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JX16-39 【JX16-39】YG1090货车转向桥及转向器设计二维+论文

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【JX16-39】YG1090货车转向桥及转向器设计（二维+论文）,JX16-39,【JX16-39】YG1090货车转向桥及转向器设计二维+论文

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摘 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YG1090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形，这样有利于保证YG1090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YG1090 truck steering axle and steering gear designABSTRACTCar in the driving process，need to often change the direction of the vehicle，which requires is a can in accordance with the driver will to change or restore a car in the direction of the special institutions，it will be the driver rotates the steering wheel change of the movement in the wheel deflection action，which is the so-called steering system. Steering performance is an important factor to ensure the safety of vehicles，reducing the labor intensity and raise the working efficiency. The steering system is an important part of the car，it has a direct and driving stability of vehicle has important relationship， and the front suspension and wheel relationship is also very close， so to a key link in system design and vehicle design.The design for the design of YG1090 type truck steering system，steering system design mainly includes the choice of the form of steering system，steering gear selection， selection and layout of steering trapezoid.In the design of the mechanical steering system，mechanical steering system is characterized by light weight，compact structure，convenient arrangement，easy maintenance，manipulation of light，good stability，low cost，it is not easy to appear straight line driving serpentine phenomenon. The mechanical steering system also has the advantages of convenient maintenance，easy installation and adjustment. Steering system steering device chosen is the whole recirculating ball type steering gear，the whole recirculating ball type steering device characteristics can be transfer torque mechanism between change the sliding friction into rolling friction，which makes the steering transmission efficiency is improved，and increase the service life，transmission ratio can be changed to work stable and reliable. The steering transmission mechanism is selected as a whole trapezoid，which is favorable for the pure rolling motion of the YG1090 type automobile when the wheel rotates，and the mechanism is simple and easy to adjust the front of the front wheel.In the calculation part of the specification，the main parameters of the steering gear and the steering trapezoid are calculated. In addition，the strength of the main parts is checked.Key words: Mechanical steering， steering system， front axle， steering gearYG1090货车转向桥及转向器设计代国文 0111091191 绪论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，必须注意防止可能引起转向轮摆振，它是指汽车转向轮绕主销不断摆动的现象，它会破坏汽车的正常运行。转向盘的振动和强迫振动有2种类型。前者是由于轮胎侧向变形的滞回特性的影响，使得系统工作在轮胎的振动周期，这是系统的输入能量。如果后者的值是大于在系统中消耗的能量，系统将增加振动，直到能量达到动态平衡状态。此时，系统将继续以一定的振幅振动，这将形成一个振动频率的系统是接近系统的固有频率，这是不符合轮速，并将在很宽的速度范围。通常发生在低速行驶时是自然振动的类型。当转向轮和转向系统的周期性扰动激发，如车轮不平衡，端面跳动，轮胎不均匀的几何和运动干涉特性和机械，在车轮的转动将构成一个周期扰动。在扰动力的作用下，强迫振动发生。当干扰的激励频率与系统的固有频率相一致时，发生共振。方向盘的特点是相同的频率和方向盘车轮的速度，和共振范围窄（3 5公里/小时）。通常发生在高速行驶时经常是受迫振动类型。与复杂的因素影响引起转向轮摆振，结构设计和制造因素，如车轮和轮胎力学特性的不平衡，系统的刚度和阻尼，方向盘角度定位和强度等陀螺效应；和装配调整的影响，如前桥转向系统各环节之间的差距（影响系统刚度和摩擦系数（阻尼）。合理选择这些参数，优化它们之间的匹配，精心制造和装配调整，能有效地控制前轮的发生。设计以提高转向器总成，转向拉杆系统刚度、悬架刚度、提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆设置横向减振器以增加阻尼等控制前轮摆振的一些有效措施。2 从动桥结构2.1转向桥的组成部分 各种车型的非断开式转向桥的结构型式基本相同，它主要由前梁（由于汽车前桥为转向桥，因此其横梁常称前梁）、转向节、转向主销、转向梯形臂、转向横拉杆等组成。1)前梁前梁是非断开式转向从动桥最主要的零件，由中碳钢或中碳合金钢模锻而成。其两端各有一呈拳形的加粗部分作为安装主销前梁拳部。为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字行断面，并相对两端向下偏移一定距离，以便降低汽车发动机的安装位置，从而降低汽车传动系的安装高度并减小传动轴万向节主、从动轴的夹角；为提高前梁的抗扭强度，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连接的向下弯曲部分，则采用上述两种断面逐渐过度的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽支承面。非断开式转向从动桥的前梁亦可采用组合式结构，即由无缝钢管的中间部分和模锻成型的两端拳形部分组焊而成。这种组合式前梁适用于批量不大的生产，并可省去大型锻造设备。2)主销其结构型式有几种，如图2-1所示，其中（a）、（b）两种型式是最常见的结构。3)转向节多用中碳合金钢断模锻成整体式结构，有些大型汽车的转向节，由于其尺寸过大，也有采用组焊式结构的，即其轮轴部分是经压配并焊上去的。4)转向节臂、转向梯形臂由中碳钢或中碳合金钢如40、35Cr、40CrNi钢等用模锻加工制成。多采用沿其长度变化尺寸的椭圆形截面以合理地利用材料和提高其强度和刚度。5)转向横拉杆应选用刚性好、质量小的20钢，30钢或35钢的无缝钢管制造，其两端的球形铰接作为单独组件，组装好后以组件客体上的螺纹旋到杆的两端端部，使横拉杆的杆长可调，以便用于调节前束。球形铰接的球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A，20CrNi，20CrMnTi，工作表面经渗碳淬火，渗碳层深1.53.0mm，表面硬度5663HRC。允许采用40或45中碳钢制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处用滚压工艺增强，球形铰接的壳体用35钢或40钢制造。为了提高球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采用等离子或气体等离子金属喷镀工艺；亦可采用耐磨性好的工程塑料制造衬垫。后者在制造过程中可渗入专门的成分（例如尼龙-二硫化钼），对这类衬垫可免去润滑。图2-1 主销的结构型式(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6)转向节推理轴承承受作用于汽车前梁上的重力。为减小摩擦使转向轻便，可采用滚动轴承，如推力球轴承、推力圆锥滚子轴承等。也有采用青铜止推垫片的。7)主销上、下轴承承受较大的径向力，多采用滚动轴承（即压入转向节上、下中的衬套），也有采用滚针轴承的结构。后者的效率较高，转向阻力小，且可延长使用寿命。8)轮毅轴承多由两个圆锥滚子轴承组对，这种轴承的支承刚度较大，可承受较大负荷。轿车因负荷较轻，前轮毅轴承也有采用也有采用一对单列或一个双列向心轴承的，球轴承的效率高，能延长汽车的滑行距离，有的轿车采用一个双列圆锥滚子轴承。9)左、右轮胎螺栓多数为右旋螺纹，但有些汽车为了防松，左侧用左旋，右侧用右旋。2.2转向桥的结构及影响因素 非断开式转向桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用主销与前梁铰接并经一对轮毅轴承支承着车轮的轮毅，以达到车轮转向的目的。在左转向节的上耳处安装着转向梯形臂，后者与转向直拉杆相连；而在左、右转向节的下耳处则装有与转向横拉杆联接的转向梯形臂。有的将转向节臂与转向梯形臂联成一体并安装在转向节的下耳处以简化结构。制动底版紧固在转向节的凸缘面上。转向节的销孔内压入带有润滑槽的青铜衬套以减小磨损。为使转向轻便，在转向节下耳与前梁拳部之间可装滚子推力轴承，在转向节上耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有罗纹的楔形锁销将主销在前梁拳部的孔内，使之不能转动。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面内部有一定倾角。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相内倾斜一个角，称为主销内倾角。主销后倾使主销轴与路面的交点位于轮胎接地中心之前，该距离称为后倾拖距。当直线行驶的汽车的转向轮偶然受到外力作用而稍有偏移时，汽车就偏离直线行使而有转向，这时引起的离心力使路面、对车轮作用着一阻碍其侧滑的侧向反力，使车轮产生主销旋转的回正力矩，从而保证了汽车具有较好的直线行使稳定性。此力矩称为稳定力矩。稳定力矩也不宜过大，否则在汽车转向时为了克服此稳定力矩需在转向盘施加更大的力，导致转向沉重。主销后倾角通常在30以内。现在轿车采用低压宽断面斜交轮胎，具有较大的弹性回转力矩，故主销后倾角就可以减小到接近于零，甚至为负值。但在采用子午线轮胎时，由于轮胎的拖距较小，则需选用较大的主销后倾角。主销内倾也是为了保证汽车直线行驶的稳定性并使转向轻便。主销内倾使主销轴线与路面的交点至车轮中心平面的距离即主销偏移距减小，从而可减小转向时需加在转向盘上的力，使转向轻便，同时也可减小转向轮传到转向盘上的冲击力。主销内倾使前轮转向是不仅有绕主销的转动，而且伴随有车轮轴及前横梁向上的移动，而当松开转向盘是，所储存的上升位能使转向轮自动回正，保证汽车作直线行使。主销内倾角一般为5080；注销偏移距一般为3040mm。轻型客车、轻型货车及装有动力转向的汽车可选择较大的主销内倾角及后倾角，以提高其转向车轮的自动回正性能。但主销内倾角也大，即主销偏移距图2-2转向桥 1.转向推力轴承；2转向节；调整垫片；4.主销；5前梁不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏移时，随着滚动将伴随着沿路面的滚动，从而增加轮胎与路面的摩擦阻力，使转向变得很沉重。为了克服因左、右前轮制动力不等而导致汽车制动时跑偏，近年来出现了主销偏移距为负值的汽车。前轮定位除上述主销后倾角，主销内倾角外，还有车轮外倾角及前束，共四项参数。车前外倾指转向轮安装时，其轮胎中心平面不是垂直与地面，而是向外倾斜一个角度，称为车轮外倾角。此角约为0.501.50,一般为10左右。它可以避免汽车重载时车轮产生负外倾即内倾，同时车轮外倾也与拱行路面相适应。由于车轮外倾角使轮胎接地点内缩。缩小了主销偏义距，从而使转向轻便并改善了制动力的方向稳定性。前束的作用是为了消除汽车在行驶中因车轮外倾导致的车轮前端向外张开的不利影响（具有外倾角的车轮在滚动时犹如滚锥，因此当汽车向前行驶时，左、右两前轮的前端会向外张开），为此在车轮安装时，可使汽车两轮的中心平面不平行，且左、右轮前面轮缘间的距离A小于后面轮缘间的距离B，以使前轮在每一瞬间的滚动方向向着正前方。前束值即（B-A），一般汽车约为35mm，可通过改变转向横拉杆的长度来调整。设定前束的名义值时，应考虑转向梯形中的弹性和间隙等因素。在汽车的设计、制造、装配、调整和使用，必须注意防止可能引起转向轮摆振，它是指汽车转向轮绕主销不断强迫振动的现象，它会破坏汽车的正常运行。转向盘的振动和强迫振动有2种类型。前者是由于轮胎侧向变形的滞回特性的影响，使系统处于中间的振动周期和轮胎的受力做正功，即系统输入能量的外表面。如果后者的值是大于在系统中消耗的能量，系统将增加振动，直到能量达到平衡状态。此时系统将继续以一定幅度的振动，形成钟摆。其振动频率近似于系统的固有频率，但与车轮的转速不一致。当车轮转向车轮和转向系统时，受到周期性的激励，如车轮的不平衡。轮胎的几何和力学特性，轮胎的几何特性和力学特性都不统一，并且对运动的干涉等，在车轮的转动下，会形成周期性的扰动。在扰动力的作用下，强迫振动发生。当干扰的激励频率与系统的固有频率相一致时，发生共振。其特点是方向盘与轮速相同，而普通大豆油在共振转速下明显。通常发生在振动的摆时往往是强迫振动的类型。汽车转向轮摆振的原因和影响因素复杂，结构设计和制造因素，如车轮和轮胎力学特性的不平衡，在刚度和阻尼、转向盘角度定位和实力的陀螺效应；和装配调整的副作用，如前桥转向系统的间隙和摩擦之间的联系。合理选择相关参数。要优化它们之间的匹配，仔细调整装配，可以有效地控制前轮的发生。设计以提高转向器总成，转向拉杆系统刚度、悬架刚度、提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆设置横向减振器以增加阻尼等是控制前轮摆振的一些有效措施。3 转向系方案确定3.1转向系整体方案确定 车辆行驶方向变化或恢复的特殊机构，即车辆转向系统。转向系统可分为机械转向系统和动力转向系统。在现代汽车结构中，机械式转向系统。机械式转向系统取决于驾驶员的手，通过转向盘和转向传动机构，使转向盘转向转向盘偏转。一些汽车都装有防伤机构和转向减振器。和部分汽车的专门配备动力转向机构，并与各组织机构减少驾驶员的手部，以减少驾驶员的疲劳程度。机械式转向装置的设计。转向系统的主要要求是：一、操纵轻。当转向轮在汽车方向盘不大于200N，轻型货车不大于360N，不超过450N中型卡车，一个小的方向盘转动圈数。二、安全可靠的工作。三、在转向之后，方向盘有自动回正的能力，保持汽车的稳定性有直线。四，在前面的冲击，转向系统，以转移对转向盘的反向冲击小。五、应尽量减少转向系统与间隙连接，应自动补偿间隙调整，除对设计的定位应正确选择导向轮角度，转向盘在中间型自由行驶时应保证直驱稳定性和转向盘相对导向轮的偏折角敏感性。3.2转向系结构形式选择 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。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，工作可靠稳定，螺旋槽内的蜗杆和螺母经淬火后研磨，所以耐磨性和使用寿命长。调整工作齿轮和齿条啮合间隙可以很容易地进行。与其它形式的转向机构相比，该结构是复杂的，主要部件的加工精度较高。蜗杆曲柄销式转向传动比和啮合间隙变化的特性是有限的，不能完全满足设计者的意图。齿轮齿条式转向器具有结构简单、制造容易、成本低，因此，其正、逆效率。为了防止和减轻对方向盘的反向冲击，必须选择较大的传动比，或用减震器吸振装置。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 循环球式转向器一般有2种传动方式。第一阶段是一个螺杆螺母传动副，二级是齿条和小齿轮传动副。双锥滚子轴承支承轴颈。轴承的密封性可以通过调整垫片来调节。将转向螺母的下面加工成齿轮齿条，并与齿扇轴中的齿扇部分啮合。当方向盘由转向盘转动时，转向螺母不转动，只动轴运动，风扇轴带动旋转。为减小转向盘与转向螺母之间的摩擦，在螺杆与转向螺母之间设置一个小钢球。双螺旋槽可与圆形截面形状相似的螺旋管形通道相匹配。在导向螺母两端分别插入一对孔。管子里装满了钢球。两根导管内的螺旋管通道和螺母被组合成2个独立的闭式钢球运动员。转向装置的操作是双柱球在通道中的循环是分别封闭的，没有下垂。转向螺母上的齿轮是斜的，齿轮与齿轮啮合的齿轮是一个变厚齿扇，由分度圆齿厚的线关系改变。因为循环球式转向器传动效率很高，操作方便，使用寿命长。经常用在各种汽车。综上最后本次设计选定循环球式转向器。4 从动桥设计计算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和水平弯曲截面系数（单位为）可近似取为 (4-1)式中 a-工字形断面的中部尺寸。由经验公式： 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。 求得4.2从动桥主要零件工作应力计算 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：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和垂直力传给前梁，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： 式中：汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N；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%；=15550.76N前轮所承受的制动力 式中：轮胎与路面的附着系数取为0.6；=15550.760.6=9330.45 N由于和对前梁引起的垂向弯矩和水平方向的弯矩在两钢板弹簧座之间达最大值，分别为： Nmm式中：见图31，取=397 mm车轮(包括轮毅、制动器等)所受的重力，N；取=980N；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 Nmm制动力还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T：T=Nmm式中：轮胎的滚动半径取410 mm则有 T=9330410=3825300 Nmm前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力（单位为MPa）为： 式中: ，T见式（4-1）前梁应力的许用值为=300500 Mpa，当a=15mm时，= 236.48Nmm 得：故a=15mm满足使用条件。4.3在最大侧向力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和 与侧向反力，各不相等，前轮的地面反力(单位都为N)分别为： 式中：汽车质心高度取为1100 mm；车轮与地面附着系数取为0.42；此时，向右作用。则有： 侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用力为： 式中: 满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷=1232.989.8=12069.2N；则有 4.4转向节在制动和侧滑工况下的应力计算 如图4-2所示，转向节的危险断面在轴径为的轮轴根部即III-III剖面处。 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和水平方向的弯矩而不受转矩，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，及IIIIII剖面处的合成弯矩应力（MPa）为： =式中：转向节的轮轴根部轴径取为50mm，=30 mm，=550 MPa，则 =81.099MPa 得： 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HRC241285，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：许用弯矩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所引起的力矩，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所形成的力偶矩（c+d）所平衡(见图42(b)，故有 N 式中取150，c取91，d取98 mm；制动力矩由位于纵向平面内并作用于主销的力所形成的力偶（c+d）所平衡(见图42(c)。故有而作用于主销的制动力，则由在转向节上下衬套中点处作用于主销的力，平衡(见图42(c)，且有：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=力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为（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 (见图42(b)。力矩N由位于侧向平面内并作用于主销的力偶矩所平（c+d）衡，故有而力N则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力，所平衡，且有：=由图42(b)可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力和下衬套的中心作用于主销的合力分别为： =20440.3N=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=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是不相等的，它们可分别按下式求得： 取中最大的作为主销的计算载荷，计算主销在前梁拳部下端面应力和剪切应力： MPa； MPa；式中： 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； ; ;其中=500MPa；=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为：式中：衬套长为36mm。在静载荷下，上式的计算载荷取 N。4.6转向节推力轴承和止推垫片的计算 计算时首先要确定推力轴承和止推垫片的当量静载荷推力轴承计算对转向节推力轴承，文献推荐取汽车以等速va=40km/h、沿半径R=50m或以va=20km/h,沿半径R=12m的圆周行使的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯则其前外轮即前左轮的地面垂向反力Z1L增大。汽车前桥的侧滑条件为P1=m1Y1L+Y1R=G11=m1g1=820101.0=8200N (4-46)式中：P1前桥所受的侧向力，N；m1汽车满载时的整车质量分配给前桥的部分；R汽车转弯半径，mm;va汽车行使速度，mm/s;g重力加速度，mm/s2；Y1L、Y1R地面给左、右前轮的侧向反作用力，N；1轮胎与地面的侧向附着系数；G1汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N。由上式可得1= (4-47)Z1L= (4-48)将上述计算工况的va、R等的有关数据代入(3-44), (3-45)式，并hg/B=0.5, 则有Z1L=1.25G1/2=0.625G1可近似地认为推力轴承的轴向载荷F，等于上述前轮的地面垂向反力，即有Fa=0.6256G1=0.6256150=3844 N (4-49)鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大的及轴承滚道圈破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量C0进行，且取当量静载荷P0为：P0=（0.50.33）C0转向节止推垫片的计算当采用青铜止推垫片代替转向节推力轴承时，在汽车满载情况下，止推垫片的静载荷可取为Fa=3075 N (4-50)这时止推垫片的挤压力为c=1 MPa (4-51)式中：d；D止推垫片的内、外径。通常取c30Mpa。5 从动桥定位参数当转向轴保证汽车转向功能时，转向盘应具有自动返回功能，从而保证车辆的稳定性。即当方向盘在外力作用时，当被外力作用时，一旦外力作用消失，应能自动返回到原来的直线运动位置。自动回正效应由转向盘定位参数保证，也就是转向盘、主销和前轴应与相对位置安装。转向轮定位参数的定位参数有：主销的倾斜角度、主销的倾斜角、前轮的外倾角和前轮的前角。4。5.1主销后倾角 设计转向桥时，使主销在汽车的纵向平面内，其上部有向后的一个倾角，即主销轴线a) b)5-1主销后倾角作用示意图和地面垂直线在汽车纵向平面内的夹角，如图5-1所示。主销后倾角能形成回正的稳定力矩。当主销具有后倾角时，主销轴线与路面的交点a将位于车轮与路面接触点b的前面，如图5-1a所示。当汽车直线行使时，若转向轮偶然受到外力作用稍有偏移（例如向右偏移），将使汽车行使方向向右偏离。这时，由于汽车本身离心力的作用，在车轮与路面接触点b处，路面对车轮作用着一个侧向反力Fy。反力Fy对车轮形成绕主销轴线作用的力矩FyL，其方向正好与车轮偏移方向相反。在此力矩作用下，将使车轮回到原来中间的位置，从而保证汽车稳定直线行使，故此力矩称为稳定力矩。但此力矩不宜过大。否则在转向时为了克服该稳定力矩，驾驶员要在转向盘上施加较大的力（即所谓转向沉重）。因稳定力矩的大小取决力臂L的数值，而力臂L又取决于后倾角的大小。现在一般采用角不超过2030。现在高速汽车由于轮胎气压降低、弹性增加，而引力稳定性增大。因此，角可以减小到接近于零，甚至为负值。本设计采用主销后倾角为零。5.2主销内倾角 在设计转向桥时，主销在汽车的横向平面内，其上部向内倾斜一个角（即主销轴线与地面垂直线在汽车横向平面内的夹角）称为主销内倾角，如图5-2a所示。 a) b) c)图5-2主销内倾角作用示意图及车轮外倾角对主销角度也具有自动回轮的功能，如图5-2b所示。当转向轮的角度在中间位置在外力作用下偏转，车轮的低点将低于路面。但实际汽车车轮的边缘是不可能下降到路面下面，车轮将转向车轮与汽车前部的一部分，以提高相应的高度，使重力的汽车本身必须循环到原来的中间效果的位置。此外，主销内倾角是销轴的赢家和道路交叉口，与地面平面交叉口距离C降低车轮的中心（图5-2a），它可以减少方向盘转向力转向驱动和转向操纵轻便，同时也可减少从翻来翻去车轮的冲击力。但C值不能太小，角度不宜过大，否则在绕主销偏转方向盘，轮胎与路面之间会产生较大的滑动，从而增加摩擦阻力轮胎与路面之间。这不仅使转向更重，而且还加快了轮胎磨损。因此，一般内倾角不大于80，本设计内倾角为7.5度。主销内倾角是在前梁设计中保证的，由机械加工实现的。加工时，将前梁两端主销孔轴线上端向内倾角就形成内倾角。5.3车轮外倾角 除上述主销后倾角和内倾角两个角度保证汽车稳定直线行使外，前轮外倾角也具有定位作用。是通过车轮中心的汽车横向平面与车轮平面的交线与地面垂线之间的夹角，如图5-2c所示。如果在路面上安装了空的车轮安装，充分，轴的轴承和变形，并可能车轮的倾斜，这将加速轮胎不均匀磨损。此外，减少路面对车轮的垂直反作用力，减少车轮紧固螺母的载荷，减少路面的使用寿命。因此，为了使轮胎的不均匀磨损和减少外轮轮毂轴承的载荷，当安装车轮时应提前向车轮的外倾角，以防止车轮的倾斜。同时，车轮的外倾角也可以与拱路面相适应。但是，外倾角不宜过大，否则会被轮胎磨损。前轮外倾角是在转向节设计中确定的。设计时使转向节轴颈的轴线与水平面成一角度，该角度即为前轮外倾角（一般为10左右）。5.4车轮前束 车轮外倾角，当滚动类似于滚动锥，从而导致车轮向外走。由于横拉杆的约束和桥的车轮不能滚出来，车轮会出现在地面上的管道侧滑现象，从而增加了轮胎磨损。为了消除不良后果的拱，安装车轮时，对该车的两个前轮中心不平行，从距离的前两轮的边缘从B的边缘距离小于后者，如图4-3所示。这可以使车轮在每一个时刻的滚动方向接近前面。在很大程度上，以减少和消除造成的不利后果的车轮外倾角。前轮前束可通过改变横拉杆的长度来调整，调整时，可根据各厂家规定的测量位置，使两轮前后距离差A-B符合国家规定的前束值。一般前束值为012mm。测量位置除图示位置外，还通常取两轮胎中心平面出的前后差值，也可以选取两车轮钢圈内侧面处前后差值。此外，前束也可用角度前束角表示，如图5-3中的角。5-3车轮前束6转向系统的设计计算6.1转向系主要性能参数 6.1.1 转向器效率功率从转向轴输入，经转向器输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示，。其中，为转向器中的摩擦功率；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。6.1.2 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和作用在转向节上的转向阻力矩之间的关系 (6-1)式中，a为主销偏移距此处，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为 (6-2) 式中，为作用在方向盘上的力矩；为方向盘的直径。将式(4-1)、 (4-2)代入后得到 (6-3)有 (4-3)知，当主销偏移矩a小时，力传动比应取大些才能保持转向轻便。6.2主要参数确定 6.2.1 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7.5m6.2.2 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。6.2.3 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： (6-6)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），为3308mm ，前轮转臂a=120mm。又因为理想情况下，最小转弯半径与外转向轮最大偏转角的关系为： （6-7）联立（6-6）（6-7）式得到： =26.17， =31.66 图6-1 理想内外轮转角关系简图6.3转向梯形的选择设计 图6-2 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），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2/3l。由公式cot=0.75 （6-8）得转向梯形的底角 =72.78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=150mm 。由图形可知，转向横拉杆的长度跟K和有关，其关系式为： =K-2mcos （6-9） =1262mm则横拉杆长度为 1262mm。6.4循环球转向器的设计 6.4.1 转向器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： （6-10）其中为螺杆的螺线导程角，选6；为摩擦角，=；为摩擦因数，选0.04，则=2.29。数据代入（4-10）解得 =72.1%。逆效率的计算公式： =71.3%。 （6-11）6.4.2 主要参数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=35mm，螺杆外径=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=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。 6.4.3 螺杆、钢球和螺母传动副螺母内径=+8%=36mm每个环路中钢球的数量为： =35其中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6-3 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： (6-12)与此同时齿扇节圆转过的弧长等与s，相应摇臂轴转过角，其关系： S=r (6-13)其中r为齿扇节圆半径。联立（6-12）（6-13）得= ，将对求导，得转向器角传动比为： =24.4926.4.4 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D=90齿顶高=6齿根高=1.5齿全高h=7.5齿顶圆直径=102分度圆齿厚=9.42顶圆压力角=39.75顶圆齿厚=6最大变位系数剖面（2-2剖面）齿顶变尖核算：名称公式结果（mm）最大变位系数=0.3608齿顶圆半径=50.1648齿顶圆压力角=40.642分度圆齿厚=11.4389齿顶圆齿厚=1.698图6-4 变厚齿扇齿形计算简图6.5转向系主要性能参数确定 6.5.1 转向系的角传动比= （6-14）式中为转向器的角传动比，=24.492；为转向传动机构的角传动比，一般选择=1。代入（9） 得 =24.492其中 式中为转向摇臂长（mm），所以=137mm。6.5.2 转向盘旋转圈数 (6-15)式中为转向盘从一个极限位置到另一个极限位置所转过的角度，且： =24.492（26.17+31.66） =1416.37 所以 n=1416.37360=3.9 (圈)6.6转向系其他元件的选择 转向主销选用圆柱实心型，D=40mm；一般选用20Cr。转向节臂和梯形臂有中碳钢或中合金钢如35Cr，40，40Cr等模锻加工而成，一般选用40Cr。转向纵、横拉杆应选用质量较轻刚性较好的20，30或40无缝钢管制造，选用40钢。球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrMnTi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi等制造（如下图所示结构），一般选用20CrMnTi。图6-5 转向主销1-球头销 2-球头碗 3-压紧弹簧7转向系主要零件强度校核7.1计算载荷的确定 转向系全部零件的强度，是根据作用在零部件上的力来确定的。一般来说汽车在沥青或混凝土路面上的园地转向阻力，用经验公式计算： ，N.mm （7-1）载重前轴负荷（N）质心高度(mm)空载9775.51100满载21324.8852 数据代入（5-1）得 = N.mm 由于力矩平衡