載貨汽車轉向橋設計書

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1、載貨汽車轉向橋設計書 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(xiàn)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，

2、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。 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，

3、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

4、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 1 圖

5、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

6、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(shù)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

7、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。

8、 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B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

9、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(xiàn)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

10、回正，保證汽車作直線行使。主銷內傾角一般為 5°?8°;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 steeri ng 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(xiàn)了主銷偏移距為負值的汽車。 前輪定位除上述

11、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(shù)。 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 a，稱為車輪外傾角。此a角約為0.5。?1.5°,—般a為1°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

12、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(xiàn)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

13、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

14、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(shù)。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

15、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(shù) W和水平彎曲截面系數(shù)W可近似取為 W=20a3=20X 11.53=3.04 X 104 mm3 (3-1) W=5.5a3 =5.5 X 11.5=8.36 X 103 mm (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(shù) W可采用經統(tǒng)計取得的經驗公式： W=ml/2200=820 X 345/2200=128.60 cm 3 (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(shù)，kg ? cn

16、f。 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. recomme ndatio n D1 of dime nsion 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(shù)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

17、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⑶。 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 an alysis of steeri ng 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 321 在制動情況下的前梁應力計算 制動時前輪承受的制動力P和垂向力乙傳給前梁，使前梁承受轉矩和彎矩?？紤]到制 動時汽車質

18、量向前轉向橋的轉移，則前輪所承受的地面垂向反力為 Z=G ml /2=8200 X 1.5/2=6150N (3-4) 式中：G――汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷； ml 汽車制動時對前橋的質量轉移系數(shù)， 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 P r=Zi =6150 X 1.0=6150N (3-5) 式中： ――輪胎與路面的附著系數(shù)。 由乙和P對前梁引起的垂向彎矩 M和水平方向彎矩M在兩鋼板彈簧座之間達最大值, 分別為 G1 m1' M=(乙-g w) l 2=( 2 gwK200「5 908) 1380 720

19、 =1.73 X 106 N?mm 2 - - (3-6) 式中: B s =6150X 1.0 X 2 l 2——為輪胎中線至板簧座中線間的距離， M = Prl 2= Z1 1^=2.03X 106 N?mm (3-7) mm; 車輪(包括輪毅、制動器等)的重力，N; 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=Pr「=6150X314=1.93 X 106 N?mm (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

20、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 (3-9) w=坐業(yè)=嗨° 2030000 =300MPa Wv Wh 30400 8360 (3-10) T T 1930000 , = = =150MPa Wt Jk/ max 式中：W――前梁在危險斷面處的扭轉截面系數(shù)，mm; max 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=0.4 h 3 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[q=340MPa [ ]=150MPa 前梁可采用

21、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Yl、Y1R各不相等，則可推出前輪的地面反力(單位均為 N)分別為 G1 / 2hg 1 8200 / 2 540 1.0 …… 一 Z1L —(1 —)= (1 -7308.70N (3-11) 2 B1 2 1380 G1 / 2hg 1、 8200 / 2 540 1.0 … … Z1R

22、 (1 )- (1 -902 N (3-12) 2 B1 2 1380 G1 / 2hg 1 8200 / 2 540 1.0、 Y1L (1 ) - (1 -7308.70N (3-13) 2 B1 2 1380 G1 8200 2 540 1.0 Y1R —(1 2hg 1) - (1 -902 N (3-14) 2 B1 2 1380 式中：G――汽車停于水平路面時的前橋軸荷，N; B 1 汽車前輪輪距，mm;

23、 h g 汽車質心高度，mm; 1 ――輪胎與路面的側面附著系數(shù)。取 1=1.0。 側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂向作用力(N)為 Tn=0.5G ' +G 1(h g-r r' )/s=0.5 X 8200+8200X 1.0 (540-260) /720=7288.9N (3-15) 「r=0.5G ' -G 1(h g-r r' )/s=0.5 X 8200-8200 X 1.0 (540-260) /720=911.1N (3-16) 式中：G' 汽車滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷， N; 板簧座上表面的離地高度，mm N）分別為 汽車側滑時左、右前輪輪轂內、外軸承

24、的徑向力(單位為 20 7308.70 - 23 20 20 7308.70 23 20 20 SlL= Y1L a b rr S2L= Y1L a b rr Sr= Y1R a b rr Sr= Y1R a b b 314 Z1L = a b 23 20 a 314 Z1L = a b 23 20 b 314 a b 23 20 a 314 Z1R=- a b 23 20 902 902 式中: -一輪胎的滾動半徑，mm; Sl、Sr至車輪中線的距離, mm; 7308.70=49991.5N (3-17) 7308.

25、70=56752.9N (3-18) 20 902 =7004.1N 23 20 20 902 =6165.2N 23 20 (3-19) (3-20) S2L、S2R至車輪中線的距離, mm Sl、Sr和外軸 根據(jù)這些 求得乙l, Z1R, Y1L, Yr即可求得左、右前輪輪轂內軸承對輪毅的徑向支承 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 力及前梁在鋼板彈簧座處的垂向力 T1L,T 1R,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

26、剖面處）；而另一側則在鋼板彈簧座處（n — n剖面處），可由下式直接求出： MI — i = Y1Lrr -Z J 1=7308.7 X 314-7308.7 X 99=1.57 X 106 N?mm （3-21） Mt—n =ZrI 2+Yrh=902X 340+902X 314=5.90 X 105 N?mm （3-22） 式中：M 彎矩，N?mm; Z1L, Z 1R——左、右前輪承受地面的垂向反力， N; Y1L, Yr——左、右前輪承受地面的側向反力， No 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m — m剖面

27、處。 ⑷ (b) (c) (d} 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)在川一川剖面處的軸徑僅受垂向彎矩 M和水平方向的彎矩 M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M及M,但需以13代替兩式中的丨2,艮卩gw MV=(Z1- gw)l 3 = (6150-908) X 48.5=2.54 X 105 N?mm (3-23) M= Z1 l 3=G1

28、m' l 3=6150X 1.0 X48.5=2.98 X 105 N?mm (3-24) 2 式中：乙——前輪所承受的地面垂向反力，N; ――輪胎與路面的附著系數(shù)； 173 0 0 002 20)300002 =620 MPa (3-25) 0.1 353 心部硬度241?285HB高頻淬火后表面硬 13——輪胎中心線至m — m剖面間的距離。 m—m剖面處的合成彎曲應力 w為 _ M： M 2 . M： M 2 _ w = — w 0.1d； 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， 度57?65HRC硬化層深1.5?2.

29、0mm輪軸根部的圓角滾壓處理 332 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)在危險斷面川一川處的彎矩是不等的， 可按下公式求得: Mm—m = Yiirr- Z ilI 3 =7308.7 X 314-7308.7 X 48.5=1.94 X 106 N?mm (3-26) W-m =Z1rI 3+YRrr=902X 48.5+902 X 314=3.26 X 105 N?mm (3-27) 左、右轉向節(jié)在危險斷面處的彎曲應力為 Ml m — m wl w Z1L|3 - Y 1irr 0.1d； 7308.7 314 7308.7 48.5

30、3 0.1 35 =452 MPa (3-28) MR m — m wl w Z1R|3 Y1Rrr = 902 314 902 48.5 0.1d1 0.1 353 =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 乙所引起的力矩 乙11,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

31、的力 QZ所形成的力偶Qz(c+d)所平衡，故有 =6277 N (3-30) Z1I1 6150 99 (c d) 48.5 48.5 制動力矩Rrr由位于縱向平面內并作用于主銷的力 Qr所形成的力偶Qr ( C+d)所平 衡，故有 4 Qr=Rr〃 (c+d) =Z1 rrr/ (c+d) =6150 X 1.0 X 314/ (48.5+48.5 ) =2.00 X 10N (3-31) 而作用于主銷的制動力P則由在轉向節(jié)上、下襯套中點出作用的主銷的力 Q、Qi所平衡, 且有 Prd (c d) = 6150 48.5 48.5 48.5 =3075 N

32、(3-32) (3-33) Prc = 6150 48.5 =3075 N (c d) 48.5 48.5 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= Prl1 6150 99 115 =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 丨4,如將N的著力點移至主銷中心線與 輪軸中心線交點處，貝U需對主銷作用一側向力矩 N。力矩Nb，由位于側向平面內并作用 于主銷的力偶Qn( c+d)所平衡，故有 Nl 4 QM= (c d) =5294 99 =5403 N (3-35) 48.5 4

33、8.5 而力N則在轉向節(jié)上、下襯套中點處作用于主銷的力 Qu,QnI所平衡，且有 小 Nd 5294 48 5 亠亠—.. Q= =2647 N (3-36) (c d) 48.5 48.5 宀 Nc 5294 48 5 小小—. Qi =2647 N (3-37) (c d) 48.5 48.5 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 Q和在下襯套的中點作用于主 銷的合力Q分別為 Q= . (Qmz Qmn Qnu)2 (QMr Qru)2 = (6277 5403 2647)2 (20000 307

34、5)2 4 =1.92 X 10 N (3-3 8) Q=.,(Qmz Qmn Qni)2 (QMr Qrl)2 = .(6277 5403 2647)2 (20000 307勺2 4 =2.72 X10 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Q。 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Qz是不相等的, 他們分別按下式求得： QzL=(Z1L|1 Y1Lrr)/(c d) (7308.7 314 7308.7 99)/(48.5 48.5)

35、 4 =1.62 X 10 N (3-4 =2.00 X 103 N (3-4 1) 式中：Z1L, Z1R——汽車左、右前輪承受的地面垂向反作用力， N; l 1 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; G――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; 1 輪胎與路面的側向附著系數(shù)，計算時可取 =1.0. 取Q, Qmzl, Q mzr中最大的作為主銷的計算載荷 Q,計算主銷在前梁拳部下端處的彎曲力 w和剪應切力s Qjh 0.1

36、d； = 27200 21 0.1 243 =413 MPa (3-42) 4Qj do 4 27200 3.14 242 =66 MPa (3-43) 式中:do——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 =8.3 MPa (3-44) _ Qj _ 27200 c= = ld0 136

37、 24 式中：l 襯套長,mm; Qj j計算載荷，取Q,QmzlQmzr中最大值,N; d0 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 (3-45) Q=Qz=Zil i/(c+d)= li /(c d) =6277N 2 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勺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

38、面垂向反力乙L增大。 汽車前橋的側滑條件為 2 P1=mv^ > Yl+Yr=G 1=mg 1=820X 10X 1.0=8200N (3-46) R 2 Va Rg (3-47) Z1L號1 2 (晉)(訃 (3-48) 式中： P1 前橋所受的側向力，N; m――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/s； Y1L、Yr 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(shù)； G——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷， 由上式可得

39、 式，并hg/B=0.5,則有 將上述計算工況的Va、R等的有關數(shù)據(jù)代入(3-44), (3-45) 乙 l=1.25G/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=0.6256G=0.625 X 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Co進行，且取當量靜載荷P0為： Po= (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 F

40、a=G1 =6150 =3075 N (3-50) 2 2 這時止推墊片的擠壓力為 4Fa c= 2 =1 MPa (3-51) (D d ) 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(shù) 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(shù)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(shù)有主銷后傾角、主銷內 傾角、前輪外傾角和前輪前束［

41、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

42、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(shù)值，而力臂L又取決于后傾角 的大小。現(xiàn)在一般采用 角不超過2°?3°?，F(xiàn)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

43、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。 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

44、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 減?。▓D 4-2a ），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(xiàn)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

45、 。 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(xiàn)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。

46、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(xiàn)邊滾邊滑的現(xiàn)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

47、的長度來調整，調整時，可根據(jù)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

48、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(xiàn)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

49、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(xiàn)裂紋時的循環(huán)次數(shù)， 12 萬次循環(huán)及 60 萬次循環(huán)時焊縫裂紋出現(xiàn)的部位 及長度，以及最終斷裂時的循環(huán)次數(shù)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、

50、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(shù)次，當取得穩(wěn)定數(shù)據(jù) 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

51、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 G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(shù) 器記錄交變載荷作用的循環(huán)次數(shù)，注意觀察試件，并把開始出現(xiàn)疲勞裂紋的循環(huán)次數(shù)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

52、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(xiàn)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

53、得 到了任老師的指導和熱情幫助。任老師淵博的知識、嚴謹?shù)膶W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！ 參考文獻 [1] 王洪欣?機械設計工程學（I ） [M].徐州：中國礦業(yè)大學出版社,2001. [2] 王洪欣?機械設計工程學（n ） [M].徐州：中國礦業(yè)大學出版社，2001. [3] 竺延年 . 最新車橋設計、制造、質量檢測及國內外實用手冊 [M]. 中國知識出版社 ,2005. [4] 陳家瑞 . 汽車結構

54、 [M]. 吉林工業(yè)大學 ,2000. [5] 徐清富 . 國外汽車最近結構手冊 [M]. 北京： 機械工業(yè)出版社 ,1996. [6] D.J.Segal.Highway Vehic Object Simulation Model[M] .Programmers Manual,1976. [7] 程振彪 . 世界載貨汽車工業(yè)最新發(fā)展動態(tài) [M]. 汽車科技 ,2001. [8] 謝衛(wèi)國，汪紅心.貨車平順性預測與優(yōu)化[J].汽車工程，1991,（3）:69 ?79. [9] 神龍汽車有限公司著編.中國轎車叢書-富康[M].北京:北京理工大學出版社,1998. [10] 中國第一汽車

55、集團公司著編 .中國轎車叢書-紅旗[M].北京：北京理工大學出版社，1998. [11] 李卓森等編 .中外汽車圖冊車身分冊 （一） [M]. 長春:吉林科學技術出版社 ,1995. 附錄 A 數(shù)控技術發(fā)展 數(shù)控技術和數(shù)控裝備是制造工業(yè)現(xiàn)代化的重要基礎。 這個基礎是否牢固直接影響到一 個國家的經濟發(fā)展和綜合國力，關系到一個國家的戰(zhàn)略地位。因此，世界上各工業(yè)發(fā)達國 家均采取重大措施來發(fā)展自己的數(shù)控技術及其產業(yè)。 在我國，數(shù)控技術與裝備的發(fā)展亦得到了高度重視， 近年來取得了相當大的進步。 特 別是在通用微機數(shù)控領域，以 PC 平臺為基礎的國產數(shù)控系統(tǒng)，已經走在了世界前列。但 是，我國在數(shù)

56、控技術研究和產業(yè)發(fā)展方面亦存在不少問題，特別是在技術創(chuàng)新能力、商品 化進程、市場占有率等方面情況尤為突出。在新世紀到來時，如何有效解決這些問題，使 我國數(shù)控領域沿著可持續(xù)發(fā)展的道路，從整體上全面邁入世界先進行列，使我們在國際競 爭中有舉足輕重的地位，將是數(shù)控研究開發(fā)部門和生產廠家所面臨的重要任務。為完成此 任務，首先必須確立符合中國國情的發(fā)展道路。為此，本文從總體戰(zhàn)略和技術路線兩個層 次及數(shù)控系統(tǒng)、功能部件、數(shù)控整機等幾個具體方面探討了新世紀的發(fā)展途徑。 1 總體戰(zhàn)略 制定符合中國國情的總體發(fā)展戰(zhàn)略，對 21 世紀我國數(shù)控技術與產業(yè)的發(fā)展至關重要。 通過對數(shù)控技術和產業(yè)發(fā)展趨勢的分析和對我

57、國數(shù)控領域存在問題的研究，我們認為以科 技創(chuàng)新為先導，以商品化為主干，以管理和營銷為重點，以技術支持和服務為后盾，堅持 可持續(xù)發(fā)展道路將是一種符合我國國情的發(fā)展數(shù)控技術和產業(yè)的總體戰(zhàn)略。 1.1 以科技創(chuàng)新為先導 中國數(shù)控技術和產業(yè)經過 40 多年的發(fā)展，從無到有，從引進消化到擁有自己獨立的自主 版權，取得了相當大的進步。但回顧這幾十年的發(fā)展，可以看到我們在數(shù)控領域的進步主 要還是按國外一些模式，按部就班地發(fā)展，真正創(chuàng)新的成分不多。這種局面在發(fā)展初期的 起步階段，是無可非議的。但到了世界數(shù)控強手如林的今天和知識經濟即將登上舞臺的新 世紀，這一常規(guī)途徑就很難行通了。例如，在國外模擬伺服快過時

58、時，我們開始搞模擬伺 服，還沒等我們占穩(wěn)市場，技術上就已經落后了；在國外將脈沖驅動的數(shù)字式伺服打入我 國市場時，我們就跟著搞這類所謂的數(shù)字伺服，但至今沒形成大的市場規(guī)模；近來國外將 數(shù)字式伺服發(fā)展到用網絡（通過光纜等）與數(shù)控裝置連接時，我們又跟著發(fā)展此類系統(tǒng)， 前途仍不樂觀。這種老是跟在別人后面走，按國外已有控制和驅動模式來開發(fā)國產數(shù)控系 統(tǒng)，在技術上難免要滯后，再加上國外公司在我國境內設立研究所和生產廠，實行就地開 發(fā)、就地生產和就地銷售，使我們的產品在性能價格比上已越來越無多大優(yōu)勢，因此要進 一步擴大市場占有率，難度自然就很大了。 為改變這種現(xiàn)狀，我們必須深刻理解和認真落實“科學技術是第

59、一生產力”的偉大論 斷，大力加強數(shù)控領域的科技創(chuàng)新，努力研究具有中國特色的實用的先進數(shù)控技術，逐步 建立自己獨立的、先進的技術體系。在此基礎上大力發(fā)展符合中國國情的數(shù)控產品，從而 形成從數(shù)控系統(tǒng)、數(shù)控功能部件到種類齊全的數(shù)控機床整機的完整的產業(yè)體系。這樣，才 不會被國外牽著鼻子，永遠受別人的制約，才有可能用先進、實用的數(shù)控產品去收復國內 市場，打開國際市場，使中國的數(shù)控技術和數(shù)控產業(yè)在 21 世紀走在世界的前列。 1.2 在商品化上狠下工夫 近幾年我國數(shù)控產品雖然發(fā)展很快，但真正在市場上站住腳的卻不多。就數(shù)控系統(tǒng)而言， 國產貨仍未真正被廣大機床廠所接受，因此出現(xiàn)國產數(shù)控系統(tǒng)用于舊機床改造的例

60、子較 多，而裝備新機床的卻很少，機床廠出產的國產數(shù)控機床大多數(shù)用的都是國外的系統(tǒng)。這 當然不是說舊機床的數(shù)控化改造不重要，而是說明從商品的角度看，我們的數(shù)控系統(tǒng)與國 外相比還存在相當大的差距。 影響數(shù)控系統(tǒng)和數(shù)控機床商品化的主要因素除技術性能和功能外， 更重要的就是可靠 性、穩(wěn)定性和實用性。以往，一些數(shù)控技術和產品的研究、開發(fā)部門，所追求的往往是一 些體現(xiàn)技術水平的指標（如多少通道、多少軸聯(lián)動、每分鐘多少米的進給速度等等） ，而 對影響實用性的一些指標和一些小問題卻不太重視，在產品的穩(wěn)定性、魯棒性、可靠性、 實用性方面花的精力相對較少。從而出現(xiàn)某些產品鑒定時的水平都很高，甚至也獲各種大 獎。

61、但這些高指標、高性能的產品到用戶哪兒卻由于一些小問題而表現(xiàn)不盡人意，最后喪 失了信譽， 打不開市場。這說明，高指標、高性能的樣機型的產品離用戶真正需要的實用、 可靠的商品是有相當大的距離的，將一個高指標、高性能的產品變?yōu)橐粋€有市場的商品還 需作出大量艱苦的努力。 1.4 強技術支持和服務 數(shù)控系統(tǒng)和數(shù)控機床作為典型的高技術產品，對用戶的技術支持和服務是相當重要的。以 前國產數(shù)控產品喪失信譽的原因，除可靠性問題外，另一大問題就是缺乏有力的技術支持 和服務。用戶花了很多錢買的數(shù)控機床或數(shù)控系統(tǒng)，一旦出現(xiàn)問題卻叫天天不應，叫地地 不靈，以后誰還敢買我們的產品。因此，應將對用戶的技術支持和服務當成重

62、要的日常工 作來抓，使我們在市場上向縱深挺進時，有一個強大后方。因此，為了取得數(shù)控產品市場 競爭的全面勝利，必須建立以技術支持和服務為核心的強大后方。當然，為贏得主動，后 方也須主動出擊。目前，利用先進的信息技術手段（如網絡和多媒體） ，將為建立新一代 立體化的技術支持和服務體系開辟新的途徑。 1.5 持續(xù)發(fā)展道路 可持續(xù)發(fā)展是下一世紀企業(yè)發(fā)展的重要戰(zhàn)略，我國數(shù)控產業(yè)要有大的發(fā)展也必須堅持走可 持續(xù)發(fā)展的道路。綠色是實現(xiàn)可持續(xù)發(fā)展的重要途徑，其主要思想是清潔和節(jié)約。為此應 大力加強綠色數(shù)控產品的開發(fā)，加速促進數(shù)控產品、數(shù)控產業(yè)以及整個制造業(yè)的綠色化， 主要戰(zhàn)略措施應考慮以下幾方面：①有效減

63、少產品制造及使用過程中的環(huán)境污染。如減少 數(shù)控機床的鑄件結構，消除鑄造對環(huán)境的污染；將數(shù)控機床主軸的潤滑以油氣潤滑、噴油 潤滑等取代油霧潤滑，減少對生產環(huán)境的污染；在精密數(shù)控機床及其運行環(huán)境的溫度控制 中取消氟利昂制冷的恒溫技術；以電傳動代替機械傳動，減少噪聲污染。②大幅度降低資 源消耗和能源消耗。如以軟件代替硬件，從而減少硬件制造的資源和能源消耗及污染，并 減少產品壽命結束后硬件裝置的拆卸回收問題；以永磁驅動代替感應驅動，提高效率和功 率因數(shù)，節(jié)約能源；以電傳動代替機械傳動，提高效率，減少能源消耗。③加強用數(shù)控技 術改造傳統(tǒng)機床。這既符合運用信息技術和自動化技術改造傳統(tǒng)產業(yè)，使傳統(tǒng)產業(yè)生產技

64、 術和裝備現(xiàn)代化這一產業(yè)可持續(xù)發(fā)展的目標得以實現(xiàn)，又可取得巨大的經濟效益。我國擁 有普通機床數(shù)百萬臺，加強用數(shù)控技術改造傳統(tǒng)機床將成為下世紀我國數(shù)控領域的重要發(fā) 展方向。④大力發(fā)展綠色數(shù)控機床。綠色數(shù)控機床應是材料消耗少、能耗低、無污染，壽 命長且便于拆卸回收的新型機床。 2 技術途徑 2.1發(fā)展具有中國特色的新一代 PC數(shù)控系統(tǒng) 數(shù)控系統(tǒng)是各類數(shù)控裝備的核心，因此通過科技創(chuàng)新首先發(fā)展具有中國特色的新型數(shù)控系 統(tǒng)，將是推動數(shù)控產業(yè)化進程的有效技術途徑。實踐證明， 10年來我們所走的PC數(shù)控道路 是完全正確的。PO （包括工業(yè)PC產量大、價格便宜，技術進步和性能提高很快，且可 靠性高（

65、工業(yè)P（主機的MTB已達30年： 3］）。因此，以其作為數(shù)控系統(tǒng)的軟硬件平臺不 但可以大幅度提高數(shù)控系統(tǒng)的性能價格比，而且還可充分利用通用微機已有軟硬件資源和 分享計算機領域的最新成果，如大容量存儲器、高分辨率彩色顯示器、多媒體信息交換、 聯(lián)網通訊等。此外，以通用微機作為數(shù)控平臺還可獲得快速的技術進步，當 PO升級換代 時，數(shù)控系統(tǒng)也可相應升級換代，從而長期保持技術上的優(yōu)勢，在競爭中立于不敗之地。 目前，PC數(shù)控系統(tǒng)的體系結構有2種主要形式：（1）專用數(shù)控加PC前端的復合式結構； （2）通用PC加位控卡的遞階式結構。另外還有一種正在發(fā)展的數(shù)字化分布式結構。其方 案是將由DS等組成的數(shù)字式伺

66、服通過以光纜等為介質的網絡與數(shù)控裝置連接起來，組成 一完整的數(shù)控系統(tǒng)。這種系統(tǒng)雖然性能很好，但由于開發(fā)和生產成本太高，近期難以被國 內廣大用戶所接受。我們認為，上述結構并不是符合中國國情的最好方案，適合中國國情 的應是將所有數(shù)控功能全軟件化的集成式結構，因為這種結構的硬件規(guī)模最小，不但有利 于降低系統(tǒng)成本，而且更重要的是可以有效提高系統(tǒng)的可靠性。 幾十年的經驗表明， 可靠性好壞是國產數(shù)控系統(tǒng)能否發(fā)展的關鍵。 雖然影響數(shù)控系統(tǒng) 可靠性的因素很多，但過大的硬件規(guī)模和較低的硬件制造工藝水平往往對可靠性造成最大 的威脅。以往，國產數(shù)控系統(tǒng)在總體設計時由于種種原因的限制，不得不選用技術指標不 太高的普通CPU這樣，為完成數(shù)控的復雜功能往往需要由多個 CP來組成系統(tǒng)，有時還需 另加一些專用或通用硬件電路來實現(xiàn)數(shù)控系統(tǒng)的一些高實時性功能（如細插補、位置伺服 控制等），從而造成系統(tǒng)硬件規(guī)模龐大。對于數(shù)控系統(tǒng)這種批量不大的產品，在國內現(xiàn)有 工藝條件下，很難從硬件制造的角度保證系統(tǒng)的可靠性，因而使得國產數(shù)控系統(tǒng)在生產現(xiàn) 場的表現(xiàn)不佳，對國產數(shù)控系統(tǒng)的形象和聲譽造成嚴重影響，使得不少用戶現(xiàn)在還心有余 悸。