右车轮的纵向力为： X=X=X= （2-4） 1maxRmaxL 2 G1 1 m 式中 制动时前桥重量重新分配系数。 1 m 所以 X=X=X=（KN） maxRmaxL 2 G1 1 m 2 . 57 . 0 2 8 . 38%38 车轮上的垂直反力为： Z = Z= Z = =7.4（KN） （2-5） 1r1l 1 2 G1 1 m 2 8 . 38%38 可见，从动桥梁受 X 和 Z 的双向弯矩作用。有图 2.1 可知交点 C 11 断面所受弯矩最大，但因该处截面尺寸较大，故应取较细的 B-B 断面进 行强度计算。 图 2.1 从动梁受力图 垂直面内的弯矩为： M =Z n= n =7.43= 22.2 （2- u1 2 G1 1 m 3 10 3 10)(MN 6） 水平面内的弯矩为： M =X n= n= 10920 （2-7） “ u1 2 G1 1 m 7 . 03102 . 5 3 )(MN 附着系数 通常取 0.7，故 M M ，因而采用工字梁较为合理。这种 u “ u 断面具有较大的抗弯矩断面系数。因此，垂直面内的弯曲应力 为： u =24.7（牛顿/米 ） （2-8） u W M u 00009 . 0 22200 7 10 2 式中 W抗弯断面系数，按图 2.1 其值为： W= （2- H bhBH 6 33 9） =0.00009 95 . 0 6 65 . 0 64 . 0 95 . 0 78 . 0 33 水平面内的弯曲应力为： = （2- “ u W“ M “ u 10） =36.4（牛顿/米 ） 00003 . 0 10920 7 10 2 W“= （2- B httB 6 2 33 11） = 078 . 0 6 014 . 0 065 . 0 078 . 0 014 . 0 2 33 = 0.00003 合成弯曲应力为： = + =24.7+36.4=61.1（牛顿/米 ） （2- u u “ u 7 10 7 10 7 10 2 12） 制动时，从动桥梁还承受扭矩的作用，可取 A-A 为危险断面，该处承受的 扭矩 M为： M= X rd=52000.42=2184 （2-13） 1 )(MN 因此，A-A 断面的扭转应力 为： = =21840.000006=26（牛顿/米 ） （2-14） W M W rdmG 2 11 7 10 2 式中 W 抗扭断面系数，按图 2.2 其值为： 图 2.2 工字梁断面形状简图 W=2/9t （H+2b）=2/=0.000006 2 )032 . 0 2095 . 0 (013 . 0 9 2 由此可见，在工字梁断面上产生的最大弯曲应力和最大弯曲扭转应力，是 分别作用在不同的断面上的，因此这些最大应力在某一断面上相加。对 B-B 断 面，由于桥梁向下弯一距离 a，因此使断面的扭矩比 A-A 断面的扭矩小，所以 一般只根据最大弯曲应力来验算 B-B 断面。而 A-A 断面正相反，扭矩大，弯曲 应力小，故以扭为主进行验算。为了提高抗扭强度，A-A 断面以制成圆形或倒 角方形较为合理。 计算后，根据所用材料的 和值来确定从动桥梁各处的断面尺寸。 u 因为所用从动桥梁的材料为 45 号钢 可查得： =（4580）10 牛顿/米 u 72 =3010 牛顿/米 72 经较核，对于 B-B 断面： =61.1（牛顿/米 ） u 7 10 2 u 对于 A-A 断面： =26（牛顿/米 ） 7 10 2 因此，A-A 断面和 B-B 断面的断面尺寸都是合理的。 2) 侧滑时的受力情况：当作业机械侧滑时，横向力 Y 达最大值，设作业 机械向左侧滑时，如图 2.1，在垂直平面内从动桥支点处所受弯矩为： 左：M = Zn- Yrd LL1L1 =3.33-14.7 5 10 3 1042. 0 = 5 108 . 9)(MN 右：M = Zn+ Yrd RR1R1 =3.33+14.7 5 10 3 1042. 0 = 5 109 . 9)(MN 而 Z=+=（1+） L1 2 1 G B hG g11 2 1 G B hg 1 2 =) 078 . 0 162 . 0 2 1 ( 2 10 8 . 38 3 =3.3（N） 5 10 Z=-=（1-） R1 2 1 G B hG g11 2 1 G B hg 1 2 =) 078 . 0 162 . 0 2 1 ( 2 10 8 . 38 3 =-（N） 5 109 . 2 式中 为横向滑移附着系数，一般取=1。 1 1 从动桥两端的 A-A、B-B 断面都要进行验算： 则 =牛顿/米 max 0006 . 0 109 . 9 5 7 10 5 . 16 2 所以 A-A、B-B 断面的断面尺寸是合理的。 3)越过不平路面时，作用在从动桥梁 B-B 断面上的弯矩为： M = Kn ud 2 1 G =3 2 107 . 9 5 . 2 3 = 3 10 4 . 36)(MN 则 =牛顿/米 0003 . 0 10 4 . 36 3 7 10 1 . 13 2 一般从动桥梁采用 25、40、45 号碳钢制成， （4580）10 牛 7 顿/米 。而3010 牛顿/米 。2 2 72 2.3 转向节的计算 转向节的受力情况也按上述三种严重工况进行计算，图 2.3 为转向节的受 力简图。 1）紧急制动时 作用在两侧转向节轴颈上的弯矩为： M =C= C u 2 1 2 1 R R ZX 2 1 2 1 L L ZX 由于车轮轮毂装在轴承上，而制动力矩只作用在制动鼓上，故转向节轴 颈不受扭 作用。 2）侧滑时 作用在左右车轮上的垂直反力 Z 和侧向力 Y 是不相同的。因此，在左右 两侧转向 轴颈上产生的力矩不但方向不同，大小也不一样。 当作业机械向右侧滑时，受力如图 2.3 所示。 图 2.3 转向节轴颈和节销作用力简图 转向节轴颈部的弯矩为： 左：M = Zc+ Yrd LL1L1 右：M = Zc- Yrd RR1R1 式中 Z=（1-） L1 2 1 G B hg 1 2 Z=（1+） R1 2 1 G B hg 1 2 Y=（1-） L1 2 1 G B hg 1 2 1 Y=（1+） R1 2 1 G B hg 1 2 1 当=1 时，则： 1 M =（c+rd） （1-） L 2 1 G B hg2 M =（c-rd） （1+） R 2 1 G B hg2 由图 2.3 知 c 小于 rd，因此当作业机械向右侧滑时，右侧转向节轴 颈所承受的力矩 M 要比左侧转向节轴颈所承受的力矩 M 要小，当作业机 RL 械向左侧滑时，正好相反。 3）越过不平路面时 转向节受力最严重为冲击载荷，作用于转向节轴颈的弯矩为： M= Kc d 2 1 G 由于动载荷系数 K =2.5，且转向节轴颈是在变载荷下工作，容易造成金属 d 疲劳破坏 因此，设计当中应考虑避免应力集中，如轴颈与转向节过渡处之圆角取尽 可能大。 根据上述三种严重工况，分别进行轴颈所受弯曲应力的计算。以其中最大 的 Mmax 作为确定轴颈直径 d 的依据： 3 max 1 . 0 u M 一般转向节采用 30Cr、40Cr 钢经淬火和回火制成。在本设计中我们选择了 40Cr 钢。许用弯曲应力 =6010 牛顿/米 。 u 72 2.4 主销的计算 为了计算方便起见，假设力的作用点在主销套的中点。此外由于主销内 倾角不大，对计算结果影响很小，因此可忽略不计。 根据以上三种严重工况，进行受力分析： 紧急制动时 图 2.4 主销作用力简图 由图 2.4.可见，对车轮垂直反力 Z 所形成的平衡力矩，在转向节销的支承 1 上产生反作用 S ，S ，其值为： 1 “ 1 S = S = Z 1 “ 11 ba l 在制动力 X的作用下，转向节有绕主销转动的趋向。但被转向横拉杆所制 1 动，此时转横拉杆以力 U 作用在转向节臂上。则力矩 Xl 和 Ul 相平衡，力 U 11 可由下式求得： U= X1 1 l l 制动力 X 在主销两个支承上产生反作用力 S 和 S ，这两个力与 S 和 S 1 2 “ 2 1 互相垂直（图 2.4） 。 “ 1 S = X 21 ba b S = X “ 21 ba a 力 U 在主销支承上产生反作用力 S = U= X 3 ba b 1 1 l l ba b S = U= X “ 3 ba a 1 1 l l ba a 在转向节上装有制动器底板，因而作用在底板上的制动力矩 Xrd，在主 1 销两个支承上产生反作用力 S 和 S 。 4 “ 4 S = S = X 4 “ 41 ba rd 最后，由图 2.4 可见，主销下衬套端受载荷比上衬套大，下衬套端作用力 的合力为： S = “ 2“ 4 “ 2 2“ 3 “ 1 )() S(SSS 因此，为了使主销上下端衬套作用力相等，可使力臂 a 小于力臂 b ，亦 可使主销下枕套承压面积比上衬套大，即加长或加大其直径。 1) 侧滑时 向右侧滑时，主销支承上的反作用力如图 11-7 所示，左右主销上下支承的 反力如下： 左主销 S = L ba lZfY LL 11 S = “ L ba lZeY LL 11 右主销 S = R ba lZfY RR 11 S = “ R ba lZeY RR 11 2) 越过不平路面时 动载荷在主销的两个支承上产生反作用力 S 和 S ，可由主销平衡条件来决定： 1 “ 1 S = S = K 1 “ 1d 2 1 G ba l 根据以上受力情况，对主销进行弯曲和剪切应力的计算，而对衬套则需进 行挤压应力的计算。 图 2.5 主销下端受力简图 设主销下衬套处受力为 S （图 2.5） ，则主销危险断面所受弯矩为： “ M = S h u “ 式中 S 作用在主销下衬套上的合力； “ h主销下衬套中点至拳形梁下端面距离。 弯曲应力为： = u W Mu 32/ 3 “ D hS 3 “ 1 . 0 D hS 我们设计采用的是空心主销，这样是为了利于罐油，减少与转向节的磨损。 可应用下面的公式求得： 空心主销弯曲应力为： = u DdD hS )( 1 . 0 44 “ 式中 D实心或空心主销外径； d空心主销内径。 剪切力力为： 空心主销 )(4/ 22 “ dD S 主销下衬套的挤压应力为： DH S c “ 式中 H衬套高度。 用上述计算方法求主销直径时，主销的许用弯曲应力 =（56） u 10 牛顿/米 。许用剪切应力310 牛顿/米 。衬套许用挤压应力 82 72 牛顿/米 。得 D=30，主销高度为 174。 7 103 c 2 主销一般采用铬钢，或铬锰钛，铬镍等渗碳钢制成。4 2.5 工艺要求 因为汽车前梁承受了汽车总重量中很大一部分质量，而且受力情况也很复 杂，是前桥中一个很重要的零部件。而且针对目前生产前梁的主要方法，我们 采用的加工工艺是锻造的加工方法。 现在常用的锻造方法有自由锻、模锻和胎模锻等。由于前梁的形状比较复 杂，而且它对机械性能和使用寿命的要求较高，因此我们对前梁采用了模锻的 方法。 模锻是将加热后的坯料放在锻模模膛内，在锻压力的作用下迫使坯料变形 而获得锻件的一种加工方法，坯料变形时，金属的流动受到模膛的限制和引导， 从而获得与模膛形状一致的锻件。 对于模锻零件，一般要符合下列几个原则： 1) 锻件应具有合理的分模面，以满足制模方便，金属易于充满模膛，锻件便 于出模及减少余块要求。 2) 锻件上与分模面垂直的非加工表面，应设计有结构斜度。 3) 在满足使用要求的前提下，锻件形状应力求简化，尤其应避免薄片、高肋、 高台等结构。 4) 应尽量避免窄沟、深槽和深孔、多孔结构，以便于模具制造和延长模具寿 命。 我们所设计的前梁在锻造过程中一定要注意以下几个问题： 1）模锻斜度 为便于金属充满模膛及模膛中取出锻件，锻件上与分模面垂直的锻件表面 必须附加斜度，这个斜度称为模锻斜度。锻件外壁上的斜度称外模锻斜度，内 壁上的斜度称为内模锻斜度。 模锻斜度的大小与模膛尺寸有关，模膛深度与相应宽度的比值增大时，模 锻斜度应取较大值。外斜度通常取 5或 7，特殊部位可取 10，内斜度应 比相应的外斜度大一级。此外，为简化模具加工，同一锻件的内、外模锻斜度， 一般取统一值。 2）圆角半径 锻件上所有面与面的相交处，都必须采取圆角过渡。 锻件内圆角（在模膛内是凸出部位的圆角）的作用是减少锻造时金属流动 的摩擦阻力，避免锻件被撕裂或纤维组织被拉断，减少模具的磨损，提高使用 寿命。锻件外圆角（在模膛内是凹入部分的圆角）的作用是是金属易于充满模 膛，避免模具在热处理或锻造过程中因应力集中而导致开裂。 最后，前梁还需要进行热处理。目的是为了调整硬度，便于切削加工；消 除内应力，防止切削加工时变形；均匀组织，细化晶粒等。 前梁的锻件采用退火、正火处理。若正火后硬度仍高，可再加高温回火处 理，回火温度约 560660。 2.6 本章小结 本章对从动桥的载荷进行了确定，并对它进行了设计，对转向节和主销进 行计算，并阐述了前桥的工艺要求。 第三章 转向系设计 转向系是用来操纵轮式车辆行驶方向的机构，它根据行驶方向和作业的需 要，应能稳定地保持车辆直线行驶，并能灵活的改变行驶方向。 3.1 转向系的设计要求 根据转向系的工作特点，转向系统必须满足下列基本要求： 1) 车辆转向行驶时，要有正确的运动规律。 即要求合理地设计转向梯形机构，以保证车辆的两侧转向轮在转向时没有 侧滑，或有较小侧滑。 2) 可能增大内侧转向轮的最大偏转角，以减少车辆的最小转向半径，以提高 车辆的机动性。 3) 作可靠。 转向系对轮式车辆行驶安全性关系极大，因此其零件应有足够强度、刚度 和寿命，一般通过合理地选择材料和结构来保证。 4) 操纵轻便。 转动转向盘的操纵力应尽可能小，以减少驾驶员的疲劳，更有利于安全作 业。此外，在转向盘上应有路感；车辆转向后，转向盘应能自动回正。 5) 转向灵敏。 当车辆朝一个方向极限转弯时，转向盘的转动圈数不能超过 22.5 圈。转 向盘处于中间位置时，转向盘的空程（间隙）不允许超过 1015。 6) 转向系的调整应尽量少而简便。 3.2 转向方式的选择 轮式作业机械的转向方式可以分为偏转车轮转向和铰接转向两大类。 1) 偏转车轮转向 （1） 偏转前轮转向 此种转向方式是一种常见的转向方式。采用这种方式转向时，前轮转向半径大 于后轮转向半径，行驶时驾驶员易于用前轮来估计避让障碍物，有利于安全行 驶，因此一般车辆都采用这种转向方式。 （2） 偏转后轮转向 对于在车辆前方装置工作机构的作业机械，若仍采用前轮转向，则不仅转向轮 的偏转角将受妨碍，而且转向阻力矩亦会增加。 采用偏转后轮转向方式，可以解决上述矛盾。但其缺点是后轮转向半径大 于前轮转向半径，当前轮从障碍物内侧通过时，后轮就不一定能通过，这样， 驾驶员就不能按一般偏转前轮转向方式来估计避让障碍物和掌握行驶方向。 （3） 偏转前后轮转向方式 此种转向方式也称为全轮转向，一般采用前后轮偏转角度相等的结构。它 的优点是：转向半径小，机动性好；前后轮的转向半径相同，易于避让障碍物； 转向时前后轮轨迹相同，后轮行驶在被前轮压实的车辙上，减少了后轮在松软 地面上的行驶阻力。它的缺点是：驱动车轮又作为转向车轮，所以结构复杂。 2) 铰接式转向 工程机械作业时，要求较大的牵引力，因此希望全轮驱动以充分利用全部 机械的附着重量。这样，偏转驱动轮转向在构造上就要复杂得多。通过生产实 践，近年来又生产了一种用铰接车架相对偏转的方式进行转向的铰接式车辆。 它的特点是车辆的车架不是单一整体，而是用垂直销把前后两部分车架铰接在 一起组成，称为铰接车架，并利用转向器或液压缸，使前后车架发生相对偏转 来达到转向的目的。为了区别偏转车轮转向，将此种转向方式称为铰接转向。 铰接转向的优点是转向半径小、机动性强，因此作业效率高。据统计：铰 接式装载机的转向半径约为后轮转向式装载机转向半径的 70%，作业效率可提 高 20%。其次是机构简单、制造方便。但是它的缺点是转向时稳定性差，转向 后不能自动回正，保持直线行驶的能力差。这些是机动车辆不能允许的。 综上所述，针对我们这个设计的轻型货车的要求和安全性能，我们选择的 转向方式为偏转前轮的转向方式最为合理。下面我们从转向运动学方面来对偏 转前轮转向系进行设计与分析。 3.3 转向动力机构 转向传动机构由转向臂、纵拉杆、纵拉杆臂及转向梯形机构组成。 1) 向臂 转向臂大端制有锥形花键孔，与转向臂轴连接，小端的锥形孔与纵拉 杆球头销连接。 2) 拉杆 它是一根两端扩大的钢管，两端均装有球头销。球头销两侧与球头销相匹 配，并用弹簧保持销与销座的密合，转动螺塞可调整它们之间的密合程度，调 整好后，用开口销将螺塞锁紧。 3) 纵拉杆臂 一端制成锥形轴，用键和螺母固装在左转向节的上部，另一端制有锥形孔， 与纵拉杆头销连接。 4）转向梯形机构 转向梯形有整体式和断开式两种。我们设计的货车悬架结构是非独立 式悬架，所以采用了整体式梯形机构。如下图 3.3： 图 3.3 转向梯形机构 使用整体式梯形机构是为了保证汽车转弯时内前轮转向角大于外前轮转向 角，使两前轮做纯滚动，以便顺利转向，减少轮胎磨损。 梯形机构由前轴，转向节臂和横拉杆组成。由于横拉杆的长度小于前轴两 主销孔中心线间的长度，就构成了一个梯形，只要这两者之间保持一定的比例， 就能保证在转弯时，内前轮转向角 始终大于外前轮角 。梯形的上、下两 底边长度之差称为前轮前束。 在梯形机构当中，前轴由 45 号钢制成；转向节臂用钢杆制成，一端制成锥 形轴用键和螺母固装在转向节下部，另一端有锥孔，与横拉杆球头销连接；横 拉杆用钢管制成，两端分别有左、右旋螺纹，旋装在接头内，并用螺栓夹紧。 松开夹紧螺栓，旋转横拉杆便可改变长度调整前轮前束。8 3.4 转向装置的工作情况 当向左转动方向盘时，转向轴和蜗杆做反时针旋转，带动与蜗杆相啮合的 滚轮（或扇齿）向上移动，转向臂轴和转向臂随之转动，转向臂下端向前推动 纵拉杆，经纵拉杆臂推动左转向节绕转向节主销转动，使左前轮向左偏移；与 此同时，经横拉杆及右转向节使右前轮也向左偏转，汽车便向左转弯行驶。 当向右转动方向盘时，上述各机件向相反方向运动，汽车向右转 3.5 本章小结 本章是对转向系的设计，包括它的设计要求，转向方式的选择，它的动力 机构和工作情况。 第四章 制动器的设计 4.1 制动器要求 1） 足够的制动能力 行车制动能力，用一定制动初速度下的制动减速度和制动距离两项指标评 定；驻坡能力是指汽车在良好路面上能可靠地停驻的最大坡度。 2）工作可靠 行车制动至少有两套独立的驱动制动器的管路。当其中的一 套管路失效时，另一套完好的管路应保证汽车制动能力不低于没有失效时规定 值的 30。行车和驻车制动装置可以有共同的制动器，而驱动机构各自独立。 行车制动装置都用脚操纵，其他制动装置多为手操纵。 3）任何速度制动，汽车都不应当丧失操纵性和方向稳定性 有关方向稳定性地评价标准. 4）防止水和污泥进入制动器工作表面。 5） 要求制动能力的热稳定性良好。 6） 操纵轻便，并具有良好地随动性。 7） 制动时制动系产生的噪声尽可能小，同时力求减少散发出对人体有害的 石棉纤维等物质，以减少公害。 8） 作用滞后性应尽可能短。 作用滞后性是指制动反应时间，以制动踏板开始动作至达到给定的制 动效能所需的时间来评价。气制动车辆反应时间较长，要求不得超过 0.6s，对于汽车列车不得超过 0.8s。 9） 摩擦衬片应有足够的使用寿命。 10） 摩擦副磨损后，应有能消除因磨损而产生间隙的机构，且调整间隙工作 容易，最好设置自动调整间隙机构。 11） 当制动驱动器装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时，汽车 制动系应装有音响或光信号等报警装置。 防止制动时车轮被抱死，有利于提高汽车在制动过程中的方向稳定性和转 向能力，缩短制动距离，所以近年来制动防抱死系统（ABS）在汽车上得到很 快的发展和应用。此外，含有石棉的摩擦材料，因存在石棉有致癌公害问题已 被逐渐淘汰，取而代之的是各种无石棉型材料并相继研制成功。 4.2 制动器的结构方案分析 制动器有摩擦式、液力式和电磁式等几种。电磁式制动器虽有作用滞后小、 易于连接且接头可靠等优点，但因成本高而只在一部分重型汽车上用来做车轮 制动器或减速器。液力式制动器只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制 动器。 摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，分为鼓式、盘式和带式三种。带式 只用作中央制动器。 本设计采用鼓式制动器中的领式式制动器。 鼓式制动器分为领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增 力式、双向增力式等几种。 不同形式鼓式制动器的主要区别有：蹄片固定支点的数量和位置不同。 张开装置的形式与数量不同。制动时两块蹄片之间有无相互作用。因蹄片 的固定支点和张开力位置不同，使不同形式鼓式制动器的领、从蹄数量有差别， 并使制动效能不同。 制动器在单位输入压力或力的作用下所输出的力或力矩，称为制动器效能。 在评比不同形式制动器的效能时，常用一种称为制动器效能因数的无因次指标。 制动器效能因数的定义为，在制动鼓或制动盘的作用半径 R 上所得到的摩擦力 （M/R）与输入力 F0之比，即 KM/ F0R 式中，K 为制动器效能因数；M 为制动器输出的制动力矩。 制动器效能的稳定性是指其效能因数 K 对摩擦因数 f 的敏感性（dK/d） 。 使用中 随温度和水湿程度变化。要求制动器的效能稳定性好，即是其效能对 f 的变化敏感性较低。 领从蹄式制动器的每块蹄片都有自己的固定支点，而且两固定支点位于两 蹄的同一端。张开装置有两种形式，第一种用凸轮或楔块式张开装置。其中， 平衡凸块式和楔块式张开装置中的制动楔块是浮动的，故能保证作用在两蹄上 的张开力相等。非平衡式的制动凸轮的中心是固定的，所以不能保证作用在两 蹄上的张力相等。第二种用两个活塞直径相等的轮缸（液压驱动） ，可保证作用 在两蹄上的张开力相等。 领从蹄式制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游；前进、倒 退行驶的制动效果不变；结构简单，成本低；便于附装驻车驱动机构；调整蹄 片与制动鼓之间的间隙工作容易。但领从蹄式制动器也有两蹄片上的单位压力 不等（在两蹄上摩擦衬片面积相同的条件下） ，故两蹄衬片磨损不均匀，寿命不 同的缺点。此外，因只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路作用下工作。 领从蹄式制动器得到广泛应用，特别是轿车和轻型货车、客车的后轮制动 器用得较多。 4.3 制动器主要参数的确定 1） 制动鼓内径 D 输入力 F0 一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 但增大 D 受轮辋内径限制。制动鼓与轮辋之间应保持足够得间隙，通常要求改 间隙不小于 20mm，否则不仅制动鼓散热条件太差，而且轮辋受热后可能粘住内 胎或烤坏气门嘴。制动鼓应有足够得壁厚，用来保证有较大得刚度和热容量， 以减少制动时得温升。制动鼓得直径小，刚度就大，并有利于保证制动鼓的加 工精度。 制动鼓直径与轮辋直径之比 D/Dr 的范围如下: 轿车：D/Dr0.640.74 货车：D/Dr0.700.83 制动鼓内径尺寸根据以上标准采用 382mm。 2）擦衬片宽度 b 和包角 摩擦衬片宽度尺寸 b 的选取对摩擦衬片的使用寿命有影响。衬片宽度尺寸 取窄些，则磨损速度块，衬片寿命短；若衬片宽度尺寸取宽些，则质量大，不 易加工，并且增加了成本。 摩擦片宽度 b 选用 67mm 。 制动鼓半径 R 确定后，衬片的摩擦面积为 ApRb。制动器各蹄衬片总的 摩擦面积Ap 越大，制动时所受单位的正压力和能量负荷越小，从而磨损特性 越好。 摩擦片半径 R 选用 340mm。 根据国外统计资料分析，单个车轮鼓式制动器的衬片面积随汽车总质量增 大而增大，具体数据见下表 4.1， 表 4.1 衬片摩擦面积 汽车类别汽车总质量 ma/t 单个制动器总的衬片摩擦面积 Ap/cm2 轿车 0.91.5 1.52.5 100200 200300 货车及客车 1.01.5 1.52.5 2.53.5 3.57.0 7.012.0 12.017.0 120200 150250 (多为 150200) 250400 300650 5501000 6001500 (多为 6001200) 试验表明，摩擦衬片包角 90o100o时，磨损最小，制动鼓温度最低，且 制动效能最高。 角减少虽然有利于散热，但单位压力过高将加速磨损。实际 上包角两端处单位压力最小，因此过分延伸衬片的两端以加大包角，对减少单 位压力的作用不大，而且将使制动不平顺，容易使制动器发生自锁。因此，包 角一般不宜大于 120o。 衬片宽度 b 较大可以减少磨损，但过大将不易保证与制动鼓全面接触。制 动衬片宽度尺寸洗了见 ZB T240089。 3）擦衬片起始角 0 一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令 090o/2。有时为了适应单压 力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称位置，以改善磨损均匀性和制动 效能。 4）动器中心到张开力 F0作用线的距离 e 在保证轮缸或制动凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离 e 尽可能 大，以提高制动效能。初步设计时可暂定 e0.8R 左右。 5）动蹄支承点位置坐标 a 和 c 应在保证两蹄支承端毛面不致互相干涉的条件下，使 a 尽可能大而 c 尽可 能小。初步设计时，也可暂定 a0.8R 左右。7 4.4 制动器的设计与计算 1） 制动力矩的计算 沿摩擦衬片长度方向压力分布的不均匀程度，可以用不均匀程度表 示 =/ cos-cos(+) 而 =180-0 arctan(c/a) =180- 9642- arctan（26/248） =36 所以 = 96/ cos36-cos(36+ 96) =1.13 =arctan cos2- cos2(+) / 2-sin2(+)+sin2 =arctan( cos72- cos264) / (296 2 3.14/360) - sin264- sin72 =arctan(0.039 + 0.105)/(3.35 + 0.995 0.951) =2.4 摩擦系数 f=0.3,作用半径 R1=155mm. M = f*F1*R1 = 0.3(210009.8) 0.155 = 88.2 (N/m) 2）衬片磨损的特性的计算 摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动 盘）的材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响， 因此在理论上计算磨损性能极为困难，但实验表明，影响磨损的最重要的 因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。 从能力的观点来说，汽车制动过程既是将汽车的机械能的一部分转化 为热能而耗散的过程。在制动强度很大紧制动过程中，制动器几乎承担了 汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很段，实际上热量还来不 及逸散到大气中，而被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓 制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）磨损将越严重。 各种汽车的总质量及其制动衬片（衬块）的摩擦面积不同，因而有必 要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比 能量耗散率，即单位衬片（衬块）摩擦面积的每单位时间耗散的能量。通 常所用的计量单位为 W/mm 的平方。比能耗散率有时也称为单位功负荷，或 简称能量负荷。 另一个磨损特性指标是每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力， 称为比摩擦力 f0。比摩擦力越大，则磨损将越严重。耽搁车论制动器的比 摩擦力为： f0 =M / (R*A) =88.2 / (0.1550.025) = 22761 (N) M 为单个制动器的制动力矩；R 为制动鼓半径；A 为单个制动器的衬片（衬 块）的摩擦面积。 3） 应急制动和驻车制动所需的制动力矩 （1）应急制动 应急制动时，后轮一般都抱死滑移，鼓后桥制动力为： FB2 = ( ma * g * L1 ) * / ( L + * hg ) 此时需要的后桥制动力矩为： FB2 *re = ( ma * g * L1 ) * * re / ( L + * hg ) ma * g 为汽车满载时的总质量与重力加速度的乘积；L 为轴距；L1为汽车 质心到前轴的距离；hg为质心高度； 为附着系数，re 为车轮有效半径。 ma = 2 吨 L1