基于有限元分析的汽车转向支持桥设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】
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基于有限元分析的汽车转向支持桥设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】,基于,有限元分析,汽车,转向,支持,设计,说明书,CAD,SOLIDWORKS
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基于有限元分析的汽车转向支持桥设计目录摘要4ABSTRACT5第一章 绪论61.1引言61.2转向支持桥的定义71.3转向支持桥的安装形式71.4 转向支持桥的结构81.4.1 转向支持桥的组成部分81.4.2 转向支持桥的结构及其影响因素91.5转向支持桥国内外研究现状与趋势101.6 本文的主要内容12第二章 转向支持桥设计计算143.1前桥的结构形式143.2 转向支持桥主要零件尺寸的确定143.3 转向从动桥前梁应力计算163.2.1 在制动情况下的前梁应力计算163.2.2 在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算173.4 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算193.4.1 工况下的转向节应力计算193.4.2 在汽车侧滑工况下的转向节应力计算203.5 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算203.5.1 在汽车制动工况下的计算203.5.2 在汽车侧滑工况下的计算223.6 推力轴承和止推垫片的计算233.6.1 推力轴承计算233.6.2 转向节止推垫片的计算243.7轮胎的选取243.7.1 轮胎与车轮应满足的基本要求243.7.2 轮胎的分类243.7.3 轮胎的特点与选用253.8转向支持桥定位参数273.8.1 主销后倾角293.8.2 主销内倾角303.8.3 车轮外倾角313.8.4 车轮前束323.9 轮辋的尺寸计算33第四章转向支持桥关键零件的有限元分析及优化354.1有限元法和ANSYS/WORKBENCH分析软件354.1.1有限元法概述354.1.2ANSYS/WORKBENCH软件介绍364.2建立实体模型374.3材料属性及单位制394.4单元选择与网格划分394.5边界处理404.6运算及结果分析434.7优化分析474.7.1优化的数学模型474.7.2优化设计48结论51致谢52摘要我国作为一个发展中国家，汽车使用越来越多，而当前由于设计方案所限，不能精确地选择零部件的尺寸和结构，造成有的地方强度不够，而有的地方强度又过剩，严重地影响了产品的开发和设计，造成直接经济损失。特别对于诸如转向支持桥等部件,因不能准确确定其失效原因和部位，造成不能从根本上解决其失效问题。不同类型的货车在我国的市场中占有相当大的比例，他们的性能的好、坏在一定程度上也影响着汽车在市场上的地位。针对以上问题，本设计选用汽车转向支持桥作为设计对象，通过有限元分析及合理的计算，结构设计，而达到汽车转向支持桥具有较好的转向灵敏性。转向支持桥是汽车底盘的重要总成，它直接与转向系统和悬架等相联系，用来实现汽车的转向、前轮定位和支撑作用。课题研究对象是后轮驱动汽车的转向支持桥，主要零件包括前梁、主销、转向节等，这些关键零部件的设计对整个转向支持桥性能具有很大的影响。采用有限元技术研究这些关键零部件的静力学特性，对其结构进行优化设计，是非常重要和必须的。在此基础上，再进行转向支持桥设计不但可以获得最佳的转向支持桥基本参数，还可以大大缩短转向支持桥总成开发周期、降低开发费用，提高设计质量，保证其设计的精确性。通过本课题的研究学生可以完成理论课程的实践总结，掌握一种流行的设计方法和软件，获得一定的研究工作方法，提高科研工作素质。本文主要的设计内容如下:（1）转向支持桥主要零部件的设计；（2）主要零部件的有限元分析与优化；（3）主要零部件的设计修正；（4）在CAE分析的基础上完成设计图纸。关键词: 有限元，汽车，转向支持桥，转向节，主销ABSTRACT第一章 绪论1.1引言我国作为一个发展中国家，汽车使用越来越多，而当前由于设计方案所限，不能精确地选择零部件的尺寸和结构，造成有的地方强度不够，而有的地方强度又过剩，严重地影响了产品的开发和设计，造成直接经济损失。特别对于诸如转向支持桥等部件,因不能准确确定其失效原因和部位，造成不能从根本上解决其失效问题。不同类型的货车在我国的市场中占有相当大的比例，他们的性能的好、坏在一定程度上也影响着汽车在市场上的地位。针对以上问题，本设计选用汽车转向支持桥作为设计对象，通过有限元分析及合理的计算，结构设计，而达到汽车转向支持桥具有较好的转向灵敏性。前桥即非驱动桥，又称从动车桥。它通过悬架与车架(或承载式车身)相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架(或承载式车身)与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。前桥还要承受和传递制动力矩。根据从动车轮能否转向，前桥分为前桥与非前桥。一般汽车多以前桥为前桥。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前桥直至全轮转向。一般载客汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向前桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它们的前桥既是前桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。前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前桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是前桥时，则其两端经转向主销与转向支持桥相联。断开式前桥与独立悬架相匹配。非断开式转向前桥主要由前梁、转向支持桥及转向主销组成。转向支持桥利用主销与前梁铰接并经一对轮毂轴承支承着车轮的轮毂，以达到车轮转向的目的。在左转向支持桥的上耳处安装着转向支持桥臂，后者与转向直拉杆相连；而在转向支持桥的下耳处则装着与转向横拉杆相连接的转向梯形臂。有的将转向支持桥臂与梯形臂连成一体并安装在转向支持桥的下耳处以简化结构。转向支持桥的销孔内压入带有润滑油槽的青铜衬套以减小磨损。为使转向轻便，在转向支持桥上耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有螺纹的楔形锁销将主销固定在前梁拳部的孔内，使之不能转动。前桥的功用：前桥也称非驱动桥，又称从动车轴。它通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两端安装从动车轮，用以承受和传递车轮与车架之间的力（垂直力、纵向力、横向力）和力矩，并保证转向轮作正确的转向运动。图1.1 转向支持桥1.2转向支持桥的定义转向支持桥是汽车的重要组成部分，转向支持桥是利用车桥中的转向支持桥使车轮可以偏移一定角度，并承受地面与车架之间的力及力矩，以实现汽车的转向。前桥通过悬架与车架(或承载式车身)相联，两侧安装着从动午轮，用以在车架(或承载式车身)与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。前桥还要承受和传递制动力矩。前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。前桥按与之匹配的悬架结构不同可分为非断开式与断开式两种。由于小型载客汽车要求价廉，所以多采用非断开式前桥。非断开式的前桥主要有前梁，转向支持桥和转向主销组成。1.3转向支持桥的安装形式各种车型的转向支持桥结构基本相同，主要由前梁、转向支持桥组成。一般载客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，越野车均为全轮驱动，故他们的前桥既是转向支持桥也是驱动桥，称为转向驱动桥。转向支持桥按与其匹配的悬架结构不用，又可分为非断开式与断开式两种。与非独立悬架匹配的非断开式的转向支持桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向支持桥时，其两端经转向主销与转向支持桥相连。断开式转向支持桥与独立悬架相匹配。1.4 转向支持桥的结构1.4.1 转向支持桥的组成部分各种车型的非断开式转向支持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支持桥，因此其横梁常称前梁）、转向支持桥、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)转向支持桥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支持桥，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)转向支持桥臂、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1-1 主销的结构型式(a)圆柱实心型；(b)圆柱空心型；(b)(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)转向支持桥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（即压入转向支持桥上、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。1.4.2 转向支持桥的结构及其影响因素非断开式转向支持桥主要由前梁、转向支持桥及转向主销组成。转向支持桥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。在左转向支持桥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、右转向支持桥的下耳处则装有与转向横拉杆联接的转向梯形臂。有的将转向支持桥臂与转向梯形臂联成一体并安装在转向支持桥的下耳处以简化结构。制动底版紧固在转向支持桥的凸缘面上。转向支持桥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，在转向支持桥下耳与前梁拳部之间可装滚子推力轴承，在转向支持桥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。1.5转向支持桥国内外研究现状与趋势转向支持桥是汽车上的重要零件,它的主要功能是承载和转向,即支撑车体重量,传递转向力矩和承受前轮刹车制动力矩等。因此,对转向支持桥的外形结构和机械性能有严格的要求。根据车型,转向支持桥可分为重型汽车转向支持桥、中型汽车转向支持桥、轻型汽车转向支持桥、微型汽车转向支持桥、客车转向支持桥和轿车转向支持桥六大类;按所用的材料和制造方法分为锻钢转向支持桥、铸铝转向支持桥和铸铁转向支持桥三种;按其形状特征分为长杆类转向支持桥、中心孔类转向支持桥和套管类转向支持桥三种,长杆类转向支持桥主要由杆部、法兰和枝权构成,一般多用于大中型汽车和大客车中;中心孔类转向支持桥主要由基座、法兰和枝权构成,基座中心带孔,一般多用于前桥驱动的轿车当中;套管类转向支持桥主要由长杆、套管和法兰构成。国内外诸多学者对汽车转向支持桥的研究主要有两类。第一类研究主要是对转向支持桥的制造工艺和加工方法等方面进行研究。早期生产转向支持桥采用热模锻工艺,如李尊荣研究了重型汽车转向支持桥热模锻工艺;罗晴岚等4研究了热模锻生产线上转向支持桥的工艺特点和模锻变形力等。之后,张运军、高占民等人6讨论了汽车转向支持桥及转向支持桥臂的锻造工艺,认为采用锤上锻操作方便,节省材料;董之社7采用半封闭挤压生产工艺,与锤锻相比单只锻件可节约原材料。近年来,有限元数值模拟方法逐步应用于转向支持桥的制造加工当中,如郑运廷等人8采用刚塑性有限元法对矿用汽车转向支持桥预锻成形进行二维模拟;赵德颖、孙惠学等人详细分析了轿车转向支持桥的特点和目前轿车转向支持桥成形工艺的问题,提出在16MN闭塞液压机上采用闭塞挤压工艺成形轿车转向支持桥,并利用分析软件对成形过程进行有限元模拟;徐宁宁、陈文琳等人通过实验研究,进一步说明了有限元数值模拟技术的实用性和可靠性。国外研究者提出了转向支持桥的半固态成形工艺,并对半固态成形汽车转向支持桥进行了深入研究,取得一定进展。第二类研究主要是对转向支持桥的强度、刚度、疲劳失效等方面进行研究。冯美斌等人按照汽车行驶过程中的三种典型工况对转向支持桥进行了受力分析,在此基础上得出了转向支持桥名义工作载荷的计算方法,介绍了电动谐振式转向支持桥疲劳试验装置,并进行试验测定了EQ140-1汽车转向支持桥以1护次为循环基准的疲劳极限,估算了其安全系数。刘惟信在汽车从动桥设计中对转向支持桥在制动和侧滑工况下的应力进行了计算,计算中采用材料力学横力弯曲计算正应力的强度校核公式,计算结果满足许用应力值。冯大碧等人20对某型客车的左前轮转向支持桥断裂截面进行金相检验、扫描电镜,认为断裂性质为早期疲劳断裂;吴海平等人通过对QT450-10型左转向支持桥进行化学分析、金相检查和扫描电镜下观察,认为组织中夹杂物的存在和外壁附近大量渗碳体的出现是造成转向支持桥断裂的主要原因;董启生等人22对转向支持桥的断裂原因进行了综合全面的探讨,在对其设计、加工、热处理、检验、装配及使用等一般过程存在的失效因素进行分析的基础上,提出了改进和预防的措施。此外,文献23-24习对汽车转向支持桥臂断裂的原因进行了研究,通过金相检查和扫描电镜对转向节臂的断裂截面进行宏、微观组织分析,认为断裂性质为疲劳断裂。近些年来,有限元分析软件的大量应用为分析转向支持桥提供了有力的工具。文献26-28利用有限元分析软件对转向支持桥进行了强度分析,计算了三种典型工况下转向支持桥的应力值和应力分布,得到了转向支持桥结构设计的薄弱环节,为改进设计提供了依据。郭彬彩、韩国立等人29一3-对某重型汽车(斯太尔)转向支持桥进行了研究,其中,郭彬彩29利用solidworks建立了转向支持桥实体模型,通过接口导入ANSYS中计算了典型工况的静强度;韩国立等将三维软件建立的实体模型导入ANSYS后,应用蒙特卡洛法分析了转向支持桥的可靠性;此外,毛向阳32也研究了该类斯太尔转向支持桥,将ProE建立的转向支持桥导入ANSYS进行强度计算,并对转向支持桥进行了模态分析。江迎春33-35利用多体动力学软件ADAMS计算了转向节结构中的各种载荷值,并在NASTRAN和ANSYS中利用这些载荷值对转向支持桥进行强度计算及疲劳寿命分析,提出了解决转向支持桥疲劳寿命的计算方法,为转向支持桥疲劳寿命设计提供了思路。蒋玮36采用脚permesh软件对某转向支持桥进行网格划分,并进行了应力分析和疲劳分析,并用试验装置验证了有限元结果的可靠性,从而建立了一条合理可行的汽车零部件开发流程。王延强、王若平等人37-39利用ANSYS软件对转向支持桥和转向支持桥臂进行了有限元应力分析,在此基础上考虑零件材料疲劳特性、平均应力等影响因素,使用MSC.Fatigue软件对转向支持桥和转向支持桥臂进行疲劳仿真,估算了疲劳寿命,并提出了改进疲劳强度措施,如改进零件结构以减少应力集中、降低表面粗糙度、进行表面强化处理等,最后通过疲劳仿真对改进措施的效果进行了比较分析。PeterJ丑eyes40同样在Msc.Fatigue软件平台上对转向支持桥进行了疲劳仿真。Mehrdadzoroufi以不同加工方法对转向支持桥性能影响为主要研究内容,研究了锻钢、铸铁、铸铝三种材质的转向支持桥在加工方法、制造工艺、静强度和疲劳寿命等方面的差异,以试验台架为基础对各类转向支持桥进行疲劳试验,认为锻钢转向支持桥性能较好,并对锻钢转向支持桥以减轻重量、减少加工成本为目标进行了改进优化。Robertod.Ippolit等人基于可靠性优化设计方法,建立了长杆类转向支持桥的有限元分析模型,在有限元分析的基础上对转向支持桥的疲劳寿命进行了研究。此外,文献44-45也研究了转向支持桥的疲劳特性,分析了失效原因。从以上的国内外研究现状来看,汽车转向支持桥研究有以下几个发展趋势:(1)制造加工方法方面。转向支持桥的制造加工由普通的模锻、锤锻等锻造工艺向挤压工艺发展,并采用数值方法模拟工艺过程来预测制造过程的缺陷等;除此之外,一些先进制造技术和其他新方法也开始应用于转向支持桥的制造加工。(2)强度、使用寿命等方面。大量文献研究了转向支持桥强度失效的原因分析,通过对失效件化学分析、金相检查等,认为转向支持桥强度失效原因为疲劳断裂所致,因此,对转向节强度的研究从静态应力、满足静强度要求向动态特性、满足疲劳强度等方向发展。(3)研究分析的方法方面。转向支持桥的分析计算从传统材料力学梁弯曲理论的近似计算向有限元法等数值计算方法发展,疲劳强度的研究也向有限元疲劳仿真等方向发展,这些数值方法的应用大大提高了分析计算的精度。(4)优化设计方面。从现有的文献资料看,转向支持桥优化设计方面的研究主要在制造方法的改进方面,对其进行结构优化的研究非常少,主要原因是转向支持桥类型多样、结构复杂,结构优化设计的难度较大。近几年来,国外已呈现出对转向支持桥进行结构优化的研究兴趣,因此,该领域的研究将成为转向支持桥研究的又一重要领域和趋势。1.6 本文的主要内容转向支持桥是汽车底盘的重要总成，它直接与转向系统和悬架等相联系，用来实现汽车的转向、前轮定位和支撑作用。课题研究对象是后轮驱动汽车的转向支持桥，主要零件包括前梁、主销、转向支持桥等，这些关键零部件的设计对整个转向支持桥性能具有很大的影响。采用有限元技术研究这些关键零部件的静力学特性，对其结构进行优化设计，是非常重要和必须的。在此基础上，再进行转向支持桥设计不但可以获得最佳的转向支持桥基本参数，还可以大大缩短转向支持桥总成开发周期、降低开发费用，提高设计质量，保证其设计的精确性。通过本课题的研究学生可以完成理论课程的实践总结，掌握一种流行的设计方法和软件，获得一定的研究工作方法，提高科研工作素质。本文主要的设计内容如下:（1）转向支持桥主要零部件的设计；（2）主要零部件的有限元分析与优化；（3）主要零部件的设计修正；（4）在CAE分析的基础上完成设计图纸。第二章 转向支持桥设计计算3.1前桥的结构形式本前桥采用非断开式转向前桥。（1）前桥结构形式：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前桥加叉形转向节主销。（2）转向节结构型式：整体锻造式。（3）主销结构型式：圆柱实心主销。（4）转向节推力轴承结构形式：滚动轴承(调心球轴承)。（5）主销轴承结构形式：滚针轴承（6）轮毂轴承结构形式：单列向心球轴承（7）轮胎螺栓：左侧左旋，右侧右旋16吨专用载货汽车参数: 整车总质量：16000Kg；整车42，后桥驱动；轴荷空载：3460/2200；轴荷满载：6000/10000。发动机最大转矩：Temax=650Nm/1400；前后轮距：1914/1860；轮胎规格：9.00R20；总布置整车参数见表2-1：表2-1汽车总重量Ga（N）前桥轴载重量（N）汽车质心至前桥中心线距离L（mm）汽车质心至后轴中心线距离L(mm)轴距L（mm）前轮距B (mm)前钢板弹簧座中心距s (mm)156800600001852.5997.5285019141200主销中心距(mm)汽车质心高度hg(mm)车轮滚动半径rr(mm)主销内倾角主销后倾角前轮外倾角a前轮前束（mm）115084050962123.2 转向支持桥主要零件尺寸的确定 转向支持桥采用工子形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大、强度高。工字形断面尺寸值见图3-1，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Wv和水平弯曲截面系数Wh可近似取为Wv=20a3=20303=54104 mm3 (3-1)Wh=5.5a3 =5.527000=148.5103 mm3 (3-2)式中：a工字形断面的中部尺寸，见图3-1在设计中为了预选前梁在板簧座处的弯曲截面系数Wv,可采用经统计取得的经验公式：Wv=ml/2200=600060/2200=163.6 cm3 (3-3)式中：m作用于该前梁上的簧上质量，kg;l车轮中线至板簧座中线间的距离，cm;2200系数，kgcm-2。转向支持桥前梁拳部之高度约等于前梁工字形断面的高度，而主销直径可取为拳部高度的0.350.45倍。主销上、下滚动轴承（即压入转向节上、下孔中的衬套）的长度则取为主销直径的1.251.50倍。图3-1 前梁工字形断面尺寸关系的推荐值转向支持桥主要零件工作应力的计算本设计对象为前述参数的货车，其有关参数为：前轴轴荷：6000kg；整车质心高度：840mm；滚动半径：508mm。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、主销后倾角及车轮外倾角均为零，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，如图（3-2）所示3。图3-2 转向支持桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图（a）制动工况下的弯矩图和转矩图；（b）侧滑工况下的弯矩图3.3 转向从动桥前梁应力计算3.2.1 在制动情况下的前梁应力计算制动时前轮承受的制动力Pr和垂向力Z1传给前梁，使前梁承受转矩和弯矩。考虑到制动时汽车质量向前转向桥的转移，则前轮所承受的地面垂向反力为Z1=G1/2=600001.5/2=45000N (3-4)式中：G1汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷； 汽车制动时对前桥的质量转移系数，对前桥和载货汽车的前桥可取1.41.7。前轮所承受的制动力为 Pr=Z1 =450001.0=45000N (3-5)式中：轮胎与路面的附着系数。由Z1和Pr对前梁引起的垂向弯矩Mv和水平方向弯矩Mh在两钢板弹簧座之间达最大值，分别为Mv=（Z1-gw）l2=15.5106 Nmm(3-6)Mh=Prl2= Z1=450001.0=16.06106 Nmm (3-7)式中：l2为轮胎中线至板簧座中线间的距离，mm; gw车轮（包括轮毅、制动器等）的重力，N； B前轮轮距，mm；S前轮上两板簧座中线间的距离，mm。制动力Pr还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T:T=Prrr=45000509=22.9106 Nmm (3-8)式中：rr轮胎的滚动半径。图3-2给出了前梁在汽车制动工况下的弯矩图及转矩图。前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力w和扭转应力（单位均为MPa）分别为w=136.8MPa (3-9)=152.9MPa (3-10)式中：WT前梁在危险断面处的扭转截面系数，mm;前梁横断面的最大厚度，mm;150Jk前梁横截面的极惯性矩，对工字形断面：Jk=0.43 mm4h工字形断面矩形元素的长边长，mm;130工字形断面矩形元素的短边长，mm,120前梁应力的许用值为w=340MPa；=180MPa。前梁可采用45,30Cr,40Cr等中碳钢或中碳合金钢制造，硬度为241285HB。3.2.2 在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算 当汽车承受大侧向力时无纵向力作用，左、右前轮承受的地面垂向反力Z1L,Z1R和侧向反力Y1L、Y1R各不相等，则可推出前轮的地面反力（单位均为N）分别为=56332.2N (3-11) =3667.7 N (3-12)=56332.2N (3-13) =3667.7 N (3-14)式中：G1汽车停于水平路面时的前桥轴荷，N； B1汽车前轮轮距，mm; hg汽车质心高度，mm; 1轮胎与路面的侧面附着系数。取1=1.0。 侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂向作用力（N）为T1l=0.5G1+G11(hg-rr)/s=0.560000+600001.0（840-509）/1200=46550N (3-15)T1R=0.5G1-G11(hg-rr)/s=0.560000-600001.0（840-509）/1200=13450N (3-16)式中：G1汽车满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷，N； rr板簧座上表面的离地高度，mm； S两板簧座中心间的距离，mm。 汽车侧滑时左、右前轮轮毂内、外轴承的径向力（单位为N）分别为S1L=640615N (3-17)S2L=693017N (3-18)S1R=45121N (3-19)S2R=41709N (3-20)式中：rr轮胎的滚动半径，mm; aS1L、S1R至车轮中线的距离，mm; bS2L、S2R至车轮中线的距离，mm。 求得Z1L，Z1R，Y1L，Y1R即可求得左、右前轮轮毂内轴承对轮毅的径向支承S1L、S1R和外轴承对轮毅的径向支承力S2L、S2R，这样就求出了轮毅轴承对轴轮的径向支承反力。根据这些力及前梁在钢板弹簧座处的垂向力T1L,T1R,可绘出前梁与轮轴在汽车侧滑时的垂向受力弯矩图（见图3-3）。由弯矩图可见，前梁的最大弯发生在汽车侧滑方向一侧的主销孔处（剖面处）；而另一侧则在钢板弹簧座处（剖面处），可由下式直接求出：M= Y1Lrr -Z1Ll1=56332.2509-56332.2185=18.2106 Nmm (3-21)M=Z1Rl2+Y1Rrr=3667.7324+3667.7509=30.5105 Nmm (3-22)式中：M弯矩，Nmm;Z1L, Z1R左、右前轮承受地面的垂向反力，N；Y1L，Y1R左、右前轮承受地面的侧向反力，N。3.4 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算如下图所示，转向节的危险断面处于轴径为d1的轮轴根部，即剖面处。图3-3 转向节、主销及转向衬套的计算用图3.4.1 工况下的转向节应力计算转向节在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。这时可按计算其Mv及Mh，但需以I3代替两式中的I2，即gwMv=(Z1-)l3 =（60000-1500）150=8.77106 Nmm (3-23)Mh= Z1l3=m1l3=600001.0150=9106 Nmm (3-24)式中：Z1前轮所承受的地面垂向反力，N； 轮胎与路面的附着系数；l3轮胎中心线至剖面间的距离150。剖面处的合成弯曲应力为= =56.8 MPa (3-25)式中：d1转向节轮轴根部轴径mm。转向节采用30Cr,40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度241285HB，高频淬火后表面硬度5765HRC，硬化层深1.52.0mm。轮轴根部的圆角滚压处理。3.4.2 在汽车侧滑工况下的转向节应力计算在汽车侧滑时，左、右转向节在危险断面处的弯矩是不等的，可按下公式求得：ML= Y1lrr- Z1Ll3 =56332.2509-56332.2150=20.2106 Nmm (3-26)MR=Z1Rl3+Y1Rrr=3667.7150+3667.7509=2.42106 Nmm (3-27)左、右转向节在危险断面处的弯曲应力为=394.5 MPa (3-28)=47.3MPa (3-29)3.5 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、下衬套的中点，即与轮轴中心线相距分别为c,d的两点处，在侧向平面和纵向平面内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。3.5.1 在汽车制动工况下的计算地面对前轮的垂向支承反力Z1所引起的力矩Z1l1,由位于通过主轴线的侧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QMZ所形成的力偶QMZ（c+d）所平衡，故有QMZ=1110 N (3-30)制动力矩Prrr由位于纵向平面内并作用于主销的力Qmr所形成的力偶Qmr（c+d）所平衡，故有Qmr=Prrr/（c+d）=Z1rrr/ (c+d) =600001.0509/（100+100）=0.3104N (3-31)而作用于主销的制动力Pr则由在转向节上、下衬套中点出作用的主销的力Qru、Qrl所平衡，且有Qru=30000 N (3-32)Qrl=30000 N (3-33)由转向桥的俯视图可知，制动时转向横拉杆的作用力N为N=55500 N (3-34)力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为l4，如将N的着力点移至主销中心线与轮轴中心线交点处，则需对主销作用一侧向力矩Nl。力矩Nl4，由位于侧向平面内并作用于主销的力偶QMN（c+d）所平衡，故有QMN=27750 N (3-35)而力N则在转向节上、下衬套中点处作用于主销的力QNu,QNl所平衡，且有QNu=27750 N (3-36)QNl=27750 N (3-37) 由图3-3可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Qu和在下衬套的中点作用于主销的合力Ql分别为Qu= =2.7104 N (3-38)Ql= =6.55104 N (3-39)由上两式可见，在汽车制动工况下，主销的最大载荷发生在转向节下衬套的中点处，其值计算所得到的Ql。3.5.2 在汽车侧滑工况下的计算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QMZ是不相等的，他们分别按下式求得：QMZL=11.3104 N (3-40)QMZR= =5.9103 N (3-41)式中：Z1L，Z1R汽车左、右前轮承受的地面垂向反作用力，N；l1轮胎中心线至主销轴线的距离 mm;rr轮胎的滚动半径 mm;Y1L，Y1R左、右前轮承受地面的侧向反力，N；G1汽车静止于水平路面时的前桥的轴荷，N；hg汽车质心高度，mm;B1汽车前轮轮距，mm;轮胎与路面的侧向附着系数，计算时可取=1.0.取Ql, QMZL, QMZR中最大的作为主销的计算载荷Qj,计算主销在前梁拳部下端处的弯曲力w和剪应切力sw=131.8 MPa (3-42)s=29.4 MPa (3-43)式中:d0主销直径 mm;h转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离,mm。主销的许用应力弯曲力w=413MPa;许用剪切应力s=66MPa。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,5662HRC。转向衬套的挤压应力c为c=6.7 MPa (3-44)式中: l衬套长,mm;Qjj计算载荷,取Ql,QMZL,QMZR,中最大值,N;主销直径,mm。转向节衬套的许用挤压应力为c=50MPa。在静载荷下，上式的计算载荷取Qj=QMZ=Z1l1/(c+d)=27750 N (3-45)3.6 推力轴承和止推垫片的计算3.6.1 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=6000101.0=60000N (3-46)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= (3-47)Z1L= (3-48)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=0.62560000=37500 N (3-49)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）C03.6.2 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=30000 N (3-50)这时止推垫片的挤压力为c=4.5 MPa (3-51)式中：d；D止推垫片的内、外径。通常取c30MPa3.7轮胎的选取3.7.1 轮胎与车轮应满足的基本要求轮胎即车轮用来支撑汽车，承受汽车重力，在车桥(轴)与地面之间传力，驾驶人员经操纵转向轮可实现对汽车运动方向的控制。轮胎及车轮对汽车有许多重要性能，包括动力性、经济性、通过性、操纵稳定性、制动性及行驶安全性和汽车运动方向的控制。轮胎及车轮部件应满足下属基本要求：足够的负荷能力和速度能力；较小的滚动阻力和行驶噪声；良好的均与性和质量平衡性；耐磨损、耐老化、抗扎刺和良好的气密性；质量小、价格低、拆装方便、互换性好。3.7.2 轮胎的分类轮胎可以按胎体结构、帘线材料、用途、胎面花纹、断面形状、气密方式不同等进行分类如下：3.7.3 轮胎的特点与选用子午线轮胎的特点是滚动阻力小、温升低、胎体缓冲性能和路面附着性能都比斜交轮胎要好，装车后油耗低、耐磨损寿命长、高速性能好（图 4-1），因此，适应现代汽车对安全、高速、低油耗的发展要求，是汽车设计时首选的轮胎。子午线轮胎也有制造困难、造价不如斜交轮胎低和不易翻修等特点。图3-8常在高速条件下行驶的汽车，适合选用强度高、导热性好的钢丝帘线轮胎。钢丝帘线仅能做子午线轮胎。相对汽车常在低速条件下行驶时，可以选用尼龙、聚酯、人造丝等人造材料做帘线制造的轮胎。斜交轮胎多用上述材料制造。低断面轮胎的胎面宽平、侧面刚性大、附着能力强、散热良好、高速行驶稳定性好。无内胎轮胎的平衡性良好、发热少、刺扎后不易快速失气、高速行驶安全性能良好。乘用轮胎既是子午线结构，又是低断面、无内胎轮胎并具备它们的各自优点。商用轮胎尺寸大、胎体厚、帘线层级多、承载能力强。非公路用轮胎附着性好，胎面耐刺扎，适用于在恶劣条件下使用，用于公路行驶时耗油量增加，噪声大。轮胎的胎面花纹对滚动阻力、附着能力、耐磨性及噪声有影响。公路花纹轮胎滚动阻力小、噪声小，适用在铺装路面上使用。其中，纵向花纹轮胎适用于良好路面，横向花纹轮胎适用于土石路面。越野花纹轮胎附着性能良好，适用于在坏路面或无路地带使用。混合花纹轮胎适用于使用路面条件变化不定的场合。图4-2为几种典型胎面花纹示例。图 3-9随轮胎气压的增加，其承载能力也越强；但轮胎的附着能力下降，振动频率增加，乘坐舒适性和安全性变坏，对路面及汽车也有不良作用。标注轮胎不仅对外形尺寸，而且对使用气压也有标准规定。为了使用安全和满足舒适性要求，乘用车轮胎的使用气压不应高于所选轮胎规定符合下限气压的80%；而商用车轮胎的使用气压可接近选定轮胎层级所限定的气压。考虑到操纵稳定性的需求，前轮轮胎气压应低于后轮的轮胎气压。帘线层级越高，轮胎的承载能力也越强，并有与轮胎气压增加相似的缺点。汽车行驶速度也影响轮胎负荷能力，车速高轮胎的发热量增加。温度升高，易使胎面与轮胎帘线层脱落。这不仅使轮胎寿命降低，也会引发交通事故。子午线、无内胎、低断面的轮胎工作时发热少、导热好、散热迅速。因而温度低，有良好的速度特性。选取时，应使选用轮胎的速度级别所限定的最高使用速度大于所设计汽车的最高车速。为了满足不同乘用车对轮胎速度能力的需求，将轮胎的速度能力分级，譬如在70210km/h之间，按每10km/h分为一级；具有更高速度能力的轮胎，用来分级的速度更大些。轮胎是专业化生产厂制造，并具有高度的标准化、系列化特点。轮胎的外直径、断面宽、断面高宽比、配用轮辋名义直径、轮辋轮廓形式及规格、胎面花纹形式及深度、额定负荷下的半径等尺寸特性和负荷指数可查GB/T2977-1997、GB/T2978-1997、GB/T9743-1997、GB9744-1997等国家标准。3.8转向支持桥定位参数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，转向支持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、轻型客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。图3-10转向支持桥1.转向推力轴承；2转向节；调整垫片；4.主销；5前梁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车轮绕主销不断受迫振动的现象，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与轮胎的力对系统做正功，即外面对系统输入能量。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平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续震动，形成摆振。其振动频率大致接近系统的固有频率而与车轮转速并不一致。当车轮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。其特点是转向车轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般豆油明显的共振车速，共振范围（3-5km/h）。通常在告诉行驶时发生的摆振往往都属于受迫振动型。转向车轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有设计结构的原因和制造方面的因素，如车轮失衡、轮胎的机械特性、胸的刚度与阻尼、转向车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，如前桥转向系统各环节间的间隙（影响系统的刚度）和摩擦（影响阻尼）等。合理地选择有关参数。优化他们之间的匹配，精心地制造和调整装配，就能有效的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振器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振的一些有效措施。转向支持桥在保证汽车转向功能时，应使转向轮有自动回正作用，以保证汽车稳定直线行使。即当转向轮在偶遇外力作用发生偏移时，一旦作用的外力消失后，应能立即自动回到原来直线行使的位置。这种自动回正作用是由转向轮的定位参数来保证的，也就是转向轮、主销和前轴之间的安装应具有一定的相对位置。这些转向的定位参数有主销后倾角、主销内倾角、前轮外倾角和前轮前束。3.8.1 主销后倾角设计转向支持桥时，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)3-11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3-11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六度。3.8.2 主销内倾角在设计转向支持桥时，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3-12a所示。 a) b) c)3-12主销内倾角作用示意图及车轮外倾角主销内倾角也有使车轮自动回正的作用，如图5-2b所示。当转向轮在外力作用下由中间位置偏转一个角度（为了方便解释，图中画成1800即转到如双点划线所示位置）时，车轮的最低点将陷入路面以下。但实际上车轮下边缘不可能陷入路面以下，车轮将转向车轮连同整个汽车前部向上抬起一个相应的高度，这样，汽车本身的重力有使转向轮回到原来中间位置的效应。此外，主销的内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离c减小（图5-2a），从而可减小转向时驾驶员加在转向盘上的力，使转向操纵轻便，同时也可减小从转向轮到转向盘上的冲击力。但c的值也不宜过小，即内倾角不宜过大，否则在转向时车轮绕主销偏转的过程中，轮胎与路面间将产生较大的滑动，因而增加了轮胎与路面间的摩擦阻力。这不仅使转向变得沉重，而且加速了轮胎的磨损。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。3.8.3 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。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时，车桥将因承载变形而可能出现车轮内倾，这将加速汽车轮胎的偏磨损。另外，路面对车轮的垂直反作用力及轮毂紧固螺母的负荷，降低了他们的使用寿命。因此，为了使轮胎磨损均匀和减轻轮毂外轴承的负荷，安装车轮时应预先使车轮有一定的外倾角，以防止车轮内倾。同时，车轮有了外倾角也可以与拱形路面相适应。但是，外倾角也不宜过大，否则会是轮胎产生偏磨损。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）。3.8.4 车轮前束车轮有了外倾角后，在滚动时就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开。由于转向横拉杆和车桥的约束使车轮不可能向外滚开，车轮将在地面上出现边滚边滑的现象，从而增加了轮胎的磨损。为了消除车轮外倾带来的这种不良后果，在安装车轮时，使汽车两前轮的中心面不平行，两轮前边缘距离的B小于后边缘距离A，如图3-13所示。这样可使车轮在每一瞬间时滚动方向接近于向着正前方。从而在很大程度上减轻和消除了由于车轮外倾角而产生的不良后果。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。3-13车轮前束3.9 轮辋的尺寸计算根据轮胎的型号6.00-15，经国家标准可知轮辋的型号为4.50E，求得轮辋直径D=466mm。由下表可得轮辋的各个尺寸：A=114mm B=12mm G=20mm 另外球头销头部的直径选择可依据如下许用接触应力为2530MPa。球头销用合金结构钢12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi制造。设计初期，球头直径d可根据表中推荐的数据进行选择。 表 3-3 球头直径 球头直径 /mm 转向轮负荷 /N 球头直径 /mm转向轮负荷 /N 20 到6000 35 2400034000 22 60009000 40 3400049000 25 900012500 45 4900070000 27 1250016000 50 70000100000 30 1600024000根据前轮载荷取球头直径d=22mm。第四章 转向支持桥关键零件的有限元分析及优化 4.1有限元法和ANSYS/WORKBENCH分析软件4.1.1有限元法概述汽车设计技术的发展已从早期的经验设计和科学实验结合的传统设计阶段进入到今天的计算机辅助设计(CAD)阶段,而且已将计算机辅助工程分析(CAE)引入到汽车设计的全过程,从初期的概念设计到中期的测试、新车的开发到车型改进、整车装备设计到零部件设计等,都可采用CAE技术缩短研发的流程、降低发开的费用、提高设计的质量。在汽车CAD/CAE技术中,有限元法被证明是一种最为成功、应用最广泛的近似分析方法。在工程和机械结构分析中,对于复杂结构,很难通过材料力学、弹性力学等经典解析方法求得精确的解析解,其原因是这类方法基于较多的基本假设和简化条件,只限于求解一些简单问题。另一种方法是采用数值计算方法,尽可能保留问题的各种实际情况,寻求能满足工程精度要求的近似数值解。数值方法和数值解不仅能满足工程需求,还方便实现计算机计算,实际上已成为现代工程分析和设计的主要方法。在诸多数值方法中,有限元法就是一种重要的方法。有限元法诞生于20世纪中叶,它运用离散概念,把弹性连续体划分为一个由若干个有限单元组成的集合体,通过寻找一种与原连续体场问题的等价的泛函变分形式,得到一组代数方程组,最后求解得数值解。随着计算机技术和计算方法的发展,有限元法已成为计算力学和计算工程科学领域里最为有效的计算方法,几乎适用于求解所有连续介质和场的问题。经过近50年的发展,有限元法的理论不仅日趋完善,而且已开发出了一批通用和专用的有限元分析软件,这就使它成为了结构分析中最为成功和最为广泛的分析方法。有限元法是将连续体理想化为有限个单元集合而成,这些单元仅在有限个节点上相连接,即用有限个单元的集合来代替原来具有无限个自由度的连续体。由于有限单元的分割和节点的配置非常灵活,它可适应于任意复杂的几何形状,处理不同的边界条件,使许多复杂的工程分析问题迎刃而解。有限元法中的单元有各种类型,包括线、面和实体(也称为一维、二维和三维)等单元,节点一般都在这些单元边界上,单元之间通过节点连接,并承受一定载荷,这样就组成了有限单元集合体。在此基础上,对于每一单元假设一个简单的位移函数来近似模拟其位移分布规律,通过虚位移原理求得每个单元的平衡方程,即建立单元节点力和节点位移之间的关系。最后把所有单元的这种特性关系集合起来,就可建立整个物体的平衡方程组。考虑边界条件后解此方程组,求得节点位移,并计算出各单元的应力。图4-1总结了有限元法的分析流程。图4-1有限元法的分析流程由此可知,有限元法同解析法不同之处在于它是从力学模型上采用分块近似,避免了求解微分方程这一繁杂的环节,且解决问题的类型可大大拓展,并在实际计算中采用电子计算机,因此,具有下列显著优点:(1)物理概念清晰,容易理解和掌握;(2)适应性强,应用范围广泛,许多复杂的工况和边界条件都可灵活的加以考虑;(3)由于采用矩阵表达和运算,因而便于编制计算机程序和相关的应用软件。4.1.2ANSYS/WORKBENCH软件介绍作为使用有限元法解决各类工程问题的人员来说,大型集成化通用软件的普及与推广,使他们不必自行编写软件而可以直接选择所需的有限元分析软件。在近三四十年来,有限元软件市场列强争雄,不断分化与兼并,已形成ANSYS、MCS、ABAQuS三大有限元软件公司,他们的产品ANSYS、NASTRAN、ABAQuS已经占有世界有限元软件市场60%一70%的份额,并不断扩大47,形成了各有的特点和优势。以ANSYS为代表的工程数值模拟软件,是美国ANSYS公司推出的大型通用有限元分析软件,它集成了力学、热学、电学、声学、流体力学等多个模块,其先进的多物理场祸合分析技术一直保持在业界首屈一指。自七十年代开发推出以来,经历了4.X、5.X、6X、7.X等版本,直到今天的最新版本11.0的问世,ANSYS公司一直致力于完善和改进该分析软件。最新版本的ANSYS软件延续了强大的祸合场技术,加入了旋转机械和叶片设计工具,增加了旋转机械的陀螺效应。在流体动力学领域,增加了只有预测层流向湍流转换的功能,广泛应用于航空航天、汽车、电子电气、国防军工、铁路、造船、石油化工、能源电力、建筑工程、生物医学等各个领域。ANSYS以其先进性、可靠性、开放性等特点,被全球工业界认可,并拥有全球最大的用户群,于1995年在分析设计类软件中第一个通过1509001国际认证。在ANSYS公司相继收购了ICEM、CFX、CENTLJRYDYNAMICS等世界著名有限元分析程序制造公司并将它们的产品与ANSYS整合后,ANSYS实际上已成为世界上最通用、最有效的商用有限元软件。从总体上讲,ANSYS有限元分析包含前处理、求解和后处理三个基本过程,他们分别对应ANsys主菜单中的前处理器(preprocessor)、求解器(solution)和后处理器(后处理器有两个,稳态分析时使用通用后处理器(GeneralPostProc),瞬态分析时使用时间历程后处理器(TimeHistprstpro)。(1)前处理器:主要进行单元选用、材料定义、创建几何模型和划分网格,ANSYS提供了近200种(指ANSYS11.0版本)单元类型供选择使用,并拥有严谨的实体建模工具和强大的网格划分工具。(2)求解器:主要用于选择分析类型、设置求解选项、施加载荷约束及设置载荷步选项,最后执行求解,得到求解结果文件。(3)后处理器:包括通用后处理器(Generalpostproc)和时间历程后处理器(TimeHistPrstPro),主要用于分析处理求解所得结果文件中的结果数据,其中,通用后处理器用于处理对应时间点的总体模型结果,时间历程后处理器则是用于处理某时间或频率范围内某位置点上结果项的变化过程。4.2建立实体模型本文所研究的轿车采用前驱转向桥形式,悬架机构采用钢板弹簧,转向节为中心孔类转向节，其在实体模型如图4.2所示。对于各种不同类型的转向节,其形体要素(忽略拔模斜度和过渡圆角)有以下几种:(1)轴。转向从动桥所使用的转向节都有轴结构,它是二维尺寸相近、一维尺寸较大的实体,转向节的轴亦称指轴或枢轴,即为转向轮的芯轴。(2)孔。转向驱动桥所使用转向节没有轴,但其中央位置有通孔,以便车桥的外半轴(转向轮的芯轴)从中穿过。轴(孔)的轴线是汽车前后方向基准的/O0位(其余两方向的/O0位分别是整车纵向中央剖面和底盘表面),因此,以下各要素主体走向及转向节结构类型的描述以轴(孔)的轴线为基准。(3)盘。二维尺寸相近、一维尺寸较小的实体(转向驱动桥所使用的转向节,盘的中央位置即为通孔),盘的主体平面一般与轴(孔)的轴线方向正交。转向节的盘亦称凸缘,是轴、臂、耳等形体要素的附着主体,与制动器底板相连接。(4)耳。三维尺寸相近,或二维尺寸相近、一维尺寸较大(小)的实体。(5)臂。二维尺寸相近、一维尺寸较大的实体,其纵剖面一般为梯形或矩形,有时臂还存在曲率不大的弯曲。臂主体的走向一般与轴(孔)的轴线垂直,一般与转向操纵机构相连接并受其控制。(6)筒。孔直径与孔长度尺寸相近的环形体,一般出现在套筒式转向节中,筒轴线方向与轴的轴线方向接近正交(偏转一个小角度)。从形体要素分析来看,转向节形状复杂,结构不规则,多数人的第一想法就是先采用SOLIDEWORKS，UG，Pro/E等三维软件完成转向节实体建模,再将建立的实体模型导入ANSYS中进行后续分网格、加载、计算等。三维建模软件(以Pro/E为例)所建实体模型导入到ANSYS的方法一般有三种:第一种方法是通过软件间数据传输通用格式.iges0(初等图形交换规范)进行转换;第二种方法是通过中间数据格式进行转换;第三种方法是通过软件之间的专用接口连接SOLIDWORKS和ANSYS进行直接转换。图4-2 支持桥与主销图4-3 转向节图4-4 转向支持桥4.3材料属性及单位制本文所研究的转向支持桥选用强度较高的球墨铸铁加工而成,对于金属材料属性,通常由以下几个物理量表示:密度,弹性模量,泊松比,抗拉强度,屈服极限等。表4-2列出了该转向节材料属性表(用于在ANSYS中输入)。表4-2材料属性ANSYS对于计算过程中的物理量通常只要求输入其数值,并不指定其单位。因此,为了保证计算结果的正确性及易读性,在有限元建模、分析前应确定一套单位来描述每个物理量。在实际工程问题中可能用到多种不同单位的物理量,如果全部按照习惯采用常用的单位,则在计算过程中无法保证单位的统一,将会导致错误的计算结果。因此,分析过程中单位的确定应遵循一定的规则。4.4单元选择与网格划分ANSYS提供了丰富的单元库,库内有近200种单元可供选择。单元类型的选择可从研究对象的学科领域、维数与拓扑形式、阶数与节点数目等几方面考虑,除此之外,还应根据形状特征、应力和应变的特点、精度要求等选择单元。本文研究的对象(转向节)是一个空间几何体,应选用结构实体单元(三维单元)。倘若采用六面体单元(如SOLID45单元),在处理几何形状复杂的结构时(如转向节)容易在边界处退化成棱柱体(尤其是在曲率较大的形状边界处),影响计算的精度。因此,本文采用三维10节点四面体单元SOLID92划分网格，并采用自由网格化。 图 支持桥网格划分图 转向节网格划分图4-8 主销网格划分4.5边界处理转向支持桥与汽车底盘中的悬架、前车轴、转向系统和制动器等相互联接配合,以本文研究的转向节为例,其中心大孔与前桥驱动轴配合承受整车重量,上、下端分别与减振器、下控制臂连接,右端(此处研究的是左前轮使用的转向节)的转向拉臂与转向系统连接起到转向作用,左边两个配合凸耳及孔与盘式制动器的制动底板固定。在处理转向节的边界条件时,必须先理清楚转向节与之相关联接零部件之间的装配关系。转向节的类型首先取决于所使用的悬架的形式。在轿车中与转向驱动桥配用的悬架形式主要有双叉式(包括双横臂式、双纵臂式),双叉式悬架采用长杆类转向节,转向节上、下端与双叉式悬架的上、下控制臂相连接,伸出的长杆与前轮轮毅连接;麦弗逊式悬架采用中心孔类转向节,转向节上端与筒式减振器相连,下端与横拉杆等相连,中心孔与车桥配合与轮毅相连。本文涉及的悬架类型是钢板弹簧悬架,前车桥采用转向驱动桥。在转向驱动桥的驱动车轮传动装置中,半轴需采用分段式的,并用万向节联接起来,以便使转向车轮能够转向,减振器的轴线相当于主销,转向节的上端通过U型夹与减振器连接,下端与控制臂铰接,在转向时,转向节可绕减振器轴线进行转动,以达到前轮偏转的目的。转向系的转向传动机构将转向器输出的力和运动传到转向桥两侧的转向节,使两侧转向轮偏转,转向节处于汽车转向系传动机构的末端,是转向系用于汽车转向的执行部分。支持桥因受到钢板弹簧悬架的压力，应施加一定的压力。且与转向节的轴连接，销轴孔受约束，且端部底面全约束。针对汽车行驶过程和汽车设计手册有关要求,对转向节的载荷情况按照汽车行驶时的三种典型工况(即三种危险工况)进行计算,计算中使用的载荷均为名义计算载荷。汽车行驶的三种典型工况及其载荷为:(1)汽车越过不平路面工况,此时受到地面的冲击载荷;(2)汽车紧急制动工况,此时受到地面纵向冲击载荷及汽车的惯性力;(3)汽车转向侧滑工况,此时受到横向冲击载荷。表.3 三种典型工况的计算载荷图 支持桥的边界定义图 转向节的边界定义图4-9 主销的边界定义4.6运算及结果分析通过ANSYS计算器运算后得其需要的变形应力应变的分布云图。如图图4-11支持桥的位移云图（最大变形0.508mm）图4-12支持桥的应力云图（最大应力70.66MPa）图4-13支持桥的应力云图（最大应变0.0003）图4-14 转向节的位移云图（最大变形0.107mm）图4-15 转向节的应力云图（最大应力62.42MPa）图4-16 转向节的应力云图（最大应变0.0003）图4-17 主销的位移云图（最大变形0.02mm）图4-18 主销的应力云图（最大应力83.755Mpa）图4-19 主销的应变云图（最大应变0.0004）通过对汽车转向支持桥各关键零部件进行有限元分析，强度应力变形分布得到相应的改进，在零件拐角处有应力集中现象，需对其进行倒圆角过流，另外转向节的结构设计较为合理，且变形受力都是允许范围之内，有得进一步优化支持桥，
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