大迪轻型客货车1021SC车桥设计-组合式桥壳说明书.doc
大迪轻型客货车1021SC车桥设计-组合式桥壳含开题及6张CAD图
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I 摘 要车桥通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两侧安装着车轮，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。汽车行驶过程中，经常需要改变行驶方向，即所谓的转向，这就需要有一套能够按照司机意志使汽车转向的机构，它将司机转动方向盘的动作转变为车轮的偏转动作。汽车转向系是保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶中，保证各转向轮之间有协调的转角关系。保证汽车在行驶中能按驾驶员的操纵要求，适时地改变行驶方向，并能在受到路面干扰偏离行驶方向时，与行驶系配合，共同保持汽车稳定地直线行驶。转向系和前桥对汽车行驶的操纵性、稳定性和安全性都具有重要的意义。绝大多数的发动机在上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由驱动桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。通过对汽车前桥转向系和后桥驱动机构的设计可以使学生掌握汽车前桥转向系和后桥驱动机构的结构设计的原则和方法。培养理论联系实际的技能。设计与专业关系紧密，可综合利用所学的专业课有汽车构造、汽车设计、机械设计、工程材料和 CAD 绘图等知识。关键词: 转向系;驱动车轮;前桥;行使方向;改变转矩 IIABSTRACTFront axle through suspension and frame (or integral body) on the installation associated with drive wheels, the frame (or to) and wheels and space body sends between vertical force, lead the longitudinal forces and transverse force.Automobile driving process, often need to change directions, the so-called steering, which requires a able to follow the driver will makes steering institutions, it will be the driver turned the steering wheel action into wheel deflection of action.Automotive steering system is to keep or change the car driving direction of the organization, in automotive steering driving, guarantee the steering wheel Angle relation between coordination. Guarantee in driving car drivers can manipulate requirements, according to timely change directions by road, can be in when driving direction interference deviation, and cooperate, together maintain driving is steadily run straight car. Steering system and of the car front axle for handling, stability and safety is of significance.Most off-road vehicle in the longitudinal engine placement, so that torque can be transmitted to the left and right drive wheels, drive axle must be the main steering gear to change the direction of torque transmission, while the shift had to drive axle differential to solve the left and right drive torque between the wheels and the differential distribution requirements.Through the automobile steering system and front axle design so that students can master automobile steering system and front axle structure design principle and method. Training theory with practice skills. Design and professional, comprehensive utilization of close relationship between the course can be learned a automobile structure, automobile design, mechanical design, engineering materials and CAD drawing knowledge.Keywords: Steering system;Driving wheel;Front axle;Exercise of direction; Change the torqueIII目目 录录摘要摘要.IAbstract.II第第 1 章章 绪论绪论.11.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求.11.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路.11.3 预期的成果.21.4 国内外发展状况及现状的介绍.21.5 设计内容.3第第 2 章章 总体方案确定总体方案确定.42.1 驱动桥方案确定.42.2 转向系方案确定.72.2.1 概述.72.2.2 转向器结构形式及选择.72.2.3 循环球式转向器结构及工作原理.92.3 本章小结.10第第 3 章章 驱动桥的设计计算驱动桥的设计计算.113.1 主减速器的设计.113.1.1 主减速器的结构型式.113.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法.133.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法.143.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算.143.2 差速器的设计.203.2.1 差速器的结构型式.203.2.2 差速器的基本参数的选择及计算.223.3 半轴的设计.243.3.1 半轴的结构型式.243.3.2 半轴的设计与计算.243.3.3 半浮式半轴的结构设计.283.4 车桥壳结构选择 .28IV3.4.1 驱动桥壳结构方案分析.293.5 悬架结构分析.293.6 本章小结.30第第 4 章章 转向桥的设计计算转向桥的设计计算.314.1 转向桥主要零件工作应力的计算.314.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算.334.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力.344.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算.354.5 转向节推力轴承的计算 .374.6 转向梯形的优化设计 .384.7 转向传动机构强度计算 .414.8 悬架的结构分析.424.9 本章小结.44结论结论.45参考文献参考文献.46致谢致谢.471第 1 章 绪 论本课题是轻型载货汽车车桥的设计。设计出轻型载货汽车车桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置,转向机构及桥壳等部件，协调设计车辆的全局。1.1 本课题的来源、基本前提条件和技术要求a.本课题的来源：轻型载货汽车在汽车生产中占有一定的比重。车桥在整车中十分重要，设计出结构简单、工作可靠、造价低廉的车桥，能大大降低整车生产的总成本，推动轻型载货汽车经济的发展。b.要完成本课题的基本前提条件是：在主要参数确定的情况下，设计选用车桥的各个部件，选出最佳的方案。c.技术要求：设计出的车桥符合国家各项轻型货车的标准，运行稳定可靠，成本降低，适合本国路面的行驶状况和国情。1.2 本课题要解决的主要问题和设计总体思路a. 本课题解决的主要问题：设计出适合本课题的车桥。轻型载货汽车传动系的总任务是传递发动机的动力，使之适应于轻型货车行驶的需要。在一般轻型货车的机械式传动中，有了变速器还不能完全解决发动机特性与轻型货车行驶要求间的矛盾和结构布置上的问题。首先是因为绝大多数的发动机在轻型货车上的纵向安置的，为使其转矩能传给左、右驱动车轮，必须由后驱动桥的主减速器来改变转矩的传递方向，同时还得由车桥的差速器来解决左、右驱动车轮间的转矩分配问题和差速要求。其次，需将经过变速器、传动轴传来的动力，通过后驱动桥的主减速器，进行进一步增大转矩、降低转速的变化。因此，要想使轻型货车车桥的设计合理，首先必须选好传动系的总传动比，并恰当地将它分配给变速器和车桥。b. 本课题的设计总体思路：非断开式车桥的桥壳，相当于受力复杂的空心梁，它要求有足够的强度和刚度，同时还要尽量的减轻其重量。所选择的减速器比应能满足轻型货车在给定使用条件下具有最佳的动力性和燃料经济性。对载货轻型货车，由于它们有时会遇到坎坷不平的坏路面，要求它们的车桥有足够的离地间隙，以满足轻型货车在通过性方面的要求。车桥的噪声主要来自齿轮及其他传动机件。提高它们的加工精度、装配精度，增强齿轮的支承刚度，是降低车桥工作噪声的有效措施。车桥各零部件在保证其强度、刚度、可靠性及寿命的前提下应力求减小簧下质量，以减小不平路面对车桥的冲击载荷，从2而改善轻型货车行驶的平顺性。通过查阅相关的资料，运用专业基础理论和专业知识，确定载重量为二吨的转向桥总成设计方案，进行部件的设计计算和结构设计。使其达到以下要求：1 具有足够的强度，以保证可靠地承受车轮与车架之间的作用力。2 保证真确的车轮定位，使转向轮运动稳定，操作轻便并减轻轮胎的磨损。3 前桥要有足够的刚度，以使车轮定位参数保持不变。4 转向节与主销、转向节与前粱之间的摩擦力应尽可能的小，以保证转向操作的轻便性，并有足够的耐磨性。5 转向轮的摆振应尽可能的小，以保证汽车的正常、稳定行驶。前桥的质量应尽可能的小，以减轻非悬挂质量，提高汽车行驶平顺性。1.3 预期的成果 设计出轻型货车的车桥，包括主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置及桥壳等部件，配合其他同组同学，协调设计车辆的全局。使设计出的产品使用方便，材料使用最少，经济性能最高。a. 提高轻型货车的技术水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更经济，更舒适，更机动，更方便，动力性更好，污染更少。 b. 改善轻型货车的经济效果，调整轻型货车在产品系列中的档次，以便改善其市场竞争地位并获得更大的经济效益1.4 国内外发展状况及现状的介绍为适应不断完善社会主义市场经济体制的要求以及加入世贸组织后国内外轻型货车产业发展的新形势，推进轻型货车产业结构调整和升级，全面提高轻型货车产业国际竞争力，满足消费者对轻型货车产品日益增长的需求，促进轻型货车产业健康发展，特制定轻型货车产业发展政策。通过该政策的实施，使我国轻型货车产业在 2010 年前发展成为国民经济的支柱产业，为实现全面建设小康社会的目标做出更大的贡献。政府职能部门依据行政法规和技术规范的强制性要求，对轻型货车、农用运输车（三轮车，下同)、摩托车和零部件生产企业及其产品实施管理，规范各类经济主体在轻型货车产业领域的市场行为。在轻型货车发展趋势中，有着很好的发展前途。生产出质量好，操作简便，价格便宜的轻型货车将适合大多数消费者的要求。在国家积极投入和支持发展轻型货车产业的同时，能研制出适合中国国情，包括道路条件和经济条件的车辆，将大大推动轻型货车产业的发展和社会经济的提高。3在新政策轻型货车产业发展政策中，在 2010 年前，我国就要成为世界主要轻型货车制造国，轻型货车产品满足国内市场大部分需求并批量进入国际市场；2010 年，轻型货车生产企业要形成若干驰名的轻型货车、摩托车和零部件产品品牌；通过市场竞争形成几家具有国际竞争力的大型轻型货车企业集团，力争到 2010 年跨入世界 500 强企业之列，等等。同时，在这个新的轻型货车产业政策描绘的蓝图中，还包含许多涉及产业素质提高和市场环境改善的综合目标，着实令人鼓舞。然而，不可否认的是，国内轻型货车产业的现状离产业政策的目标还有相当的距离。自 1994 年轻型货车工业产业政策颁布并执行以来，国内轻型货车产业结构有了显著变化，企业规模效益有了明显改善，产业集中度有了一定程度提高。但是，长期以来困扰中国轻型货车产业发展的散、乱和低水平重复建设问题，还没有从根本上得到解决。多数企业家预计，在新的轻型货车产业政策的鼓励下，将会有越来越多的轻型货车生产企业按照市场规律组成企业联盟，实现优势互补和资源共享。1.5 设计内容 由于本次设计车型有两根车桥，所以主要围绕前转向桥与后驱动桥展开，包括前桥中转向器以及转向器中的万向节，后驱动桥中的减速器，差速器，半轴，桥壳以及其他部分零件的设计。4第 2 章 总体方案确定2.1 驱动桥方案确定车桥的结构型式按齐总体布置来说共有三种，即普通的非断开式车桥，带有摆动半轴的非断开式车桥和断开式车桥。(a)普通非断开式车桥；(b)带有摆动半轴的非断开式车桥；(c)断开式车桥图 2.1 车桥的总体布置型式简图方案（一）：非断开式车桥方案（一）：非断开式车桥图 2.2 非断开式车桥普通非断开式车桥，如图 2.2，由于其结构简单、造价低廉、工作可靠，最广泛地用在各种载货轻型货车、客车和公共轻型货车上，在多数的的轻型货5车和部分轿车上也采用这种结构。它的具体结构是桥壳是一根支承在左、右驱动车轮上的刚性空心梁，而齿轮及半轴等所有的传动机件都装在其中。这时整个车桥、驱动车轮及部分传动轴均属簧下质量，使轻型货车的簧下质量较大，这是它的一个缺点。采用单级主减速器代替双级主减速器可大大减小车桥质量。采用钢板冲压-焊接的整体式桥壳及钢管扩制的整体式桥壳，均可显著地减轻车桥的质量。车桥的轮廓尺寸主要决定于主减速器的型式。在轻型货车的轮胎尺寸和车桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定主减速器速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，则可改用双级结构。后者仅推荐用于主减速比大于 7.6 且载货在 6t 以上的大型货车上。在双级主减速器中，通常是把两级减速齿轮放在一个主减速器壳内，也可以将第二级减速齿轮移向驱动车轮并靠近轮毂，作为轮边减速器。在后一种情况下又有五种布置方案可供选择。方案（二）：断开式车桥方案（二）：断开式车桥图 2.3 断开式车桥断开式车桥区别于非断开式车桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式车桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬架相匹配，故又称为独立悬挂车桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横6梁或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此独立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管，作相应摆动。所以断开式车桥也称为“带有摆动半轴的车桥” 。轻型货车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定轻型货车行驶平顺性的主要因素，因轻型货车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动的簧下质量较小，又与独立悬架相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小轻型货车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜；提高轻型货车的行驶平顺性和平均行驶速度；减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其可靠性及使用寿命。但是，由于断开式车桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分及一些轻型货车上，且后者多属于轻型以下的货车或多桥驱动的重型货车。方案（三）：多桥驱动的布置方案（三）：多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性，有些重型货车及全部中型以上的货车都是采用多桥驱动，常采用 44、66、88 等驱动型式2。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各车桥的方式有两种。相应这两种动力传递方式，多桥驱动货车各车桥的布置型式分为非贯通式与贯通式。前者为了把动力经分动器传给各车桥，需分别由分动器经各车桥自己专用的传动轴传递动力，这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各车桥的零件特别是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对 88 轻型货车来说，这种非贯通式车桥就更不适宜，也难与布置了。为了解决上述问题，现代多桥驱动货车都是采用贯通式车桥的布置型式。在贯通式车桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各车桥分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴，是串联布置的。前后两端的车桥（第一、第四桥）的动力，是经分动器并贯通中间桥（分别穿过第二、第三桥）而传递的。其优点是，不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各车桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。这对于轻型货车的设计（如轻型货车的变形） 、制造和维修，都带来方便。四桥驱动的越野轻型货车也可采用侧边式及混合式的布置。经上述分析，考虑到所设计的轻型货车的载重和各种要求，其价格要求要尽量低，故其生产成本应尽可能降低。另由于轻型货车对车桥并无特殊要求，7和路面要求并不高，故本设计采用普通非断开式车桥。2.2 转向系方案确定2.2.1 概述 汽车在行驶过程中，经常需要改变方向。就轮式汽车而言，改变行驶方向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车的转向桥上的车轮相对于汽车纵轴线偏转一定角度。此时路面作用于转向轮上的向后的反力就有了垂直与车轮的分量并成为汽车作曲线运动的向心力。在汽车直线行驶时，往往转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而干扰行驶方向。此时，驾驶员也可以利用这一套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复原来的行驶方向。这一套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。对转向系的主要要求有：1、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。2、工作安全可靠。3、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。4、在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。5、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。2.2.2 转向器结构形式及选择对转向系设计的要求有：1.汽车转弯行驶时，全部车轮应绕顺时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车行驶稳定性。2.汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。3.汽车在任何行驶状态下，转向轮都不得产生自震，转向盘没有摆动。4.转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。85.保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。6.操纵轻便。7.转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。8.转向器和转向传动机构的球头处，有消除因磨损而产生间隙的调整机构。9.在车祸中，当转向轴和转向盘由于车架或车身变形而共同后移时，转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。10.进行运动校核，保证转向轮与转向盘转动方向一致。机械式转向器大体可分为齿轮齿条式转向器，循环球式转向器，蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器几类。循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。循环球式转向器的优点是：如图 2.4，在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦转变为滚动摩擦，因而传动效率可达到 75%85%；在结构和工艺上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨损性能，可保证有足够的使用寿命；转向器的传动比可以变化；工作平稳可靠；齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行；适合用来做整体式动力转向器。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。图 2.4 循环球式转向器9齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低；但逆效率比较高，极易发生反冲现象，会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动又会造成打手，同时对驾驶员造成伤害，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。图 2.5 齿轮齿条转向器 蜗杆滚轮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。循环球式转向器的主要缺点是：逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。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。 综上，本次选用循环球式转向器。2.2.3 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。10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。综上最后本次设计选定循环球式转向器。2.3 本章小结 本章通过对车桥类型的比较和具体分析，总结出各种不同车桥的应用场合和车桥的优缺点及使用方式。通过本章内容对本次设计的车桥进行初步选取。11第 3 章 驱动桥的设计计算3.1 主减速器的设计3.1.1 主减速器的结构型式主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。在现代轻型货车车桥上，主减速器采用得最广泛的是“格里森”Gleason）制或“奥利康” （Oerlikon）制的螺旋锥齿轮和双面锥齿轮。(a)螺旋锥齿轮传动；(b)双曲面齿轮传动图 3.1 螺旋锥齿轮与双曲面齿轮传动采用双曲面齿轮。他的主、从动齿轮轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角（即将一轴线平移，使之与另一轴线相交的交角）也都是采用 90。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或向下的偏移，称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距大到一定程度，可使一个齿轮轴从另一个齿轮轴旁通过。这样就能在每个齿轮的两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度、保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。和螺旋锥齿轮由于齿轮的轴线相交而使得主、从动齿轮的螺旋角相等的情况不同，双曲面齿轮的偏移距使得主动齿轮的螺旋角大于从动齿轮的螺旋角。因此，双曲面传动齿轮副的法向模数或法向周节虽相等，但端面模数或端面周节是不等的。主动齿轮的端面模数或端面周节是大于从动齿轮的。这一情况就使得双曲面齿轮传动的主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮传动的主动齿轮有更大的直径和更好的强度和刚度。其增大的程度与偏移距的大小有关。另外，由于双曲面传动的主动齿轮的直径及螺旋角都较大，所以相啮合齿轮的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿12轮当量曲率半径为大，从而使齿面间的接触应力降低。随偏移距的不同，双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高至 175%。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的最少齿数可减少，所以可选用较少的齿数，这有力于大传动比传动。当要求传动比大而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮更为合理。因为如果保持两种传动的主动齿轮直径一样，则双曲面从动齿轮的直径比螺旋锥齿轮的要小，这对于主减速比的传动有其优越性。对中5 . 40i等传动比，两种齿轮都能很好适应。由于双曲面主动齿轮螺旋角的增大，还导致其进入啮合的平均齿数要比螺旋锥齿轮相应的齿数多，因而双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮冲动工作更加平稳、无噪声，强度也高。双曲面齿轮的偏移距还给轻型货车的总布置带来方便。2122232425262728293031323335不不不34图 3.2 采用组合式桥壳的单级主减速器减速型式的选择与轻型货车的类型及使用条件有关，但它主要取决于由动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比 的大小及车桥下的离地间隙、0i车桥的数目及布置型式等。本设计采用组合式桥壳的单级主减速器（图） 。单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低等优点。其主、从动锥齿轮轴承都直接支承在与桥壳铸成一体的主减速器壳上，结构简单、支承刚度大、质量小、造价低。133.1.2 主减速器主动锥齿轮的支承型式及安装方法图 3.3 主动锥齿轮齿面受力图在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确捏合并具有较高使用寿命的因素之一。1-调整垫圈；2-调整垫片图 3.4 骑马式支承本设计采用骑马式支承（图 3.4） 。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承。骑马式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式 1/30 以下。而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。此外，由于齿轮大端一侧前轴承及后轴承之间的距离很小，可以缩短主动锥齿轮轴的长度，使布置更紧凑，这有利于减小传动轴夹角及整车布置。骑马式支承的导向轴承（即齿轮小14端一侧的轴承）都采用圆柱滚子式的，并且其内外圈可以分离，以利于拆装。为了进一步增强刚度，应尽可能地减小齿轮大端一侧两轴承间的距离，增大支承轴径，适当提高轴承的配合的配合紧度。3.1.3 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安装方法 图 3.5 主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置办法主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在轴承之间的分布而定。两端支承多采用圆锥锥子轴承，安装时使它们的圆锥滚子大端相向朝内，而小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承（图 3.5（b） ）具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这在主减速器从动齿轮轴承的尺寸大时极其重要。3.1.4 主减速器的基本参数的选择及计算主减速比 ,车桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据。0iA. 主减速比 的确定0i15主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时轻型货车的动力性和燃料经济性都有直接影响。 的选择应在轻型0i货车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用在Ti不同下的功率平衡图来研究 对轻型货车动力性的影响。通过优化设计，对发oi0i动机与传动系参数作最价匹配的方法来选择 值，可使轻型货车获得最佳的动0i力性和燃料经济性。为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，按下式计算3：0i (3.1)ghaprinrimax0)472. 0377. 0(式中：车轮滚动半径，m；rr 变速器最高档传动比；ghi 轻型货车最高车速；maxa 发动机最大转速pnghaprinrimax0)472. 0377. 0(67. 695. 461.23400044. 0443. 0 根据所选定的主减速比值，确定主减速器的减速型式为单级。查表得轻oi型货车车桥的离地间隙为 200mm.B主减速齿轮计算载荷的计算通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩（、）的较下者，作为载jeTjT货轻型货车和越野轻型货车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。既： (3.2)nKiTTTTLeje/0max 29 . 011 . 4216 mN 52.398 (3.3)LBLBrjirGT216 mN 44.84267. 69 . 0364. 085. 016345式中：发动机最大转矩，216；maxeTmN 由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；TLi取 4.1 上述传动部分的效率，取；T9 . 0T 超载系数，对于一般载货轻型货车、矿用轻型货车和越野轻型货车0K以及液力传动的各类轻型货车取；10K 该车的车桥数目；n=2n 轻型货车满载时一个车桥给水平地面的最大负载，G2=16345N； 2G 轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用轻型货车，取 ；85. 0 车轮的滚动半径，rr=0.364m；rr ，分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效LBLBi率和减速比（例如轮边减速器等） 。，9 . 0LB67. 6LBi由式（3.2） 、式（3.3）求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均牵引力来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩（Nm）为jmT (3.4)()(PHRLBLBrTajmfffnirGGT 式中：轻型货车装载总重，25200N；aG 所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车；TG 道路滚动阻力系数；fR=0.015Rf17 轻型货车正常使用时的平均爬坡能力系数；fH=0.06Hf 轻型货车或货车列车的性能系数。Pf (3.5)max)(195. 0161001eTAPTGGf当时 取16195. 0maxeTaTGG0Pf)()(PHRLBLBrTajmfffnirGGT mN 6 .114167. 69 . 0)06. 0015. 0(364. 025200C主减速齿轮基本参数的选择主减速器锥齿轮的主要参数有主从动锥齿轮齿数、从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数、主从动锥齿轮齿面宽、双齿面齿轮副的偏移距、中点螺旋角、法向压力角等。a. 齿数的选择选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1. 为了磨合均匀，主从动锥齿轮齿数之间应避免有公约数。2. 为了得到理想的齿面重合度和高的齿轮弯曲强度，主从动齿轮齿数和应不小于 40。3. 为了啮合平稳、噪声小和具有高的疲劳强度，对于乘用车，主动锥齿数一般不少于 9：对于商用车，主动锥齿数一般不少于 6.4. 主传动比较大时，主动锥齿数尽量取得少些，以便得到满意的离地间隙。5. 对于不同的主传动比，主从动锥齿数应有适宜的搭配。对于单级主减速器，当较大时，则应尽量使主动齿轮的齿数取得小些，0i1z以得到满意的车桥离地间隙。当6 时，的最小值可取为 5，但为了啮合平0i1z稳及提高疲劳强度，最好大于 5。取， 。1z71z342zb.从动齿轮大端分度圆直径的选择可根据从动锥齿轮的计算转矩（见式 3.4、式 3.5 并取两者中较小的一个为计算依据）按经验公式选出：18 (3.6)322jdTKd式中: 从动锥齿轮的分度圆半径，mm；2d 直径系数，取；取 142dK16132dK 计算转矩，114.6。jTmN 322jdTKd mm686 .114143c.齿轮端面模数的选择选定后可按式算出从动齿轮大端端面模数，并用下式校核：2d22/ zdm (3.7)3jmTKm式中: 模数系数。一般 0.30.4,取 0.4mK=68/34=2.022/ zdm =1.952.03jmTKmd.主、从动锥齿轮齿面宽的选择 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但见减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起齿轮小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间减小。但是齿面过窄，齿轮表面的耐磨性会降低。轻型货车主减速器双曲面齿轮的主,从动齿轮齿面宽 F1,F2： (3.8)mmdF53.1068155. 0155. 0 .22一般 F1比 F2大 10% mmFF385.1135.101 . 1%11021e.双曲面齿轮副偏移距 E 的选择E 值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E 值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于乘用车和总质量不大19的商用车，22 . 0 dE 取 136 .13682 . 02 . 02dEEf中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的。选择 时，应考虑他的齿面重合度 、轮齿强度和轴向力大小的影响。 越大，则 也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般 应不小于 1.25，在 1.5-2.0 时效果最好。但是 过大，会导致轴向力增大。汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35-40。乘用车选用较大的 值以保证较大的 ，使运转平稳，噪声低；商用车选用较小的 值以防止轴向力过大，通常取 35。g螺旋方向从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速器挂前进档时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，防止轮齿因卡死而损坏。h法向压力角 法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于小负荷工作的齿轮，一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，乘用车的 一般选用1430或 16，商用车的 为 20或 2230。对于双曲面齿轮，从动齿轮轮齿两侧的压力角是相同的，但主动齿轮轮齿两侧的压力角是不等的。选取平均压力角时，乘用车为 19或 20，商用车为 20或 2230。203.2 差速器的设计3.2.1 差速器的结构型式差速器选用对称式圆锥行星齿轮差速器。其结构原理如图（3.6）所示。普通对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮等组成。其工作原理如图所示。为主减速器从动齿轮0或差速器壳的角速度；、分别为左右驱动车轮或差速器半轴齿轮的角速度；12为行星齿轮绕其轴的自转角速度。3图 3.6 普通圆锥齿轮差速器的工作原理简图当轻型货车在平坦路面上直线行驶时，差速器各零件之间无相对运动，则有02103这时，差速器壳经十字轴以力带动行星齿轮绕半轴齿轮中心作“公转”P而无自转（） 。行星齿轮的轮齿以的反作用力。对于对称式差速器来032/P说，两半轴齿轮的节圆半径 相同，故传给左、右半轴的转矩均等于，故r2Pr/轻型货车在平坦路面上直线行驶时驱动左、右车轮的转矩相等。当轻型货车转弯时，假如左右轮之间无差速器，则按运动学要求，行程长21的外侧车轮将产生滑移，而行程短的内侧车轮将产生滑转。由此导致在左、右轮胎切线方向上各产生一附加阻力，且它们的方向相反，如图所示。当装有差速器时，附加阻力所形成的力矩使差速器起差速作用，以免内外侧驱动车轮在地面上的滑转和滑移，保证它们以不同的转速和正常转动。当然，若差速12器工作时阻抗其中各零件相对运动的摩擦大，则扭动它的力矩就大。在普通的齿轮差速器中这种摩擦力很小，故只要左、右车轮所走路程稍有差异，差速器开始工作。当差速器工作时，行星齿轮不仅有绕半轴齿轮中心的“公转” ，而且还有绕行星齿轮以角速度为的自转。这时外侧车轮及其半轴齿轮的转速将增高，且3增高量为（为行星齿轮齿数，为该侧半轴齿轮齿数） ，这样，外侧半133zz3z1z轴齿轮的角速度为：13301zz在同一时间内，内侧车轮及其半轴齿轮（齿数为）的转速将减低，且减2z低量为，由于对称式圆锥齿轮差速器的两半轴齿数相等，于是内侧半轴齿233zz轮的转速为：13302zz由以上两式得差速器工作时的转速关系为 (3.9)0212即两半轴齿轮的转速和为差速器壳转速的两倍。由式（3.9）知：当时，或02012当时，01022当时，0021最后一种情况，有时发生在使用中央制动时，这时很容易导致轻型0022货车失去控制，使轻型货车急转和甩尾。3.2.2 差速器的基本参数的选择及计算 由于差速器亮是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时应考虑差速器的安装；差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 1差速器齿轮的基本参数选择 A行星齿轮的基本参数选择 行星齿轮数 n 需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下 n 可取两个，反之应取 n=4，本载货轻型货车选用 4 个行星齿轮。 B行星齿轮球面半径的确定)(mmRB 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径，它就BR是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥矩，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： (3.10)3jBBTKR 式中：行星齿轮球面半径系数，KB=2.5-3.0,对于有四个行星齿轮的乘用BK车和商用车取小值，对于有两个行星齿轮的乘用车及四个行星齿轮的越野车和矿用车取大值；Tj为差速器计算转矩（N.m） ，Tj=min【Tce，Tcs】 ；Rb为球面半径（mm） 计算转矩，。jTmN mmTKRjBB72252. 233确定后，即可根据下式预选其节锥矩：BR (3.11)BRA99. 098. 00mmRAB86. 6798. 099. 098. 00C行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，但尺寸会增大，于是又要求行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于 10。半轴齿轮齿数在 14-25 之间选用。大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比在 1.5-2.0 的范围内。选用行星齿轮齿数为 10，半轴齿轮齿数为 15。23D差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角，：12； (3.12)211arctanzz122arctanzz式中：，为行星齿轮和半轴齿轮齿数1z2z=33.69211arctanzz=56.31122arctanzz再求出圆锥齿轮的大端模数 m： (3.13)220110sin2sin2zAzAm=220110sin2sin2zAzAm76. 01069.33sin86. 62节圆直径右下式求得：d (3.14)zmd mmmzd6 . 776. 01011mmmzd4 .1176. 01522E压力角 汽车差速齿轮大都采用压力角为 2230、齿高系数为 0.8 的齿形。某些总质量较大的商用车采用 25压力角，以提高齿轮强度。F行星齿轮轴直径 d 及支撑长度 L行星齿轮轴直径 d（mm）为dcnrTd 1 . 11030式中，T0为差速器壳传递的转矩（N.m） ，此处取 900N.m； n 为行星齿轮数；n=4 rd为行星齿轮支撑点中点到锥顶的距离（mm） ，约为半轴齿轮齿宽中点处平均直径的一半；24 为支撑面允许挤压应力，取 98MPa；c 25 . 0 drd228 . 0 dd56. 44 .114 . 04 . 02drdmmd39.2156. 44981 . 1109003取 d=20mm 支撑长度L=1.1d=22mm3.3 半轴的设计3.3.1 半轴的结构型式采用半浮式半轴。半浮式以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定。半浮式半轴的结构特点是，半轴外端的支撑轴承位于半轴套管外端的内孔中，车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外，其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴承受的载荷复杂，但它结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。图 3.7 半浮式半轴的结构型式与安装3.3.2 半轴的设计与计算 半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理的确定其计算载荷。 半轴的计算要考虑以下三种可能的载荷工况：A纵向力（驱动力或制动力）最大时（） ，附着系数取2X22ZX250.8，没有侧向力作用；B侧向力最大时，其最大值发生于侧滑时，为，侧滑时轮胎与地面2Y12Z的侧向附着系数在计算中取 1.0，没有纵向力作用；1C垂向力最大时，这发生在轻型货车以可能的高速通过不平路面时，其值为，是动载荷系数，这时没有纵向力和侧向力作用。dkgZ)(2dk半浮式半轴的设计计算，应根据上述三种载荷工况进行图 3.8 半浮式半轴及受力简图a半浮式半轴在上述第一种工况下半轴同时承受垂向力、纵向力所引起的弯矩以及由引起的转矩2Z2X2X。rrX2对左、右半轴来说，垂向力，为LZ2RZ2 (3.15)wwRLgGmgZZZ22222式中：满载静止轻型货车的车桥对水平地面的载荷，N；2G 轻型货车加速和减速时的质量转移系数；m 一侧车轮（包括轮毂、制动器等）本身对水平地面的载荷，wgN。26 NgGmgZZZwwRL1372098002392002 . 122222纵向力按最大附着力计算，即 (3.16)2222GmXXRL式中：轮胎与地面的附着系数。 NGmXXRL188168 . 02392002 . 12222左、右半轴所承受的合成弯矩为mNM (3.17)22222222BBLLXZbXZbM222222222218816137201 . 0BBLLXZbXZbM mN 2329转矩为 (3.18)rRrLrXrXT22 44. 01881622rRrLrXrXT mN 04.8279b半浮式半轴在上述第二种载荷工况下半轴只受弯矩。在侧向力的作用下，左、右车轮承受的垂向力、2YLZ2和侧向力、各不相等，而半轴所受的力为RZ2LY2RY2 (3.19)wwLLgBhgGgZZ21222212 (3.20)wwRRgBhgGgZZ2122221227 (3.21)12122212BhgGYL (3.22)12122212BhgGYR式中：驱动车轮的轮矩，mm；2B 轻型货车质心高度，mm；gh 轮胎与路面的侧向附着系数；1 980016500 . 16002123920021221222wwLLgBhgGgZZN24108980016500 . 16002123920021221222wwRRgBhgGgZZN450816500 . 16002123920021212122BhgGYL N3390816500 . 16002123920021212122BhgGYR N5292左、右半轴所受的弯矩分别为： (3.23)bZYMLLL22 (3.24)bZYMRRR22mNbZYMLLL2 .314971 . 0241083390822mNbZYMRRR8 .110341 . 0450852922228c半浮式半轴在上述第三种载荷工况下半轴只受垂向弯矩： (3.25)bgGkMwdV 22式中：动载系数。dk mNbgGkMwdV 24501 . 098002392005 . 2223.3.3 半浮式半轴的结构设计1.半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便使半轴各部分基本达到等强度。2.半轴的破坏形式大多是扭转疲劳损坏，在结构设计时应尽量增大各过渡部分的圆角半径，尤其是凸缘与杆部、花键与杆部的过渡部分，以减少应力集中。3.当杆部较粗且外端凸缘也较大时，可采用两端用花键连接的结构。3.4 车桥壳结构选择车桥桥壳是轻型货车上的主要零件之一，非断开式车桥的桥壳起着支承轻型货车荷重的作用，并将载荷传给车轮。作用在驱动车轮上的牵引力、制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬挂及车架或车厢上。因此桥壳既是承载件又是传动件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置（半轴）的外壳。在轻型货车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的强度和刚度。为了减小轻型货车的簧下质量以利于降低动载荷、提高轻型货车的行驶平顺性，在保证强度和刚度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应保证主减速器的拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳的结构型式时，还应考虑轻型货车的类型、使用要求、制造条件、材料供应等。选用可分式桥壳。它的结构如图所示，整个桥壳由一个垂直结合面分为左右两部分，每一部分均由一个铸件壳提和一个压入其外端的半轴套管组成。半轴套管与壳体用铆钉联接。驱动桥壳应满足如下设计要求：1.应具有足够的强度和刚度，以保证主减速器齿轮啮合正常并不使半轴产生附加弯曲应力。2.在保证刚度和强度的前提下，尽量减少质量以提高行驶平顺性。3.保证足够的离地间隙。294.结构工艺性好，成本低。5.保护装于其上的传动系部件和防止泥水浸入。6.拆装、调整、维修方便。3.4.1 驱动桥壳结构方案分析驱动桥壳大致可分为可分式、整体式和组合式三种形式。本次选用可分式桥壳。可分式桥壳（如图 3.9）由一个垂直结合面分为左右两部分，两部分通过螺栓连接成一体。每一部分均由一铸造壳体和一个压入其外端的半轴套管组成，轴管与壳体用铆钉连接。这种桥壳结构简单，制造工艺性好，主减速器支撑刚度好。但拆装、调整、维修很不方便，桥壳的强度和刚度受结构的限制，经常用于一些总质量不大的汽车上。 图 3.9 可分式桥壳3.5 悬架结构分析悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。非独立悬架的结构特点是，左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身）连接；独立悬架的结构特点是，左、右车轮通过各自的悬架与车架（或车身）连接，本驱动桥采用非独立悬架。以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是：由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度，使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；簧下质量大；在不平路面上行驶时，左右车轮互相影响，并使车身和车桥倾斜（如图3.10） ；当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆，使前轮容易产生摆振；前轮跳动时，悬架易与转向机构产生运动干涉；当汽车直线行驶在凹凸不平的30路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还会产生不利的轴转向特性；汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；车桥上方要求有与弹簧行程相适应的空间。这种悬架主要用在商用车前后悬架以及某些乘用车的后悬架上。图 3.10 非独立悬架左右车轮通过不同路面时的互相影响3.6 本章小结 本章通过已知的后驱动桥主要参数对驱动桥内的主减速器，差速器，半轴，驱动桥壳等部件进行计算和选取。31第 4 章 转向桥的设计计算4.1 转向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。如图（4.1）所示：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P1Z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： (4.1)1112mGZ 1.制动工况下的弯矩图 2.侧滑工况下的弯矩图图 4.1 转向转向桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图 式中：汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，8855N；1G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1m32可取 1.5；质量分配给前桥 35%；=0.3588551.5=6641.251Z211G1m前轮所承受的制动力 1ZPx式中：轮胎与路面的附着系数取为 0.6；=6641.25 0.6=3984.75 NxP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1ZxPvMkM间达最大值，分别为： Nmm (4.2)2)2()(1121SBgmGlgZMwwv Nmm (4.3)2211212SBmGlZlPMxk式中：取=285 mm2l车轮(包括轮毅、制动器等)所受的重力，N；取=980N；wgwgB前轮轮距取 B=1650 mm；S前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为 550 mm则 =2179581.25 Nmm25501320)98025.6641(vM=1534128.75 Nmm2550132075.3984kM制动力还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩 T：xPT= NmmrxrP 式中：轮胎的滚动半径取为 373.425 mmrr则有 T=3984.75373.425=1488005.269 Nmm前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力和扭转应（单位均为 MPa）w分别为： 222TMMMvv (4.4)33 (4.5)WTMMWMkvw222式中: W 前轴弯曲截面系数，W=。)(3233dD 前梁应力的许用值为=300500 MPa,当取 D=68 mm ，d=58 mm 时，W=w=11714.2)5868(3233=2643533.9 Nmm =225.67=300MPaMww故 D=68 mm ，d=58 mm 满足使用条件。4.2 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：LZ1RZ1LY1RY1 )21 (21111BhGZgL)21 (21111BhGZgR 1111)21 (2BhGYgL11111)21 (2BhGYgR式中：汽车质心高度取为 840 mm；车轮与地面附着系数取为 0.3；gh1此时，向右作用。则有：LY1RY1 NZL6118)13203 . 084021 (288551NZR2737)13203 . 084021 (288551 NYL4 .18353 . 0)13203 . 084021 (288551NYR1 .8213 . 0)13203 . 084021 (288551侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用力为：SrhGGTrgL)(5 . 01111 SrhGGTrgR)(5 . 01111式中: 满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷1G34 板簧座上表面离地高度 取 400mm1r=1239 9.8=12142.2N； 1G则有 NTL35.7869650)400840(3 . 0885512142.25 . 01NTR85.4272650)400840(3 . 0885512142.25 . 014.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力如图 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1d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，vMhM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：vMhMw (4.6)31)(lgZMwv (4.7) 3lPMxh (4.8)WMMhvw223121231 . 0)(dgZPlw35式中：转向节的轮轴根部轴径取为 50mm，=30 mm，=550 1d3lwMPa，则 =22.7Mpa550MpaWMMhvw2232245*1 . 075.3984)98025.6641(30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，可分别按下式求得： 245.501844425.3734 .1835306118131rLLLrYlZM3 .388729425.3731 .821302737131rrRRRrYlZM因此左右转向节都符合要求。4.4 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 4.2(c)和纵向平面(图 4.2(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1Z11lZ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mzQ偶矩（c+d）所平衡(见图 4.2(b)，故有mzQ N 式84.530162579525.664111dclZQmz中 取 95，c 取 57，d 取 62 mm； 1l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rxrPmQ（c+d）mQ所平衡(见图 4.2(c)。故有NdcrPQrm25.125046257425.37375.398436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xp，平衡(见图 4.2(c)，且有：tuQlQN09.207662576275.3984dcdPQxuNdccPQl67.190862575775.3984由转向桥的俯视图(图 4.2(d)的下图)可知，制动时转向横拉杆的作用力 N 为：N=NllPt2 .24741539575.398451力 N 位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为（取为 80 mm）如将 N4l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 4.2(b)。力矩 N由位于侧向平面内并作用于主销的力偶矩所平4l4l（c+d）衡，故有MNQNdcNlQMN22.203362578041.30244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：NQNlQ=dcNdQNN7 .15751196241.3024=dcNlQNlN7 .14481195741.3024由图 4.2(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Q心作用于主销的合力分别为：1Q (4.9) 22)()(QQQQQQMNMNMZ =11912.88N22)09.207612504()7 .157522.203384.5301( (4.10)221)()(lMNlMNMZQQQQQQ =16878.59N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，37其值为=16878.59N1Q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：mzQNdcrYlZQrLLMZL41.8756257425.373.4 .1835956118111NdcrYlZQrRRMZL8 .47616257425.3731 .821952737111 取中最大的作为主销的计算载荷N，计算MZRMZLQQQ,159.168781 QQj主销在前梁拳部下端面应力和剪切应力： ws MPa ； (4.11)hdQjw301 . 0 MPa； (4.12)204dQjs式中：主销直径取为 32 mm；0d h 转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离，见图 4.2(a),取 h=28mm； ; 5 .30228251 . 059.168783ww;4 .34251415926. 359.1687842ss其中=500MPa；=100MPa。ws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：cMPaMPldQcjc508 .26253059.168780式中： 衬套长为 30mm。l在静载荷下，上式的计算载荷取38 NjQ84.530162579525.664111dclZQMZ 。MPaldQjc07. 7253084.53010MPac154.5 转向节推力轴承的计算对转向节推力轴承，取汽车以等速40kmh，沿半径 R50m 的圆周行an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增大。LZ1，将上述计算工况的有关数据代入上式，并没)(2(1 22111gagLRVBhGZ0.5，则有：，1Bhg111625. 0225. 1GGZL可近似地认为推力轴承的轴向载荷等于上述前外轮的地面垂向外力，即:aFN。aF4 .5534625. 01G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进行，且取当量静载荷KNCr8 .420 ，故此推力轴承满足要求。KNCPr12.174 . 000aF4.6 转向梯形的优化设计 转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算。转向梯形有整体式和断开式两种。一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。 两轴汽车转向时，若忽略轮胎侧偏影响，两转向前轴的延长线应交于后轴延长线。设，分别是外内转向车轮转角，k 为两主销中心线延长线到地面0i交点之间的距离，则梯形机构应保证内外转向车轮的转角有如下关系：ctg，若自变角为则因变角的期望值为：LKctgi00i39，现有转向梯形机构仅能满足上式要求。如下图所)()(010LKctgctgfi示，在图上作辅助虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所绘出的实际因变角为：i)cos(212cos)cos(cos2arccos)cos(21)()sin(arcsin020020)(mKmKmKmKMKi其中 m梯形臂长 梯形底角图 4-3 汽车瞬时转向图应使设计的转向梯形所绘出的实际因变角尽可能接近理论上的期望值。ii其偏差最常使用的中间位置附近小转角范围应尽可能小，以减小高速行驶时轮胎的磨损。而在不经常使用且车速较慢的最大转角时可适当放宽要求，因此在加入加权因子构成评价优略的目标函数 f(x)为: )(00f（x）=max110000100)()()()(iiiiiii将上式代得：f(x)=max1100200)cot(cot)cos(21)()sin(arcsin)(LKarcmKMKiiii401001)cot(cot)cos(212cos)cos(cos2arccos02)(LKarcmKmKmKiii其中 x设计变量 x=21XXm 外转向轮最大转角，又上图可得：=max0max0aDL2arcsinmax其中 汽车最小转弯半径为 6.5m， a主销偏移距为 55mm，minR K=1650mm L=3600mm = max02 .28考虑到此时使用工况下转角小于，且 100 以内的小转角使用的更加频繁，20因此取：当 10005 . 1)(0 201001)(0 max00205 . 0)(0建立约束条件时应考虑到：设计变量 m 及过小时，会使横拉杆上的转向力过大；当 m 过大时，将使梯形布置困难，故对 m 的上、下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形f(x)值就越大，而优化过程是求f(x)的极小值，故可不必对的上限加以限制。综上所述，各设计变量的取值范围构成的约束条件为：m- 0minm0max mm0min梯形臂长度 m 设计时常取在0.11K，0.15Kminmmaxm梯形底角min70此外，由机械原理得知，四连杆机构的传动角不宜过小，通常取。如上图所示，转向梯形机构在汽车向右转弯至极限位置时达到40min41最小值，故只考虑右转弯时即可。利用该图所作的辅助虚线及余弦定理，min可推出最小传动角约束条件为 ，式中，为最小传动角。02cos)cos(cos)cos(cos2cosminmax0minKmmin由上述数学模型可知，转向梯形机构的优化设计问题是一个小型的约束非线性规划问题，可用复合形法来求解。4.7 转向传动机构强度计算1、球头销 球头销常由于球面部分磨损而损坏，为此用下式验算接触应力jAFj式中，F 为作用在球头上的力；A 为在通过球心垂直于 F 力方向的平面内，球面承载部分的投影面积。许用接触应力为2530。j2/mmN设计初期，球头直径 d 可根据表 4-1 中推荐的数据进行选择。表表 4.14.1 转向轮负荷对应的球头直径转向轮负荷对应的球头直径球头直径/mm转向轮负荷/N206000226000-9000259000-125002712500-160003016000-240003524000-340004034000-490004549000-700005070000-100000球头销用合金结构钢 12CrNiB、15CrMo、20CrNi 或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi 制造。2、转向拉杆拉杆应有较小的质量和足够的刚度。拉杆的形状应符合布置要求，有时不42得不做成弯的，这就减小了纵向刚度。拉杆应用材料力学中有关压杆稳定性计算公式进行验算。稳定性安全系数不小于 1.52.5。拉杆用 20、30 或 40钢无缝钢管制成。3、转向摇臂在球头销上作用的力 F，对转向摇臂构成弯曲和扭转力矩的联合作用。危险断面在摇臂根部，应按第三强度理论验算其强度2222224nwWeFWdF式中，、为危险断面的抗弯截面系数和抗扭转截面系数；尺寸 d、eWWnW见图 4.4。图 4.4 转向摇臂受力图要求 nT式中，为材料的屈服点；n 为安全系数，取 n=1.72.4。T转向摇臂与转向摇臂轴经花键连接，因此要求验算花键的挤压应力和切应力。 4.8 悬架的结构分析本次设计采用独立悬架。独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元件只能承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低，改善了汽车行驶平顺性；由于采用断开式车轴，所以能降低发动机的位置高度，使整车的质
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