汽車-汽車轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計

汽車-汽車轉(zhuǎn)向橋畢業(yè)設計,汽車,轉(zhuǎn)向,畢業(yè)設計 中原工學院畢業(yè)設計說明書目 錄主要符號11 緒論31.1 輕型載重汽車轉(zhuǎn)向橋的設計意義31.2 前橋和轉(zhuǎn)向系組成和設計步驟32 概述52.1 前橋簡介52.2 前橋各參數(shù)對汽車穩(wěn)定性的作用與影響53 從動橋的結(jié)構(gòu)形式83.1 總述83.2 輕型載重汽車的從動橋94 轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)形式114.1 概述114.2轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式及選擇114.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及工作原理125 轉(zhuǎn)向橋的設計計算145.1 從動橋主要零件工作應力的計算145.2 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應力計算165.3 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應力175.4 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應力計算185.5轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算215.6轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計215.7轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)強度計算246經(jīng)濟性分析277 結(jié) 論28參考文獻29致 謝30主要符號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)輪胎與路面的附著系數(shù)車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，NB前輪輪距S前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸根部軸徑主銷直徑h 轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離x設計變量 外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，輪胎的滾動半徑W 前軸彎曲截面系數(shù)滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷1 緒論1.1 輕型載重汽車轉(zhuǎn)向橋的設計意義汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多，最普遍，也是最方便的交通運輸工具。汽車轉(zhuǎn)向系是汽車上的一個重要系統(tǒng),它是汽車轉(zhuǎn)向運動的裝置。汽車的轉(zhuǎn)向性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大,人們對安全性、可靠性要求越來越高，為保證人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。本次畢業(yè)設計題目為輕型載重汽車轉(zhuǎn)向橋總成設計。通過查閱相關的資料，運用專業(yè)基礎理論和專業(yè)知識，確定載重量為三頓的轉(zhuǎn)向橋總成設計方案，進行部件的設計計算和結(jié)構(gòu)設計。使其達到以下要求：l 具有足夠的強度，以保證可靠地承受車輪與車架之間的作用力。l 保證真確的車輪定位，使轉(zhuǎn)向輪運動穩(wěn)定，操作輕便并減輕輪胎的磨損。從動橋要有足夠的剛度，以使車輪定位參數(shù)保持不變。l 轉(zhuǎn)向節(jié)與主銷、轉(zhuǎn)向節(jié)與前粱之間的摩擦力應盡可能的小，以保證轉(zhuǎn)向操作的輕便性，并有足夠的耐磨性。l 轉(zhuǎn)向輪的擺振應盡可能的小，以保證汽車的正常、穩(wěn)定行駛。l 從動橋的質(zhì)量應盡可能的小，以減輕非懸掛質(zhì)量，提高汽車行駛平順性。1.2 前橋和轉(zhuǎn)向系組成和設計步驟前橋通過懸架與車架(或承載式車身)相聯(lián)，兩側(cè)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)不同可分為非斷開式與斷開式兩種。由于要求價廉，所以多采用非斷開式前橋。非斷開式的前橋主要有前梁，轉(zhuǎn)向節(jié)和轉(zhuǎn)向主銷組成。1.2.1從動橋結(jié)構(gòu)形式1、非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋2、合縱臂式后支持橋一般多采用非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋。1.2.2 從動橋設計1、轉(zhuǎn)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。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(cè)壓力工況下的應力計算（3）轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應力計算（4）主銷和轉(zhuǎn)向襯套在制動和側(cè)滑工況下的應力計算（5）轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承和止推墊片的計算1.2.3 轉(zhuǎn)向系設計1、轉(zhuǎn)向器方案分析2、轉(zhuǎn)向器主要性能參數(shù)設計3、轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計2 概述2.1 前橋簡介從動橋即非驅(qū)動橋，又稱從動車橋。它通過懸架與車架(或承載式車身)相聯(lián)，兩側(cè)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(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。非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋主要由前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)及轉(zhuǎn)向主銷組成。轉(zhuǎn)向節(jié)利用主銷與前梁鉸接并經(jīng)一對輪轂軸承支承著車輪的輪轂，以達到車輪轉(zhuǎn)向的目的。在左轉(zhuǎn)向節(jié)的上耳處安裝著轉(zhuǎn)向節(jié)臂，后者與轉(zhuǎn)向直拉桿相連；而在轉(zhuǎn)向節(jié)的下耳處則裝著與轉(zhuǎn)向橫拉桿相連接的轉(zhuǎn)向梯形臂。有的將轉(zhuǎn)向節(jié)臂與梯形臂連成一體并安裝在轉(zhuǎn)向節(jié)的下耳處以簡化結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)向節(jié)的銷孔內(nèi)壓入帶有潤滑油槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉(zhuǎn)向輕便，在轉(zhuǎn)向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有調(diào)整墊片以調(diào)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(nèi)，使之不能轉(zhuǎn)動。2.2 前橋各參數(shù)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(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)傾斜一個角，稱為主銷內(nèi)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(zhuǎn)向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉(zhuǎn)時，汽車就偏離直線行駛而有所轉(zhuǎn)向，這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側(cè)滑的側(cè)向反力，使車輪產(chǎn)生繞主銷旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(nèi)。現(xiàn)代轎車采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(nèi)傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉(zhuǎn)向輕便。主銷內(nèi)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(zhuǎn)向時需加在方向盤上的力，使轉(zhuǎn)向輕便，同時也可減小轉(zhuǎn)向輪傳到方向盤上的沖擊力。主銷內(nèi)傾使前輪轉(zhuǎn)向時不僅有繞主銷的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪自動回正，保證汽車作直線行駛。內(nèi)傾角一般為；主銷偏移距一股為3040mm。輕型客車、輕型貨車及裝有動力轉(zhuǎn)向的汽車可選擇較大的主銷內(nèi)傾角及后傾角，以提高其轉(zhuǎn)向車輪的自動回正性能。但內(nèi)傾角也不宜過大，即主銷偏移距不宜過小，否則在轉(zhuǎn)向過程中車輪繞主銷偏轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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)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(nèi)傾角外，還有車輪外傾角及前束，共4項參數(shù)。車輪外傾指轉(zhuǎn)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(chǎn)生負外傾即內(nèi)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(nèi)縮，縮小了主銷偏移距，從而使轉(zhuǎn)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35mm，可通過改變轉(zhuǎn)向橫拉桿的長度來調(diào)整。設定前束的名義值時，應考慮轉(zhuǎn)向梯形中的彈性和間隙等因素。在汽車的設計、制造、裝配調(diào)整和使用中必須注意防止可能引起的轉(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及運動學上的干涉等，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(35km/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雜，既有結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；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參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調(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。 3 從動橋的結(jié)構(gòu)形式3.1 總述各種車型的非斷開式轉(zhuǎn)向從動橋的結(jié)構(gòu)型式基本相同，如圖11所示。圖16-1 汽車轉(zhuǎn)向橋 1-制動鼓；2-輪轂；3、4-輪轂軸承；5-轉(zhuǎn)向節(jié)；6-油封；7-襯套；8-調(diào)整墊片；9-轉(zhuǎn)向節(jié)臂；10-主銷；11-滾子推力軸承；12-前軸 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。有的汽車的轉(zhuǎn)向從動橋的前梁采用組合式結(jié)構(gòu)，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(chǎn)并可省去大型緞造設備。轉(zhuǎn)向節(jié)多用中碳合金鋼模級成整體式結(jié)構(gòu)。有些大型汽車的轉(zhuǎn)向節(jié)，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結(jié)構(gòu)的，即其輪軸部分是經(jīng)壓配并焊接上去的。主銷的幾種結(jié)構(gòu)型式如下圖所示，其中比較常用的是(a)，(b)兩種。 （a） (b) (c) (d)圖3-1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)下部圓柱比上部細的主銷 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)。后者的效率高，轉(zhuǎn)向阻力小，且可延長使用壽命。3.2 輕型載重汽車的從動橋本設計為輕型載重汽車轉(zhuǎn)向前橋，因此應該本著耐用經(jīng)濟的思想進行方案的選擇，為了降低生產(chǎn)成本，又在結(jié)構(gòu)上滿足要求的情況下應盡量簡單。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(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。主銷采用結(jié)構(gòu)簡單的實心的圓柱形如上圖a所示。另外為了保證汽車轉(zhuǎn)彎行駛時所有車輪能繞一個轉(zhuǎn)向瞬時轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計。本方案轉(zhuǎn)向梯形布置在前軸之后，進行梯形的最佳參數(shù)和強度計算。4 轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)形式4.1 概述 汽車在行駛過程中，經(jīng)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(gòu)，使汽車的轉(zhuǎn)向橋上的車輪相對于汽車縱軸線偏轉(zhuǎn)一定角度。此時路面作用于轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪也會受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動偏轉(zhuǎn)而干擾行駛方向。此時，駕駛員也可以利用這一套機構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪向相反的方向偏轉(zhuǎn)，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(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。對轉(zhuǎn)向系的主要要求有：1、操縱輕便。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)圈數(shù)要少。2、工作安全可靠。3、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。4、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。5、應盡量減小轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調(diào)整，除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤相對導向輪偏轉(zhuǎn)角的靈敏度。4.2轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式及選擇1、類型 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)向器應有汽車用途來決定，并和轉(zhuǎn)向系方案有關。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。2、特點效率高、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)整工作容易進行。和其它形式轉(zhuǎn)向器比較，其結(jié)構(gòu)復雜，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，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(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管狀通道。轉(zhuǎn)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(nèi)裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內(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(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。綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。5 轉(zhuǎn)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(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力。繪制計算用簡圖時可忽略車輪的定位角，即認為主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角，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 5-1-1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： (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(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%；=0.3588551.5=6641.25前輪所承受的制動力 式中：輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.6；=6641.250.6=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： Nmm (5-2) Nmm (5-3)式中：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=1650 mm；S前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為550 mm則 =2179581.25 Nmm=1534128.75 Nmm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= Nmm式中：輪胎的滾動半徑取為373.425 mm則有 T=3984.75373.425=1488005.269 Nmm前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應力和扭轉(zhuǎn)應（單位均為MPa）分別為： (5-4) (5-5)式中: W 前軸彎曲截面系數(shù)，W=。前梁應力的許用值為=300500 MPa,當取D=68 mm ，d=58 mm時，W=11714.2=2643533.9 Nmm =225.67=300MPa故D=68 mm ，d=58 mm滿足使用條件。5.2 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應力計算當汽車承受最大側(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840 mm；車輪與地面附著系數(shù)取為0.3；此時，向右作用。則有： 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 板簧座上表面離地高度 取400mm=12399.8=12142.2N； 則有 5.3 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應力如圖5-3-1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5-3-1 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IIIIII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IIIIII剖面處的合成彎矩應力（MPa）為： (5-6) (5-7) = (5-8)式中：轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸根部軸徑取為50mm，=30 mm，=550 MPa，則 =22.7Mpa550Mpa轉(zhuǎn)向節(jié)采用30Cr，40Cr等中碳合金鋼制造，心部硬度HRC241285，高頻淬火后表面硬度HRC5765，硬化層深1.52.0mm。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IIIIII處的彎矩是不等的，可分別按下式求得： 因此左右轉(zhuǎn)向節(jié)都符合要求。5.4 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應力計算在制動和側(cè)滑工況下，在轉(zhuǎn)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(cè)向平面(圖5-3-1(c)和縱向平面(圖5-3-1(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5-3-1(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(nèi)并作用于主銷的力所形成的力偶（c+d）所平衡(見圖5-3-1(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5-3-1(c)，且有：N由轉(zhuǎn)向橋的俯視圖(圖5-3-1(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(cè)向力矩N (見圖42(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5-3-2(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： (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(zhuǎn)向節(jié)下襯套的中點處，其值為=16878.59N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N，計算主銷在前梁拳部下端面應力和剪切應力： MPa ； (5-11) MPa； (5-12)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52(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1.01.5mm，HRC5662。轉(zhuǎn)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(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40kmh，沿半徑R50m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數(shù)據(jù)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(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行，且取當量靜載荷 ，故此推力軸承滿足要求。5.6轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計 轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)用來保證汽車轉(zhuǎn)彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。設計轉(zhuǎn)向梯形的主要任務之一是確定轉(zhuǎn)向梯型的最佳參數(shù)和進行強度計算。轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種。一般轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)布置在前軸之后，但當發(fā)動機位置很低或前軸驅(qū)動時，也有位于前軸之前的。 兩軸汽車轉(zhuǎn)向時，若忽略輪胎側(cè)偏影響，兩轉(zhuǎn)向前軸的延長線應交于后軸延長線。設，分別是外內(nèi)轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)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(gòu)應保證內(nèi)外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關系：ctg，若自變角為則因變角的期望值為：，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)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(zhuǎn)向梯形所繪出的實際因變角為：其中 m梯形臂長 梯形底角圖5-6-1汽車瞬時轉(zhuǎn)向圖應使設計的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jīng)常使用且車速較慢的最大轉(zhuǎn)角時可適當放寬要求，因此在加入加權(quán)因子構(gòu)成評價優(yōu)略的目標函數(shù)f(x)為: f（x）=將上式代得：f(x)=其中 x設計變量 x= 外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，又上圖可得：=其中 汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑為6.5m， a主銷偏移距為55mm， K=1650mm L=3600mm = 考慮到此時使用工況下轉(zhuǎn)角小于，且100以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用的更加頻繁，因此?。寒?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(zhuǎn)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(gòu)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(gòu)的傳動角不宜過小，通常取。如上圖所示，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)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(shù)學模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)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。5.7轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)強度計算1、球頭銷 球頭銷常由于球面部分磨損而損壞，為此用下式驗算接觸應力式中，F(xiàn)為作用在球頭上的力；A為在通過球心垂直于F力方向的平面內(nèi)，球面承載部分的投影面積。許用接觸應力為2530。設計初期，球頭直徑d可根據(jù)表7-4中推薦的數(shù)據(jù)進行選擇。表5-7-1 球頭直徑 球頭直徑 mm 轉(zhuǎn)向輪負荷 N 球頭直徑 mm 轉(zhuǎn)向輪負荷 N 20 22 25 27 30 到6000 6000-9000 9000-12500 12500-16000 16000-24000 35 40 45 50 24000-34000 34000-49000 49000-70000 70000100000球頭銷用合金結(jié)構(gòu)鋼12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi制造。2、轉(zhuǎn)向拉桿拉桿應有較小的質(zhì)量和足夠的剛度。拉桿的形狀應符合布置要求，有時不得不做成彎的，這就減小了縱向剛度。拉桿應用材料力學中有關壓桿穩(wěn)定性計算公式進行驗算。穩(wěn)定性安全系數(shù)不小于1.52.5。拉桿用20、30或40鋼無縫鋼管制成。3、轉(zhuǎn)向搖臂在球頭銷上作用的力F，對轉(zhuǎn)向搖臂構(gòu)成彎曲和扭轉(zhuǎn)力矩的聯(lián)合作用。危險斷面在搖臂根部，應按第三強度理論驗算其強度式中，、為危險斷面的抗彎截面系數(shù)和抗扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)；尺寸d、e見圖5-7-1。圖5-7-1 轉(zhuǎn)向搖臂受力圖要求 式中，為材料的屈服點；n為安全系數(shù)，取n=1.72.4。轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向搖臂軸經(jīng)花鍵連接，因此要求驗算花鍵的擠壓應力和切應力。6經(jīng)濟性分析隨著與國際接軌的腳步不斷加快，市場競爭的日益加劇，人們已經(jīng)越來越認識到產(chǎn)品質(zhì)量、成本和新產(chǎn)品的開發(fā)能力的重要性。本課題是以EQ1060輕型載重汽車的轉(zhuǎn)向橋為設計對象，通過對其前橋，轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷等進行設計和強度校核。汽車的轉(zhuǎn)向從動橋的前梁可采用組合式結(jié)構(gòu)，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(chǎn)并可省去大型緞造設備。但不能滿足強度要求，故不用。而采用整體式工字鋼形式，這種形式結(jié)構(gòu)相對較為簡單，強度也能滿足要求。價格也不會太高。轉(zhuǎn)向節(jié)多用中碳合金鋼模級成整體式結(jié)構(gòu)。有些大型汽車的轉(zhuǎn)向節(jié)，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結(jié)構(gòu)的，即其輪軸部分是經(jīng)壓配并焊接上去的。而本車設計的轉(zhuǎn)向節(jié)尺寸不大而不采用焊接形式，而是整體式結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)采用鍛造的加工方式，造價也不高還可滿足設計要求。由于轉(zhuǎn)向橋總成較復雜，主要選擇上述兩個主要零件進行了分析。7 結(jié) 論 本次畢業(yè)設計參考汽車的轉(zhuǎn)向從動橋和轉(zhuǎn)向器多種結(jié)構(gòu)形式而確定輕型載重轉(zhuǎn)向從動橋及轉(zhuǎn)向器的方案:主銷采用實心圓柱形,前軸為整體式的結(jié)構(gòu),轉(zhuǎn)向器采用循環(huán)球式。 車輛在制動和側(cè)滑情況下,出現(xiàn)重量前移的現(xiàn)象,此時轉(zhuǎn)向從動橋受力最大。因此本次設計在制動和側(cè)滑兩中工況下對前軸,轉(zhuǎn)向節(jié)主銷,轉(zhuǎn)向節(jié)襯套,轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)向節(jié)襯套的中點,對其進行校核。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設計保證了汽車轉(zhuǎn)彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心,車輪在圓周上作無滑動的純滾動.也可以編程對其優(yōu)化設計。此次畢業(yè)設計可以說在某種程度上是一種嘗試，通過查閱大量的有關汽車前橋及汽車構(gòu)造等資料后，使我學到了很多有關汽車轉(zhuǎn)向橋的相關知識，這對我設計的課題起到了十分重要的作用，當然，此次設計并不能稱得上是最完美的作品，但至少能在某種程度上緩解或克服汽車在轉(zhuǎn)向時出現(xiàn)的一些問題。同時，畢業(yè)設計也是對我大學四年學習情況的一次檢驗，使我受益匪淺。參考文獻1 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社,20002 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(gòu)造(下冊). 北京：機械工業(yè)出版社,20054 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(shù)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.材料力學. 北京：高等教育出版社,19919 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(gòu)造教學圖冊.人民交通出版社,198611 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(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設計.西北農(nóng)業(yè)大學學報,2000年,第7期,N0.1813 陳思忠.拖拉機與農(nóng)用運輸車, 2000年,第8期,N0.3214 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,N0.1215 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