貨車轉向橋設計【輕型貨車】
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前言
我國作為一個發(fā)展中國家，汽車使用越來越多，而當前由于設計方案所限，不能精確地選擇零部件的尺寸和結構，造成有的地方強度不夠，而有的地方強度又過剩，嚴重地影響了產品的開發(fā)和設計，造成直接經濟損失。特別對于諸如轉向橋等部件,因不能準確確定其失效原因和部位，造成不能從根本上解決其失效問題。不同類型的貨車在我國的市場中占有相當大的比例，他們的性能的好、壞在一定程度上也影響著汽車在市場上的地位。針對以上問題，本設計選用輕型貨車的轉向橋作為設計對象，通過合理的計算，結構設計，而達到汽車轉向橋具有較好的轉向靈敏性。希望取得一個較好的結果，使輕型貨車轉向橋提到一個新水平。
1 轉向橋
本節(jié)重點介紹轉向橋的定義和安裝形式。
1.1 轉向橋的定義
轉向橋是汽車的重要組成部分，轉向橋是利用車橋中的轉向節(jié)使車輪可以偏移一定角度，并承受地面與車架之間的力及力矩，以實現汽車的轉向。
1.2 轉向橋的安裝形式
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，越野車均為全輪驅動，故他們的前橋既是轉向橋也是驅動橋，稱為轉向驅動橋。
轉向橋按與其匹配的懸架結構不用，又可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架匹配的非斷開式的轉向橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉向橋時，其兩端經轉向主銷與轉向節(jié)相連。斷開式轉向橋與獨立懸架相匹配。
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2 轉向橋的結構
2.1 轉向橋的組成部分
各種車型的非斷開式轉向橋的結構型式基本相同，它主要由前梁（由于汽車前橋為轉向橋，因此其橫梁常稱前梁）、轉向節(jié)、轉向主銷、轉向梯形臂、轉向橫拉桿等組成。
1)前梁
前梁是非斷開式轉向從動橋最主要的零件，由中碳鋼或中碳合金鋼模鍛而成。其兩端各有一呈拳形的加粗部分作為安裝主銷前梁拳部。為提高其抗彎強度，其較長的中間部分采用工字行斷面，并相對兩端向下偏移一定距離，以便降低汽車發(fā)動機的安裝位置，從而降低汽車傳動系的安裝高度并減小傳動軸萬向節(jié)主、從動軸的夾角；為提高前梁的抗扭強度，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連接的向下彎曲部分，則采用上述兩種斷面逐漸過度的形狀。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬支承面。
非斷開式轉向從動橋的前梁亦可采用組合式結構，即由無縫鋼管的中間部分和模鍛成型的兩端拳形部分組焊而成。這種組合式前梁適用于批量不大的生產，并可省去大型鍛造設備。
2)主銷
其結構型式有幾種，如圖2-1所示，其中（a）、（b）兩種型式是最常見的結構。
3)轉向節(jié)
多用中碳合金鋼斷模鍛成整體式結構，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上去的。
4)轉向節(jié)臂、轉向梯形臂
由中碳鋼或中碳合金鋼如40、35Cr、40CrNi鋼等用模鍛加工制成。多采用沿其長度變化尺寸的橢圓形截面以合理地利用材料和提高其強度和剛度。
5)轉向橫拉桿
應選用剛性好、質量小的20鋼，30鋼或35鋼的無縫鋼管制造，其兩端的球形鉸接作為單獨組件，組裝好后以組件客體上的螺紋旋到桿的兩端端部，使橫拉桿的桿長可調，以便用于調節(jié)前束。球形鉸接的球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A,20CrNi,20CrMnTi,工
作表面經滲碳淬火，滲碳層深1.5～3.0mm，表面硬度56～63HRC。允許采用40或
圖2-1 主銷的結構型式
Fig.2-1 The structural shape of king pin
(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
45中碳鋼制造并經高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處用滾壓工藝增強，球形鉸接的殼體用35鋼或40鋼制造。為了提高球頭和襯墊工作表面的耐磨性，可采用等離子或氣體等離子金屬噴鍍工藝；亦可采用耐磨性好的工程塑料制造襯墊。后者在制造過程中可滲入專門的成分（例如尼龍-二硫化鉬），對這類襯墊可免去潤滑。
6)轉向節(jié)推理軸承
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，如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承等。也有采用青銅止推墊片的。
7)主銷上、下軸承
承受較大的徑向力，多采用滾動軸承（即壓入轉向節(jié)上、下中的襯套），也有采用滾針軸承的結構。后者的效率較高，轉向阻力小，且可延長使用壽命。
8)輪毅軸承
多由兩個圓錐滾子軸承組對，這種軸承的支承剛度較大，可承受較大負荷。轎車因負荷較輕，前輪毅軸承也有采用也有采用一對單列或一個雙列向心軸承的，球軸承的效率高，能延長汽車的滑行距離，有的轎車采用一個雙列圓錐滾子軸承。
9)左、右輪胎螺栓
多數為右旋螺紋，但有些汽車為了防松，左側用左旋，右側用右旋。
2.2 轉向橋的結構及其影響因素
非斷開式轉向橋主要由前梁、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毅軸承支承著車輪的輪毅，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梯形臂，后者與轉向直拉桿相連；而在左、右轉向節(jié)的下耳處則裝有與轉向橫拉桿聯(lián)接的轉向梯形臂。有的將轉向節(jié)臂與轉向梯形臂聯(lián)成一體并安裝在轉向節(jié)的下耳處以簡化結構。制動底版緊固在轉向節(jié)的凸緣面上。轉向節(jié)的銷孔內壓入帶有潤滑槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉向輕便，在轉向節(jié)下耳與前梁拳部之間可裝滾子推力軸承，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。帶有羅紋的楔形鎖銷將主銷在前梁拳部的孔內，使之不能轉動。
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的性能，轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平面內部有一定傾角。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相內傾斜一個β角，稱為主銷內傾角。
主銷后傾使主銷軸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移時，汽車就偏離直線行使而有轉向，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，使車輪產生主銷旋轉的回正力矩，從而保證了汽車具有較好的直線行使穩(wěn)定性。此力矩稱為穩(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)定力矩需在轉向盤施加更大的力，導致轉向沉重。主銷后傾角通常在30以內?，F在轎車采用低壓寬斷面斜交輪胎，具有較大的彈性回轉力矩，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，則需選用較大的主銷后傾角。
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轉向盤上的力，使轉向輕便，同時也可減小轉向輪傳到轉向盤上的沖擊力。主銷內傾使前輪轉向是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，而當松開轉向盤是，所儲存的上升位能使轉向輪自動回正，保證汽車作直線行使。主銷內傾角一般為50～80；注銷偏移距一般為30～40mm。輕型客車、輕型貨車及裝有動力轉向的汽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。但主銷內傾角也大，即主銷偏移距
圖2-2轉向橋
Fig.2-2 The steering axle
1.轉向推力軸承；2轉向節(jié)；調整墊片；4.主銷；5前梁
不宜過小，否則在轉向過程中車輪繞主銷偏移時，隨著滾動將伴隨著沿路面的滾動，從而增加輪胎與路面的摩擦阻力，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，近年來出現了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，共四項參數。
車前外傾指轉向輪安裝時，其輪胎中心平面不是垂直與地面，而是向外傾斜一個角度α，稱為車輪外傾角。此α角約為0.50～1.50,一般α為10左右。它可以避免汽車重載時車輪產生負外傾即內傾，同時車輪外傾也與拱行路面相適應。由于車輪外傾角使輪胎接地點內縮。縮小了主銷偏義距，從而使轉向輕便并改善了制動力的方向穩(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，以使前輪在每一瞬間的滾動方向向著正前方。前束值即（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車輪繞主銷不斷受迫振動的現象，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與輪胎的力對系統(tǒng)做正功，即外面對系統(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平衡狀態(tài)。這時系統(tǒng)將在某一振幅下持續(xù)震動，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。當車輪向車輪及轉向系統(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及運動學上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期性的擾動。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。其特點是轉向車輪擺振頻率與車輪轉速一致，而且一般豆油明顯的共振車速，共振范圍（3-5km/h）。通常在告訴行駛時發(fā)生的擺振往往都屬于受迫振動型。
轉向車輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有設計結構的原因和制造方面的因素，如車輪失衡、輪胎的機械特性、胸的剛度與阻尼、轉向車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)各環(huán)節(jié)間的間隙（影響系統(tǒng)的剛度）和摩擦（影響阻尼）等。合理地選擇有關參數。優(yōu)化他們之間的匹配，精心地制造和調整裝配，就能有效的控制前輪擺振的發(fā)生。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振器以增加阻尼等，都是控制前輪擺振的一些有效措施。
3 轉向橋的設計計算
3.1 轉向橋主要零件尺寸的確定
轉向橋采用工子形斷面的前梁，可保證其質量最小而在垂向平面內的剛度大、強度高。工字形斷面尺寸值見圖3-1，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Wv和水平彎曲截面系數Wh可近似取為
Wv=20a3=20×11.53=3.04×104 mm3 (3-1)
Wh=5.5a3 =5.5×11.5=8.36×103 mm3 (3-2)
式中：a——工字形斷面的中部尺寸，見圖3-1
在設計中為了預選前梁在板簧座處的彎曲截面系數Wv,可采用經統(tǒng)計取得的經驗公式：Wv=ml/2200=820×345/2200=128.60 cm3 (3-3)
式中：m——作用于該前梁上的簧上質量，kg;
l——車輪中線至板簧座中線間的距離，cm;
2200——系數，kg·cm-2。
轉向橋前梁拳部之高度約等于前梁工字形斷面的高度，而主銷直徑可取為拳部高度的0.35～0.45倍。主銷上、下滾動軸承（即壓入轉向節(jié)上、下孔中的襯套）的長度則取為主銷直徑的1.25～1.50倍。
圖3-1 前梁工字形斷面尺寸關系的推薦值
Fig.3-1 n. recommendation D1 of dimension
轉向橋主要零件工作應力的計算
本設計以DD1021汽車為研究對象，其有關參數為：
前軸軸荷：820kg；
整車質心高度：540mm；
滾動半徑：314mm。
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、主銷后傾角及車輪外傾角均為零，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，如圖（3-2）所示[3]。
圖3-2 轉向橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖
Fig.3-2 The force analysis of steering axle
（a）制動工況下的彎矩圖和轉矩圖；（b）側滑工況下的彎矩圖
3.2 非斷開式轉向從動橋前梁應力計算
3.2.1 在制動情況下的前梁應力計算
制動時前輪承受的制動力Pr和垂向力Z1傳給前梁，使前梁承受轉矩和彎矩。考慮到制動時汽車質量向前轉向橋的轉移，則前輪所承受的地面垂向反力為
Z1=G1/2=8200×1.5/2=6150N (3-4)
式中：G1——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷；
——汽車制動時對前橋的質量轉移系數，對前橋和載貨汽車的前橋可取1.4~1.7。
前輪所承受的制動力為
Pr=Z1 =6150×1.0=6150N (3-5)
式中：——輪胎與路面的附著系數。
由Z1和Pr對前梁引起的垂向彎矩Mv和水平方向彎矩Mh在兩鋼板彈簧座之間達最大值，分別為
Mv=（Z1-gw）l2===1.73×106 Nmm
(3-6)
Mh=Prl2= Z1=6150×1.0×=2.03×106 Nmm (3-7)
式中：l2——為輪胎中線至板簧座中線間的距離，mm;
gw——車輪（包括輪毅、制動器等）的重力，N；
B——前輪輪距，mm；
S——前輪上兩板簧座中線間的距離，mm。
制動力Pr還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T:
T=Prrr=6150×314=1.93×106 Nmm (3-8)
式中：rr——輪胎的滾動半徑。
圖3-2給出了前梁在汽車制動工況下的彎矩圖及轉矩圖。
前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力w和扭轉應力（單位均為MPa）分別為
w===300MPa (3-9)
===150MPa (3-10)
式中：WT——前梁在危險斷面處的扭轉截面系數，mm;
——前梁橫斷面的最大厚度，mm;
Jk——前梁橫截面的極慣性矩，對工字形斷面：
Jk=0.43 mm4
h——工字形斷面矩形元素的長邊長，mm;
——工字形斷面矩形元素的短邊長，mm
前梁應力的許用值為[w]=340MPa；[]=150MPa。
前梁可采用45,30Cr,40Cr等中碳鋼或中碳合金鋼制造，硬度為241～285HB。
3.2.2 在最大側向力（側滑）工況下的前梁應力計算
當汽車承受大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力Z1L,Z1R和側向反力Y1L、Y1R各不相等，則可推出前輪的地面反力（單位均為N）分別為
==7308.70N (3-11)
==902 N (3-12)
==7308.70N (3-13)
==902 N (3-14)
式中：G1——汽車停于水平路面時的前橋軸荷，N；
B1——汽車前輪輪距，mm;
hg——汽車質心高度，mm;
1——輪胎與路面的側面附著系數。取1=1.0。
側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂向作用力（N）為
T1l=0.5G1’+G11(hg-rr’)/s=0.5×8200+8200×1.0（540-260）/720=7288.9N (3-15)
T1R=0.5G1’-G11(hg-rr’)/s=0.5×8200-8200×1.0（540-260）/720=911.1N (3-16)
式中：G1’——汽車滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷，N；
rr’——板簧座上表面的離地高度，mm；
S——兩板簧座中心間的距離，mm。
汽車側滑時左、右前輪輪轂內、外軸承的徑向力（單位為N）分別為
S1L===49991.5N (3-17)
S2L===56752.9N (3-18)
S1R===7004.1N (3-19)
S2R===6165.2N (3-20)
式中：rr——輪胎的滾動半徑，mm;
a——S1L、S1R至車輪中線的距離，mm;
b——S2L、S2R至車輪中線的距離，mm。
求得Z1L，Z1R，Y1L，Y1R即可求得左、右前輪輪轂內軸承對輪毅的徑向支承S1L、S1R和外軸承對輪毅的徑向支承力S2L、S2R，這樣就求出了輪毅軸承對軸輪的徑向支承反力。根據這些力及前梁在鋼板彈簧座處的垂向力T1L,T1R,可繪出前梁與輪軸在汽車側滑時的垂向受力彎矩圖（見圖3-3）。由彎矩圖可見，前梁的最大彎發(fā)生在汽車側滑方向一側的主銷孔處（Ⅰ—Ⅰ剖面處）；而另一側則在鋼板彈簧座處（Ⅱ—Ⅱ剖面處），可由下式直接求出：
MⅠ—Ⅰ= Y1Lrr -Z1Ll1=7308.7×314-7308.7×99=1.57×106 Nmm (3-21)
MⅡ—Ⅱ=Z1Rl2+Y1Rrr=902×340+902×314=5.90×105 Nmm (3-22)
式中：M——彎矩，Nmm;
Z1L, Z1R——左、右前輪承受地面的垂向反力，N；
Y1L，Y1R——左、右前輪承受地面的側向反力，N。
3.3 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算
如下圖所示，轉向節(jié)的危險斷面處于軸徑為d1的輪軸根部，即Ⅲ—Ⅲ剖面處。
圖3-3 轉向節(jié)、主銷及轉向襯套的計算用圖
Fig.3-3 The knuckle、king pin、bush’s computation graph
3.3.1 工況下的轉向節(jié)應力計算
轉向節(jié)在Ⅲ—Ⅲ剖面處的軸徑僅受垂向彎矩Mv和水平方向的彎矩Mh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。這時可按計算其Mv及Mh，但需以I3代替兩式中的I2，即gw
Mv=(Z1-)l3 =（6150-908）×48.5=2.54×105 Nmm (3-23)
Mh= Z1l3=m1’l3=6150×1.0×48.5=2.98×105 Nmm (3-24)
式中：Z1——前輪所承受的地面垂向反力，N；
——輪胎與路面的附著系數；
l3——輪胎中心線至Ⅲ—Ⅲ剖面間的距離。
Ⅲ—Ⅲ剖面處的合成彎曲應力為
== =620 MPa (3-25)
式中：d1——轉向節(jié)輪軸根部軸徑mm。
轉向節(jié)采用30Cr,40Cr等中碳合金鋼制造，心部硬度241～285HB，高頻淬火后表面硬度57～65HRC，硬化層深1.5～2.0mm。輪軸根部的圓角滾壓處理。
3.3.2 在汽車側滑工況下的轉向節(jié)應力計算
在汽車側滑時，左、右轉向節(jié)在危險斷面Ⅲ—Ⅲ處的彎矩是不等的，可按下公式求得：
MLⅢ—Ⅲ= Y1lrr- Z1Ll3 =7308.7×314-7308.7×48.5=1.94×106 Nmm (3-26)
MRⅢ—Ⅲ=Z1Rl3+Y1Rrr=902×48.5+902×314=3.26×105 Nmm (3-27)
左、右轉向節(jié)在危險斷面處的彎曲應力為
==452 MPa (3-28)
==76MPa (3-29)
3.4 主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算
在制動和側滑工況下，在轉向節(jié)上、下襯套的中點，即與輪軸中心線相距分別為c,d的兩點處，在側向平面和縱向平面內，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。
3.4.1 在汽車制動工況下的計算
地面對前輪的垂向支承反力Z1所引起的力矩Z1l1,由位于通過主軸線的側平面內并在轉向節(jié)上、下襯套中點處垂直地作用于主銷的力QMZ所形成的力偶QMZ（c+d）所平衡，故有
QMZ===6277 N (3-30)
制動力矩Prrr由位于縱向平面內并作用于主銷的力Qmr所形成的力偶Qmr（c+d）所平衡，故有
Qmr=Prrr/（c+d）=Z1rrr/ (c+d) =6150×1.0×314/（48.5+48.5）=2.00×104N (3-31)
而作用于主銷的制動力Pr則由在轉向節(jié)上、下襯套中點出作用的主銷的力Qru、Qrl所平衡，且有
Qru===3075 N (3-32)
Qrl===3075 N (3-33)
由轉向橋的俯視圖可知，制動時轉向橫拉桿的作用力N為
N===5294 N (3-34)
力N位于側向平面內且與輪軸中心線的垂直距離為l4，如將N的著力點移至主銷中心線與輪軸中心線交點處，則需對主銷作用一側向力矩Nl。力矩Nl4，由位于側向平面內并作用于主銷的力偶QMN（c+d）所平衡，故有
QMN===5403 N (3-35)
而力N則在轉向節(jié)上、下襯套中點處作用于主銷的力QNu,QNl所平衡，且有
QNu===2647 N (3-36)
QNl===2647 N (3-37)
由圖3-3可知，在轉向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力Qu和在下襯套的中點作用于主銷的合力Ql分別為
Qu= =
=1.92×104 N (3-38)
Ql==
=2.72×104 N (3-39)
由上兩式可見，在汽車制動工況下，主銷的最大載荷發(fā)生在轉向節(jié)下襯套的中點處，其值計算所得到的Ql。
3.4.2 在汽車側滑工況下的計算
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QMZ是不相等的，他們分別按下式求得：
QMZL=
=1.62×104 N (3-40)
QMZR=
=2.00×103 N (3-41)
式中：Z1L，Z1R——汽車左、右前輪承受的地面垂向反作用力，N；
l1——輪胎中心線至主銷軸線的距離 mm;
rr——輪胎的滾動半徑 mm;
Y1L，Y1R——左、右前輪承受地面的側向反力，N；
G1——汽車靜止于水平路面時的前橋的軸荷，N；
hg——汽車質心高度，mm;
B1——汽車前輪輪距，mm;
——輪胎與路面的側向附著系數，計算時可取=1.0.
取Ql, QMZL, QMZR中最大的作為主銷的計算載荷Qj,計算主銷在前梁拳部下端處的彎曲力w和剪應切力s
w===413 MPa (3-42)
s===66 MPa (3-43)
式中:d0——主銷直徑 mm;
h——轉向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離,mm。
主銷的許用應力彎曲力[w]=413MPa;許用剪切應力[s]=66MPa。
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,56～62HRC。
轉向襯套的擠壓應力c為
c===8.3 MPa (3-44)
式中: l——襯套長,mm;
Qj——j計算載荷,取Ql,QMZL,QMZR,中最大值,N;
——主銷直徑,mm。
轉向節(jié)襯套的許用擠壓應力為[c]=50MPa。
在靜載荷下，上式的計算載荷取
Qj=QMZ=Z1l1/(c+d)==6277N (3-45)
3.5 推力軸承和止推墊片的計算
計算時首先要確定推力軸承和止推墊片的當量靜載荷
3.5.1 推力軸承計算
對轉向節(jié)推力軸承，文獻推薦取汽車以等速va=40km/h、沿半徑R=50m或以va=20km/h,沿半徑R=12m的圓周行使的工況作為計算工況。如果汽車向右轉彎則其前外輪即前左輪的地面垂向反力Z1L增大。
汽車前橋的側滑條件為
P1=m1≥Y1L+Y1R=G11=m1g1=820×10×1.0=8200N (3-46)
式中：P1——前橋所受的側向力，N；
m1——汽車滿載時的整車質量分配給前橋的部分；
R——汽車轉彎半徑，mm;
va——汽車行使速度，mm/s;
g——重力加速度，mm/s2；
Y1L、Y1R——地面給左、右前輪的側向反作用力，N；
1——輪胎與地面的側向附著系數；
G1——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N。
由上式可得
1= (3-47)
Z1L= (3-48)
將上述計算工況的va、R等的有關數據代入(3-44), (3-45)式，并hg/B=0.5, 則有
Z1L=1.25G1/2=0.625G1
可近似地認為推力軸承的軸向載荷F，等于上述前輪的地面垂向反力，即有
Fa=0.6256G1=0.625×6150=3844 N (3-49)
鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大的及軸承滾道圈破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量C0進行，且取當量靜載荷P0為：
P0=（0.5～0.33）C0
3.5.2 轉向節(jié)止推墊片的計算
當采用青銅止推墊片代替轉向節(jié)推力軸承時，在汽車滿載情況下，止推墊片的靜載荷可取為
Fa===3075 N (3-50)
這時止推墊片的擠壓力為
c==1 MPa (3-51)
式中：d；D——止推墊片的內、外徑。
通常取[c]≤30MPa
4 轉向橋定位參數
轉向橋在保證汽車轉向功能時，應使轉向輪有自動回正作用，以保證汽車穩(wěn)定直線行使。即當轉向輪在偶遇外力作用發(fā)生偏移時，一旦作用的外力消失后，應能立即自動回到原來直線行使的位置。這種自動回正作用是由轉向輪的定位參數來保證的，也就是轉向輪、主銷和前軸之間的安裝應具有一定的相對位置。這些轉向的定位參數有主銷后傾角、主銷內傾角、前輪外傾角和前輪前束[4]。
4.1 主銷后傾角
設計轉向橋時，使主銷在汽車的縱向平面內，其上部有向后的一個傾角，即主銷軸線
a) b)
4-1主銷后傾角作用示意圖
Fig.4-1 The king pin casterangle’s sketch map
和地面垂直線在汽車縱向平面內的夾角，如圖4-1所示。
主銷后傾角能形成回正的穩(wěn)定力矩。當主銷具有后傾角時，主銷軸線與路面的交點a將位于車輪與路面接觸點b的前面，如圖4-1a所示。當汽車直線行使時，若轉向輪偶然受到外力作用稍有偏移（例如向右偏移），將使汽車行使方向向右偏離。這時，由于汽車本身離心力的作用，在車輪與路面接觸點b處，路面對車輪作用著一個側向反力Fy。反力Fy對車輪形成繞主銷軸線作用的力矩FyL，其方向正好與車輪偏移方向相反。在此力矩作用下，將使車輪回到原來中間的位置，從而保證汽車穩(wěn)定直線行使，故此力矩稱為穩(wěn)定力矩。但此力矩不宜過大。否則在轉向時為了克服該穩(wěn)定力矩，駕駛員要在轉向盤上施加較大的力（即所謂轉向沉重）。因穩(wěn)定力矩的大小取決力臂L的數值，而力臂L又取決于后傾角的大小。現在一般采用角不超過20～30?，F在高速汽車由于輪胎氣壓降低、彈性增加，而引力穩(wěn)定性增大。因此，角可以減小到接近于零，甚至為負值。本設計采用主銷后傾角為零。
4.2 主銷內傾角
在設計轉向橋時，主銷在汽車的橫向平面內，其上部向內傾斜一個角（即主銷軸線與地面垂直線在汽車橫向平面內的夾角）稱為主銷內傾角，如圖4-2a所示。
a) b) c)
4-2主銷內傾角作用示意圖及車輪外傾角
Fig.4-2 The king pin angle of toe-in’s sketch map
主銷內傾角也有使車輪自動回正的作用，如圖4-2b所示。當轉向輪在外力作用下由中間位置偏轉一個角度（為了方便解釋，圖中畫成1800即轉到如雙點劃線所示位置）時，車輪的最低點將陷入路面以下。但實際上車輪下邊緣不可能陷入路面以下，車輪將轉向車輪連同整個汽車前部向上抬起一個相應的高度，這樣，汽車本身的重力有使轉向輪回到原來中間位置的效應。
此外，主銷的內傾角還使得主銷軸線與路面交點到車輪中心平面與地面交線的距離c減?。▓D4-2a），從而可減小轉向時駕駛員加在轉向盤上的力，使轉向操縱輕便，同時也可減小從轉向輪到轉向盤上的沖擊力。但c的值也不宜過小，即內傾角不宜過大，否則在轉向時車輪繞主銷偏轉的過程中，輪胎與路面間將產生較大的滑動，因而增加了輪胎與路面間的摩擦阻力。這不僅使轉向變得沉重，而且加速了輪胎的磨損。因此，一般內傾角不大于80，本設計內傾角為7.5度。
主銷內傾角是在前梁設計中保證的，由機械加工實現的。加工時，將前梁兩端主銷孔軸線上端向內傾角就形成內傾角。
4.3 車輪外傾角
除上述主銷后傾角和內傾角兩個角度保證汽車穩(wěn)定直線行使外，前輪外傾角也具有定位作用。是通過車輪中心的汽車橫向平面與車輪平面的交線與地面垂線之間的夾角，如圖4-2c所示。如果空車時車輪的安裝正好垂直于路面，則滿載時，車橋將因承載變形而可能出現車輪內傾，這將加速汽車輪胎的偏磨損。另外，路面對車輪的垂直反作用力及輪轂緊固螺母的負荷，降低了他們的使用壽命。因此，為了使輪胎磨損均勻和減輕輪轂外軸承的負荷，安裝車輪時應預先使車輪有一定的外傾角，以防止車輪內傾。同時，車輪有了外傾角也可以與拱形路面相適應。但是，外傾角也不宜過大，否則會是輪胎產生偏磨損。
前輪外傾角是在轉向節(jié)設計中確定的。設計時使轉向節(jié)軸頸的軸線與水平面成一角度，該角度即為前輪外傾角（一般為10左右）。
4.4 車輪前束
車輪有了外傾角后，在滾動時就類似于滾錐，從而導致兩側車輪向外滾開。由于轉向橫拉桿和車橋的約束使車輪不可能向外滾開，車輪將在地面上出現邊滾邊滑的現象，從而增加了輪胎的磨損。為了消除車輪外傾帶來的這種不良后果，在安裝車輪時，使汽車兩前輪的中心面不平行，兩輪前邊緣距離的B小于后邊緣距離A，如圖4-3所示。這樣可使車輪在每一瞬間時滾動方向接近于向著正前方。從而在很大程度上減輕和消除了由于車輪外傾角而產生的不良后果。
前輪前束可通過改變橫拉桿的長度來調整，調整時，可根據各廠家規(guī)定的測量位置，使兩輪前后距離差A-B符合國家規(guī)定的前束值。一般前束值為0～12mm。測量位置除圖示位置外，還通常取兩輪胎中心平面出的前后差值，也可以選取兩車輪鋼圈內側面處前后差值。此外，前束也可用角度——前束角表示，如圖4-3中的角。
4-3車輪前束
Fig.4-3 toe in
5 轉向橋實驗
在汽車行駛過程中，轉向橋承受著復雜而繁重的載荷，首先，它和驅動橋共同承受著汽車的滿載荷重；另外，它還承受著作用與路面、車架或車廂之間的垂向力、縱向力和側向力，以及這三個方向的沖擊載荷和制動力矩等。在這些靜、動（沖擊）載荷的作用下，轉向橋必須保持有足夠的強度、鋼度，足夠的壽命以及滿意的性能，為此，轉向橋及以及他們的零、部件，必須經受嚴格的實驗。
通常，轉向橋和驅動橋以及零、部件一樣，需裝車進行整車的道路實驗、使用實驗和室內臺架實驗；也有進行總成及其主要零、部件的室內專項臺架實驗。
5.1 車道路實驗、使用實驗及整車室內臺架試驗
用于考核轉向橋及其零、部件的可靠性、耐久性；對各種道路的適應性及對整車結構的適應性；測定性能指標，例如轉向橋的轉向輕便性、轉向車輪的自動回正性能及直線行駛的穩(wěn)定性、有無轉向車輪的擺振及其擺振車速等，并要對發(fā)現的問題提出解決措施。
總成及其主要零、部件的臺架試驗
測試總成及其主要零、部件的強度、剛度、疲勞壽命等。對非斷開式轉向橋的疲勞實驗，可按JB3605規(guī)定的臺架試驗方法進行。對前置發(fā)動機前輪驅動橋轎車具有扭轉梁的復合縱臂式后支持橋，推薦作垂向彎曲疲勞壽命實驗及扭轉疲勞壽命試驗。試驗時要求檢查并記錄首次出現裂紋時的循環(huán)次數，12萬次循環(huán)及60萬次循環(huán)時焊縫裂紋出現的部位及長度，以及最終斷裂時的循環(huán)次數等。
通常，轉向橋的前梁和支持橋的橫梁的抗彎剛度試驗與靜彎曲強度試驗可在材料實驗用的油壓機上進行。試驗時將轉向橋總成放在專用的支承架上。這種支承應能消除實驗過程中由于試件變形所產生的附加應力。左、右支承中心應在左、右車輪的中心線位置相重合，載荷應加到左、右鋼板彈簧座的中心線位置上。為測量轉向橋的前梁和支持橋的橫梁的變形情況，可選擇其中點和左、右板簧座中心位置下的點或更多的點作為測試點，并用千分表指示該點的變形量。
剛度試驗時，載荷由零開始逐漸增大，記錄每次加載后的變形量，直至加到汽車滿載時被測轉向橋負荷的2.5倍，然后在進行卸載實驗。如此反復進行數次，當取得穩(wěn)定數據后即可結束剛度試驗并在同一試驗臺上進行靜彎曲強度試驗。這時先將剛度試驗用的千分表拆下，并繼續(xù)逐步、平穩(wěn)地加大載荷，并注意記錄材料達到屈服極限時的載荷及最后達到強度極限時的破壞載荷。
5.2 轉向橋有時還在扭力機上進行靜扭轉強度實驗
轉向橋的彎曲疲勞壽命試驗通常在能循環(huán)地變化載荷（由0至Pmax）、專用的液壓式彎曲疲勞壽命實驗臺上進行，或在通用的液壓式疲勞壽命試驗機上進行。其支承位置和加載位置與抗玩剛度試驗及靜彎曲強度試驗時相同。載荷可直接加到試件上，亦可經過放大后加到試件上。作用在試件上的循環(huán)載荷最大值Pmax可取為汽車滿載時從動橋軸負荷G1的2..5（或2～3）倍；交變載荷的變化頻率可選為100～300次/min。試驗過程中應用計數器記錄交變載荷作用的循環(huán)次數，注意觀察試件，并把開始出現疲勞裂紋的循環(huán)次數記錄下來。
6 結論
近年來隨著生產水平汽車水平和路面的改善，汽車行使速度的不斷提高，同時人們對客車的性能要求也越來越高，如何保證既要具有高的行使速度又要具有良好的轉向性能以滿足用戶的要求，是亟待解決的問題。針對此現象，本論文選擇汽車的主要組成部分轉向橋來進行設計并以DD1021輕型貨車轉向橋作為研究對象。
本設計以《汽車設計》為理論基礎，在設計中確定了轉向橋設計方案，設計了轉向橋及其零件組成，通過計算設計出了主要零件的尺寸、強度和合理的整體布局。設計后的轉向橋具有結構簡單、緊湊、重量輕、轉向靈敏的特點，制造容易，成本低。廣泛用于微、輕型載貨汽車。
本文所設計的轉向橋對同類型的轉向橋的設計有一定的參考價值。
致謝
本設計在任蘭鑄老師的悉心指導下完成。從課題的選擇、理論研究到論文的撰寫都得到了任老師的指導和熱情幫助。任老師淵博的知識、嚴謹的學風、豐富的經驗以及獨到的見解，使我受益匪淺，在此表示衷心的感謝。
由于本人水平能力有限，本設計中一定存在許多的錯誤，希望各位老師能給予批評、指正。
最后，感謝在百忙之中評審論文和參加答辯工作的專家與教授們！
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