KD1060型貨車設計（轉(zhuǎn)向及前橋設計）【3張CAD圖紙+外文翻譯+畢業(yè)論文】

KD1060型貨車設計（轉(zhuǎn)向及前橋設計）【3張CAD圖紙+外文翻譯+畢業(yè)論文】

38頁 10824字數(shù)+論文說明書【詳情如下】

KD1060型貨車設計（轉(zhuǎn)向及前橋設計）論文.doc

前橋總裝配圖.dwg

外文翻譯--轉(zhuǎn)向系統(tǒng).docx

轉(zhuǎn)向器裝配圖.dwg

轉(zhuǎn)向系總成.dwg

KD1060型貨車設計（轉(zhuǎn)向及前橋設計）

摘  要

汽車在行駛過程中，需要經(jīng)常改變行駛方向，這就需要有一套能夠按照司機意志來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構(gòu)，它將司機轉(zhuǎn)動方向盤的動作轉(zhuǎn)變?yōu)檐囕喌钠D(zhuǎn)動作，這就是所謂的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。轉(zhuǎn)向性能是保證車輛安全，減輕駕駛員勞動強度和提高作業(yè)效率的重要因素。由于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車的重要組成部分，它直接與汽車的行駛穩(wěn)定性有重要的關系，與前懸架和車輪關系亦十分密切，故轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計也是整車設計中的關鍵一環(huán)。本設計為KD1060型載貨汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計內(nèi)容主要包括轉(zhuǎn)向系統(tǒng)形式的選擇、轉(zhuǎn)向器的選擇、轉(zhuǎn)向梯形的選擇及其布置。

 在本次設計中采用了機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點是重量輕,結(jié)構(gòu)緊湊,布置方便,維修容易,操縱輕便,穩(wěn)定性好,成本低廉，不易出現(xiàn)直線行駛時的蛇形現(xiàn)象。機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)還具有維修方便，容易安裝調(diào)整的優(yōu)點。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向器選用的是整體式循環(huán)球轉(zhuǎn)向器, 整體式循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的特點是可以將傳遞力矩機構(gòu)之間的滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦,這就使得轉(zhuǎn)向傳動效率提高,使用壽命增長,傳動比可以改變,轉(zhuǎn)向工作平穩(wěn)可靠。轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)選用整體式梯形,這樣有利于保證KD1060型汽車在車輪轉(zhuǎn)動時作無滑動的純滾動運動,并且機構(gòu)簡單, 容易調(diào)整前輪前束。

在說明書的計算部分，對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形主要參數(shù)選擇進行了計算。此外，還校核了主要零件的強度。

關鍵詞：轉(zhuǎn)向系統(tǒng),機械轉(zhuǎn)向,前橋,轉(zhuǎn)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 automobile’s running route according to the driver’s 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 vehicle’s 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 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 system’s 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 automobile’s 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

目錄

前言...........................................1

第一章概述.....................................2

第二章從動橋的方案確定.........................4

第三章轉(zhuǎn)向系的方案確定..........................6

 §3.1 轉(zhuǎn)向系整體方案確定........................6

 §3.2 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)形式及選擇......................6

 §3.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及選擇..................7

第四章從動橋的設計計算.........................8

 §4.1從動橋主要零件尺寸的確定..................8

§4.2 從動橋主要零件工作應力的計算..............8

§4.3 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應力計算...10

§4.4 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應力計算.......11

§4.5 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應力.13

§4.6轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算...............15

第五章轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計計算................17

 §5.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)..................17

 §5.2 主要參數(shù)的確定......................18

 §5.3 轉(zhuǎn)向梯形的選擇設計.....................20

 §5.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設計..................21

 §5.5 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)確定..................24

 §5.6 轉(zhuǎn)向系其他元件的選擇及材料的確定.........25

第六章轉(zhuǎn)向系主要零件的強度計算..............26

§6.1 計算載荷的確定.......................26                  

§6.2 主要零件的強度計算..................26                                                    

第七章  結(jié)論...........................28

參考文獻...........................29

致謝..........................................30

前言

在目前金融危機的大環(huán)境下，伴隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，輕型貨運汽車在國民生產(chǎn)中扮演著更重要的角色。

輕型載貨汽車各個領域得到了廣泛應用，對于它的設計是依據(jù)以往理論知識及實踐經(jīng)驗，在滿足其功用的前提下來進行的。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來保持或改變汽車行駛方向的機構(gòu)，它在整體設計中亦有其重要地位，對轉(zhuǎn)向時車輪正確運動和汽車的安全行駛有重大影響，這就要求其工作可靠、操縱輕便。

在目前的設計和使用方面，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機械式和動力式兩類，由于動力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能減輕駕駛員的負擔，而且操作方便，所以到廣泛使用。機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由于造價低廉，而且能夠滿足輕型貨車等一大部分汽車的轉(zhuǎn)向需要，固也得到了廣泛的使用。機械式轉(zhuǎn)向系由操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)組成，其重點是轉(zhuǎn)向器和傳動機構(gòu)的設計?，F(xiàn)今國內(nèi)輕型汽車多才用整體式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，整體式后置梯形。

本畢業(yè)設計說明書，主要講述了前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的選擇設計和方案分析。對前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分類和工作原理進行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計；對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要組成部分轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進行分析設計，選擇合適的機構(gòu)和零件。

第一章 概述

從動橋通過懸架與車架相聯(lián)，兩側(cè)安裝著從動車輪，用以在車架與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。從動橋還要承受和傳遞制動力矩。

    根據(jù)從動車輪能否轉(zhuǎn)向，從動橋分為轉(zhuǎn)向橋與非轉(zhuǎn)向橋。一般汽車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向。多軸汽車除前輪轉(zhuǎn)向外，根據(jù)對機動性的要求，有時采用兩根以上的轉(zhuǎn)向橋直至全輪轉(zhuǎn)向。

    一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅(qū)動的布置形式，故其前橋為轉(zhuǎn)向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅(qū)動，越野汽車均為全輪驅(qū)動，故它們的前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。

    從動橋按與其匹配的懸架結(jié)構(gòu)的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式從動橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉(zhuǎn)向橋時，則其兩端經(jīng)轉(zhuǎn)向主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)相聯(lián)。斷開式從動橋與獨立懸架相匹配。

    為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向輕便性及汽車轉(zhuǎn)向后使前輪具有自動回正的性能，轉(zhuǎn)向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而內(nèi)都有一定傾角。在縱向平面內(nèi)，主銷上部向后傾斜一個角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內(nèi)，主銷上部向內(nèi)傾斜一個β角，稱為主銷內(nèi)傾角。還有車輪外傾角及前束。

在汽車的設計、制造、裝配調(diào)整和使用中必須注意防止可能引起的轉(zhuǎn)向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉(zhuǎn)向輪繞主銷不斷擺動的現(xiàn)象，它將破壞汽車的正常行駛。轉(zhuǎn)向車輪的擺振有自激振動與受迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側(cè)向變形中的遲滯特性的影響，使系統(tǒng)在一個振動周期中路面作用于輪胎的力對系統(tǒng)作正功，即外界對系統(tǒng)輸入能量。如果后者的值大于系統(tǒng)內(nèi)阻尼消耗的能量，則系統(tǒng)將作增幅振動直至能量達到動平衡狀態(tài)。這時系統(tǒng)將在某一振幅下持續(xù)振動，形成擺振。其振動頻率大致接近系統(tǒng)的固有頻率而與車輪轉(zhuǎn)速并不一致，且會在較寬的車速范圍內(nèi)發(fā)生。通常在低速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于自攝振動型。當轉(zhuǎn)向車輪及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)受到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡、端面跳動、輪胎的幾何和機械特性不均勻以及運動學上的干涉等，在車輪轉(zhuǎn)動下都會構(gòu)成周期性的擾動。在擾動力周期性的持續(xù)作用下，便會發(fā)生受迫振動。當擾動的激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時便發(fā)生共振。其特點是轉(zhuǎn)向輪擺振頻率與車輪轉(zhuǎn)速一致，而且一般都有明顯的共振車速，共振范圍較窄(3～5km/h)。通常在高速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于受迫振動型。

轉(zhuǎn)向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結(jié)構(gòu)設計的原因和制造方面的因素．如車輪失衡、輪胎的機械特性、系統(tǒng)的剛度與阻尼、轉(zhuǎn)向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調(diào)整方面的影響，如前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)間的間隙(影響系統(tǒng)的剛度)和摩擦系數(shù)(影響阻尼)等。合理地選擇這些有關參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調(diào)整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。在設計中提高轉(zhuǎn)向器總成與轉(zhuǎn)向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側(cè)向剛度，在轉(zhuǎn)向拉桿系中設置橫向減震器以增加阻尼等，都是控制前輪擺振發(fā)生的一些有效措施。第七章  結(jié)論

通過對前橋及轉(zhuǎn)向的設計，我得出結(jié)論，此設計滿足設計要求。第二章列出了前橋的設計方案，第三章列出了轉(zhuǎn)向系的設計方案，第四章主要對前橋的主要零件進行了強度校核，經(jīng)校核滿足要求。第五章主要對轉(zhuǎn)向系的方案進行了論證，并詳細計算了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的各個參數(shù)，這說明也是可行的。故此設計我比較滿意，真誠接受各評委老師的批評指教！

參考文獻

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17. 閻蔭棠.幾何量精度設計與檢測.北京：機械工業(yè)出版社,1996 

致 謝

畢業(yè)設計的完成首先要感謝老師，老師在繁忙的工作中為我們的畢業(yè)設計提供了大量資料，并在設計過程中對我們進行了耐心的開導，給我們提了好多中肯的建議和方法。再次對老師表示衷心的感謝！

其次感謝做畢業(yè)設計的各位同學，他們可謂是我的良師益友，許多問題我們在互相探討中共同成長，三人行，必有我?guī)?，每個人都有自己的長處和優(yōu)點。還有本系的領導，系辦，車輛研究所，車輛實驗室老師的關心和支持！在此一并表示感謝！

1KD1060 型貨車設計（轉(zhuǎn)向及前橋設計）摘 要汽車在行駛過程中，需要經(jīng)常改變行駛方向，這就需要有一套能夠按照司機意志來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構(gòu)，它將司機轉(zhuǎn)動方向盤的動作轉(zhuǎn)變?yōu)檐囕喌钠D(zhuǎn)動作，這就是所謂的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。轉(zhuǎn)向性能是保證車輛安全，減輕駕駛員勞動強度和提高作業(yè)效率的重要因素。由于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車的重要組成部分，它直接與汽車的行駛穩(wěn)定性有重要的關系，與前懸架和車輪關系亦十分密切，故轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計也是整車設計中的關鍵一環(huán)。本設計為KD1060型載貨汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計內(nèi)容主要包括轉(zhuǎn)向系統(tǒng)形式的選擇、轉(zhuǎn)向器的選擇、轉(zhuǎn)向梯形的選擇及其布置。在本次設計中采用了機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點是重量輕,結(jié)構(gòu)緊湊,布置方便,維修容易,操縱輕便,穩(wěn)定性好,成本低廉，不易出現(xiàn)直線行駛時的蛇形現(xiàn)象。機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)還具有維修方便，容易安裝調(diào)整的優(yōu)點。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向器選用的是整體式循環(huán)球轉(zhuǎn)向器, 整體式循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的特點是可以將傳遞力矩機構(gòu)之間的滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦,這就使得轉(zhuǎn)向傳動效率提高,使用壽命增長,傳動比可以改變,轉(zhuǎn)向工作平穩(wěn)可靠。轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)選用整體式梯形,這樣有利于保證KD1060型汽車在車輪轉(zhuǎn)動時作無滑動的純滾動運動,并且機構(gòu)簡單, 容易調(diào)整前輪前束。在說明書的計算部分，對轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向梯形主要參數(shù)選擇進行了計算。此外，還校核了主要零件的強度。關鍵詞：轉(zhuǎn)向系統(tǒng),機械轉(zhuǎn)向,前橋,轉(zhuǎn)向器2KD1060 GOODS VEHICLE DESIGN(STEERING SYSTEM AND THE FRONT AXLE)ABSTRACTThe automobiles often need to change the direction in driving, then a particular set of device which can change or recover the automobile’s running route according to the driver’s 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 vehicle’s 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 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 system’s 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 automobile’s front wheel exercise of pure rolling without sliding. The structure is simple. And it is easy to adjust the toe-in.3The 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 device4目 錄前言....................................................1第 1 章 概述.....................................2第 2 章 從動橋的方案確定.........................4第 3 章 轉(zhuǎn)向系的方案確定..........................6§3.1 轉(zhuǎn)向系整體方案確定........................6§3.2 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)形式及選擇......................6§3.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及選擇..................7第 4 章 從動橋的設計計算.........................8§4.1 從動橋主要零件尺寸的確定..................8§4.2 從動橋主要零件工作應力的計算..............8§4.3 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應力計算...10§4.4 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應力計算.......11§4.5 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應力.13§4.6 轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算...............15第 5 章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計計算................17§5.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)..................17§5.2 主要參數(shù)的確定......................18§5.3 轉(zhuǎn)向梯形的選擇設計.....................20§5.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設計..................21§5.5 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)確定..................24§5.6 轉(zhuǎn)向系其他元件的選擇及材料的確定.........25第 6 章 轉(zhuǎn)向系主要零件的強度計算..............26§6.1 計算載荷的確定.......................26 §6.2 主要零件的強度計算..................26 第七章 結(jié)論...........................28參考文獻...........................29致謝..........................................305前言在目前金融危機的大環(huán)境下，伴隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，輕型貨運汽車在國民生產(chǎn)中扮演著更重要的角色。輕型載貨汽車各個領域得到了廣泛應用，對于它的設計是依據(jù)以往理論知識及實踐經(jīng)驗，在滿足其功用的前提下來進行的。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來保持或改變汽車行駛方向的機構(gòu)，它在整體設計中亦有其重要地位，對轉(zhuǎn)向時車輪正確運動和汽車的安全行駛有重大影響，這就要求其工作可靠、操縱輕便。在目前的設計和使用方面，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機械式和動力式兩類，由于動力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能減輕駕駛員的負擔，而且操作方便，所以到廣泛使用。機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由于造價低廉，而且能夠滿足輕型貨車等一大部分汽車的轉(zhuǎn)向需要，固也得到了廣泛的使用。機械式轉(zhuǎn)向系由操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)組成，其重點是轉(zhuǎn)向器和傳動機構(gòu)的設計?，F(xiàn)今國內(nèi)輕型汽車多才用整體式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，整體式后置梯形。本畢業(yè)設計說明書，主要講述了前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的選擇設計和方案分析。對前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分類和工作原理進行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計；對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要組成部分轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進行分析設計，選擇合適的機構(gòu)和零件。第一章 概述6從動橋通過懸架與車架相聯(lián)，兩側(cè)安裝著從動車輪，用以在車架與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。從動橋還要承受和傳遞制動力矩。根據(jù)從動車輪能否轉(zhuǎn)向，從動橋分為轉(zhuǎn)向橋與非轉(zhuǎn)向橋。一般汽車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向。多軸汽車除前輪轉(zhuǎn)向外，根據(jù)對機動性的要求，有時采用兩根以上的轉(zhuǎn)向橋直至全輪轉(zhuǎn)向。一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅(qū)動的布置形式，故其前橋為轉(zhuǎn)向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅(qū)動，越野汽車均為全輪驅(qū)動，故它們的前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。從動橋按與其匹配的懸架結(jié)構(gòu)的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式從動橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉(zhuǎn)向橋時，則其兩端經(jīng)轉(zhuǎn)向主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)相聯(lián)。斷開式從動橋與獨立懸架相匹配。為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向輕便性及汽車轉(zhuǎn)向后使前輪具有自動回正的性能，轉(zhuǎn)向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而內(nèi)都有一定傾角。在縱向平面內(nèi)，主銷上部向后傾斜一個 角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內(nèi)，主銷上部?向內(nèi)傾斜一個 β 角，稱為主銷內(nèi)傾角。還有車輪外傾角及前束。在汽車的設計、制造、裝配調(diào)整和使用中必須注意防止可能引起的轉(zhuǎn)向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉(zhuǎn)向輪繞主銷不斷擺動的現(xiàn)象，它將破壞汽車的正常行駛。轉(zhuǎn)向車輪的擺振有自激振動與受迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側(cè)向變形中的遲滯特性的影響，使系統(tǒng)在一個振動周期中路面作用于輪胎的力對系統(tǒng)作正功，即外界對系統(tǒng)輸入能量。如果后者的值大于系統(tǒng)內(nèi)阻尼消耗的能量，則系統(tǒng)將作增幅振動直至能量達到動平衡狀態(tài)。這時系統(tǒng)將在某一振幅下持續(xù)振動，形成擺振。其振動頻率大致接近系統(tǒng)的固有頻率而與車輪轉(zhuǎn)速并不一致，且會在較寬的車速范圍內(nèi)發(fā)生。通常在低速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于自攝振動型。當轉(zhuǎn)向車輪及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)受到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡、端面跳動、輪胎的幾何和機械特性不均勻以及運動學上的干涉等，在車輪轉(zhuǎn)動下都會構(gòu)成周期性的擾動。在擾動力周期性的持續(xù)作用下，便會發(fā)生受迫振動。當擾動的激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時便發(fā)生共振。其特點是轉(zhuǎn)向輪擺振頻率與車輪轉(zhuǎn)速一致，而且一般都有明顯的共振車速，共振范圍較窄(3～5km/h)。通常在高速行駛時發(fā)7生的擺振往往屬于受迫振動型。轉(zhuǎn)向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結(jié)構(gòu)設計的原因和制造方面的因素．如車輪失衡、輪胎的機械特性、系統(tǒng)的剛度與阻尼、轉(zhuǎn)向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調(diào)整方面的影響，如前橋轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)間的間隙(影響系統(tǒng)的剛度)和摩擦系數(shù)(影響阻尼)等。合理地選擇這些有關參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調(diào)整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。在設計中提高轉(zhuǎn)向器總成與轉(zhuǎn)向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側(cè)向剛度，在轉(zhuǎn)向拉桿系中設置橫向減震器以增加阻尼等，都是控制前輪擺振發(fā)生的一些有效措施。8第二章 從動橋的方案確定§2.1 從動橋總體方案確定轉(zhuǎn)向從動橋的主要零件有前梁，轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷，注銷上下軸承及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套，轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，輪轂等。轉(zhuǎn)向前橋有斷開式和非斷開式兩種。斷開式前橋與獨立懸架相配合，結(jié)構(gòu)比較復雜但性能比較好，多用于轎車等以載人為主的高級車輛。非斷開式又稱整體式，它與非獨立懸架配合。它的結(jié)構(gòu)簡單，承載能力大，這種形式再現(xiàn)在汽車上得到廣泛應用。因此本次設計就采用了非斷開式從動橋。作為主要零件的前梁是用中碳鋼或中碳合金鋼的，其兩端各有一呈拳形的加粗部分為安裝主銷的前梁拳部；為提高其抗彎強度，其較長的中間部分采用工字形斷面并相對兩端向下偏移一定距離，以降低發(fā)動機從而降低傳動系的安裝位置以及傳動軸萬向節(jié)的夾角。為提高其抗扭強度，兩端與拳部相接的部分采用方形斷面，而靠近兩端使拳部與中間部分相聯(lián)接的向下彎曲部分則采用兩種斷面逐漸過渡的形狀。中間部分的兩側(cè)還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬文承面。轉(zhuǎn)向節(jié)用中碳合金鋼模級成整體式結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)向節(jié)通過主銷與前梁的拳部相連，使前輪可以繞主銷偏轉(zhuǎn)一定的角度使汽車轉(zhuǎn)向。為減小磨損，轉(zhuǎn)向節(jié)銷孔內(nèi)設計時壓入青銅襯套，襯套上的潤滑油槽在上面端部是切通的，用裝在轉(zhuǎn)向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑，為使轉(zhuǎn)向輕便，在轉(zhuǎn)向節(jié)和前梁拳部設有圓錐推力滾子軸承。主銷的幾種結(jié)構(gòu)型式如下圖所示，本次設計用(a)。9（a） (b) (c) (d)圖 2-1 主銷結(jié)構(gòu)形式（a）圓柱實心型 (b) 圓柱空心型 (c) 上，下端為直徑不等的圓柱，中間為錐體的主銷 (d)下部圓柱比上部細的主銷 車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承支撐在轉(zhuǎn)向節(jié)外端的軸頸上，軸承的松緊度可通過調(diào)整螺母進行調(diào)整。輪轂外端用沖壓的金屬外罩罩住。輪轂內(nèi)側(cè)有油封，以防潤滑油進入制動器內(nèi)。10第三章 轉(zhuǎn)向系的方案確定§3.1 轉(zhuǎn)向系整體方案確定用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構(gòu)即稱作汽車的轉(zhuǎn)向系。轉(zhuǎn)向系可按轉(zhuǎn)向能源的不同分為機械轉(zhuǎn)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。在現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，常用機械式轉(zhuǎn)向系。機械式轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動方向盤，經(jīng)過轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有些汽車裝有防傷機構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)，并借助此機構(gòu)來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。本次設計采用機械式轉(zhuǎn)向器。對轉(zhuǎn)向系的主要要求有：一、操縱輕便。轉(zhuǎn)向時加在方向盤上的力對轎車不超過 200N，對輕型貨車不超過 360N,對中型貨車不超過 450N,方向盤的回轉(zhuǎn)圈數(shù)要少。二、工作安全可靠。三、在轉(zhuǎn)向后，方向盤有自動回正能力，能保持汽車有穩(wěn)定的直線行駛能力。四、在前輪受到?jīng)_擊時，轉(zhuǎn)向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。五、應盡量減小轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調(diào)整，除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉(zhuǎn)向盤在中間式的自由行程應當保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向盤相對導向輪偏轉(zhuǎn)角的靈敏度?！?. 2 轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式及選擇根據(jù)轉(zhuǎn)向器所用傳動副的不同，轉(zhuǎn)向器有多種。常見的有循環(huán)球式球面蝸桿蝸輪式、蝸桿曲柄銷式和齒輪齒條式等。轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式，決定了其效率特性以及對角傳動比變化特性的要求。選用那種效率特性的轉(zhuǎn)向器應有汽車用途來決定，并和轉(zhuǎn)向系方案有關。經(jīng)常行駛在好路面上的轎車和市內(nèi)用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉(zhuǎn)向器。11效率高、工作可靠、平穩(wěn)，蝸桿和螺母上的螺旋槽在淬火后經(jīng)過磨削加工，所以耐磨且壽命較長。齒扇和齒條嚙合間隙的調(diào)整工作容易進行。和其它形式轉(zhuǎn)向器比較，其結(jié)構(gòu)復雜，對主要零件加工精度要求較高。蝸桿曲柄銷式轉(zhuǎn)向器角傳動比的變化特性和嚙合間隙特性變化受限制，不能完全滿足設計者的意圖。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡單，因此制造容易，成本低，正、逆效率都高。為了防止和緩和反向沖擊傳給方向盤，必須選擇較大的傳動比，或裝有吸振裝置的減振器。本設計采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。§3.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及工作原理循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器中一般有兩級傳動副。第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副。轉(zhuǎn)向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。軸承緊度可用調(diào)整墊片調(diào)整。轉(zhuǎn)向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內(nèi)的齒扇部分相嚙合。通過轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向螺桿時，轉(zhuǎn)向螺母不轉(zhuǎn)動，只能軸向移動，并驅(qū)使齒扇軸轉(zhuǎn)動。為了減小轉(zhuǎn)向螺桿和轉(zhuǎn)向螺母之間的摩擦，其間裝有小鋼球以實現(xiàn)滾動摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面輪廓的螺旋管狀通道。轉(zhuǎn)向螺母外有兩根導管，兩端分別插入螺母的一對通孔。導管內(nèi)裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內(nèi)的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。轉(zhuǎn)向器工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內(nèi)循環(huán)，而不脫出。轉(zhuǎn)向螺母上的齒條式傾斜的，因此與之嚙合的齒應當是分度圓上的齒厚沿齒扇軸線按線性關系變化的變厚齒扇。因為循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的正傳動效率很高，操作輕便，使用壽命長。經(jīng)常用于各種汽車。綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。12第四章 從動橋的設計計算§4.1 從動橋主要零件尺寸的確定轉(zhuǎn)向從動橋采用工字形斷面的前梁，可保證其質(zhì)量最小而在垂向平面內(nèi)的剛度大，強度高。工字形斷面尺寸的推薦值，見圖 4-1，圖中虛線繪出的是其當量斷面。該斷面的垂向彎曲截面系數(shù) 和水平彎曲截面系數(shù) （單位為 ）vWhW3m可近似取為} (4-1)3205.vha?式中 a----工字形斷面的中部尺寸。由經(jīng)驗公式： 20mlWv?式中 m---作用于前梁上的簧上質(zhì)量；l---車輪中線至板簧中線的距離。 ?Wv33105.672049m???求得 ma15§4.2 從動橋主要零件工作應力的計算主要是計算前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)、主銷、主銷上下軸承(即轉(zhuǎn)向節(jié)襯套)、轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側(cè)滑兩種工況下的工作應力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角，車輪外傾角均為零，而左右轉(zhuǎn)向節(jié)軸線重合且與主銷軸線位于同一側(cè)向垂直平面內(nèi)。如下所示：13圖 4—2 轉(zhuǎn)向從動橋在制動和側(cè)滑工況下的受力分析簡圖1-制動工況下的彎矩圖 2-側(cè)滑工況下的彎矩圖制動工況下的前梁應力計算：制動時前輪承受的制動力 和垂直力 傳給前梁，使前梁承受彎矩和轉(zhuǎn)矩?？紤]zP1Z到制動時汽車質(zhì)量向前，轉(zhuǎn)向橋轉(zhuǎn)移，則前輪所承受的地面垂直反力為： 21mGZ?式中： ——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N；1——汽車制動時對前橋的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對轎車和載貨汽車的前橋可取 1.5；質(zhì)量分配給前橋 35%；= 15550.76N21mGZ???5.18960435.前輪所承受的制動力 ?1ZPz式中： ——輪胎與路面的附著系數(shù)取為 0.6；?=15550.76 0.6=9330.45 NzP?由于 和 對前梁引起的垂向彎矩 和水平方向的彎矩 在兩鋼板彈簧座之1ZpvMhM間達最大值，分別為： mSBgGlgMwwv ??????2)2()(1114N·mm21212 SBmGlZlPMzh ???????式中： —見圖 3—1，取 =397 mm2l—車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取 =980N；wg wg—前輪輪距取 B=1567 mm；BS—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為 767 mm則 mNMv ?????5784290261)98015(N·mm31646.h制動力 還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉(zhuǎn)矩 T：zPT= N·mmr?式中： —輪胎的滾動半徑取 410 mmr則有 T=9330 410=3825300 N·mm前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力 （單位為 MPa）為：w?vhwMW???式中: ， ，T——見式（4-1）vh前梁應力的許用值為 =300～500 MPa,當 a=15mm 時， ??w?= 236.48N·mm w?得： w?故 a=15mm 滿足使用條件?！?.3 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應力計算當汽車承受最大側(cè)向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力和 與側(cè)向反力 ， 各不相等，前輪的地面反力(單位都為 N)分別為：LZ1RLY1R)2(11BhGg???)2111BhGZg???1511)2(?BhGYgL?? 1)2(1?BhGYgR??式中： —汽車質(zhì)心高度取為 1100 mm； —車輪與地面附著系數(shù)取為 0.42；g此時 ， 向右作用。則有：L1RNZL 3018.64)572.0(23.0741 ????R 5)1.(.1?NYL 72.6914.0)5672.(23.0741 ????R .8.)1.(.1?側(cè)滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂直作用力為： SrhGTgL ??????)(5.011?rgR??.12式中: —滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷?1=1232.98 9.8=12069.2N； G?則有 NTL 56.1087)510(3.52074.695.01 ??????R 392?§4.4 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應力計算如圖 4—2 所示，轉(zhuǎn)向節(jié)的危險斷面在軸徑為 的輪軸根部即 III-III 剖面1d處。16圖 4—2 轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的計算用圖一、在制動工況下III—III 剖面處的軸徑僅受垂向彎矩 和水平方向的彎矩 而不受轉(zhuǎn)矩，vMhM因制動力矩不經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板傳給在轉(zhuǎn)向節(jié)上的安裝平面。這時的 ， 及 III—III 剖面處的合成彎矩應力 （MPa）為：vMh w?=31)(lgZwv???3lPzh? Whvw2????3123.0dlz?式中： —轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸根部軸徑取為 50mm， =30 mm， =550 MPa，1d 3l??w?則 = =81.099MPaWMhvw2?????322501.9830???得： ??w?故 50mm 的軸頸滿足要求。轉(zhuǎn)向節(jié)采用 30Cr，40Cr 等中碳合金鋼制造，心部硬度 HRC241～285，高頻淬火后表面硬度 HRC57～65，硬化層深 1.5～2.0mm。輪軸根部的圓角液壓處理。二、在側(cè)滑工況下在側(cè)滑時左、右轉(zhuǎn)向節(jié)在危險斷面 III—III 處的彎矩是不等的，可分別下式求得：17146.2394107.6923018.6413 ?????????rLLYlZMⅢⅢ 8..25??RRⅢⅢ許用彎矩 ??mN??60因此左右轉(zhuǎn)向節(jié)都符合要求?！?.5 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應力計算在制動和側(cè)滑工況下，在轉(zhuǎn)向節(jié)上、下襯套的中心，即與輪軸中心線相距分別為 c，d 的兩點處，在側(cè)向平面(圖 4—2(c))和縱向平面(圖 4—2(d))內(nèi)，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。一、在制動工況下地面對前輪的垂向支承反力 所引起的力矩 ，由位于通過主銷軸線的側(cè)1Z1lZ向平面內(nèi)并在轉(zhuǎn)向節(jié)上下襯套中點處垂直地作用于主銷的力 所形成的力偶矩mzQ（c+d）所平衡(見圖 4—2(b))，故有mzQN 式中 取 150，c 取 91，d 取 98 mm；27.1398501????dclZz 1l制動力矩 由位于縱向平面內(nèi)并作用于主銷的力 所形成的力偶rzPmz（c+d）所平衡(見圖 4—2(c))。故有m而作用于主銷的制動力 ，則由在轉(zhuǎn)向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力zP， 平衡(見圖 4—2(c))，且有：zuQzl NdcPz 78.39130????zzl 2.4由轉(zhuǎn)向橋的俯視圖(圖 4—2(d)的下圖)可知，制動時轉(zhuǎn)向橫拉桿的作用力 N 為：N= NlPz 76.0981535???力 N 位于側(cè)向平面內(nèi)且與輪軸中心線的垂直距離為 （取為 100 mm）如將 N4lNdcrz 7.20398913????18的著力點移至主銷中心線與輪鈾中心線的交點處．則需對主銷作用一側(cè)向力矩 N (見圖 4—2(b))。力矩 N 由位于側(cè)向平面內(nèi)并作用于主銷的力偶矩所平4l 4l（c+d）衡，故有MNQdcl 9.317981076.4????而力 N 則內(nèi)存整向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力 ， 所平衡，且有：NuQl=dcQu N5.318976.40=lNl??2..??由圖 4—2(b)可知，在轉(zhuǎn)向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力 和下襯套的中心uQ作用于主銷的合力 分別為：1Q=20440.3N????22TuMzNuMZuQ????=31708.2N221 TlzlZ?由上兩式可見，在汽車制動時，主銷的最大載荷發(fā)生在轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套的中點處，其值為 =31708.2N。1Q二、在側(cè)滑工況下僅有在側(cè)向平面內(nèi)起作用的力和力矩，且作用于左右轉(zhuǎn)向節(jié)主銷的力 是mzQ不相等的，它們可分別按下式求得： NdcrYlZQLML 76.19359814072.6503.16481 ?????????lrRZR ...21取 中最大的作為主銷的計算載荷 ，計算主MZL,1 Qj 2.31708?銷在前梁拳部下端面應力 和剪切應力 ：w?s?MPa ； MPa；hdQjw30.?? 204djs??式中： —主銷直徑取為 32 mm；0h —轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離，見圖 4—2(a),取 h=36mm；19;??wwMPa??????35.486321.07< ;s .9..42?s?其中 =500MPa； =100MPa。??w???s主銷采用 20cr，20CrNi，20crMnTi 等低碳合金鋼制造，滲碳淬火，滲碳層深1.0～1.5mm，HRC56～62。轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的擠壓應力 為：c???MPaldQjc 501.263.708?????式中： —襯套長為 36mm。在靜載荷下，上式的計算載荷取N?jQ2.13498501????dclZM。?Paljc 7.326.40?MPac][?§4.6 轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算對轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，取汽車以等速 ＝40km／h ，沿半徑 R＝50m 的圓周行駛an的工況作為計算工況。如果汽車向右轉(zhuǎn)彎，外輪即左前左輪的地面垂向反力增大。LZ1，將上述計算工況的有關數(shù)據(jù)代入上式，并設)](2[11gaRVBhG??＝0.5 ，1hg則有： ，11625.0.GZL?可近似地認為推力軸承的軸向載荷 等于上述前外輪的地面垂向外力，即:aF。aFN38625.01?鑒于轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉(zhuǎn)角不大及軸承滾輪使圓周破壞帶來的20危險性，軸承的選擇按其靜承載容量 進行，且取當量靜載荷KNCr8.420?》 ，故此推力軸承滿足要求。KNCPr12.74.0?aF21第五章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計計算§5.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)§5.1.1 轉(zhuǎn)向器的效率功率 1p從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向器輸出所求得的效率稱為正效率，用符號 ??表示，23()????；反之稱為逆效率，用符號 ??表示，32()p??。其中， 2p為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率； 3p為作用在齒條軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動回正，又需要一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至方向盤時應盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。轉(zhuǎn)向器的正效率 ??：影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、結(jié)果特點、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在前述的幾種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式的正效率比較高。同一類型的轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。轉(zhuǎn)向器逆效率 ??：根據(jù)逆效率大小的不同，轉(zhuǎn)向器又分為可逆式、極限可逆式、和不可逆式三種。齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器屬于可逆式轉(zhuǎn)向器，其逆效率相當高，它能保證轉(zhuǎn)向后，轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛的安全性。但是，在不平路面上行駛時，車輪受到的沖擊力能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神緊張；如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛?！?.1.2 傳動比的變化特性1. 轉(zhuǎn)向系傳動比轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比。222. 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關系輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力 和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩 之間的關wFrM系 rwMa?(4-1)式中，a 為主銷偏移距此處 12m，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點至車輪中心平面與支撐平面交線間的距離。作用在方向盤上的手力為 hF為 2hswMFD?(4-2) 式中， hM為作用在方向盤上的力矩； s為方向盤的直徑。將式(4-1)、 (4-2)代入2wphi后得到 ×rsphMDia?(4-3)有 (4-3)知，當主銷偏移矩 a 小時，力傳動比 應取大些才能保持轉(zhuǎn)向輕便。pi§5.2 主要參數(shù)的確定§5.2.1 給定的主要計算參數(shù)軸距 L=3308mm 輪距 前輪1567mm 后輪1485mm輪胎 70.00-20 D=508mm B=293mm最小轉(zhuǎn)彎半徑小于等于7.5m§5.2.2 選擇主要轉(zhuǎn)向參數(shù)汽車在轉(zhuǎn)向時需要有自動回正能力，這需要轉(zhuǎn)向主銷在汽車的縱向和橫向平面內(nèi)各有一定的傾角。所以選定主銷后傾角γ為2°30′，主銷內(nèi)傾角β為7°，車輪外傾角α為1°，前輪前束為10mm。23轉(zhuǎn)向盤由輪轂、輪緣和輪輻構(gòu)成，方向盤的直徑D有一系列尺寸（如下表）汽車類型 方向盤直徑D，mm轎車、小型客車、小載重量貨車 400中型大客車、中等載重量貨車 450、500大型客車、大載重量貨車 550可選擇方向盤直徑400mm , 轉(zhuǎn)向軸是用雙萬向節(jié)，軸與萬向節(jié)的連接用花鍵來實現(xiàn)。§5.2.3 車輪的左右最大轉(zhuǎn)角確定為了避免在汽車轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎的過快磨損，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能保證汽車轉(zhuǎn)向時所有車輪均做純滾動，這就需要所有車輪的軸線都交于一點才能實現(xiàn)。此輕型貨車應滿足轉(zhuǎn)向時候最小轉(zhuǎn)彎半徑小于7.5米，而理想的車輪轉(zhuǎn)角α與β應滿足理想關系式：Kcot=+l?? (4-6)式中 為車輪外轉(zhuǎn)角，β為車輪內(nèi)轉(zhuǎn)角，K為兩側(cè)主銷軸線與地面相交點之間?的距離 （K=1567-2 ?100=1367mm）， l為3308mm ，前輪轉(zhuǎn)臂a=120mm。又因為理想情況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑 minR與外轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)角 max?的關系為：inaxsl?? （4-7）聯(lián)立（4-6）（4-7）式得到：max?=26.17°， max?=31.66°24圖3-1 理想內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關系簡圖§5.3 轉(zhuǎn)向梯形的選擇設計圖3-2 整體式轉(zhuǎn)向梯形1- 轉(zhuǎn)向橫拉桿 2-轉(zhuǎn)向梯形臂 3-前軸轉(zhuǎn)向梯形選擇的是整體式后置梯形（如圖），圖視為把三軸式汽車假想為兩軸式時的圖形，L為假想的軸線距離，即是上圖的l,γ為轉(zhuǎn)向梯形的底角，S為兩個梯形臂延長線與汽車中心線的交點與前軸的距離，一般為2/3 23l.由公式cotγ=0.75 Kl （4-8）25得轉(zhuǎn)向梯形的底角 γ=72.78°轉(zhuǎn)向梯形臂的長度m，是參考現(xiàn)有汽車梯形臂長度與主銷中心距K之比的統(tǒng)計數(shù)據(jù)后進行選擇，一般范圍是：m=(0.11～0.15)K。由于是輕型載重汽車，固可取梯形臂長度 m=150mm 。由圖形可知，轉(zhuǎn)向橫拉桿的長度 1l跟K和γ有關，其關系式為：1l=K-2×m×cosγ （4-9）=1262mm則橫拉桿長度為 1262mm?！?.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設計§5.4.1 轉(zhuǎn)向器（循環(huán)球式）的效率為保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動回正，又需要一定的逆效率；為減輕駕駛員在不平路面上的疲勞，防止打手，又要求逆效率盡可能低。正效率的計算公式：0tan()????? （4-10）其中 0?為螺桿的螺線導程角，選6°； 為摩擦角， ?=arctn?；?為摩擦因數(shù)，選0.04，則 ?=2.29°。數(shù)據(jù)代入（4-10）解得 ??=72.1%。逆效率的計算公式：0tan()???? （4-11）=71.3%?！?.4.2 主要參數(shù)的選擇主要參數(shù)參考《汽車設計》表7-1齒扇模數(shù)m=6mm，搖臂軸直徑D=40mm，鋼球中心距 1D=35mm，螺桿外徑262D=34mm,鋼球直徑d=8mm,螺距P=10mm,工作圈數(shù)W=2.5，環(huán)流行數(shù)b=2，齒扇齒數(shù)z=5，齒扇整圓齒數(shù)Z=13，齒扇壓力角為27°30′，切削角 ?=6°30′，齒扇寬B=34mm?！?.4.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副螺母內(nèi)徑 3D= 2+8% 1=36mm每個環(huán)路中鋼球的數(shù)量為：10cosWnd????1Dd=35其中 0?為螺桿的螺線導程角，選6°。接觸角θ是鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角，一般取45°，以使軸向力和徑向力分配均勻。 圖3-3 螺桿,鋼球,螺母傳動副轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動 ?角，對應螺母移動距離s為：2Ps??? (4-12)與此同時齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長等與s，相應搖臂軸轉(zhuǎn)過 p?角，其關系：S= p?r (4-13)其中r為齒扇節(jié)圓半徑。聯(lián)立（4-12）（4-13）得 ?= 2prP? ，將 對 p求導，得轉(zhuǎn)向器角傳動比1i?為：271i?2rP??1mZ?P??=24.492§5.4.4 齒條、齒扇傳動副設計循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的齒扇為變厚齒扇，它的齒頂和齒根的輪廓是圓錐的一部分，分度圓上的齒厚是變化的，所以此傳動副的設計主要是變厚齒扇的設計?；鶞势拭妫?-1剖面）的齒形計算：名稱 公式 結(jié)果(mm)分度圓直徑 DmZ?D=90齒頂高 021220[()]SRinvir??1hxm?1=6齒根高 hx?2=1.5齒全高 12?h=7.5齒頂圓直徑 1()DZxm?1D=102分度圓齒厚 0110(2tan)S????01S=9.42頂圓壓力角 101cos()rR?? 1?=39.75°頂圓齒厚 0110[2()]Sinvir??1S=6最大變位系數(shù)剖面（2-2剖面）齒頂變尖核算：名稱 公式 結(jié)果（mm）最大變位系數(shù) max121tan)Bm?????max?=0.3608齒頂圓半徑 21ax()ZR2R=50.164828齒頂圓壓力角 1202cos()rR????2=40.642°分度圓齒厚 02max0(tn)S???02S=11.4389齒頂圓齒厚 021220[()]Rivir???12=1.698圖3-4 變厚齒扇齒形計算簡圖§5.5 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)確定§5.5.1 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 i?= 12i? （4-14）式中 1i?為轉(zhuǎn)向器的角傳動比， =24.492； 2i?為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比，一般選擇 2=1。代入（9） 得 i?=24.492其中 3li?? 式中 3l為轉(zhuǎn)向搖臂長（mm），所以 3l= 2=137mm。§5.5.2 轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)圈數(shù)n .360PRn???(4-15)29式中 .PR?為轉(zhuǎn)向盤從一個極限位置到另一個極限位置所轉(zhuǎn)過的角度，且：.max()i?????=24.492?（26.17°+31.66°）=1416.37°所以 n=1416.37÷360°=3.9 (圈)§5.6 轉(zhuǎn)向系其他元件的選擇及材料的確定轉(zhuǎn)向主銷選用圓柱實心型，D=40mm；一般選用20Cr。轉(zhuǎn)向節(jié)臂和梯形臂有中碳鋼或中合金鋼如35Cr，40，40Cr等模鍛加工而成，一般選用40Cr。轉(zhuǎn)向縱、橫拉桿應選用質(zhì)量較輕剛性較好的20，30或40無縫鋼管制造，選用40鋼。球頭銷用合金結(jié)構(gòu)鋼12CrNiB、15CrMo、20CrMnTi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi等制造（如下圖所示結(jié)構(gòu)），一般選用20CrMnTi。圖3-5 轉(zhuǎn)向主銷1-球頭銷 2-球頭碗 3-壓緊彈簧30第六章 轉(zhuǎn)向系主要零件的強度計算§6.1 計算載荷的確定轉(zhuǎn)向系全部零件的強度，是根據(jù)作用在零部件上的力來確定的。一般來說汽車在瀝青或混凝土路面上的園地轉(zhuǎn)向阻力 rM，用經(jīng)驗公式計算：31rGMp??，N.mm （5-1）載重 前軸負荷（N） 質(zhì)心高度(mm)空載 9775.5 1100滿載 21324.8 852數(shù)據(jù)代入（5-1）得 rM= N.mm由于力矩平衡，所以轉(zhuǎn)向上節(jié)臂受反方向力矩M= Mr=8.69 510? N.mm，所受到的拉力P= 2l=8.69 510?/137?6343N。§6.2 主要零件的強度計算圖4-1 轉(zhuǎn)向搖臂受力圖轉(zhuǎn)向搖臂（45鋼）的受力及形狀如上圖，尺寸如下:F=P=2292N,c= 3l=137mm,e=50mm,d=90mm,b=50mm,a=27mm通過計算比較確定斷面A-A為危險截面。31斷面A-A處的彎曲應力：W?= Fd （5-2）W=23ab?=2750??6623 3m=6.623 610??3? 19.62W??=2.655 71?Pa=265.5MPa斷面A-A處的扭轉(zhuǎn)剪應力：nFew? （5-3）n220.7.51616ab???=7.15 610??3m? 69.75??= 76.85MPa斷面A-A處的最大合成正應力：2max4W????=306.78 a〈[ s?]=353 Pa斷面處的最大切線應力：2max14W??=153.39Ma=230??s??a故此轉(zhuǎn)向搖臂滿足使用條件。 32第七章 結(jié)論通過對前橋及轉(zhuǎn)向的設計，我得出結(jié)論，此設計滿足設計要求。第二章列出了前橋的設計方案，第三章列出了轉(zhuǎn)向系的設計方案，第四章主要對前橋的主要零件進行了強度校核，經(jīng)校核滿足要求。第五章主要對轉(zhuǎn)向系的方案進行了論證，并詳細計算了循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的各個參數(shù)，這說明也是可行的。故此設計我比較滿意，真誠接受各評委老師的批評指教！33參考文獻1. 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社,20002. 王望予.汽車設計(第三版). 北京：機械工業(yè)出版社,2000 3. 陳家瑞.汽車構(gòu)造(下冊). 北京：機械工業(yè)出版社,20054. 余志生.汽車理論(第三版) 北京：機械工業(yè)出版社,2000 5. 張洪欣.汽車設計(第二版). 北京：機械工業(yè)出版社,1996 6. 吳宗澤.機械設計實用手冊. 北京：化學工業(yè)出版社,1999 7． [日].自動車技術協(xié)會.小林明.汽車工程手冊. 北京：機械工業(yè)出版社,1996 8． 劉鴻文.材料力學. 北京：高等教育出版社,19919． 祖業(yè)發(fā).工程制圖.重慶：重慶大學出版社,2001 10．浙江交通學校.汽車構(gòu)造教學圖冊.人民交通出版社,198611. 徐灝.機械設計手冊（3、4 卷）北京：機械工業(yè)出版社,1991 12. 陳軍.汽車拖拉機轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設計.西北農(nóng)業(yè)大學學報,2000 年,第 7 期,N0.1813. 陳思忠.拖拉機與農(nóng)用運輸車, 2000 年,第 8 期,N0.3214. 安徽飛彩有限公司.農(nóng)用運輸車的發(fā)展趨勢,2001 年第 3 期,N0.1215. 張武農(nóng).我國汽車工業(yè)創(chuàng)新的策略研究,2001 年,第 6 期,N0.916. 錢振為.汽車工業(yè)研究,2001 年,第 4 期,N0.1717. 閻蔭棠.幾何量精度設計與檢測.北京：機械工業(yè)出版社,1996 34致 謝畢業(yè)設計的完成首先要感謝老師，老師在繁忙的工作中為我們的畢業(yè)設計提供了大量資料，并在設計過程中對我們進行了耐心的開導，給我們提了好多中肯的建議和方法。再次對老師表示衷心的感謝！其次感謝做畢業(yè)設計的各位同學，他們可謂是我的良師益友，許多問題我們在互相探討中共同成長，三人行，必有我?guī)?，每個人都有自己的長處和優(yōu)點。還有本系的領導，系辦，車輛研究所，車輛實驗室老師的關心和支持！在此一并表示感謝！