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1、四轮农用车转向系统设计第一章前言 1.1四轮农用车的发展前景中国改革开放以来，在农村实行家庭联产承包责任制的改革，使农村的 经济空前的活跃。农村的货运量和人口的流动量急剧增加，加快运输机械化 成为农村经济发展的迫切需要，正是这一市场的需要使具有中国特色的运输 机械-农用运输车应运而生。它解决了农村运输的急需，填补了村际，乡际， 城镇及城乡结合部运输网络的空白，活跃了农村经济，为农村富裕劳动力找 了一条出路，从而使数以万计的农民走上了小康之路！四轮农用运输车的竞争对手是轻型汽车。与汽车相比，四轮农用运输车 有许多优点。入世后农用运输车没有受到多大冲击，因为它是中国特色的产 业，符合国情，在国外几
2、乎没人搞过。但是我们不能回避汽车与四轮农用运 输车在市场的竞争，四轮农用运输车利用比较底的生产成本和微利经营的生 产方式并引进先进的汽车技术，坚持“三低一高”的特色，注重产品质量， 使之与在汽车行业的竞争中得以提高。随着党和国家提出的的开发西部的政策落实，也给农用运输车厂商带来 了无限商机使农用运输车的开发有广阔的前景，另一方面，我国有近13亿人口，特别是9亿以上的农村人口收入水平相对较低，需求量最大的是低档 次的汽车。由于它比较适合中国国情，预计在未来的515年里，农用车在我国农村仍然具有广阔的发展前景。近年来农用车保有量增加很快，因此对 柴油的需求很大。农用车制造工艺简单，价格便宜，其中三
3、轮车价格在40007000元/辆， 四轮车价格在11.5万元/辆，购车农户一般半年左右即可收回 10000元投 资。另外，农用车的养路费为每月每吨 70元，是汽车的30%，使用成本为同 吨位汽车的1/3到1/2。公路快速建设也促进了农用车的发展。旧中国，全 国公路仅13X104 km，而到1997年底，已达1.226X 10 6灿，目前全国98% 的乡和80%的村都通了公路，使得农用车有用武之地。公安车管部门 1993年 制定了关于农用运输车道路交通管理的规定，在不损害管理大局的前提下， 大幅度减少农用车的各种费用，免交车辆增容费。因此，在近十几年里我国 农用车得到快速发展。1980年全国农用
4、车产销量不足万辆，1992年产销量达 到113万辆，首次超过当年汽车产销量（106.2万辆）。1998年农用车产销量 达到270万辆，而同期汽车产销量为163万辆。我们要开发的农用运输车要采用设计理念，多进行优化设计，使产品新 颖化，品种多样化以适应多种需要。首先农用运输车既然为农民服务，那么就必须立足于“农”字，需对农 村市场有意的深入了解。及农村的道路，农民的使用水品和购买能力和分析 研究！另外，过去研制一味的迎合用户“多拉快跑”的心理，盲目的加大强化 车辆的部件是不可取的。农产品的开发研制该大则大，该小则小，不仅产品 的档次要拉开，产品开发的大小两个方向也要拉开！1.2前桥和转向系组成和
5、设计步骤前桥通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两侧安装着从动午轮，用以 在车架（或承载式车身）与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。从动桥还 要承受和传递制动力矩。从动桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非 断开式与断开式两种。从动桥按与之匹配的悬架结构不同可分为非断开式与 断开式两种。由于农用车要求价廉，所以多采用非断开式前桥。非断开式的 前桥主要有前梁，转向节和转向主销组成。一、从动桥结构形式1、非断开式转向从动桥2、合纵臂式后支持桥一般多采用非断开式转向从动桥。二、从动桥设计1、转向从动桥主要零件尺寸的确定，前梁，工字型断面，可采用常规设计，也可采用计算机程序可靠性优化设计。2、零件
6、工作应力的计算(1) 在制动工况下的前梁应力计算(2) 在最大侧压力工况下的应力计算(3) 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算(4) 主销和转向衬套在制动和侧滑工况下的应力计算(5) 转向节推力轴承和止推垫片的计算三、转向系设计1、转向器方案分析2、转向器主要性能参数设计3、转向梯形的优化设计第二章概述 2.1前桥简介从动桥即非驱动桥，又称从动车桥。它通过悬架与车架（或承载式车身） 相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架（或承载式车身）与车轮之间传递铅 垂力、纵向力和横向力。从动桥还要承受和传递制动力矩。根据从动车轮能否转向，从动桥分为转向桥与非转向桥。一般汽车多以 前桥为转向桥。为提高操纵稳定
7、性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。多 轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的转向桥直 至全轮转向。一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向从 动桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它们的 前桥既是转向桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。从动桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。 与非独立悬架相匹配的非断开式从动桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚 性整体横梁，当又是转向桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。断开式 从动桥与独立悬架相匹配。非断开式转向从动桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用 主销与前梁铰接并
8、经一对轮毂轴承支承着车轮的轮毂，以达到车轮转向的目 的。在左转向节的上耳处安装着转向节臂，后者与转向直拉杆相连；而在转 向节的下耳处则装着与转向横拉杆相连接的转向梯形臂。有的将转向节臂与 梯形臂连成一体并安装在转向节的下耳处以简化结构。转向节的销孔内压入 带有润滑油槽的青铜衬套以减小磨损。为使转向轻便，在转向节上耳与前梁 拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有螺纹的楔形锁销将主销固定在前 梁拳部的孔内，使之不能转动。 2.2前桥各参数对汽车稳定性的作用与影响为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具有 自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平而内都有一定倾角。 在纵向
9、平面内，主销上部向后倾斜一个 Y角，称为主销后倾角。在横向平面 内，主销上部向内倾斜一个0角，称为主销内倾角。主销后倾使主销轴线与路面的交点位于轮胎接地中心之前，该距离称为 后倾拖距。当直线行驶的汽车的转向轮偶然受到外力作用而稍有偏转时，汽 车就偏离直线行驶而有所转向，这时引起的离心力使路面对车轮作用着一阻 碍其侧滑的侧向反力，使车轮产生绕主销旋转的回正力矩，从而保证了汽车 具有较好的直线行驶稳定性。此力矩称稳定力矩。稳定力矩也不宜过大，否 则在汽车转向时为了克服此稳定力矩需在方向盘上施加更大的力，导致方向 盘沉重。后倾角通常在3。以内。现代轿车采用低压宽断面斜交轮胎，具有较 大的弹性回正力矩
10、，故主销后倾角就可以减小到接近于零，甚至为负值。但 在采用子午线轮胎时，由于轮胎的拖距较小，则需选用较大的后倾角。主销内倾也是为了保证汽车直线行驶的稳定性并使转向轻便。主销内倾 使主销轴线与路面的交点至车轮中心平面的距离即主销偏移距减小，从而可 减小转向时需加在方向盘上的力，使转向轻便，同时也可减小转向轮传到方 向盘上的冲击力。主销内倾使前轮转向时不仅有绕主销的转动，而且伴随有 车轮轴及前横梁向上的移动，而当松开方向盘时，所储存的上升位能使转向 轮自动回正，保证汽车作直线行驶。内倾角一般为5。8。；主销偏移距一股为3040mm。轻型客车、轻型货车及装有动力转向的汽车可选择较大的主销 内倾角及后
11、倾角，以提高其转向车轮的自动回正性能。 但内倾角也不宜过大， 即主销偏移距不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏转时，随着滚动将 伴随着沿路面的滑动，从而增加轮胎与路面间的摩擦阻力，使转向变得很沉 重。为了克服因左、右前轮制动力不等而导致汽车制动时跑偏，近年来出现 主销偏移距为负值的汽车。前轮定位除上述主销后倾角、主销内倾角外，还有车轮外倾角及前束， 共4项参数。车轮外倾指转向轮在安装时，其轮胎中心平面不是垂直于地面， 而是向外倾斜一个角度 a，称为车轮外倾角。此角约为0.5。1.5。，一般为1。 左右。它可以避免汽车重载时车轮产生负外倾即内倾，同时也与拱形路而相 适应。由于车轮外倾使轮胎接地
12、点向内缩，缩小了主销偏移距，从而使转向 轻便并改善了制动时的方向稳定性。前束的作用是为了消除汽车在行驶中因车轮外倾导致的车轮前端向外张开的不利影响（具有外倾角的车轮在滚动时犹如滚锥，因此当汽车向前行驶 时，左右两前轮的前端会向外张开），为此在车轮安装时，可使汽车两前轮的 中心平面不平行，且左右轮前面轮缘间的距离 A小于后面轮缘间的距离B， 以使车轮在每一瞬时的滚动方向是向着正前方。前束即（B-A），一般汽车约为35mm，可通过改变转向横拉杆的长度来调整。设定前束的名义值时，应考 虑转向梯形中的弹性和间隙等因素。在汽车的设计、制造、装配调整和使用中必须注意防止可能引起的转向 车轮的摆振，它是指汽
13、车行驶时转向轮绕主销不断摆动的现象，它将破坏汽 车的正常行驶。转向车轮的摆振有自激振动与受迫振动两种类型。前者是由 于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路面作用于 轮胎的力对系统作正功，即外界对系统输入能量。如果后者的值大于系统内 阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到动平衡状态。这时系统 将在某一振幅下持续振动，形成摆振。其振动频率大致接近系统的固有频率 而与车轮转速并不一致，且会在较宽的车速范围内发生。通常在低速行驶时 发生的摆振往往属于自摄振动型。当转向车轮及转向系统受到周期性扰动的 激励，例如车轮失衡、端面跳动、轮胎的几何和机械特性不均匀以及运动学 上的干涉
14、等，在车轮转动下都会构成周期性的扰动。在扰动力周期性的持续 作用下，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与系统的固有频率一致时便 发生共振。其特点是转向轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般都有明显的 共振车速，共振范围较窄（35km/h）。通常在高速行驶时发生的摆振往往属 于受迫振动型。转向轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有结构设计的原因和制造方 面的因素.如车轮失衡、轮胎的机械特性、系统的刚度与阻尼、转向轮的定 位角以及陀螺效应的强弱等；又有装配调整方面的影响，如前桥转向系统各 个环节间的间隙（影响系统的刚度）和摩擦系数（影响阻尼）等。合理地选择这 些有关参数、优化它们之间的匹配，精心地制造和
15、装配调整，就能有效地控 制前轮摆振的发生。在设计中提高转向器总成与转向拉杆系统的刚度及悬架 的纵向刚度，提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆系中设置横向减震器以增加 阻尼等，都是控制前轮摆振发生的一些有效措施。第三章从动桥的结构形式 3.1总述各种车型的非断开式转向从动桥的结构型式基本相同，如图1 1所示。作为主要零件的前梁是用中碳钢或中碳合金钢的，其两端各有一呈拳形的加 粗部分为安装主销的前梁拳部；为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用 工字形断面并相对两端向下偏移一定距离，以降低发动机从而降低传动系的 安装位置以及传动轴万向节的夹角。为提高其抗扭强度，两端与拳部相接的 部分采用方形断面，而靠近两
16、端使拳部与中间部分相联接的向下弯曲部分则 采用两种断面逐渐过渡的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的 加宽文承面。有的汽车的转向从动桥的前梁采用组合式结构， 即由其采用无缝钢管的 中间部分与采用模锻成形的两端拳形部分组焊而成。这种组合式前梁适于批 量不太大的生产并可省去大型缎造设备。转向节多用中碳合金钢模级成整体式结构。有些大型汽车的转向节，由 于其尺寸过大，也有采用组焊式结构的，即其轮轴部分是经压配并焊接上去 的。主销的几种结构型式如下图所示，其中比较常用的是(a)，(b)两种。(a)(b)(c)(d)图3-1主销结构形式(a )圆柱实心型 (b)圆柱空心型 (c)上，下端为直径不等
17、的圆柱，中间为锥体的主销 （d）下部圆柱比上部细的主销转向节推力轴承承受作用于汽车前梁上的重力，为减小摩擦使转向轻便 可采用滚动轴承，例如推力球轴承、推力圆锥滚子轴承或圆锥波子轴承等。 也有采用青铜止推垫片的。主销上、下轴承承受较大的径向力，多采用滑动轴承，也有采用滚针轴 承的结构。后者的效率高，转向阻力小，且可延长使用寿命。 3.2农用车从动桥本设计为农用自卸车的转向前桥，因此应该本着耐用经济的思想进行方 案的选择，为了降低生产成本，又在结构上满足要求的情况下应尽量简单。转向前桥有断开式和非断开式两种。断开式前桥与独立悬架相配合，结 构比较复杂但性能比较好，多用于轿车等以载人为主的高级车辆。
18、非断开式 又称整体式，它与非独立悬架配合。它的结构简单，承载能力大，这种形式 再现在汽车上得到广泛应用。因此本次设计就采用了非断开式从动桥。转向从动桥的主要零件有前梁，转向节，主销，注销上下轴承及转向节 衬套，转向节推力轴承。前梁采用中间部分为无缝钢管与两端拳部组焊的形 式。主销采用结构简单的实心的圆柱形如上图 a所示。另外为了保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个转向瞬时转向中心，在 不同的圆周上作无滑动的纯滚动，本次设计有进行了转向梯形的优化设计。 本方案转向梯形布置在前轴之后，进行梯形的最佳参数和强度计算。第四章转向系的结构形式 4.1概述汽车在行驶过程中，经常需要改变方向。就轮式汽车而言，
19、改变行驶方 向的方法是，驾驶员通过一套专设的机构，使汽车的转向桥上的车轮相对于 汽车纵轴线偏转一定角度。此时路面作用于转向轮上的向后的反力就有了垂 直与车轮的分量并成为汽车作曲线运动的向心力。在汽车直线行驶时，往往 转向轮也会受到路面侧向干扰力的作用，自动偏转而干扰行驶方向。此时， 驾驶员也可以利用这一套机构使转向轮向相反的方向偏转，从而使汽车恢复 原来的行驶方向。这一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽 车的转向系。转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。在现代汽车结构中，常用机械式转向系。机械式转向系依靠驾驶员的手力转动方 向盘，经过转向器和转向传动机构使转向轮
20、偏转。有些汽车装有防伤机构和 转向减振装置。还有一些汽车的专门装有动力转向机构，并借助此机构来减 轻驾驶员的手力，以降低驾驶员的劳累程度。对转向系的主要要求有：一、 操纵轻便。转向时加在方向盘上的力对轿车不超过200N，对中型货车不超过360N,对中型货车不超过450N,方向盘的回转圈数要少。二、工作安全可靠。三、在转向后，方向盘有自动回正能力，能保持汽车有稳定的直线行驶能力。四、在前轮受到冲击时，转向系传递反向冲击到方向盘上要小。五、应尽量减小转向系统连接处的间隙，间隙应能自动补偿即调整，除了设 计应正确的选择导向轮的定位角外，转向盘在中间式的自由行程应当保 证直线行驶的稳定性和转向盘相对导
21、向轮偏转角的灵敏度。 4.2转向器结构形式及选择一、类型根据转向器所用传动副的不同，转向器有多种。常见的有循环球式球 面蜗杆蜗轮式、蜗杆曲柄销式和齿轮齿条式等。转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的要 求。选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方案有 关。经常行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较高的、 可逆程度大的转向器。二、特点效率高、工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨削 加工，所以耐磨且寿命较长。齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进行。 和其它形式转向器比较，其结构复杂，对主要零件加工精度要求较高。蜗杆曲柄销式转向器角传动比的
22、变化特性和啮合间隙特性变化受限 制，不能完全满足设计者的意图。齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低，正、逆效率 都高。为了防止和缓和反向冲击传给方向盘，必须选择较大的传动比，或 装有吸振装置的减振器。 4.3循环球式转向器结构及工作原理循环球式转向器中一般有两级传动副。第一级是螺杆螺母传动副，第二 级是齿条齿扇传动副。转向螺杆的轴颈支撑在两个圆锥滚子轴承上。轴承紧度可用调整垫片调 整。转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇轴内的齿扇部分相啮合。通过 转向盘转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转 动。为了减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以实现滚动
23、摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通道。转向螺 母外有两根导管，两端分别插入螺母的一对通孔。导管内装满了钢球。两根 导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向 器工作是两列钢球只是在各自封闭的流道内循环，而不脱出。转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿厚 沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。因为循环球转向器的正传动效率很 高，操作轻便，使用寿命长。经常用于各种汽车。综上最后本次设计选定循环球式转向器。第五章 转向桥的设计计算 5.1从动桥主要零件工作应力的计算主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承 （即转向节衬套）、转向 节
24、推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计算用 简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角，车轮外倾角 均为零，而左右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向垂直平面内。如 下所示：1-制动工况下的弯矩图 2-侧滑工况下的弯矩图制动工况下的前梁应力计算：制动时前轮承受的制动力和垂直力Z 1传给前梁，使前梁承受弯矩和转矩。考虑到制动时汽车质量向前，转向桥转移，则前轮所承受的地面垂直反力为:(5-1)式中：G1 汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N ；m 1 汽车制动时对前桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的前桥可取1.5 ；质量分配给前桥35% ；1Z 二云
25、x G m =0.35x 8855x 1 .5=664 1 .25前轮所承受的制动力P= Zp式中：4 轮胎与路面的附着系数取为0.6 ；P =6641.25 x 0.6=3984.75 N由于z和P对前梁引起的垂向弯矩 M和水平方向的弯矩 M在两钢板弹簧1 xvk座之间达最大值，分别为：M = (Z - g ) x l = (4 m - g ) N-mm(5-2)v 1 w 2212(5-3)M = P xl = Z x xl =4m xx N-mm k x 212212N ；取 g =980N ；式中：l 一见图31，取l =285 mmg 一车轮(包括轮毅、制动器等)所受的重力，B前轮轮
26、距取B=1320 mm ；S前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为550 mm则 M = (6641.25 - 980) x 1320 - 550 =2179581.25 N- mm v2M = 3984.75 x 1320 550 =1534128.75 N mm k2制动力还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T:T= P x r N-mm式中：r一轮胎的滚动半径取为373.425 mm则有 T=3984.75x 373.425=1488005.269 N mm前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力a 和扭转应t (单位均为MPa )分别为：(5-4)(5-5)M =kM 2 + M2 +
27、 T2M VM 2 + M 2 + T 2a w W W式中：W 一前轴弯曲截面系数，W=（D3 -d3）。前梁应力的许用值为。二300500 MPa,当取D=68 mm , d=58 mm时，W=(683 -583)=11714.2M =2643533.9 N- mm b =225.67 b =300MPa 故D=68 mm，d=58 mm满足使用条件。 5.2在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算当汽车承受最大侧向力时无纵向力作用，左、右前轮承受的地面垂向反1L别为：1R1L1RZ1L=G1(1+2hg %2B1Z =G1(1-2hg % 1R2B1Y 二1L= 4(1+绊冲2B 1y
28、A-、 1R2B力Z和Z 与侧向反力Y，)1式中:r各不相等，前轮的地面反力（单位都为N）分项11hg 一汽车质心高度取为840 mm ；中】一车轮与地面附着系数取为0.3 ； 此时Y1l , Yr向右作用。则有：Z1L竺5(1 + 2x840x 0.3) = 6118N21320Z1R88552 x 840 x 0.3、(1 ) = 2737 N21320Y1L88552 x 840 x 0.3、(1 +) x 0.3 = 1835.4N21320Y1R竺(1- 2x 840 x 0.3) x 0.3 = 821.1N21320侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用力为:七=0.5G; + G
29、 （h -尸）+ STr = 0.5G1 -G1 1（h -r） + S式中：G1 一满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷r1板簧座上表面离地高度取400mmG =1239 x 9.8=12142.2N ； i则有Tl = 0.5 x 12142.2 + 8855 x 0.3(840 - 400) + 650 = 7869.35N0 = 0.5 x 12142.2 - 8855 x 0.3(840 - 400) + 650 = 4272.85N 5.3转向节在制动和侧滑工况下的应力如图42所示，转向节的危险断面在轴径为1的轮轴根部即III-III剖面处。图5 2 转向节，主销及转向节衬套的计算用图
30、一、在制动工况下III III剖面处的轴径仅受垂向弯矩 M,和水平方向的弯矩 Mh而不受 转矩，因制动力矩不经转向节的轮轴传递而直接由制动底板传给在转向节上 的安装平面。这时的M , Mh及III III剖面处的合成弯矩应力 。（ MPa） 为:(5-6)(5-7)(5-8)M = (Z1 - g ) x 13M人=P x七、；M 2 + M 2 _；P2 + (Z - g )2 - W - 30.1d 31式中：d1 一转向节的轮轴根部轴径取为 45mm, 13 =30 mm, W =550 MPa, M 2 + M 2&6641.25 980)2 + 3984.752则 Q = L = 3
31、0X 0 *；5=22.7Mpa550Mpa转向节采用30Cr , 40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度 HRC241285，高 频淬火后表面硬度HRC5765，硬化层深1.52.0mm。轮轴根部的圆角液压 处理。二、在侧滑工况下在侧滑时左、右转向节在危险断面III III处的弯矩是不等的，可分别 按下式求得：M = Z I Y r = 6118 x 30 1835.4 x 373.425 = 501844.245Lniin1L 31L rM = Z 1 + Y r = 2737 x 30 + 821.1 x 373.425 = 388729.3RUI1R 31R rr 因此左右转向节都符合要求
32、。 5.4主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算在制动和侧滑工况下，在转向节上、下衬套的中心，即与轮轴中心线相距分别为c，d的两点处，在侧向平面(图52(c)和纵向平面(图52(d) 内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。一、在制动工况下地面对前轮的垂向支承反力Z所引起的力矩Z1，由位于通过主销轴线 11 1的侧向平面内并在转向节上下衬套中点处垂直地作用于主销的力Qmn所形成的力偶矩Qm (c+d )所平衡(见图52(b)，故有Q = 6641.25X95 = 5301.84 N 式中 1 取 95，c 取 57，d 取 62 mm ；mz c + d 57 + 621制动力矩Pr由位于纵
33、向平面内并作用于主销的力Q”所形成的力偶Q”(c+d)所平衡(见图52(c)。故有QmT3984.75 x 373.42557 + 62=12504.25N而作用于主销的制动力p,则由在转向节上下衬套中点处作用于主销的 力Q ，幻平衡(见图52(c)，且有：Pdxc + dPcTc+d3984.75 X 62 = 2O76.09N57 + 62岫5 X57 = 1908.67N57 + 62由转向桥的俯视图(图52(d)的下图)可知，制动时转向横拉杆的作用力N3984.75 x 95 =2474.2N为:153N=皇l5力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为14 (取为80 mm)如将N
34、的着力点移至主销中心线与轮铀中心线的交点处.则需对主销作用一侧向 力矩N14 (见图42(b)。力矩N14由位于侧向平面内并作用于主销的力偶矩 所平Qmn( c+d)衡，故有Q =、= 3O24.41X 80 = 2033.22NMN c + d 57 + 62qni所平衡，且有:而力N则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力Q ，帅Qnc + dNd 3024.41 x 62119=1575.7N八 Nl3024.41 x 57Q = 1448.7 Nni c + d 119由图52(b)可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Q和下衬套的中心作用于主销的合力Q1分别为：q+qn2+殍 %
35、)2号)= (5301.84 + 2033.22 1575.7)2 + (12504 2076.09)2=11912.88NQ1 =正 + Qmn +(QMT+ 不(5-10)=16878.59N由上两式可见，在汽车制动时，主销的最大载荷发生在转向节下衬套的中点处，其值为 Q1 =16878.59N二、在侧滑工况下仅有在侧向平面内起作用的力和力矩，且作用于左右转向节主销的力Qiz是不相等的，它们可分别按下式求得:Z l - Y r 6118 X 95 -1835.4x .373.425-L41r = = -875.41Nc+d57 + 62Z l + Y r 2737 x 95 + 821.1
36、 x 373.425TR4Rr = = 4761.8Nc + d57 + 62取q, qmzl ,qmzr中最大的作为主销的计算载荷 主销在前梁拳部下端面应力。巧和剪切应力匚Q = Q1 =16878.59 N，计算Qb =一 h MPa ； w0.1d 30(5-11)4Qt = j MPa ；s 由20式中： d0 主销直径取为25 mm ；h 一转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离，(5-12)见图 52(a),取 h=28mm ；16878.59 x 28 = 302.5b ;0.1x 253w.=4 X 16878.59 = 34.4 s 3.1415926X252t ;其中bw=
37、500MPa ； t = 100MPa。主销采用20cr，20CrNi，20crMnTi等低碳合金钢制造，渗碳淬火，渗碳层深 1.0 1.5mm，HRC56 62。转向节衬套的挤压应力b c为:b = Qj = 16878,59 = 26.8MP b = 50MPa c Id 30 X 25c0式中：l 一衬套长为30mm。在静载荷下，上式的计算载荷取Q = Q =4 =扇25X95 = 5301.84 N j mz c + d 57 + 62q = Q = 5301,84 = 7.07MPa g 50mm故不发生干涉。4.运动干涉校核和纵拉杆长度的确定（参看图6-5）已知钢板长度L=900m
38、m钢板板簧拱高h=100mm吊耳中径e=39mm吊耳中心到相邻 U型螺栓之距Le=404.5mm （两U型螺栓 中心距91mm）通过做图求得B1A=510mm图6-5转向纵拉杆尺寸确定图 6.2转向系的设计及参数确定转向系的效率功率：P从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为 1正效率，用符号门表示，门=（P -P）/P ；反之称为逆效率，用门表示：+121-门二（P -P2）,P其中 P一从转向轴输入功率1P2 转向器中的摩擦功率P3作用在转向摇臂轴上的功率本车设计转向器为循环球式，其传动副之间用滚动摩擦代替滑动摩擦，如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则：门 =
39、tan a /tan（a + p）（ 6-2）门 =tan（a - p） / tan a（ 6-3）气一一螺杆的螺线导程角P摩擦角f摩擦系数设计时取 a0 = 8。,f=0.03,p= 1.718。代入得:门=tan8。/tan（8 +1.718。）=82.1 %门=tan（8。-1.718。）/tan8o = 78.3 %上两式表明：增加导程角正逆效率均增大.受门增大的影响ao不宜过大，一般=8。10。,本车选用8。0 6.3转向系计算载荷的确定转向系全部零件的强度，是根据作用在转向系零、部件上的力进行确定 的。影响这个力的因素很多，如前轴负荷和路面阻力的变化等。驾驶员转向 轮所需要克服的阻
40、力，主要是车轮转动阻力、车轮稳定阻力和转向系中特别 是在转向器和转向节中的摩擦阻力等所组成。通过将转向系中的滑动摩擦转 变为滚动摩擦，可以使转向器和转向节内摩擦阻力减少到较小的程度。汽车在沥青或者混凝土路面上原地转向阻力矩：(6-4)f :G 3M = f 卜 r 3 pM =402.9N.m式中f 轮胎和路面的滑动摩擦系数取0.7G 1 前轴负荷(8855N) p 轮胎气压 0.21 MPa作用在方向盘上的力为(6-5)F = LM h L2 R i n +F=167.4N200N，满足设计要求。式中转向摇臂长参考同类车型为130mmL2转向节臂长(110mm)R方向盘半径(200mm) 转向器的角传动比i广17.2刑 + 转向器的效率i= i * L2 / L1设方向盘在内 车轮达到p max时的转角是W则有W /p max = i= i * L /L，中=36.4*110*17.2/130=529.76W /360=1.5 圈3 圈。合格。w 21 6.4循环球式转向器的设计与计算图6-6螺杆螺母结构、环球式转向器各参数如下表所示：表6-1转向器各参数齿扇模数mm摇臂轴直径mm钢球中心距mm螺 杆 外 径mm钢球直径mm螺距mm工 作 圈数环流行数螺 母 长 度mm止 齿扇止 齿数止 齿扇整圆
