毕业设计（论文）-KD1080轻型载重货车转向系及前桥设计（全套图纸）.pdf

目 录 前言 .1 第一章 概述 3 第二章 从动桥的方案确定 4 2.1 总述 4 2.2 从动桥设计 5 第三章 转向系的方案确定 6 3.1 概述 6 3.2 转向器结构形式及选择 6 3.3 循环球式转向器结构及工作原理 7 第四章 转向桥的设计计算 8 4.1 从动桥主要零件工作应力的计算 8 4.2 在最大侧向力(侧滑)况下的前梁应力计算 .8 4.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算 10 4.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 12 4.5 转向节推力轴承的计算 15 第五章 转向系的设计计算 16 5.1 转向系的设计及参数确定 17 5.2 转向系计算载荷的确定 19 5.3 循环球式转向器的设计与计算 20 第六章 转向主要零件的强度计算 26 结论 .28 参考文献 .29 致谢.30 附录 .31 kd1080 轻型载重货车转向系及前桥设计 摘 要 在本次毕业设计中，是关于轻型载货汽车的前桥及转向系统的设计。本着力 争性能可靠，价优，易造的设计构想，同时也主要参照拖厂的同类车型，努力去 改造，去创新。 转向从动桥是通过悬架和车相连，两侧安装着从动车轮，用以传递车架与车 轮之间的各种力和力矩。汽车的转向系是利用转向节使车轮可以偏转一定角度以 实现汽车的转向。汽车的转向系是用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构，在 行驶中起到重要作用。主要可分为机械转向系，动力转向系和电动转向系。其中 电动转向系是未来汽车转向系的发展方向。 综合各种因素，本次设计采用采用转向梯形机构布置在前轴之后的整体式车 桥和采用了正效率很高，操纵方便且使用寿命长的机械式循环球式转向器。本次 设计包括对转向从动桥结构形式的选择，主要是计算前轴、转向节、主销、主销 上下轴承、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应力校核。 还包括转向器的结构选择及其设计计算并对转向梯形进行优化设计。设计中水平 有限，但希望能设计出一辆经济实用的轻型载货汽车。 关键词：运输车，前桥，主销，转向轴 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 trucks front axle and steering system. i shall try my best to design my assignment,i want the light trucks 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 5 主要符号表 量的名称 量的符号 单位 汽车前轴 静载荷 g1 n 汽车 质心 高度 hg mm 转向 阻力矩 mr n.mm 接触 应力 mpa 前轮承受的制动力 p n 前轮承受的垂直 力 z1 n 垂向弯矩 m n.mm 水平 弯矩 mh n.mm 车轮所受 的重力 g w n 前轮轮 距 b mm 两钢板弹簧座 中心距 s mm 转矩 t n.mm 轮胎的滚动半径 rr mm 地面垂 向反力 z n 地面 侧向 反力 y n 力偶矩 q n.mm 轴承的轴向载荷 fa n 轴承 静承载 容量 cr0 kn 6 轴承当量静 载荷 p0 kn 转向轴 输入功 率 p 1 kw 转向器中的 摩擦功 率 p 2 kw 效率 导程 角 0 rad 附着系数 前言 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。 7 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。 8 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 9 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。 10 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)。 11 （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。 12 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 环球式球 面蜗杆蜗轮式、蜗杆曲柄销式和 齿轮齿条式等。 13 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 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。 14 综上 最后本次设计选 定循环球式转向器。 15 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： 16 图 41 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p 和 垂 直 力 z1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： m g z 1 1 1 2 = 式 中 ：g1 汽车 满载静止于水平路面时前桥 给地面的载荷，n； m 1 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%； z1= 2 1 g1m 1= = + 5 . 18 . 9 2 )40004000(35 . 0 20580 n 前轮所承受的制动力 z p 1 = 式 中 ： 轮胎与路面的 附着系数 取为 0.6； p=205800.6=12348 n 由 于 z1和p 对 前 梁 引 起 的 垂 向 弯 矩 m 和 水 平 方 向 的 弯 矩 mh 在 17 两 钢 板弹簧座 之间 达最大 值，分别为： 2 ) 2 ()( 1 1 21 sb gm g lgzm ww = nmm 22 1 1 212 sb m g lzlpmh = nmm 式 中 ：l2见图 31，取l2=335 mm g w 车轮(包括轮 毅、 制动器 等)所受的重力， n； 取g w =980n； b前轮轮 距取 b=1811 mm； s前梁 上两 钢板弹 簧座中心间的距离取为 650 mm 则 2 8501811 )98020580( = m =9417800 nmm 2 8501811 12348 = mh =5933214 nmm 制 动 力p 还使 前梁在主销 孔至钢板弹簧座 之间承受转矩 t： t= rpr nmm 式 中 ：rr轮胎的滚动半径取为 478 mm 则有 t=12348478=5902344 nmm 前 梁 在钢板弹簧座附 近危险断面处的弯曲应力 w和扭转应 （单位 均 为 mpa）分别为： tmmmhv 222 += ww tmmmhv 222 + = 式 中:w 前轴 弯曲截面系数，w=)( 32 33 dd 。 前 梁 应力 的许用 值 为 w =300500 mpa,当取d=60 mm ，d=45 mm 时 ，w=)( 32 4560 33 =12253.4 m=3984153.624 nmm w=325.14 w 故 d=60 mm ，d=45 mm 满足使用条件。 18 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 zl1 和 zr1 与 侧 向 反 力y l1 ，y r1 各 不 相 等 ， 前 轮 的 地 面 反 力(单位 都为 n)分别为： ) 2 1 ( 2 1 11 1 b hg z g l += ) 2 1 ( 2 1 11 1 b hg z g r = 1 1 11 1 ) 2 1 ( 2 b hg y g l += 1 1 11 1 ) 2 1 ( 2 b hg y g r = 式 中 ：hg汽 车 质心 高度 取 为840 mm； 1 车 轮与 地 面附 着系 数 取 为 0.3； 此时y l1 ，y r1 向右作用。则有： n zl 4 . 26342) 1811 3 . 08402 1 (20580 1 = += n zr 6 . 14817) 1811 3 . 08402 1 (20580 1 = = n yl 72.79023 . 0) 1811 3 . 08402 1 (20580 1 = += n yr 28.44453 . 0) 1811 3 . 08402 1 (20580 1 = = 侧 滑 时左、右钢板弹簧 对前梁的 垂直作用力为： s rhggtrgl +=)(5 . 0 1 1 11 s rhggtrgr =)(5 . 0 1 1 12 式 中: g 1满载时车 厢分配给前桥的 垂向总载荷 g 1=10269.8=10048.72n； 则 有 n tl 5 . 650650)412840(3 . 0823272.100485 . 0 1 =+= n tr 2 . 3398650)412840(3 . 0823272.100485 . 0 2 = 19 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d1的轮轴根部即 iii-iii 剖面处。 图 42 转 向 节 ， 主 销 及 转 向 节 衬 套 的 计 算 用 图 一 、 在制动工况下 iii iii 剖 面 处 的 轴 径 仅 受 垂 向 弯 矩 mv 和 水 平 方 向 的 弯 矩 mh 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 mv ，m h 及 iiiiii 剖 面 处 的合成弯矩应力 w（mpa）为： lgzm w 31 )(= l p mh3 = w mmhv w 22 + = = d p g z l w 3 1 2 2 3 1 . 0 1 )( + 式 中 ：d1转向节的 轮轴根部轴径取为 50mm，l3=30 mm， w =550 mpa， 则 20 w mmhv w 22 + = = 40 5933214 )9809417800( 3 2 2 1 . 0 30 + =379.34mpa 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 在 侧滑时 左、右转向节在 危险断面 iiiiii 处的弯矩是不等 的，可分别按下式求得： 222829247872.790230 4 . 26342 131 = rylzmrlliiiliii 125346247828.444530 6 . 14817 131 =+=+= rylzmrrriiiriii w mmiiiriiiiiiliii w 22 + = = 40 12534622228292 3 22 1 . 0 30 + =353.6mpa 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 z1所引起的力矩lz 11 ，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q mz 所形成的力 偶矩q mz （c+d）所平衡(见图42(b)，故 有 5 . 16292 6258 9520580 11 = + = + = dc lz qmz n 式中l1取 95， c 取 58， d 取 62 mm； 21 制 动 力 矩 rpr 由 位 于 纵 向 平 面 内 并 作 用 于 主 销 的 力q m 所 形 成 的 力 偶q m （c+d） 所 平衡(见图 42(c)。故 有 而作用于主销的制动力 p ，则由在转向节 上下衬套中 点处作用 于 主 销的力q u ，q l 平衡(见图 42(c)，且有： = + = + = 6258 62 4 . 3704 dc d p q u 1913.94n n dc c p q l 5 . 1790 6258 58 4 . 3704 = + = + = 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=n l l p 3 . 2815 6258 95 4 . 3704 5 1 = + = 力 n 位于侧向 平面内且与轮轴中心线的垂直距 离为l4（取为 80 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 nl4 (见图 42(b)。力矩 nl4由位于侧向 平 面 内并作用于主销的力 偶矩所平q mn （c+d）衡，故有 n dc nl qmn 9 . 1876 6258 80 4 . 2815 4 = + = + = 而 力 n 则内 存整向节 上下衬套中 点处作用于主销的力q nu ，q n1所平 衡 ， 且有 ： dc nd qnu + =n 6 . 1454 120 62 4 . 2815 = dc nl qnl + =n 8 . 1360 120 58 4 . 2815 = n dc rp q r m 3 .11792 6258 4784 .3704 = + = + = 22 由 图 42(b)可知，在转向节上衬套的中 点作用于主销的 合力q u 和 下 衬 套的中 心作用于主销的 合力q 1 分别为： )()( 22 qqqqqq umnumnmzu += = )94.19133 .11792()6 .14549 .187675.4887( 22 + + =11214.8n )()( 22 1 qqqqqq lmnlmnmz+ += =n 6 . 15815 8 . 1849245565641594=+ 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q 1 =15815.6n。 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q mz 是不相等 的， 它们可分别按下式求得： n dc rylz q rll mzl 6 . 1038 6258 47872.790295 4 . 26342 111 = + = + = n dc rylz q rrr mzr 3 . 5975 6258 47828.444595 6 . 14817 111 = + + = + + = 取 qqq mzrmzl, , 1 中最大的作为主销的计算载荷 n qq j 6 . 15815 1 =，计算主 销在前梁 拳部下端面应力 w和剪切应力 s： 23 h d q j w3 0 1 . 0 = mpa ； d q j s2 0 4 = mpa； 式 中 ： d0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=28mm； 4 . 13528 1 . 0 6 . 15815 32 3 = = w w ; 54.59 1 . 0 6 . 158154 32 2 = = s 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 l c j c d q 50 5 . 16 3230 6 . 15815 0 = = 式 中 ：l衬套 长为 30mm。 在静载荷下， 上式的计算载荷 取 = q j 5 . 16292 6258 9520580 11 = + = + = dc lz qmz n c j c mpa ld q = =52.10 3230 5 . 16292 0 此时的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na40kmh， 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 zl1 增大。 )( 2 (1 2 2 1 1 1 r v b hg z g a g l +=，将上述计算工况的 有关数据代入上式，并 没 b hg 1 0.5，则有： g g zl1 1 1 625 . 0 2 25 . 1 = ， 可近似地认为推力 轴承的轴向载荷 fa等于上述前外轮的地 面垂 向 外 力， 即: 24 fa n g 5145625 . 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kn cr 8 . 42 0 =进 行 ， 且 取 当 量 静 载 荷kn cp r 12.174 . 0 00 = fa ， 故 此 推 力 轴 承 满 足 要 求。 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。 25 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。 5.1.2传动比的 变化特 性传动比的 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 26 5.2.1 给定的主要计算 参 数 轴距 l=3800mm 轮距 前轮1811mm 后轮1645mm 轮胎 70.00-20 d=508mm b=293mm 最小转弯半径 小于等于7m 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450mm , 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=1811-2 100=1611mm），l为3800mm ， 前 轮 转臂a=120mm。 27 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 =32.88， max =41.51 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 28 转向 梯形选择的是 整体式后置梯 形（如图），图视为把三轴式 汽 车 假想为两 轴式时的 图形，l为假想的轴 线距离，即是上图的l, 为 转向 梯形的 底角， s为两个梯形臂延长线与汽车中 心线的交点与 前 轴 的距离，一般为2/32 3 l. 由公式 cot=0.75 k l （4-8） 得转向 梯形的 底角 =72.52 转向 梯形臂的长度m， 是参 考现有汽车梯形臂长度与主销中 心距 k之 比的统计数 据后进行 选择，一般范围是：m=(0.110.15)k。由 于 是 轻型载 重汽车， 固可 取梯形臂长度 m=182mm 。 由图形可 知，转向 横拉杆的长度 1 l 跟k和有关，其关系式 为： 1 l =k-2mcos （4-9） =1702mm 则 横拉杆 长度为 1702mm。 5.4 循环球式转向器的设计 5.4.1 转向器 （循环球式 ）的效率 为保证转向时 驾驶员转动转向盘的轻便，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 减 轻驾驶员在不平路面 上的疲劳，防止打手，又要求逆效率尽可 能 低 。 正效率 的计算 公式： 0 0 tan tan() + = + （4-10） 其中 0 为螺杆的螺线导程角，选6 ； 为摩擦角， =arctan ； 为摩擦因数，选0 . 0 4 ，则 = 2 . 2 9 。 数据代入（4-10）解得 +=72.1%。 29 逆效率 的计算 公式： 0 0 tan() tan = （4-11） =71.3%。 5.4.2 主要参 数的选择 主要参数参 考汽车设计 表7-1 齿扇 模数m=6mm，摇臂轴直径d=40mm，钢球中心距 1 d =35mm，螺 杆 外 径 2 d =34mm,钢球直径d=8mm,螺距p=10mm,工作圈数w=2.5，环流 行 数b=2，齿扇齿 数 z =5，齿扇整圆齿数z=13，齿扇压力角为2730 ， 切削角 =630，齿扇宽b=34mm。 5.4.3 螺杆 、钢球和螺母传 动副 螺母内径 3 d = 2 d +8% 1 d =36mm 每个环路中钢球的数 量为： 1 0 cos dw n d = 1 dw d =35 其 中 0 为螺杆 的螺线导程角，选6。 接触 角是钢球与 螺 杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法 向 截 面轴线间的夹角，一般 取45，以使轴向力和 径向力分配均匀。 图 3-3 螺 杆 ,钢 球 ,螺 母 传 动 副 转 向 盘转动 角，对应螺母移动距离s为： 30 2 p s = (4-12) 与 此 同时 齿扇 节圆转过的 弧长等与s，相应摇臂轴转过 p 角，其关 系 ： s= p r (4-13) 其 中r为齿扇 节圆半径 。 联 立（4-12）（4-13）得 = 2 p r p ，将 对 p 求导，得转向器 角 传 动 比 1 i为： 1 i 2 r p = 1 2 2 mz p = mz p =24.492 5.4.4 齿条 、齿扇传 动副设计 循环球式转向器的 齿扇为变厚齿扇 ，它的齿顶和齿根的轮廓是 圆 锥 的一部分，分度 圆上的齿厚是变化的，所以此传动副的设计主 要 是 变厚齿扇 的设计。 基准剖 面（1- 1剖面）的齿形计算 ： 名 称 公 式 结 果 (mm) 分 度 圆 直 径 dmz= d=78 齿 顶 高 02 12220 2() s srinvinv r = 11 hx m= h=6 齿 根 高 22 hx m= 2 h=7.5 齿 全 高 12 hhh=+ h=13.5 齿 顶 圆