四輪農用車轉向系設計論文說明書

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1、第一章 前 言 §1.1 四輪農用車的發(fā)展前景 中國改革開放以來，在農村實行家庭聯產承包責任制的改革，使農村的經濟空前的活躍。農村的貨運量和人口的流動量急劇增加，加快運輸機械化成為農村經濟發(fā)展的迫切需要，正是這一市場的需要使具有中國特色的運輸機械-農用運輸車應運而生。它解決了農村運輸的急需，填補了村際，鄉(xiāng)際，城鎮(zhèn)及城鄉(xiāng)結合部運輸網絡的空白，活躍了農村經濟，為農村富裕勞動力找了一條出路，從而使數以萬計的農民走上了小康之路！ 四輪農用運輸車的競爭對手是輕型汽車。與汽車相比，四輪農用運輸車有許多優(yōu)點。入世后農用運輸車沒有受到多大沖擊，因為它是中國特色的產業(yè)，符合國情，在國外幾乎沒人搞

2、過。但是我們不能回避汽車與四輪農用運輸車在市場的競爭，四輪農用運輸車利用比較底的生產成本和微利經營的生產方式并引進先進的汽車技術，堅持“三低一高”的特色，注重產品質量，使之與在汽車行業(yè)的競爭中得以提高。 隨著黨和國家提出的的開發(fā)西部的政策落實，也給農用運輸車廠商帶來了無限商機使農用運輸車的開發(fā)有廣闊的前景， 另一方面，我國有近13億人口，特別是9億以上的農村人口收入水平相對較低，需求量最大的是低檔次的汽車。由于它比較適合中國國情，預計在未來的5～15年里，農用車在我國農村仍然具有廣闊的發(fā)展前景。近年來農用車保有量增加很快，因此對柴油的需求很大。 農用車制造工藝簡單，價格便宜，其中三輪車價格

3、在4000～7000元/輛，四輪車價格在1～1.5萬元/輛，購車農戶一般半年左右即可收回10000元投資。另外，農用車的養(yǎng)路費為每月每噸70元，是汽車的30%，使用成本為同噸位汽車的1/3到1/2。公路快速建設也促進了農用車的發(fā)展。舊中國，全國公路僅13×104 km，而到1997年底，已達1.226×106 km，目前全國98%的鄉(xiāng)和80%的村都通了公路，使得農用車有用武之地。公安車管部門1993年制定了《關于農用運輸車道路交通管理的規(guī)定》，在不損害管理大局的前提下，大幅度減少農用車的各種費用，免交車輛增容費。因此，在近十幾年里我國農用車得到快速發(fā)展。1980年全國農用車產銷量不足萬輛，19

4、92年產銷量達到113萬輛，首次超過當年汽車產銷量（106.2萬輛）。1998年農用車產銷量達到270萬輛，而同期汽車產銷量為163萬輛。 我們要開發(fā)的農用運輸車要采用設計理念，多進行優(yōu)化設計，使產品新穎化，品種多樣化以適應多種需要。 首先農用運輸車既然為農民服務，那么就必須立足于“農”字，需對農村市場有意的深入了解。及農村的道路，農民的使用水品和購買能力和分析研究！ 另外，過去研制一味的迎合用戶“多拉快跑”的心理，盲目的加大強化車輛的部件是不可取的。農產品的開發(fā)研制該大則大，該小則小，不僅產品的檔次要拉開，產品開發(fā)的大小兩個方向也要拉開！ §1.2 前橋和轉向系組成和設計步驟

5、前橋通過懸架與車架(或承載式車身)相聯，兩側安裝著從動午輪，用以在車架(或承載式車身)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。從動橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。從動橋按與之匹配的懸架結構不同可分為非斷開式與斷開式兩種。由于農用車要求價廉，所以多采用非斷開式前橋。非斷開式的前橋主要有前梁，轉向節(jié)和轉向主銷組成。 一、從動橋結構形式 1、非斷開式轉向從動橋 2、合縱臂式后支持橋 一般多采用非斷開式轉向從動橋。 二、從動橋設計 1、轉向從動橋主要零件尺寸的確定，前梁，工字型斷面，可采用常規(guī)設計，也可采用計算機程序可靠性優(yōu)化設計。

6、 2、零件工作應力的計算 （1）在制動工況下的前梁應力計算 （2）在最大側壓力工況下的應力計算 （3）轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算 （4）主銷和轉向襯套在制動和側滑工況下的應力計算 （5）轉向節(jié)推力軸承和止推墊片的計算 三、轉向系設計 1、轉向器方案分析 2、轉向器主要性能參數設計 3、轉向梯形的優(yōu)化設計 第二章 概述 §2.1 前橋簡介 從動橋即非驅動橋，又稱從動車橋。它通過懸架與車架(或承載式車身)相聯，兩側安裝著從動車輪，用以在車架(或承載式車身)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。 根據從動車輪能否轉向，從動橋分為

7、轉向橋與非轉向橋。一般汽車多以前橋為轉向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉向。多軸汽車除前輪轉向外，根據對機動性的要求，有時采用兩根以上的轉向橋直至全輪轉向。 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅動的布置形式，故其前橋為轉向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅動，越野汽車均為全輪驅動，故它們的前橋既是轉向橋又是驅動橋，稱為轉向驅動橋。 從動橋按與其匹配的懸架結構的不同，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，當又是轉向橋時，則其兩端經轉向主銷與轉向節(jié)相聯。斷開式從動橋與獨立懸架相匹配。 非斷開式

8、轉向從動橋主要由前梁、轉向節(jié)及轉向主銷組成。轉向節(jié)利用主銷與前梁鉸接并經一對輪轂軸承支承著車輪的輪轂，以達到車輪轉向的目的。在左轉向節(jié)的上耳處安裝著轉向節(jié)臂，后者與轉向直拉桿相連；而在轉向節(jié)的下耳處則裝著與轉向橫拉桿相連接的轉向梯形臂。有的將轉向節(jié)臂與梯形臂連成一體并安裝在轉向節(jié)的下耳處以簡化結構。轉向節(jié)的銷孔內壓入帶有潤滑油槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉向輕便，在轉向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有調整墊片以調整其間隙。帶有螺紋的楔形鎖銷將主銷固定在前梁拳部的孔內，使之不能轉動。 §2.2 前橋各參數對汽車穩(wěn)定性的作用與影響 為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉向輕便性及汽車轉向后使前輪具有自動回正

9、的性能，轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而內都有一定傾角。在縱向平面內，主銷上部向后傾斜一個角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內，主銷上部向內傾斜一個β角，稱為主銷內傾角。 主銷后傾使主銷軸線與路面的交點位于輪胎接地中心之前，該距離稱為后傾拖距。當直線行駛的汽車的轉向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉時，汽車就偏離直線行駛而有所轉向，這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側滑的側向反力，使車輪產生繞主銷旋轉的回正力矩，從而保證了汽車具有較好的直線行駛穩(wěn)定性。此力矩稱穩(wěn)定力矩。穩(wěn)定力矩也不宜過大，否則在汽車轉向時為了克服此穩(wěn)定力矩需在方向盤上施加更大的力，導致方向盤沉重。后傾角通常在以內。現代轎車采

10、用低壓寬斷面斜交輪胎，具有較大的彈性回正力矩，故主銷后傾角就可以減小到接近于零，甚至為負值。但在采用子午線輪胎時，由于輪胎的拖距較小，則需選用較大的后傾角。 主銷內傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉向輕便。主銷內傾使主銷軸線與路面的交點至車輪中心平面的距離即主銷偏移距減小，從而可減小轉向時需加在方向盤上的力，使轉向輕便，同時也可減小轉向輪傳到方向盤上的沖擊力。主銷內傾使前輪轉向時不僅有繞主銷的轉動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當松開方向盤時，所儲存的上升位能使轉向輪自動回正，保證汽車作直線行駛。內傾角一般為；主銷偏移距一股為30～40mm。輕型客車、輕型貨車及裝有動力轉向的汽

11、車可選擇較大的主銷內傾角及后傾角，以提高其轉向車輪的自動回正性能。但內傾角也不宜過大，即主銷偏移距不宜過小，否則在轉向過程中車輪繞主銷偏轉時，隨著滾動將伴隨著沿路面的滑動，從而增加輪胎與路面間的摩擦阻力，使轉向變得很沉重。為了克服因左、右前輪制動力不等而導致汽車制動時跑偏，近年來出現主銷偏移距為負值的汽車。 前輪定位除上述主銷后傾角、主銷內傾角外，還有車輪外傾角及前束，共4項參數。車輪外傾指轉向輪在安裝時，其輪胎中心平面不是垂直于地面，而是向外傾斜一個角度 ，稱為車輪外傾角。此角約為，一般為左右。它可以避免汽車重載時車輪產生負外傾即內傾，同時也與拱形路而相適應。由于車輪外傾使輪胎接地點向內縮

12、，縮小了主銷偏移距，從而使轉向輕便并改善了制動時的方向穩(wěn)定性。 前束的作用是為了消除汽車在行駛中因車輪外傾導致的車輪前端向外張開的不利影響(具有外傾角的車輪在滾動時猶如滾錐，因此當汽車向前行駛時，左右兩前輪的前端會向外張開)，為此在車輪安裝時，可使汽車兩前輪的中心平面不平行，且左右輪前面輪緣間的距離A小于后面輪緣間的距離B，以使車輪在每一瞬時的滾動方向是向著正前方。前束即(B-A)，一般汽車約為3～5mm，可通過改變轉向橫拉桿的長度來調整。設定前束的名義值時，應考慮轉向梯形中的彈性和間隙等因素。 在汽車的設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止可能引起的轉向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉向

13、輪繞主銷不斷擺動的現象，它將破壞汽車的正常行駛。轉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速并不一致，且會在較寬的車速范圍內發(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。當轉向車輪及轉向系統(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，在車輪轉動下都會構成周期性

14、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。其特點是轉向輪擺振頻率與車輪轉速一致，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。 轉向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結構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、轉向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調整方面的影響，如前橋轉向系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)間的間隙(影響系統(tǒng)的剛度)和摩擦系數(影響阻尼)等。合理地選擇這些有關參數、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。

15、在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側向剛度，在轉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。 第三章 從動橋的結構形式 §3.1 總述 各種車型的非斷開式轉向從動橋的結構型式基本相同，如圖1—1所示。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

16、分相聯接的向下彎曲部分則采用兩種斷面逐漸過渡的形狀。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬文承面。 有的汽車的轉向從動橋的前梁采用組合式結構，即由其采用無縫鋼管的中間部分與采用模鍛成形的兩端拳形部分組焊而成。這種組合式前梁適于批量不太大的生產并可省去大型緞造設備。 轉向節(jié)多用中碳合金鋼模級成整體式結構。有些大型汽車的轉向節(jié)，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結構的，即其輪軸部分是經壓配并焊接上去的。 主銷的幾種結構型式如下圖所示，其中比較常用的是(a)，(b)兩種。 （a） (b) (c) (d) 圖3-

17、1主銷結構形式 （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 轉向節(jié)推力軸承承受作用于汽車前梁上的重力，為減小摩擦使轉向輕便可采用滾動軸承，例如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承或圓錐波子軸承等。也有采用青銅止推墊片的。 主銷上、下軸承承受較大的徑向力，多采用滑動軸承，也有采用滾針軸承的結構。后者的效率高，轉向阻力小，且可延長使用壽命。 §3.2 農用車從動橋 本設計為農用自卸車的轉向前橋，因此應該本著耐用經濟的思想進行方案的選擇，為了降低生產成本，又在結構上滿足要求的情況下應盡量簡單。 轉向前橋有斷

18、開式和非斷開式兩種。斷開式前橋與獨立懸架相配合，結構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。它的結構簡單，承載能力大，這種形式再現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。 轉向從動橋的主要零件有前梁，轉向節(jié)，主銷，注銷上下軸承及轉向節(jié)襯套，轉向節(jié)推力軸承。前梁采用中間部分為無縫鋼管與兩端拳部組焊的形式。主銷采用結構簡單的實心的圓柱形如上圖a所示。 另外為了保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個轉向瞬時轉向中心，在不同的圓周上作無滑動的純滾動，本次設計有進行了轉向梯形的優(yōu)化設計。本方案轉向梯形布置在前軸之后，進行梯形的最佳

19、參數和強度計算。 第四章 轉向系的結構形式 §4.1 概述 汽車在行駛過程中，經常需要改變方向。就輪式汽車而言，改變行駛方向的方法是，駕駛員通過一套專設的機構，使汽車的轉向橋上的車輪相對于汽車縱軸線偏轉一定角度。此時路面作用于轉向輪上的向后的反力就有了垂直與車輪的分量并成為汽車作曲線運動的向心力。在汽車直線行駛時，往往轉向輪也會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動偏轉而干擾行駛方向。此時，駕駛員也可以利用這一套機構使轉向輪向相反的方向偏轉，從而使汽車恢復原來的行駛方向。這一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構即稱作汽車的轉向系。 轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系

20、和動力轉向系兩大類。在現代汽車結構中，常用機械式轉向系。機械式轉向系依靠駕駛員的手力轉動方向盤，經過轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車裝有防傷機構和轉向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動力轉向機構，并借助此機構來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。 對轉向系的主要要求有： 一、操縱輕便。轉向時加在方向盤上的力對轎車不超過200N，對中型貨車不超過360N,對中型貨車不超過450N,方向盤的回轉圈數要少。 二、工作安全可靠。 三、在轉向后，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、在前輪受到沖擊時，轉向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。 五、應盡量減小轉向

21、系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調整，除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉向盤在中間式的自由行程應當保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉向盤相對導向輪偏轉角的靈敏度。 §4.2轉向器結構形式及選擇 一、類型 根據轉向器所用傳動副的不同，轉向器有多種。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。 轉向器的結構形式，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向器應有汽車用途來決定，并和轉向系方案有關。經常行駛在好路面上的轎車和市內用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉向器。 二、特點 效率高、工作可靠、平穩(wěn)，蝸桿和螺母上的螺旋槽在淬

22、火后經過磨削加工，所以耐磨且壽命較長。齒扇和齒條嚙合間隙的調整工作容易進行。和其它形式轉向器比較，其結構復雜，對主要零件加工精度要求較高。 蝸桿曲柄銷式轉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。 齒輪齒條式轉向器的結構簡單，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。 §4.3 循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 循環(huán)球式轉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。 轉向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。軸承

23、緊度可用調整墊片調整。轉向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內的齒扇部分相嚙合。通過轉向盤轉動轉向螺桿時，轉向螺母不轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。為了減小轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦，其間裝有小鋼球以實現滾動摩擦。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。導管內裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。轉向器工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內循環(huán)，而不脫出。 轉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)球轉向器的正傳動效率很

24、高，操作輕便，使用壽命長。經常用于各種汽車。 綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。 第五章 轉向橋的設計計算 §5.1 從動橋主要零件工作應力的計算 主要是計算前梁、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承(即轉向節(jié)襯套)、轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側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，即認為主銷內傾角、主銷后傾角，車輪外傾角均為零，而左右轉向節(jié)軸線重合且與主銷軸線位于同一側向垂直平面內。如下所示： 圖 5—1轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖 1-制動工況下的彎矩圖 2-側滑工況下的彎矩圖 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

25、直力傳給前梁，使前梁承受彎矩和轉矩?？紤]到制動時汽車質量向前，轉向橋轉移，則前輪所承受的地面垂直反力為： (5-1) 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N； ——汽車制動時對前橋的質量轉移系數，對轎車和載貨汽車的前橋可取1.5；質量分配給前橋35%； ==0.35×8855×1.5=6641.25 前輪所承受的制動力 式中：——輪胎與路面的附著系數取為0.6； =6641.250

26、.6=3984.75 N 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間達最大值，分別為： N·mm (5-2) N·mm (5-3) 式中：—見圖3—1，取=285 mm —車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取=980N； B—前輪輪距取B=1320 mm； S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為550 mm 則 =2179581.25 N·mm =1534128.75 N·mm 制動力還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T： T= N·mm 式中：—輪胎的滾動半徑取為3

27、73.425 mm 則有 T=3984.75×373.425=1488005.269 N·mm 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力和扭轉應（單位均為MPa）分別為： (5-4) (5-5) 式中: W —前軸彎曲截面系數，W=。 前梁應力的許用值為[]=300～500 MPa,當取D=68 mm ，d=58 mm時，W==11714.2 =2643533.9 N·mm =225.67〈[]=300MPa 故

28、D=68 mm ，d=58 mm滿足使用條件。 §5.2 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算 當汽車承受最大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力和 與側向反力，各不相等，前輪的地面反力(單位都為N)分別為： 式中：—汽車質心高度取為840 mm；—車輪與地面附著系數取為0.3； 此時，向右作用。則有： 側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂直作用力為： 式中: —滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷 —板簧座上表面離地高度 取400mm =12399.8=12

29、142.2N； 則有 §5.3 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力 如圖4—2所示，轉向節(jié)的危險斷面在軸徑為的輪軸根部即III-III剖面處。 圖5—2 轉向節(jié)，主銷及轉向節(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矩，因制動力矩不經轉向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板傳給在轉向節(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： (5-6)

30、 (5-7) = (5-8)式中：—轉向節(jié)的輪軸根部軸徑取為45mm，=30 mm，[]=550 MPa， 則 ==22.7Mpa<550Mpa 轉向節(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、在側滑工況下 在側滑時左、右轉向節(jié)在危險斷面III—III處的彎矩是不等的，可分別按下式求得： 因此左右轉向節(jié)都符合要求。 §5.4 主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的

31、應力計算 在制動和側滑工況下，在轉向節(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，在側向平面(圖5—2(c))和縱向平面(圖5—2(d))內，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向平面內并在轉向節(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（c+d）所平衡(見圖5—2(b))，故有 N 式中取95，c取57，d取62 mm； 制動力矩由位于縱向平面內并作用于主銷的力所形成的力偶（c+d） 所平衡(見圖5—2(c))。故有 而作用于主銷的制動力，則由在轉向節(jié)上下襯

32、套中點處作用于主銷的力，平衡(見圖5—2(c))，且有： N 由轉向橋的俯視圖(圖5—2(d)的下圖)可知，制動時轉向橫拉桿的作用力N為： N= 力N位于側向平面內且與輪軸中心線的垂直距離為（取為80 mm）如將N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向力矩N (見圖4—2(b))。力矩N由位于側向平面內并作用于主銷的力偶矩所平（c+d）衡，故有 而力N則內存整向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，所平衡，且有：= = 由圖5—2(b)可知，在轉向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力和下襯套的中心作用于主銷的合力分別為： (

33、5-9) = =11912.88N (5-10) =16878.59N 由上兩式可見，在汽車制動時，主銷的最大載荷發(fā)生在轉向節(jié)下襯套的中點處，其值為=16878.59N 二、在側滑工況下 僅有在側向平面內起作用的力和力矩，且作用于左右轉向節(jié)主銷的力是不相等的，它們可分別按下式求得： 取中最大的作為主銷的計算載荷N，計算主銷在前梁拳部下端面應力和剪切應力： MPa ； (5-11) MPa；

34、 (5-12) 式中：—主銷直徑取為25 mm； h —轉向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離，見圖5—2(a),取h=28mm； <[ ]; <[]; 其中[]=500MPa；[]=100MPa。 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。 轉向節(jié)襯套的擠壓應力為： 式中：—襯套長為30mm。 在靜載荷下，上式的計算載荷取 N 。 §5.5轉向節(jié)推力軸承的計算 對轉向節(jié)推力軸承，取汽車以等速＝40km／

35、h，沿半徑R＝50m的圓周行駛的工況作為計算工況。如果汽車向右轉彎，外輪即左前左輪的地面垂向反力增大。 ，將上述計算工況的有關數據代入上式，并沒＝0.5，則有：， 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: N。 鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大及軸承滾輪使圓周破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量進行，且取當量靜載荷 》，故此推力軸承滿足要求。 第六章 轉向系的設計計算 §6.1計算前的校核： 輪胎型號7.5—16 外直徑：805mm 負荷下靜半徑：383mm 車輪滾動半徑：383×97.5% =373.42

36、5mm 輪輞6.00G 輪胎斷面寬度：215mm 車架外邊間距：600 mm 軸L：2600mm 輪距B：1320mm 1. β 如圖6-1 圖6-1 最小轉向半徑時的轉向角 最小轉彎半徑R=5500mm R=L/sinαα （6-1） R=28.2 由cotα=cotβ+B/L 得β=36.4 2．前軸負荷參數的確定（參看圖6-1、6-2、6-3） 前軸載荷 空載：（1400+65）×52%=761.8Kg 滿載：2530×35%=8

37、85.5 Kg G=8855N 每輪胎載荷=2530/(3.2+2)=486.54 Kg 查表知P=0.21Mpa 方向盤直徑D=400mm 3.車輪轉到最大位置與車架的外緣是否干涉校核 圖6-2 主銷內傾和主銷偏移距 β: 主銷內傾角取β=8 AB=373.425×tanβ OA+OB=ＯＢ＝胎斷面寬度／2＝215／2 由以上兩式可得OA=55mm即為主銷偏移距。 圖6-3 最大轉向角時輪胎和車架相對位置圖 此圖是俯視圖，輪胎按理想的矩形計算，o是輪轂正中心，o1是主銷與地面的交點。 DE=215/2-55=52.5mm DN=DE*cosβ=4

38、2.3mm EH=O1E*sinβ=373.425*sin36.4=110.8*2=221.6mm 則DI=EH＋DN＝（221.6+42.3）　mm　又因為輪胎斷面為（如圖6-4） 　　 圖6-4 輪胎斷面 故DI≈EH+DN/2=221.6+21.15=242.75mm又B=1320mm 車架外緣寬 a=600mm故車架外緣距車輪中心距離為（B-a ）/2=（1320-600）/2=360mm MQ=360-OO1=360-55=305mm DI=242.75mm MQ-DI=62.55mm>50mm 故不發(fā)生干涉。 4.運動干涉校核和縱拉桿長度的確定（參看圖6

39、-5） 已知鋼板長度L=900mm 鋼板板簧拱高h=100mm 吊耳中徑e=39mm吊耳中心到相鄰U型螺栓之距Le=404.5mm（兩U型螺栓中心距91mm） 通過做圖求得B1A=510mm 圖6-5 轉向縱拉桿尺寸確定圖 §6.2轉向系的設計及參數確定 轉向系的效率功率: 從轉向軸輸入，經轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號表示，=（-）/；反之稱為逆效率，用表示：=（ 其中 —從轉向軸輸入功率 —轉向器中的摩擦功率 —作用在轉向搖臂軸上的功率 本車設計轉向器為循環(huán)球式，其傳動副之間用滾動摩擦代替滑動摩擦

40、，如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則： = （6-2） = （6-3） ——螺桿的螺線導程角 P——摩擦角 f——摩擦系數 設計時取=,　f=0.03,p=代入得: ==82.1﹪ =78.3﹪ 上兩式表明:增加導程角正逆效率均增大.受增大的影響不宜過大,一般=～,本車選用。 §6.3轉向系計算載荷的確定 轉向系全部零件的強度，是根據作用在轉向系零、部件上的力進行確定的。影響這個力的因素很多，如前軸負荷和路面阻力的變化等。駕駛員轉向輪所需要克服的阻力，主要是車輪轉動

41、阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉向系中特別是在轉向器和轉向節(jié)中的摩擦阻力等所組成。通過將轉向系中的滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，可以使轉向器和轉向節(jié)內摩擦阻力減少到較小的程度。 汽車在瀝青或者混凝土路面上原地轉向阻力矩： M= （6-4） M=402.9N.m 式中 f——輪胎和路面的滑動摩擦系數取0.7 G ——前軸負荷 (8855N) p——輪胎氣壓 0.21 MPa 作用在方向盤上的力為 = （6-

42、5） =167.4N<200N ,滿足設計要求。 式中 ——轉向搖臂長 參考同類車型為130mm ——轉向節(jié)臂長(110mm) ——方向盤半徑(200mm) ——轉向器的角傳動比= 17.2 ——轉向器的效率 i=* / 設方向盤在內車輪達到β時的轉角是Ψ則有Ψ/β= i=* /，Ψ=36.4*110*17.2/130=529.76 Ψ/360=1.5圈<3圈。合格。 §6.4循環(huán)球式轉向器的設計與計算 圖6-6螺桿螺母結構 一、環(huán)球式轉向器各參數如下表所示： 表6-1轉向器各參數 齒扇模數

43、mm 搖臂軸直徑mm 鋼球中心距mm 螺桿外徑mm 鋼球直徑mm 螺距mm 工作圈數 環(huán)流行數 螺母長度mm 齒扇齒數 齒扇整圓齒數 齒扇壓力角 切削角 齒扇寬mm 4.0 30 25 25 6.350 9.525 1．5 2 46 5 13 28 二、鋼球直徑d及數量n 每個環(huán)路中的鋼球數n=（） （6-6） n個 三、滾道截面：當螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截（如下圖所示），此時螺桿和螺母溝槽的半徑 =（0.15-0.53）d （6-7） 取=0.52d=3.302mm >d/

44、2=6.350/2=3.175 B=P-d=9.525-6.350=3.175>2.5mm( 合格) 圖6-7 滾道結構形式 導管內徑d=d+e=6.350+0.65=7mm 導管壁厚取為1mm。 四、接觸角，以使軸向力和徑向力分配均勻。 五、齒條齒扇傳動副設計 設計參數參照是下表，一般將1-1中間剖面規(guī)定為基準剖面， 1-1剖面向右時，變位系數為正，向右時由正變零，再變?yōu)樨?。此時計算0-0剖面： 表6-2齒扇參數表（0-0截面） 分度圓直徑 D=mz=4 52mm 齒頂高 =m 4mm 齒根高 =( 5mm 全齒h 9mm 齒頂圓直徑

45、 60mm 齒根圓直徑 42mm 圖6-8 齒扇剖面圖 齒扇輪在從軸線自左向右看是又窄又低的形狀，變位系數逐漸增大，設0-0面與中間面1-1面的間距= 5mm， 1―1截面: 由公式：=5 =26-（1.0+0.25-0.14） =26+（1.0+0.25+0.14）4=31.56mm 2―2截面： =(14+5)mm =26-（1.0+0.25-0.541） =26+（1.0+0.541）4=32.16mm 3—3截面： =(-14+4.6)mm =26-（1.0+0.25+0.26） =26+（1.0-0.267）4=28.96mm 分度圓處的

46、齒厚： 大端齒厚 =（+0.541）×2=6.7mm 小端齒厚 =（-0.26*tan22.5）*2=6.06mm 齒條在與齒扇配合時，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應與齒扇相反，齒條的齒扇與齒扇的齒槽寬相等。二者嚙合為等移距變?yōu)辇X輪嚙合傳動。 六、循環(huán)球式轉向器零件強度的計算 為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉向時轉向輪的轉向阻力矩，利用它可求的轉向搖臂上得力矩和在轉向盤上的切向力。他們均可作為轉向系的最大載荷。 鋼球與滾道間的接觸應力σ σ=k

47、 （6-8） σ=1.615 =2334.49Mpa< [σ]=2500MPa 式中系數k由下式確定 07 （6-9） 查汽車設計表7-3取k=1.615 r―鋼球半徑 ―滾道截面半徑 ―螺桿外半徑 E―材料彈性模為2.1 ―鋼球與螺桿間正壓力，可用下式計算 =/ncoscos （6-10） =12418.72/（38*cos8*cos45） 式中 θ— 接觸角取 —螺桿螺線導程角取 n—參與工作的鋼球數38

48、 —作用在螺桿上的軸向力 由以上可知接觸應力可以滿足要求。 七、齒的彎曲應力： <=540Mpa式中：F—作用在齒扇上的圓周力F= M/=3662.73N h—齒扇的齒高b—齒扇的齒寬 —基圓齒厚=S /r-2r（invα-invα）=2**24.02/26-2*24.02*(0.02151448-0)=4.771mm（基圓齒厚的計算公式見機械原理課本） 由上可知彎曲應力完全滿足。 螺桿與螺母用20CrMnTi剛材料制造，表面滲碳，深度為0.8-1.2mm，表面硬度為HRC58-63。 第七章 轉向梯形的優(yōu)化設計 轉向梯形機構用來保證汽車轉彎行駛時所有車輪能

49、繞一個瞬時轉向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉向梯形的主要任務之一是確定轉向梯型的最佳參數和進行強度計算。轉向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉向梯形機構布置在前軸之后，但當發(fā)動機位置很低或前軸驅動時，也有位于前軸之前的。 兩軸汽車轉向時，若忽略輪胎側偏影響，兩轉向前軸的延長線應交于后軸延長線。設，分別是外內轉向車輪轉角，k為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離，則梯形機構應保證內外轉向車輪的轉角有如下關系： ctg，若自變角為則因變角的期望值為： ，現有轉向梯形機構僅能滿足上式要求。如下圖所示，在圖上作輔助虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所繪出的實際因變角為： 其

50、中 m—梯形臂長 —梯形底角 圖7-1 汽車瞬時轉向圖 應使設計的轉向梯形所繪出的實際因變角盡可能接近理論上的期望值。其偏差最常使用的中間位置附近小轉角范圍應盡可能小，以減小高速行駛時輪胎的磨損。而在不經常使用且車速較慢的最大轉角時可適當放寬要求，因此在加入加權因子構成評價優(yōu)略的目標函數f(x)為: 　 f（x）=﹪ 將上式代得：　f(x)= －﹪ 其中 　x—設計變量 　x== —外轉向輪最大轉角，又上圖可得：= 其中 —汽車最小轉彎半徑為5.5m， 　a—主銷偏移距為55mm， 　K=1320mm L=260

51、0mm = 考慮到此時使用工況下轉角小于，且100以內的小轉角使用的更加頻繁，因此?。? 當 建立約束條件時應考慮到：設計變量m及過小時，會使橫拉桿上的轉向力過大；當m過大時，將使梯形布置困難，故對m的上、下限及對的下限應設置約束條件。因越大，梯形越接近矩形．f(x)值就越大，而優(yōu)化過程是求f(x)的極小值，故可不必對的上限加以限制。綜上所述，各設計變量的取值范圍構成的約束條件為：m- 梯形臂長度m設計時常取在＝0.11K，＝0.15K 梯形底角＝ 此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角不宜過小，通常取。如上圖所示

52、，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時即可。利用該圖所作的輔助虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為 ，式中，為最小傳動角。 由上述數學模型可知，轉向梯形機構的優(yōu)化設計問題是一個小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復合形法來求解。 根據上述思路，可用C語言編程進行優(yōu)化設計（原程序見附錄）。優(yōu)化的結果如下： 轉向梯形臂長m=160mm 轉向梯形底角 = 第八章 結 論 本設計參考汽車的轉向從動橋和轉向器多種結構形式而確定農用運輸車轉向從動橋及轉向器的方案:主銷采用實心圓柱形,前

53、軸為中間是圓管的組焊形式,轉向器采用循環(huán)球式。 并對其內部參數進行設計計算和對轉向器零件強度進行計算，并最終設計出一個經濟耐用的轉向器。 車輛在制動和側滑情況下,出現重量前移的現象,此時轉向從動橋受力最大。因此本次設計在制動和側滑兩中工況下對前軸,轉向節(jié)主銷,轉向節(jié)襯套,轉向推力軸承進行應力校核。 前軸校核:前兩鋼板彈簧座附近斷面處的應力最大,在此處校核其彎曲應力和扭轉應力的大小。主銷:在汽車制動時它的最大載荷發(fā)生在下轉向節(jié)襯套的中點,對其進行校核。轉向節(jié)襯套進行擠壓應力校核。推力軸承進行最大當量載荷校核。 轉向梯形的優(yōu)化設計保證了汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉向中心

54、,車輪在圓周上作無滑動的純滾動.然后編程對其優(yōu)化設計。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社,2000 [2] 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.汽車構造(下冊). 北京：機械工業(yè)出版社,2005 [4] 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] 自動車技術協(xié)會[日].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

55、料力學. 北京：高等教育出版社,1991 [9] 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.汽車構造教學圖冊.人民交通出版社,1986 [11] 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.汽車拖拉機轉向梯形優(yōu)化設計.西北農業(yè)大學學報, 2000年,第7期,N0.18 [13] 陳思忠.拖拉機與農用運輸車, 2000年,第8期,N0.32 [14] 安徽飛彩有限公司.農用運輸車的發(fā)展趨勢,2001年第3期,N0.12 [15] 張武農.我國汽車工業(yè)創(chuàng)新的策略研究,2001年,第6期,N0.9 [16] 錢振

56、為.汽車工業(yè)研究,2001年,第4期,N0.17 [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 本設計得到xxx等老師的親切指導，在我的設計中，他們給我提出了許多不可或缺的指導，給了我莫大的啟迪和自信！在此我對他們表示最崇高的敬意。 本設計組中的同學們給與我多方面的幫助，對此我對他們表示由衷的謝意。另外，我還對關心，支持該設計的老師同學深表謝意！懇請答辯尊師批評指正，不勝感激。 37 附 錄 轉向梯形優(yōu)化設計源程序如下： #include"math.h" #define HUDU

57、 3.1415926/180 main() { float calculate(); floatm,k,L,fx,gm,gmmax,det,ctmax,resault[3]={0,0,150},h; int i; printf("enter L: "); scanf("%f",&L); printf("enter k: "); scanf("%f",&k); printf("enter gmmax: "); scanf("%f",&gmmax); printf("enter ctmax: ")

58、; scanf("%f",&ctmax); printf("enter det: "); scanf("%f",&det); for(i=0;i<=1000;i++) {m=(float)(rand()%(int)(15*k-11*k))/100+0.11*k; gm=(float)(rand()%(int)(10*gmmax-700))/10+70.000; h=(cos(det*HUDU)-2*cos(gm*HUDU)+cos(gm*HUDU+ctmax*HUDU))/(cos(det*HUDU)-cos(gm*HUDU))/c

59、os(gm*HUDU)-2*m/k; if(h<0) continue; fx=calculate(m,gm,k,L,ctmax); if(fx

60、loat m,gm,k,L,ctmax; {float a=0,b=0,c=0,d=0,fx=0,ct=1,sum=0; for(ct=1;ct<=ctmax;ct++) { a=sin(gm*HUDU+ct*HUDU); b=sqrt(k*k/m/m+1-2*k/m*cos(gm*HUDU+ct*HUDU)); c=90-atan((1/tan(ct*HUDU)-k/L)); d=k/m*(2*cos(gm*HUDU)-cos(gm*HUDU+ct*HUDU))-cos(2*gm*HUDU) sum=(gm-asin(a/b))/c-acos(d/b)/c-1; sum=fabs(sum); if(ct>0&&ct<10) sum=1.5*sum; else if(ct>=10&&ct<20) sum=sum; else if(ct>=20&&ct