机械毕业设计（论文）-KD1060型货车转向及前桥设计（全套图纸） .pdf

1 kd1060 型货车设计（转向及前桥设计）型货车设计（转向及前桥设计） 摘摘 要要 汽车在行驶过程中，需 要经常改变行驶方向，这就需要有一套能 够 按 照司机意志来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构， 它将司机转 动 方 向盘的动作转变为车轮的偏转动作，这就是所谓的 转向系统。转 向 性 能是保证车辆安全， 减轻驾驶员劳动强度和提高作业效率的重要 因 素 。由于转向系 统是汽车的重要组成部分，它直接与 汽车的行驶稳 定 性 有重要的关系，与前悬 架和车轮 关系亦十分密切，故转向系统的 设 计 也是整车设计中的关 键一环。 本 设 计 为 kd1060型 载 货 汽 车 的 转 向 系 统 设 计 ， 转 向 系 统 设 计 内 容 主 要包括 转向系统 形式的选择、转 向 器的选择、转向 梯形的选择及 其 布 置。 在本次 设计中 采用了 机械式转向系统， 机 械式转向系统的 特点是 重 量 轻 ,结 构 紧 凑 ,布 置 方 便 ,维 修 容 易 ,操 纵 轻 便 ,稳 定 性 好 ,成 本 低 廉 ，不易出现 直线 行驶 时的蛇形现象 。机械式转向系统 还具有维修方 便 ，容易安装调整 的优点 。转向系统 的转向 器选用 的是整体式循环球 转 向 器 , 整 体 式 循 环 球 转 向 器 的 特 点 是 可 以 将 传 递 力 矩 机 构 之 间 的 滑 动 摩 擦 转 变 为 滚 动 摩 擦 ,这 就 使 得 转 向 传 动 效 率 提 高 ,使 用 寿 命 增 长,传动比可以 改变 ,转向 工作平稳可靠。 转向传动机构 选用整体式梯 2 形,这样有利于保证 kd1060型汽车在车 轮转动 时作无滑动 的 纯滚动运 动,并且机构 简单, 容易调整前轮前 束。 在说明书 的计 算部 分，对转向器和转 向 梯形主 要参数选 择 进行了 计 算 。此外 ，还校核 了主 要零件的强度。 关 键词 ：转向系统,机械转向,前桥,转向器 kd1060 goods vehicle design (steering system and the front axle) abstract the automobiles often need to change the direction in driving, then a particular set of device which can change or recover the automobiles running route according to the drivers will is needed. the device changing the action that the driver turns to move the steering wheel to the action of deflection of carriage wheels is called as steering system. the function of changing direction is to guarantee the vehicles safety, relieve the intension of labor and raise working efficiency. the steering system is important component of an automobile. it plays an important role on the driving stability of the automobile. and it also has close relationship with the front suspension and wheel tire components, so the design of the steering system is a key link in designing automobile. the aim of this project is to design the steering system for 3 kd1060 goods vehicle. the main job of designing steering system includes determining the kind of steering system, steering gear and the steering trapezoid and figure out how to fix them. manual steering system is adopted in this project. manual steering systems features are: weight light, tightly packed structure, convenient arrangements, easy manipulation, stabile quality, low cost. and the s form phenomenon seldom emerges in straightaway traveling. it has other advantages: convenient maintenance. integral circulating ball steering gears is working as steering gear in this design of medium freight steering system. integral circulating ball steering gears can change slide friction between devices of carry- over momentums into rolling friction. this feature is propitious to better transfer motion efficiency; prolong application life, change transmission ratio and better degree of reliability of steering. integrality trapezoid is adopted as steering drive linkage, to guarantee automobiles front wheel exercise of pure rolling without sliding. the structure is simple. and it is easy to adjust the toe- in. the calculation section of this paper is mainly concerning about steering trapezoid and steering gear .in addition, the life of the main components are also calculated in this section. key words: the steering system, manual steering, front axle, steering device 4 目 录 前 言 前 言. .1 第一章第一章 概 述 概 述 .2 第二章第二章 从动桥的方案确 定 从动桥的方案确 定. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .4 第三章第三章 转向系的方案确 定 转向系的方案确 定 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 3.1 转向系整体方案确 定 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 3.2 转向系结构形式及选 择 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 3.3 循环球式转向器结构及选 择 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 第四章第四章 从动桥的设计计 算 从动桥的设计计 算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 4.1从动桥主要零件尺寸的确 定 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 4 . 2 从 动 桥 主 要 零 件 工 作 应 力 的 计 算8 4 . 3 在 最 大 侧 向 力 ( 侧 滑 ) 工 况 下 的 前 梁 应 力 计 算.10 4 . 4 转 向 节 在 制 动 和 侧 滑 工 况 下 的 应 力 计 算.11 4.5 主 销 与 转 向 节 衬 套 在 制 动 和 侧 滑 工 况 下 的 应 力 计 算.13 4.6转向节推力轴承的计 算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 5 5 第五章第五章 转向系统的设计计 算 转向系统的设计计 算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 7 5.1 转向系主要性能参 数 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 7 5.2 主要参数的确 定 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 8 5.3 转向梯形的选择设 计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 0 5.4 循环球式转向器的设 计 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 1 5.5 转向系主要性能参数确 定 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 4 5 . 6 转 向 系 其 他 元 件 的 选 择 及 材 料 的 确 定.25 第六章第六章 转向系主要零件的强度计 算 转向系主要零件的强度计 算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 6 6.1 计算载荷的确 定 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 6 6.2 主要零件的强度计 算 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 6 第七章第七章 结 论 结 论 28 参考文 献 参考文 献2 9致 谢 致 谢. .30外文资料及翻 译 外文资料及翻 译 31 前言 6 在目前金融危 机的 大环境下，伴随着 汽车行业的 发展， 轻 型货 运 汽 车在 国民生产 中扮演着更 重要的 角色。 轻型载货 汽车 各个领 域得到了广泛应 用，对于它的设计是 依据 以 往 理论知识 及实践 经验 ，在满足其功用的前提 下来进行的。转向 系 统 是用来保 持或改变汽车行驶方向的机构，它在 整体设计中亦有 其 重 要地位 ， 对转向 时车轮正确运动和汽车的安全行驶有重 大影响 ， 这 就 要求其工 作可靠、操纵 轻便。 在目前的设计和 使用 方面，转向系统由机 械式和动力式两类， 由 于 动力式 转向系统能减轻驾驶员的 负担，而且操作方便，所以到 广 泛 使用 。机 械式 转向系统由于 造价低廉，而且能够满足轻型货车 等 一 大部分汽车的转向需 要， 固也得到了广泛的使用。机械式转向 系 由 操纵 机构 、转向 器和转向 传动机构组成， 其重点是转向 器和传 动 机 构的设计。 现今国 内轻型汽车多才用整体式循环球式 转向器， 整 体 式后置梯形 。 本毕业设计 说明书 ，主要讲述了前桥和转向系统的 选择设计和 方 案 分析。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。 7 第一章 概述 从动桥通过悬架与车架 相联，两侧安装着从动车轮， 用以在车 架 与 车轮 之间传递 铅垂 力 、纵向力和横向力。从动桥还要承受和传 递 制 动力矩 。 根据从 动车轮能 否转向， 从动桥分为转向 桥与非转向桥。一般 汽 车 多以前桥为转向 桥。为提高 操纵稳定性和机动性，有 些轿车采 用 全 四轮转向。 多轴 汽车 除前轮转向 外，根据对机动性的要 求，有 时 采 用两根以上的转向 桥直至全轮转向。 一般载货 汽车 采用 前置发动机后桥驱动的布置形式 ，故其前桥 为 转 向从动桥。轿车多采 用前置发动机前 桥驱动，越野汽车均为全 轮 驱 动，故它 们的前 桥既 是转向 桥又是驱动桥，称为转向 驱动桥。 从动桥按与 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。 与 非独立 悬架 相匹配的非断开 式从动桥是一根支承于左、 右 从 动车轮 上的刚性整体横梁，当又是转向 桥时，则其两端经转向 主 销 与转向 节相联 。断开 式从动桥与独立悬架相匹配 。 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 ，转向 桥的主销在汽车的 纵向和横向平而 内 都 有 一 定 倾 角 。 在 纵 向 平 面 内 ， 主 销 上 部 向 后 倾 斜 一 个 角 ， 称 为 主 销后 倾角。在 横向平 面内，主销上部向内倾斜一个角，称为 主 销 内倾角。还有车轮 外倾角及前束。 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 8 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(35km/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。 9 第二章 从动桥的方案确定 2.1 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 ， 注 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 种形式再现在汽车 上得到广泛应 用。因此本次 设 计 就采用了 非断开 式从 动桥。 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。 主销的几种结构型式 如 下图所示，本次设计用(a)。 10 （a） (b) (c) (d) 图 2-1 主 销 结 构 形 式 （ a）圆 柱 实 心 型 (b) 圆 柱 空 心 型 (c) 上 ，下 端 为 直 径 不 等 的 圆 柱 ， 中 间 为 锥 体 的 主 销 (d)下 部 圆 柱 比 上 部 细 的 主 销 车 轮 轮毂通过两个 圆锥 滚 子轴承支撑在转向 节外端的轴颈上，轴承 的 松 紧度可通过调整 螺母进行调整。轮毂外端用冲压的金属外罩罩 住。轮 毂内侧有油 封，以防润滑油进入制动器内。 11 第三章 转向系的方案确定 3.1 转向系整体方案确定 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 。 在现代汽车 结构中，常 用机械式转向系。机 械式转向系 依靠驾 驶 员 的手力转动方向盘， 经过转向 器和转向 传动机构 使转向轮偏转。 有 些 汽车 装有防伤机构和转向减 振装置。还有一些汽车的专 门装有 动 力 转向机构， 并借助 此机构来减轻驾驶员的 手力，以降低驾驶员 的 劳 累程度。 本次 设计 采用 机械式 转向器。 对 转 向系的 主要要 求有： 一 、操纵轻便。转向 时加在方向盘 上的力对轿车不超过 200n，对轻 型货 车不超过 360n,对中型货车不超过 450n,方向盘的 回转圈 数要少。 二 、工 作安全 可靠 。 三 、 在转向 后，方向盘有 自动回正能力，能保 持汽车有稳定的直 线 行 驶 能力。 四 、 在前轮 受到冲击 时，转向系 传递反向冲击到方向盘 上要小。 五 、应尽量减小转向系统 连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整， 除了设计 应正确 的选择导向轮的定 位角外 ，转向盘在中 间式的 自 由 行 程 应 当 保 证 直 线 行 驶 的 稳 定 性 和 转 向 盘 相 对 导 向 轮 偏 转角的灵敏 度。 3. 2 转向器结构形式及选择 根据转向 器所用传动副的不同，转向 器有多种。常见的有循 12 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。 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。 3.3 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 13 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。 综上最后 本次 设计 选 定循环球式 转向器。 14 第四章 从动桥的设计计算 4.1 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 = = (4- 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。 =wv 33 3 10 5 . 67 2200 10304490 mm= 求 得mma15= 4.2 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： 15 图 4 2 转 向 从 动 桥 在 制 动 和 侧 滑 工 况 下 的 受 力 分 析 简 图 1-制 动 工 况 下 的 弯 矩 图 2-侧 滑 工 况 下 的 弯 矩 图 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，n； 1 m 汽车 制动时 对前桥的质量转移系数，对轿车和载货 汽车的前 桥可取 1.5；质量分配给前桥 35%； 2 11 1 mg z =5 . 18 . 9604535 . 0 2 1 15550.76n 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 0.6； z p=15550.760.6=9330.45 n 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： mmn sb gm g lgzm wwv = 2 ) 2 ()( 1 1 21 16 22 1 1 212 sb m g lzlpm zh = nmm 式 中 ： 2 l见 图 31，取 2 l=397 mm w g 车轮(包括 轮毅、制动器等)所受的重力，n；取 w g=980n； b 前轮轮 距取 b=1567 mm； s前梁上两钢板弹簧座 中心间的距离取为 767 mm 则 mmnmv= =5784290 2 7671567 )98015550( 37040164006 . 015550= h mnmm 制 动 力 z p还使 前梁在主销 孔至钢板弹簧座 之间承受转矩 t： t= rz rp nmm 式 中 ： r r轮胎的滚动半径取 410 mm 则有 t=9330 410=3825300 nmm 前 梁 在钢板弹簧座 附近危险断面处的弯曲应力 w （单位为 mpa）为： vh w vh mm ww =+ 式 中: v w ， h w ，t见 式（4- 1） 前 梁 应力的许用值为 w =300500 mpa,当 a=15mm 时， w = 236.48nmm 得 ： ww 故 a=15mm 满足 使用 条件。 4.3 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算 当汽车 承受最大侧 向 力时无纵 向力作用，左、右前轮承 受的地 面 垂 向反力 l z1和 r z1 与侧向反力 l y1， r y1各不相等，前轮的 地面反力 (单 位都为 n)分别为： ) 2 1 ( 2 1 1 1 1 b h g z g l += ) 2 1 ( 2 1 1 1 1 b h g z g r = 17 1 1 1 1 1 ) 2 1 ( 2 b h g y g l += 1 ) 2 1 ( 2 1 1 1 1 b h g y g r = 式 中 ： g h 汽 车 质 心 高 度 取 为1100 mm； 1 车 轮 与 地 面 附 着 系数 取 为 0.42； 此时 l y1， r y1向右作 用。则有： nz l 3018.16480) 1567 42 . 0 11002 1 ( 2 35.20734 1 = += nz r 4254) 1567 42. 011002 1 ( 2 35.20734 1 = = ny l 72.692142. 0) 1567 42 . 0 11002 1 ( 2 35.20734 1 = += ny r 7 . 178642. 0) 1567 42. 011002 1 ( 2 35.20734 1 = = 侧 滑 时左、右钢板弹簧 对前梁的垂直作用力为： srhggt rgl + =)(5 . 0 1111 srhggt rgr =)(5 . 0 1112 式 中: 1 g 满载时 车厢分配给前桥的垂向总载荷 1 g =1232.989.8=12069.2n； 则 有 nt l 56.10008767)5001100(3 . 035.207342 .120695 . 0 1 =+= nt r 73.1169767)5001100(3 . 035.207342 .120695 . 0 2 = 4.4 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算 如图 42 所示，转向 节的危险断面在轴径为 1 d 的轮轴根部即 iii-iii 剖面处。 18 图 4 2 转 向 节 ， 主 销 及 转 向 节 衬 套 的 计 算 用 图 一 、 在制动工况下 iiiiii 剖面处的轴径仅受垂向弯矩 v m 和水平方向的 弯矩 h m 而 不 受转矩，因 制动力矩不 经转向 节的轮轴传递而直接由 制动底板 传 给 在转向 节上的安 装平 面。这时的 v m ， h m 及 iiiiii 剖面处的 合 成 弯矩应力 w （mpa） 为： 31 )(lgzm wv = 3 lpm zh = w mm hv w 22 + = () 3 1 2 2 1 3 1 . 0 d pgz l zw + 式 中 ： 1 d转向 节的轮 轴根部轴径取为 50mm，3l =30 mm， w =550 mpa， 则 w mm hv w 22 + = = () 3 2 2 501 . 0 933098015550 30 + =81.099mpa 得： ww 故 50mm 的轴颈满足 要求。 转向 节采用 30cr， 40cr 等中碳合金钢制造， 心部硬度 hrc241 285，高频淬火 后表面硬度 hrc5765，硬化层深 1.52.0mm。轮轴 根 部 的圆角液压处理。 二 、 在侧滑工 况下 19 在侧滑时 左、右转向 节在危险断面 iiiiii 处的弯矩是不等 的 ， 可分别下式求得： 146.234319641072.6921303018.16480 131 = rlll rylzm 998.860168410 7 . 1786304254 131 =+=+= rrrr rylzm 许 用 弯矩mmnm= 6 105 因 此 左右 转向 节都符合要求。 4.5 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 在制动和 侧滑工 况下 ，在转向 节上、下衬套的中 心，即与轮轴 中 心 线相距分别为 c，d 的两点处，在侧向平面(图 42(c)和纵向 平 面(图 42(d)内，对主销作用有垂直其轴线方向的 力。 一 、 在制动工况下 地面 对前轮的 垂向支承反力 1 z所引起的力矩 11l z， 由 位于通过主 销 轴 线的侧向平面内并 在转向 节上下衬套中点处垂直地作用于主销 的 力 mz q所形成的 力偶矩 mz q（c+d）所平衡(见图 42(b)，故有 27.12341 9891 15015550 11 = + = + = dc lz qmz n 式中 1 l取 150， c 取 91， d 取 98 mm； 制 动 力矩 rzr p由位于纵向平 面内并作用于主销的力 mz q所形成的力偶 mz q（c+d）所平衡(见 图 42(c)。故有 而作 用于 主销 的 制 动 力 z p，则 由在 转 向 节上 下衬 套中 点 处作用 于 主 销的力 zu q ， zl q 平衡(见图 42(c)，且有： n dc dp q z zu 78.4837 9891 989330 = + = + = n dc cp q z zl 22.4492 9891 919330 = + = + = 由 转 向桥的俯视 图(图 42(d)的下图)可知，制动时转向横拉杆的 作 用 力 n 为： n dc rp q rz mz 7 .20239 9891 4109330 = + = + = 20 n=n l lpz 76.7404 9891 1509330 5 1 = + = 力 n 位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为 4 l（取为 100 mm） 如将 n 的着力点 移至 主销中心线与轮铀中心线的交点处则需 对 主 销作用一侧向力矩 n 4 l(见图 42(b)。力矩 n 4 l由位于侧向平 面 内 并作用于主销的力偶 矩所平 mn q（c+d）衡，故有 n dc nl qmn9 .3917 9891 10076.7404 4 = + = + = 而 力 n 则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力 nu q， nl q 所平 衡 ， 且有： dc nd qnu + =n 5 . 3839 189 9876.7404 = dc nl qnl + =n25.2565 189 9176.7404 = 由 图 42(b)可知，在转向 节上衬套的中 点作用于主销的合力 u q 和 下 衬 套的中 心作用于主销的合力 1 q分别为： ()()2 2 tumznumnmzu qqqqqq+= =20440.3n ()()2 2 1tlmznlmnmz qqqqqq+=31708.2n 由 上 两式可 见，在汽车 制动时，主销的最大载荷发生 在转向 节下衬 套 的 中点处，其值为 1 q =31708.2n。 二 、 在侧滑工 况下 仅有在 侧向平面内起 作用的力和力矩，且作用于左右转向节主 销 的 力 mz q是不相等的，它 们可分别按下式求得： n dc rylz q rll mzl 766.1935 9891 41072.6921150301.16480 111 = + = + = n dc rylz q rrr mzr 1 . 7252 9891 4107 .1786150150.4254 111 = + + = + + = 取 mzrmzl qqq, 1 中最大 的 作为主销的计算载荷nqqj2 .31708 1= =， 计 算 主销在前 梁拳部下端面应力 w 和剪切应力 s ： 21 h d qj w 3 0 1 . 0 = mpa ； 2 0 4 d qj s = mpa； 式 中 ： 0 d 主销直径取 为 32 mm； h 转向 节下衬 套中 点至前梁拳部下端面的距离，见图42(a), 取 h=36mm； ww mpa = =35.34836 321 . 0 2 .31708 3 ; mpa s 4 .39 3214. 3 2 .317084 2 = = s ; 其中 w =500mpa； s =100mpa。 主销采用 20cr，20crni，20crmnti 等低碳合金钢制造，渗碳淬 火 ， 渗碳层深 1.01.5mm，hrc5662。 转向 节衬 套的 挤压应力 c 为： mpa ld q c j c 501 .26 3236 2 . 31708 0 = = 式 中 ：l衬套长为 36mm。 在静载荷下 ，上式的 计算载荷取 = j q 2 . 12341 9891 15015550 11 = + = + = dc lz qmz n = =mpa ld qj c 7 . 10 3236 2 . 12341 0 mpa c 15= 。 4.6 转向节推力轴承的计算 对转向 节推 力轴承 ， 取汽车以等速 a n 40kmh， 沿半径 r50m 的 圆 周行驶的 工况作为计 算工况。如果汽车向 右转弯，外轮即左前 左 轮 的地面 垂向反力 l z1增大。 )( 2 (1 2 2 1 1 1 g a g l r v b h g z+=， 将 上 述 计 算 工 况 的 有 关 数 据 代 入 上 式 ， 并 设 22 1 b hg 0.5， 则 有： 1 1 1 625 . 0 2 25 . 1 g g z l = ， 可 近 似 地 认 为 推 力 轴 承 的 轴 向 载 荷 a f 等 于 上 述 前 外 轮 的 地 面 垂 向 外 力，即: a fng13328625. 0 1= =。 鉴于转向 节推 力轴承 在工作中的 相对转角不大及轴承滚轮使圆 周 破 坏带来的 危险性， 轴承的选择按其静承载容量knc r 8 . 42 0 =进行， 且 取 当量静载荷kncp r 12.174 . 0 00 = a f ，故此推力轴承满足 要求。 23 24 第五章 转向系统的设计计算 5.1 转向系主要性能参数 5.1.1转向器的效率 功率 1 p 从转向 轴输入， 经转向 器输出所求得的效率 称为正效率， 用 符 号 + 表 示 ， 12 3 ()pp p + = ； 反 之 称 为 逆 效 率 ， 用 符 号 表 示 ， 32 3 ()pp p = 。 其 中， 2 p 为转向 器中的 摩擦功率； 3 p 为作用在齿条轴上的功率。为 了 保 证转向 时驾驶员转动方向盘轻 便，要求正效率高 ；为了保证汽 车 转 向后转向轮和转向盘 能 自动回正，又需要一定的 逆效率。为 了 减 轻 在不平 路面上行驶 时 驾驶员的 疲劳，车轮与 路面之间的作用力 传 至 方向盘 时应尽可能小，防止打手，这 又要求此逆效率尽可能低。 转向 器的正效率 + ： 影响 转向 器正效率 的 因素有：转向器 的类型、结 果特点 、结 构 参 数 和制造 质量等。转向 器类型、结 构特点与效率 在前述的几种 转 向 器中， 齿轮齿条 式、 循环球式 的正效率比较高。同一类型的转 向 器 ，因 结构不同效率 也 不一样。 转向 器逆效率 ： 根据逆效率 大小的不同，转向 器又分为可逆式、极限可逆式、 和 不 可逆式三种。 齿 轮齿条 式转向 器属 于可逆式转向器，其逆效率相当高，它能 保 证 转向 后，转向轮和转向 盘 自动回正。这 既减轻了驾驶员的 疲劳， 又 提 高了行驶的安全性。 但是，在 不平路面上行驶时，车轮 受到的 冲 击 力能大部分 传至转向盘， 造成驾驶员 “打手” ，使之精神紧张； 如 果 长时间 在不平 路面上 行驶， 易使驾驶员 疲劳，影响安全驾驶。 25 5.1.2传动比的变化特性 1. 转向系 传动比 转向系的 传动比包括 转向系的 角传动比和转向系的 力传动比。 2. 力传 动比与转向系角传动比的关系 轮 胎 与 地 面 之 间 的 转 向 阻 力 w f 和 作 用 在 转 向 节 上 的 转 向 阻 力 矩 r m之间 的关系 r w m f a = (4- 1) 式 中 ，a 为主 销 偏 移 距 此处 122amm= ， 指 从 转 向 节主 销 轴 线 的 延 长 线 与 支 撑 平 面 的 交 点 至 车 轮 中 心 平 面 与 支 撑 平 面 交 线 间 的 距 离 。 作用在方向盘 上的手力为 h f 为 2 h h sw m f d = (4- 2) 式中， h m 为作 用在方向盘 上的力矩； sw d 为方向盘的直 径。 将式(4- 1)、 (4- 2)代入 2 w p h f i f = 后得到 rsw p h md i ma = (4- 3) 有 (4- 3)知，当主销偏移矩 a 小时，力 传 动比 p i 应取大些才能保 持 转 向轻 便。 5.2 主要参数的确定 5.2.1 给定的主要计算参数 轴距 l=3308mm 轮距 前轮1567mm 后轮1485mm 轮胎 70.00-20 d=508mm b=293mm 最小转弯半径 小于等于7.5m 26 5.2.2 选择主要转向参 数 汽车在转向 时需要有 自动回正能力，这需要转向 主销在汽车的 纵 向 和横向平面内各有一 定的倾角。 所以选定主销后倾角为230 ， 主销内倾角为7，车轮 外倾角为1，前轮前 束为10mm。 转向盘由轮 毂、轮缘和轮辐构成，方向盘的直 径d有一系 列尺寸 （ 如 下表） 汽 车 类 型 方 向 盘 直 径 d， mm 轿 车 、 小 型 客 车 、 小 载 重 量 货 车 400 中 型 大 客 车 、 中 等 载 重 量 货 车 450、 500 大 型 客 车 、 大 载 重 量 货 车 550 可选择 方向盘直 径400mm , 转向轴是用双万向节，轴与万向节 的 连 接用花键来实现。 5.2.3 车轮的左右最大 转角确定 为了避免 在汽车转向 时产生路面对汽车行驶的 附加阻力和轮胎 的 过 快磨损 ， 要 求转向系统能保证汽车转向 时所有车轮 均做纯滚动， 这 就 需要所有车轮的 轴线都交于一点才能实现。此轻型货车应满足 转 向 时候最小转弯半径 小于7.5米， 而理想的车轮转 角与应满足 理 想 关系 式： k cot =cot + l (4-6) 式中为车轮 外转角，为车轮 内转角，k为两侧主销轴线与地 面 相 交点之间 的距离 （k=1567-2100=1367mm），l为3308mm ， 前 轮 转臂a=120mm。 又 因为 理想情 况下 ，最小转 弯半径 min r与外转向轮 最大偏转角 max 的 关 系 为： min max sin l r = （4-7） 联立 （4-6）（4-7）式得到： max =26.17， max =31.66 27 图 3-1 理 想 内 外 轮 转 角 关 系 简 图 5.3 转向梯形的选择设计 图 3-2 整 体 式 转 向 梯 形 1- 转 向 横 拉 杆 2-转 向 梯 形 臂 3-前 轴 转 向梯形选择 的是 整 体式后置梯形 （如图）