机械毕业设计（论文）-重型自卸汽车转向系及前桥设计（全套图纸） .pdf

i 重型自卸汽车设计（转向系及前桥设计）重型自卸汽车设计（转向系及前桥设计） 摘摘 要要 汽车在行驶的过程中，需要按照驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即 所谓的汽车转向。汽车的转向系统是一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专 用机构，本文的研究内容即是重型自卸汽车的转向系设计。 本文针对的是与非独立悬架相匹配的整体式两轮转向机构。利用相关汽 车设计和连杆机构运动学的知识，首先对汽车总体参数进行设计，在此基础 上， 对转向器，转向传动机构进行选择，接着再对转向器和转向传动机构（主 要是转向梯形）进行设计，最后，利用软件 autocad 完成转向梯形和转向器 的设计图纸。 转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，在对转向器的设计 中，包括了螺杆钢球螺母传动副的设计和齿条齿扇传动副的设计，前 者是基于参照同类汽车，确定出钢球中心距，设计出一系列的尺寸，而后者 则是根据汽车前轴的载荷来确定出齿扇模数，再由此设计出所有参数的。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，本文在设计中借鉴同类汽车 转向梯形设计的经验尺寸对转向梯形进行尺寸初选。再通过对转向内轮实际 达到的最大偏转角时与转向外轮理想最大偏转角度的差值的检验，和作为一 个四杆机构对其最小传动角的检验，来判定转向梯形的设计是否符合基本要 求。 ii 本文在消化，吸收，总结，归纳前人的成果上，系统、全面地对机械动 力转向系进行理论分析，设计及优化。为重型自卸汽车转向系的设计开发提 供了一种步骤简单的设计方法。 关键词：转向系，转向器，转向梯形 iii the design of heavy dump (the design of steering system and rront axle) abstract in a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so- called steering. vehicle steering system is used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency, the contents of this paper is the study of light vehicle steering system design. this article is aimed at non- independent suspension and would like to match the overall style of the two steering. the use of the relevant vehicle design and kinematic linkage of knowledge, first of all, the overall parameters of the vehicle design, in this basis, the steering gear, steering transmission choice, and then to the steering gear and steering transmission (mainly trapezoidal steering ) design, and finally, the use of autocad software and the steering gear steering linkage to complete the design drawings. steering the ball of choice is the cycle of fan- type steering gear rack teeth, in the design of steering gear, including a screw - ball - vice- nut drive the design and rack - fan drive gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to determine the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters. steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linkage from a similar experience in the design of the size of the steering linkage to the primary size. through to the actual steering wheel in the maximum deflection angle with the steering wheel in the most ideal test of the difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transmission angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in line with the basic requirements. iv in this paper, digestion, absorption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the systematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretical analysis, design and optimization. for the light vehicle steering system design and development provides a simple design method steps. key word: steering system，steering gear，steering trapezoid v 目目 录录 前言前言 1 第一章第一章 从动桥结构方案的确定从动桥结构方案的确定 2 1.1 从动桥总体方案确定 2 第二章第二章 转向系结构方案的确定转向系结构方案的确定 3 2.1 转向系整体方案的分析 3 2.1.1 转向器方案的分析 . 3 2.1.2 循环球式转向器结构及工作原理 3 2.1.2 动力转向系统分类 . 4 2.2 转向系整体方案的分析 5 第三章第三章 从动桥的设计计算从动桥的设计计算 6 3.1 从动桥主要零件尺寸的确定 6 3.2 从动桥主要零件工作应力的计算 6 3.2.1 制动工况下的前梁应力计算 7 3.2.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算 9 3.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算 . 10 3.3.1 在制动工况下 . 10 3.3.2 在侧滑况下 . 11 3.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 . 12 3.4.1 在制动工况下 . 12 3.4.2 在侧滑工况下 . 13 第四章第四章 转向系统的设计计算转向系统的设计计算 . 15 4.1 转向系主要性能参数 . 15 4.1.1 转向器的效率 . 15 4.1.2 传动比的变化特性 . 16 4.1.3 给定的主要计算参数 . 16 4.1.4 转向盘回转总圈数n 17 4.2 转向系计算载荷的确定 . 17 4.3 循环球式转向器的计算 . 18 vi 4.3.1 循环球式转向器主要参数 . 18 4.3.2 螺杆、钢球和螺母传动副 . 18 4.3.3 齿条、齿扇传动副设计 . 19 4.4 循环球式转向器零件强度的校核 . 21 4.4.1 钢球与滚道间的接触应力 21 4.4.2 齿的弯曲应力 22 4.5 液压动力转向机构的计算 . 23 4.5.1 动力转向系统的工作原理 . 23 4.5.2 转向动力缸的工作分析 . 24 4.6 转向梯形机构确定、计算及优化 . 27 4.6.1 转向梯形结构方案分析 . 27 4.6.2 整体式转向梯形机构优化设计 . 28 第六章第六章 结论结论 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献参考文献 .错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致致 谢谢 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 1 前言前言 自卸车是利用发动机动力驱动液压举升机构，将车厢倾斜一定角度从而 达到自动卸货，并依靠箱货自重使其复位的专用汽车。 自卸车用途广泛，在矿山、水利工程、城市建设、公路、环卫等行业都 有专用的自卸车，在国民经济和社会发展中有着十分重要的地位还作用。这 些年来，随着经济的持续快速发展，基础建设投资逐年增加，重型自卸车市 场需求量急剧扩大，有着良好的市场前景。在这样的背景下，我们对重型自 卸汽车的设计就有着广阔的发展空间和重要的现实意义。 本次毕业设计主要是完成重型自卸汽车的前桥和转向系统的设计。对前 桥和转向系统的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来 进行设计；对于转向系统的重要组成部分转向器和转向传动机构进行分析设 计，选择合适的机构和零件。转向系要求根据车型好转向轻便、灵敏的原则， 选择转向系的类型好计算转向系的各项参数，并对转向梯形进行优化设计； 前桥要求根据前桥载荷选择前桥型式好校核前桥各部件的强度。 2 第一章第一章 从动桥结构方案的确定从动桥结构方案的确定 1.1 从动桥总体方案确定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、主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 现在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，所以 前桥采用整体式前桥。 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，为使转向轻便，在转向节和前梁拳部设 有圆锥推力滚子轴承。 3 第二章第二章 转向系结构方案的确定转向系结构方案的确定 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。 2.1 转向系整体方案的分析转向系整体方案的分析 2.1.1 转向器方案的分析转向器方案的分析 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。 循环球式转向器效率高、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，对主要零件加工精 度要求较高。 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。 2.1.2 循环球式转向器结构及工作原理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 4 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。 2.1.2 动力转向系统分类动力转向系统分类 目前，轿车上配置的助力转向系统大致分为三类：机械液压助力转向系 统、电子液压助力转向系统和电动助力转向系统。 ）机械式液压动力转向系统 机械式的液压动力转向系统一般由液压泵、油管、压力流量控制阀体、v 型传动皮带、储油罐等部件构成。液压泵靠发动机皮带直接驱动，无论车是 否转向，这套系统都要工作，而且在大转向车速上浪费了能量。驾驶这类车， 尤其是低速转弯时，觉得方向比较沉，发动机也比较费力气。又由于液压泵 的压力较低时，需要液压泵输出更大的功率以获得比较大的助力，目前采用 重型车普遍采用液压助力转向系统。 ）电控式液压助力转向系统 主要由储油罐、助力转向控制单元、电动泵、转向机、助力转向传感器 （用来检测转向时方向盘的角度和汽车转向的方向，为防侧倾控制提供转向 信息）等构成，其中助力转向控制单元和电动泵是一个整体结构。电子液压 转向助力系统克服了传统的液压转向助力系统的缺点。它所采用的液压泵不 再靠发动机皮带直接驱动，而是采用一个电动泵，动力来自于蓄电池。它所 有的工作的状态都是由电子控制单元根据车辆的行驶速度、转向角度等信号 计算出的最理想状态。简单地说，在低速大转向时，电子控制单元驱动电子 液压泵以高速运转输出较大功率，使驾驶员打方向省力；汽车在高速行驶时， 液压控制单元驱动电子液压泵以较低的速度运转，在不至于影响高速打转向 的需要同时，节省一部分发动机功率。 5 ）电动助力转向系统 电动助力转向系统(electronic power steering)，简称 eps，它利用电 动机产生的动力协助驾车者进行动力转向。eps 的构成，不同的车尽管结构 部件不一样，但大体是雷同。一般是由转向传感器、电子控制单元、电动机、 减速器、机械转向器、以及畜电池电源所构成。汽车在转向时，转向传感器 会“感觉”到转向盘的力矩和拟转动的方向，这些信号会通过数据总线发给 电子控制单元，电控单元会根据传动力矩、拟转的方向等数据信号，向电动 机控制器发出动作指令，从而电动机就会根据具体的需要输出相应大小的转 动力矩，从而产生了助力转向。在电子控制单元控制下，汽车能容易地实现 可变助力功能，即在车速较低的时候助力能量大，方向盘轻，车速高时助力 能量小，方向盘重，这样给安全行车带来好处。如果不转向，则本套系统就 不工作，处于休眠状态等待调用。一般高档轿车使用这样的助力转向系统的 比较多。 2.2 转向系整体方案的分析转向系整体方案的分析 此次毕业设计的是满载质量为 64t 的重型自卸车，满载时前桥载荷是 14.3t，分析可知：采用液压整体式助力转向系，机械转向器采用循环球式转 向器，分配阀采用转阀，转向传动机构采用整体式转向梯形，且布置在前桥 之后。 6 第三章第三章 从动桥的设计计算从动桥的设计计算 3.1 从动桥主要零件尺寸的确定从动桥主要零件尺寸的确定 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 4-1，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 v w 和水平弯曲截面系数 h w（单位 为 3 mm ）可近似取为： 3 3 20 5.5 v h wa wa = = (3- 1) 式中：a- - - - 工字形断面的中部尺寸。 由经验公式： 2200 ml wv= 式中：m- - - 作用于前梁上的簧上质量； l- - - 车轮中线至板簧中线的距离。 取 2 s-b =l=725 2 1200-2650 =mm(b 为前轮距，为 2650mm。s 为前梁上两 钢板弹簧中心间的距离，取为 1200mm) 3.2 从动桥主要零件工作应力的计算从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： 7 1-制动工况下的弯矩图 2-侧滑工况下的弯矩图 图 31 转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图 3.2.1 制动工况下的前梁应力计算制动工况下的前梁应力计算 制动时前轮承受的制动力 z p和垂直力 1 z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，转向桥转移，则前轮所承受的地面垂直反 力为： 2 11 1 mg z = 式中： 1 g汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，143992n； 1 m 汽车制动时对前桥的质量转移系数，bhm g / )(1 1 +=； g h 为整车满载质心高度； 为轮胎与路面的附着系数，制动工况时取 0.7；b 为整车质心到后桥中心线的水平距离（mm)。 97 . 1 1052 14607 . 0 1/1 1 = +=+=bhm g n mg z141833 8 . 14399297 . 1 2 1 2 11 1 = 前轮所承受的制动力：= 1 zpz 式中： 轮胎与路面的附着系数取为 0.7； nxp lz 992831418337 . 0 1 = 由于 1 z和 z p对前梁引起的垂向弯矩 v m 和水平方向的弯矩 h m 在两钢板 弹簧座之间达最大值，分别为： 8 mmn sb gm g lgzm wwv = 2 ) 2 ()( 1 1 21 22 1 1 212 sb m g lzlpm zh =nmm 式中： 2 l见图 31，取 2 l=725mm w g 车轮(包括轮毅、制动器等)所受的重力，n；取 w g=3229n； b 前轮轮距取 b=2650mm； s前