機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-KD1060型貨車轉(zhuǎn)向及前橋設(shè)計（全套圖紙）

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1、KD1060型貨車設(shè)計（轉(zhuǎn)向及前橋設(shè)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(fù)汽車行駛方向的專設(shè)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(guān)系，與前懸架和車輪關(guān)系亦十分密切，故轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計也是整車設(shè)計中的關(guān)鍵一環(huán)。 本設(shè)計為KD1060型載貨汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)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(shè)

2、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(jìn)行了計算。此外，還校核了主

3、要零件的強度。 關(guān)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

4、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 eff

5、iciency. 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 automob

6、ile. 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 pr

7、oject. 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 bal

8、l 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 ap

9、plication 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 calcu

10、lation 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.............................

11、.............................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.............

12、...........7 第4章 從動橋的設(shè)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(yīng)力的計算....................8 §4.3 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應(yīng)力計算.........10 §4.4 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)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(yīng)力計算...13 §4.6轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算............................

13、15 第5章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)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(shè)計.............................20 §5.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)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

14、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(xiàn).........

15、.....................................29致謝..................................................30外文資料及翻譯........................................31 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(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用，對于它的設(shè)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(jìn)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(shè)計中亦有其重要地位，對轉(zhuǎn)向時車輪正確運動和

16、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(shè)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(fù)擔(dān)，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(shè)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(shè)計說明書，主要講述了前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的選擇設(shè)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(jìn)行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進(jìn)行設(shè)計；對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要組成部分轉(zhuǎn)向器

17、和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)進(jìn)行分析設(shè)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

18、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(dāng)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(shè)計、制造、裝配調(diào)整和使用中必須注意防止

19、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(dá)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(dāng)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

20、及運動學(xué)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(dāng)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(fù)雜，既有結(jié)構(gòu)設(shè)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(yīng)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(guān)參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地

21、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(shè)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(shè)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(fù)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

22、汽車上得到廣泛應(yīng)用。因此本次設(shè)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

23、，轉(zhuǎn)向節(jié)銷孔內(nèi)設(shè)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(shè)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(shè)計用(a)。 （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(xì)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(jìn)行調(diào)整。輪轂外端用沖壓的

24、金屬外罩罩住。輪轂內(nèi)側(cè)有油封，以防潤滑油進(jìn)入制動器內(nèi)。 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(fù)汽車行駛方向的專設(shè)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(shè)計采用機械式轉(zhuǎn)向器。 對轉(zhuǎn)向系的主要要求有： 一、

25、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(yīng)盡量減小轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應(yīng)能自動補償即調(diào)整，除了設(shè)計應(yīng)正確的選擇導(dǎo)向輪的定位角外，轉(zhuǎn)向盤在中間式的自由行程應(yīng)當(dāng)保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向盤相對導(dǎo)向輪偏轉(zhuǎn)角的靈敏度。 §3. 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

26、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(yīng)有汽車用途來決定，并和轉(zhuǎn)向系方案有關(guān)。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。 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(jìn)行。和其它形式轉(zhuǎn)向器比較，其結(jié)構(gòu)復(fù)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(shè)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

27、，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(shè)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

28、管狀通道。轉(zhuǎn)向螺母外有兩根導(dǎo)管，兩端分別插入螺母的一對通孔。導(dǎo)管內(nèi)裝滿了鋼球。兩根導(dǎo)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(yīng)當(dāng)是分度圓上的齒厚沿齒扇軸線按線性關(guān)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(shè)計選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 第四章 從動橋的設(shè)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。

29、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(dāng)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）可近似取為 } (4-1) 式中 a----工字形斷面的中部尺寸。 由經(jīng)驗公式： 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。 求得 §4.2 從動橋主要零件工作應(yīng)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(yīng)力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認(rèn)為主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角，

30、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： 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(yīng)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]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： 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(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%； =15550.76N 前輪所承受的制動力 式中：——輪胎

31、與路面的附著系數(shù)取為0.6； =15550.760.6=9330.45 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(dá)最大值，分別為： N·mm 式中：—見圖3—1，取=397 mm —車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取=980N； —前輪輪距取B=1567 mm； S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為767 mm 則 N·mm 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： T= N·mm 式中：—輪胎的滾動半徑取410 mm 則有 T=9330410=3825300 N·mm 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處

32、的彎曲應(yīng)力（單位為MPa）為： 式中: ，，T——見式（4-1） 前梁應(yīng)力的許用值為=300～500 MPa,當(dāng)a=15mm時， = 236.48N·mm 得： 故a=15mm滿足使用條件。 §4.3 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應(yīng)力計算 當(dāng)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： 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； 此時，向右作用。則有：

33、側(cè)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 =1232.989.8=12069.2N； 則有 §4.4 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)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剖面處。 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，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(yīng)力（MPa

34、）為： = 式中：—轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸根部軸徑取為50mm，=30 mm，=550 MPa， 則 ==81.099MPa 得： 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： 許用彎矩 因此左右轉(zhuǎn)向節(jié)都符合要求。 §4.5 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計算 在制動和側(cè)滑工況下，在轉(zhuǎn)向節(jié)上、下

35、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)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（c+d）所平衡(見圖4—2(b))，故有 N 式中取150，c取91，d取98 mm； 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 （c+d）所平衡(見圖4—2(c))。故有 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，平衡(見圖4—2(c

36、))，且有： 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= 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(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（c+d）衡，故有 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：= = 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作用于主銷的合力分別為： =20440.3N =31708.2N 由上兩式可見，在汽車制動時，主銷

37、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。 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，計算主銷在前梁拳部下端面應(yīng)力和剪切應(yīng)力： MPa ； MPa； 式中：—主銷直徑取為32 mm； h —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； ; <; 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

38、層深1.0～1.5mm，HRC56～62。 轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的擠壓應(yīng)力為： 式中：—襯套長為36mm。 在靜載荷下，上式的計算載荷取 N 。 §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。 ，將上述計算工況的有關(guān)數(shù)據(jù)代入上式，并設(shè) ＝0.5， 則有： ， 可近似地認(rèn)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: 。 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危險性，軸承的選擇按其靜承載容量進(jìn)行，且

39、取當(dāng)量靜載荷 》，故此推力軸承滿足要求。 第五章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)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，；反之稱為逆效率，用符號表示，。 其中，為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；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(yīng)盡可能小，防止打手，這又要求此

40、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(dāng)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

41、使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。 §5.1.2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。 2. 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)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(guān)系 (4-1) 式中，a為主銷偏移距此處，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為 (4-2) 式中，為作用在方向盤上的力矩；為方向盤的直徑。 將式(4

42、-1)、 (4-2)代入后得到 (4-3) 有 (4-3)知，當(dāng)主銷偏移矩a小時，力傳動比應(yīng)取大些才能保持轉(zhuǎn)向輕便。 §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。

43、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。 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

44、一點才能實現(xiàn)。此輕型貨車應(yīng)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(yīng)滿足理想關(guān)系式： (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=1567-2100=1367mm），為3308mm ，前輪轉(zhuǎn)臂a=120mm。 又因為理想情況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑與外轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)角的關(guān)系為： （4-7） 聯(lián)立（4-6）（4-7）式得到： =26.17°， =31

45、.66° 圖3-1 理想內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖 §5.3 轉(zhuǎn)向梯形的選擇設(shè)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2/3l. 由公式 cotγ=0.75 （4-8） 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

46、心距K之比的統(tǒng)計數(shù)據(jù)后進(jìn)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)向橫拉桿的長度跟K和γ有關(guān)，其關(guān)系式為： =K-2×m×cosγ （4-9） =1262mm 則橫拉桿長度為 1262mm。 §5.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)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，

47、防止打手，又要求逆效率盡可能低。 正效率的計算公式： （4-10） 其中為螺桿的螺線導(dǎo)程角，選6°；為摩擦角，=?；?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： （4-11） =71.3%。 §5.4.2 主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)參考《汽車設(shè)計》表7-1 齒扇模數(shù)m=6mm，搖臂軸直徑D=40mm，鋼球中心距=35mm，螺桿外徑=34m

48、m,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)=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。 §5.4.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副 螺母內(nèi)徑=+8%=36mm 每個環(huán)路中鋼球的數(shù)量為： =35 其中為螺桿的螺線導(dǎo)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(yīng)螺母移動距離s為：

49、 (4-12) 與此同時齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長等與s，相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過角，其關(guān)系： S=r (4-13) 其中r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立（4-12）（4-13）得= ，將對求導(dǎo)，得轉(zhuǎn)向器角傳動比為： =24.492 §5.4.4 齒條、齒扇傳動副設(shè)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(shè)計主要是變厚齒扇的設(shè)計。 基準(zhǔn)剖面（1-1剖面）的齒形計算： 名稱 公式 結(jié)果(mm) 分度圓

50、直徑 D=90 齒頂高 =6 齒根高 =1.5 齒全高 h=7.5 齒頂圓直徑 =102 分度圓齒厚 =9.42 頂圓壓力角 =39.75° 頂圓齒厚 =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) =0.3608 齒頂圓半徑 =50.1648 齒頂圓壓力角 =40.642° 分度圓齒厚 =11.4389 齒頂圓齒厚 =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)

51、向系的角傳動比 = （4-14） 式中為轉(zhuǎn)向器的角傳動比，=24.492；為轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的角傳動比，一般選擇=1。代入（9） 得 =24.492 其中 式中為轉(zhuǎn)向搖臂長（mm），所以==137mm。 §5.5.2 轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)圈數(shù)n (4-15) 式中為轉(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： =24.492（26.17°+31.66°） =1416.37° 所以 n=1416.37÷

52、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(yīng)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 第六章 轉(zhuǎn)向系主要零件的強度計算

53、 §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，用經(jīng)驗公式計算： ，N.mm （5-1） 載重 前軸負(fù)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 = N.mm 由于力矩平衡，所以轉(zhuǎn)向上節(jié)臂受反方向力矩M==8.69 N.mm，所受到的拉力P==8.69/1376343N。 §6.2 主要零件的強度計算

54、 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==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。 斷面A-A處的彎曲應(yīng)力： = （5-2） W==6623=6.623 =2.655Pa=265.5 斷面A-A處的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力： （5-

55、3） =7.15 = 76.85 斷面A-A處的最大合成正應(yīng)力： =306.78〈[]=353 斷面處的最大切線應(yīng)力： =153.39=230 故此轉(zhuǎn)向搖臂滿足使用條件。 第七章 結(jié)論 通過對前橋及轉(zhuǎn)向的設(shè)計，我得出結(jié)論，此設(shè)計滿足設(shè)計要求。第二章列出了前橋的設(shè)計方案，第三章列出了轉(zhuǎn)向系的設(shè)計方案，第四章主要對前橋的主要零件進(jìn)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(jìn)行了論證，并詳細(xì)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(shè)計我比較滿意，真誠接受各評委老師的批

56、評指教！ 參考文獻(xiàn) 1. 劉惟信.汽車設(shè)計.北京：清華大學(xué)出版社,2000 2. 王望予.汽車設(shè)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,2005 4. 余志生.汽車?yán)碚?第三版) 北京：機械工業(yè)出版社,2000 5. 張洪欣.汽車設(shè)計(第二版). 北京：機械工業(yè)出版社,1996 6. 吳宗澤.機械設(shè)計實用手冊. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社,1999 7． [日].自動車技術(shù)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(xué). 北京：高等教育出版社,1

57、991 9． 祖業(yè)發(fā).工程制圖.重慶：重慶大學(xué)出版社,2001 10．浙江交通學(xué)校.汽車構(gòu)造教學(xué)圖冊.人民交通出版社,1986 11. 徐灝.機械設(shè)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(shè)計.西北農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報, 2000年,第7期,N0.18 13. 陳思忠.拖拉機與農(nóng)用運輸車, 2000年,第8期,N0.32 14. 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,N0.12 15. 張武農(nóng).我國汽車工業(yè)創(chuàng)新的策略研究,2001年,第6期,N0.9 16. 錢振為.汽車工業(yè)研究,2001年,第4期,N0.17 17. 閻蔭棠.幾何量精度設(shè)計與檢測.北京：機械工業(yè)出版社,1996 致 謝 畢業(yè)設(shè)計的完成首先要感謝曹青梅老師，曹老師在繁忙的工作中為我們的畢業(yè)設(shè)計提供了大量資料，并在設(shè)計過程中對我們進(jìn)行了耐心的開導(dǎo)，給我們提了好多中肯的建議和方法。再次對曹老師表示衷心的感謝！ 其次感謝許銳良老師和同做畢業(yè)設(shè)計的各位同學(xué)，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(lǐng)導(dǎo)，系辦，車輛研究所，車輛實驗室老師的關(guān)心和支持！在此一并表示感謝！ 34