輕型貨車前橋設計【含CAD圖紙、說明書】

摘要隨著市場經濟的發(fā)展，輕型貨運汽車以其機動靈活、經濟省油、高性價比、多功能的特點，逐漸成為市內貨物運輸或短途貨物運輸的主要運輸工具，是城市物流系統(tǒng)的主力車型。汽車制造企業(yè)為了占領市場，必須開發(fā)設計出造型美觀、布置合理、結構先進、具有高動經性的輕型貨車。車橋通過懸架和車架相連，它的兩端安裝車輪，其功能是傳遞車架與車輪之間各方向的作用力及其力矩。前橋的主要功能是承載，行走，轉向和制動，通過對前橋的研究和設計，可以對輕型貨車的發(fā)展有著重要的意義，可以讓輕型貨車行走更加的平穩(wěn)，更靈活，從而使輕型貨車更好的為社會服務。本文首先對輕型載貨汽車在國內外的現狀和發(fā)展前景做了相當的概述，而后對前橋進行了詳細的計算，主要計算了前橋，轉向節(jié)，主銷，主銷上下軸承，轉向節(jié)推力或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。本文上述的設計工作均由 CAD 繪圖完成。關鍵字 汽車，前橋，轉向節(jié)，主銷AbstractWith the development of market economy, light freight cars with its flexible, economic fuel efficient, cost-effective, multi-function characteristics, gradually become citywide goods transportation or short-distance transport of goods transport, the main city logistics system is the main models. Auto manufacturing enterprise in order to capture market, must develop design the modelling beautiful, decorate reasonable, advanced structure, high move the vans through sexAxle through suspension and frame connected, the ends of the wheels, its function is installed between each frame and wheel transmission force and its moment in the direction . Front axles main function is bearing, walking, steering and brakes, through the research and design of front axle of vans, can the development to have the important meaning, can let vans more smoothly, and walk more flexible, thus make vans providing better service to the society.Firstly,the small truck design feature and devdlopment in the world to do the releant overview and then move before the bridge on a detailed design calculations,mainly calculate the work strss in the brake and sideslip two conditions of the front axle,steering knuckle ,kingpin,upper and lower bearing,Steering knuckle thrust bearing or thust washer.The design of this work completed by the CADdrawing.Key words: car,front axle,Knuckle,Kingin目錄第一章 緒 論 11.1 輕型載貨汽車的現狀及發(fā)展前景 11.2 前橋的基本結構和功能 11.3 前橋的定位參數 .21.4 畢業(yè)設計的主要內容 3第二章 前橋（從動橋）設計 42.1 從動橋載荷的確定 .42.2 從動橋梁的設計 .52.3 轉向節(jié)的計算 .102.4 主銷的計算 .122.5 工藝要求 .162.6 本章小結 .17第三章 轉向系設計 .183.1 轉向系的設計要求 .183.2 轉向方式的選擇 .183.3 轉向動力機構 .193.4 轉向裝置的工作情況 213.5 本章小結 .21第四章 制動器的設計 .224.1 制動器要求 .224.2 制動器的結構方案分析 234.3 制動器主要參數的確定 244.4 制動器的設計與計算 264.5 制動驅動機構和制動力調節(jié)機構 284.6 制動器的主要結構元件 294.7 本章小結 .31致謝 .32參考文獻 .33第一章 緒 論1.1 輕型載貨汽車的現狀及發(fā)展前景中國改革開放以來農村的經濟迅速發(fā)展，使農村的貨運量及人口流動急劇的增加，加快運輸機械化成為了農村經濟發(fā)展的迫切需要，正是這一市場的需要使具有中國特色的運輸機械輕型貨車營運而生。它解決了農村運輸的急需，填補了村級，鄉(xiāng)級，城鎮(zhèn)及城鄉(xiāng)結合部運輸網絡的空白活躍了農村經濟。輕型貨車的競爭對手是輕型汽車，與輕型汽車相比，輕型貨車有許多的優(yōu)點。入世后輕型貨車沒有收到很大的沖擊，因為它是中國特色的產業(yè)，符合國情，在國外沒有人這樣搞過，但是我們不能回避輕型汽車與輕型回城在市場上的競爭，輕型貨車利用比較低的生產成本和微利的經營的成產方式并引進了先進的汽車技術，堅持三低一高的特色，注重產品質量，使之與在汽車行業(yè)的競爭中得以提高。輕型貨車制造工藝簡單，價格便宜，四輪車價格在 1.5 萬元左右，購車農戶一般半年左右即可收回 1 萬頭資。另外，輕型貨車的養(yǎng)路費為每月每噸 70 元，是汽車的 30%，使用成本為同噸位汽車的 1/3 到 1/2。公路快速建設也促進了輕型貨車的發(fā)展。舊中國，全國公路僅 13 萬公里，而到 1997 年底，達到了122.6 萬公里，使得輕型貨車有了用武之地。1998 年，輕型貨車銷量達到了270 萬輛，而同期汽車銷量為 163 萬輛. 12現在我們要開發(fā)輕型貨車必須要有先進的設計理論，多進行優(yōu)化設計，使產品新穎化。前橋是汽車重要的元件，他包括從動橋，轉向節(jié)，主銷，制動器等，對前橋的設計有助于汽車快速平穩(wěn)的行駛在公路上。1.2 前橋的基本結構和功能1) 主銷：是影響整車性能的重要零部件。主銷上有止動槽，銷鎖栓通過止動槽將主銷固定在前軸的主銷孔內，使其不能轉動也不能軸向移動。轉向節(jié)：轉向節(jié)是前橋上主要的轉向件。它利用主銷和前軸鉸接并經一對輪轂軸承支撐著輪轂組合，來實現轉向的功能。制動器總成：是實現車輪制動的主要元件，有油剎和氣剎兩種形式。在車輛實施制動命令時，制動器的摩擦片通過擴張與制動鼓的內加工面接觸產生摩擦力實現車輛制動。前橋制動器的選擇非常關鍵，如果選擇不當，會出現前后制動力不匹配，制動力達不到要求等許多問題。2) 輪轂組合：主要通過兩滾動軸承安裝在轉向節(jié)上，帶動車輪轉動。同時與摩擦片形成摩擦副，實現車輪的制動。3) 節(jié)臂：分直拉桿臂、橫拉桿臂，分別和直拉桿總成和橫拉桿總成相連。形成轉向機構和轉向梯形機構。轉向機構來完成車輛的轉向，轉向梯形決定了車輛的內外轉角是否合理。4) 橫拉桿總成：是調整前束的主要零部件。桿身是由無縫鋼管制造，兩端是球形鉸接結構的接頭總成，通過螺紋配合后安裝在橫拉桿臂上，桿身可調，以便于調節(jié)前束。1.3 前橋的定位參數為保證車輛行駛的直線性、轉向輪偶遇外力時的自動回正性及操縱的輕便性，一般汽車都要求具有主銷后傾角、主銷內傾角、車輪外傾角及車輪前束。這四個參數為車輪的定位參數。1） 主銷后傾角：在縱向垂直平面內，主銷上部向后傾斜一定的角度叫做主銷后傾角。該后傾角有的體現在前橋上，有的體現在鋼板彈簧上。一般1.53左右。它的作用主要能夠形成車輪回正的穩(wěn)定力矩，保持車輛穩(wěn)定的直線行駛，不因受到外力左右而發(fā)生左右擺動。2） 主銷內傾角：在橫向垂直平面內，主銷軸線上端向車輛內側傾斜的角度為主銷內傾角。是由前軸的結構決定的，使用中不需要調整。范圍一般不超過8。主銷內傾角也有使車輪自動回正的作用。同時主銷內傾角還使得主銷偏置距減小，使轉向輕便。但如果銷偏距過小，又會增大輪胎與路面的摩擦力，步進式轉向沉重，還加速了輪胎的磨損3） 車輪外傾角：是指車輪的縱向滾動中心平面相當于縱向垂直平面上部外傾一個角度。它是轉向節(jié)和前軸裝配后的裝配角度，一般在 1左右。它的作用主要是避免車輛滿載后因前橋的變形而導致車輪出現嚴重的內傾現象。這樣將加速輪胎的偏磨損。此外，車輪外傾角也可以與拱形路面相適應。但車輪外傾角過大，也會使輪胎產生偏磨損。4） 前束：左右前輪后端距離-左右前輪前端距離的數值為前束值。主要通過改變橫拉桿長度的方法進行調整。通常在 04 范圍內。可消除汽車在行駛中因外傾角造成的車輪前端向外張開的不利影響。 11.4 畢業(yè)設計的主要內容1） 對前橋的結構和功能有一定的認識2） 對從動橋，轉向系，制動器有深刻的了解3） 對從動橋，轉向系，制動器進行設計和計算4） 了解前橋的制造工藝第二章 前橋（從動橋）設計從動橋是用傳遞路面作用于作業(yè)機械的垂直力、縱向力和橫向力的機構。裝在從動橋上的從動輪，除支承部分車重外，還起導向作用。從動橋的一般受力情況，以垂直方向和水平方向的負荷最大。當作業(yè)機械靜止時，從動橋象一簡支梁，兩端支點在輪胎接地中心的正上方，作業(yè)機械的重量作用在梁與車架的連接處。此時，從動橋主要承受彎曲力矩，用工字梁最為合理。但是對從動橋裝有制動器當作業(yè)機械制動時，則它還有承受扭矩的作用，這樣的話，宜采用圓形或長方形斷面梁較合理。綜合考慮以上因素，可根據結構與強度需要采用變斷面梁。2.1 從動橋載荷的確定作業(yè)機械在水平路面直線行駛或制動時，從動橋的受力情況是隨作業(yè)機械重量、路面況、行駛速度、作業(yè)情況等因素的改變而改變的。如作業(yè)機械在崎嶇不平的不平路上上行駛，要比在平坦路面直線等速行駛時的載荷大得多，并且多為沖擊載荷。目前對于從動橋的強度設計，常通過以下三種嚴重工況求得其計算載荷：1) 作業(yè)機械緊急制動時，即產生最大制動力，而側向力 Y 數值很小，可忽略不計：由附著條件決定的車輪最大切向力（縱向力）為X =Z （2-1）max1式中 車輪和路面的附著系數，一般取 =0.7；Z 一個從動車輪所承受的垂直反作用力，其值按制動工況的橋1荷再分配進行計算。一般 Z =38%*G =38%（20+18.8）=14.7（KN）1a所以 X = 14.70.7=10.3（KN）mx2) 發(fā)生橫向滑移時，即側向力 Y 達到最大值，而縱向力 X 可忽略不計時：由附著條件決定的最大側向力為Y = Z （2-max12）式中 側向附著系數，一般取 =11 1Z 一個從動車輪所承受的垂直反作用力，與上面相同。所以 Y =14.71=14.7（KN）max3) 越過不平路面時，由動載荷引起的垂直反作用力 Z 達最大值并假設無1縱向力和 向力作用。垂直反作用力的大小與道路不平度、輪胎彈性、行駛速度等有關，通常用動載荷系數 K 來表示：dZ = K （2-max1d21G3）式中 K 動載荷系數，對重型作業(yè)機械可取 K =2.5；d dG 滿載時作業(yè)機械前橋的靜負荷。1G =25%38.8=9.7（KN）Z =2.59.70.5=12.125（KN）max1以上計算都是考慮從動橋僅受一種載荷的情況，并認為左右輪載荷情況相等。如果遇到兩種嚴重工況同時出現，則此時車橋的載荷應該是兩部分載荷的合成。2.2 從動橋梁的設計圖為從動橋簡圖，在總體布置中，車輪距 B、重心高度 h 及車輪動力半徑gr 等都已確定，而支點 C 至車輪輪胎接地點的水平距離 n=B/2，初步確定主銷d中心距 B“后，主銷到輪胎接地點水平距離 L= ，在參考同類型車輛來確2B“定車輪外傾角 （此角很小作圖和計算時?？珊雎圆挥嫞┖妥N內傾角 。由于支點與車架成一整體，故可把此處看為固定端。然后按上述三種嚴重工況的受力情況來進行各零部件的強度計算。1) 緊急制動時，從動橋梁的受力情況是左右車輪受垂直力和縱向力。制動力為縱向力并達最大值。按公式（1-1） ，左右車輪的縱向力為：X =X =X = （2-4）1maxRaL2G1式中 制動時前橋重量重新分配系數。1m所以 X=X =X = = （KN）maxRaL21 2.5708.3%車輪上的垂直反力為：Z = Z = Z = = =7.4（KN） （2-5） 1rl12G18.3%可見，從動橋梁受 X 和 Z 的雙向彎矩作用。有圖 2.1 可知交點 C1斷面所受彎矩最大，但因該處截面尺寸較大，故應取較細的 B-B 斷面進行強度計算。圖 2.1 從動梁受力圖垂直面內的彎矩為：M =Z n= n =7.43 = 22.2 （2-u12G1m3103)(MN6）水平面內的彎矩為：M =X n= n= 10920 （2-7）“u12G1m7.03.5)(N附著系數 通常取 0.7，故 M M ，因而采用工字梁較為合理。這種u“斷面具有較大的抗彎矩斷面系數。因此，垂直面內的彎曲應力 為：u = = =24.7 （牛頓/米 ） （2-8）uW 09.27102式中 W 抗彎斷面系數，按圖 2.1 其值為：W= （2-HbhB639）= 0.0000995.06.478. 33水平面內的彎曲應力為： = （2-“uWM10）= =36.4 （牛頓/米 ）03.1927102W“= （2-Bht611）= 078.614.514.0233= 0.00003合成彎曲應力為： = + =24.7 +36.4 =61.1 （牛頓/米 ） （2-u“u7107710212）制動時，從動橋梁還承受扭矩的作用，可取 A-A 為危險斷面，該處承受的扭矩 M 為：M = X rd=52000.42=2184 （2-13）1 )(MN因此，A-A 斷面的扭轉應力 為：= = =2184 0.000006=26 （牛頓/米 ） （2-14） WrdmG217102式中 W 抗扭斷面系數，按圖 2.2 其值為：圖 2.2 工字梁斷面形狀簡圖W =2/9t （H+2b）=2/ =0.0000062 )032.95.(013.92由此可見，在工字梁斷面上產生的最大彎曲應力和最大彎曲扭轉應力，是分別作用在不同的斷面上的，因此這些最大應力在某一斷面上相加。對 B-B 斷面，由于橋梁向下彎一距離 a，因此使斷面的扭矩比 A-A 斷面的扭矩小，所以一般只根據最大彎曲應力來驗算 B-B 斷面。而 A-A 斷面正相反，扭矩大，彎曲應力小，故以扭為主進行驗算。為了提高抗扭強度，A-A 斷面以制成圓形或倒角方形較為合理。計算后，根據所用材料的 和 值來確定從動橋梁各處的斷面尺寸。u因為所用從動橋梁的材料為 45 號鋼 可查得： =（4580）10 牛頓/米 u72 =3010 牛頓/米72經較核，對于 B-B 斷面： =61.1 （牛頓/米 ） u7102u對于 A-A 斷面：=26 （牛頓/米 ） 72因此，A-A 斷面和 B-B 斷面的斷面尺寸都是合理的。2) 側滑時的受力情況：當作業(yè)機械側滑時，橫向力 Y 達最大值，設作業(yè)機械向左側滑時，如圖 2.1，在垂直平面內從動橋支點處所受彎矩為：左：M = Z n- Y rdL1L=3.3 3-14.75031042.= 8.9)(MN右：M = Z n+ Y rdR1R=3.3 3+14.75031042.= 9.)(N而 Z = + = （1+ ）L12GBhg12Bhg1= )078.6(8.33=3.3 （N）510Z = - = （1- ）R12GBhg21Bhg1= )078.6(8.33=- （N）5109.2式中 為橫向滑移附著系數，一般取 =1。1 1從動橋兩端的 A-A、B-B 斷面都要進行驗算：則 = 牛頓/米 max06.9570.2所以 A-A、B-B 斷面的斷面尺寸是合理的。3) 越過不平路面時，作用在從動橋梁 B-B 斷面上的彎矩為：M = K nud21G= 32107.95= 4.36)(MN則 = = 牛頓/米 0.1370.2一般從動橋梁采用 25、40、45 號碳鋼制成， （4580）10 牛7頓/米 。而 3010 牛頓/米 。 22722.3 轉向節(jié)的計算轉向節(jié)的受力情況也按上述三種嚴重工況進行計算，圖 2.3 為轉向節(jié)的受力簡圖。1）緊急制動時作用在兩側轉向節(jié)軸頸上的彎矩為：M =C = Cu21RZX21LZX由于車輪輪轂裝在軸承上，而制動力矩只作用在制動鼓上，故轉向節(jié)軸頸不受扭作用。2）側滑時作用在左右車輪上的垂直反力 Z 和側向力 Y 是不相同的。因此，在左右兩側轉向軸頸上產生的力矩不但方向不同，大小也不一樣。當作業(yè)機械向右側滑時，受力如圖 2.3 所示。圖 2.3 轉向節(jié)軸頸和節(jié)銷作用力簡圖轉向節(jié)軸頸部的彎矩為：左：M = Z c+ Y rdL1L右：M = Z c- Y rdRR式中 Z = （1- ）L12GBhg1Z = （1+ ）R1g1Y = （1- ）L12GBhg1Y = （1+ ）R1g1當 =1 時，則：1M = （c+rd） （1- ）L21GBhg2M = （c-rd） （1+ ）R1g由圖 2.3 知 c 小于 rd，因此當作業(yè)機械向右側滑時，右側轉向節(jié)軸頸所承受的力矩 M 要比左側轉向節(jié)軸頸所承受的力矩 M 要小，當作業(yè)機R L械向左側滑時，正好相反。3）越過不平路面時轉向節(jié)受力最嚴重為沖擊載荷，作用于轉向節(jié)軸頸的彎矩為：M= K cd21G由于動載荷系數 K =2.5，且轉向節(jié)軸頸是在變載荷下工作，容易造成金屬d疲勞破壞因此，設計當中應考慮避免應力集中，如軸頸與轉向節(jié)過渡處之圓角取盡可能大。根據上述三種嚴重工況，分別進行軸頸所受彎曲應力的計算。以其中最大的 M max作為確定軸頸直徑 d 的依據：3max1.0uM一般轉向節(jié)采用 30Cr、40Cr 鋼經淬火和回火制成。在本設計中我們選擇了40Cr 鋼。許用彎曲應力 =6010 牛頓/米 。u722.4 主銷的計算為了計算方便起見，假設力的作用點在主銷套的中點。此外由于主銷內傾角不大，對計算結果影響很小，因此可忽略不計。根據以上三種嚴重工況，進行受力分析：緊急制動時圖 2.4 主銷作用力簡圖由圖 2.4.可見，對車輪垂直反力 Z 所形成的平衡力矩，在轉向節(jié)銷的支承1上產生反作用 S ，S ，其值為：1“S = S = Z1“bal在制動力 X 的作用下，轉向節(jié)有繞主銷轉動的趨向。但被轉向橫拉桿所制1動，此時轉橫拉桿以力 U 作用在轉向節(jié)臂上。則力矩 X l 和 Ul 相平衡，力 U11可由下式求得：U= X1l制動力 X 在主銷兩個支承上產生反作用力 S 和 S ，這兩個力與 S 和 S1 2“1互相垂直（圖 2.4） 。“1S = X21baS = X“力 U 在主銷支承上產生反作用力S = U = X 3ba1lbaS = U = X “3ba1lba在轉向節(jié)上裝有制動器底板，因而作用在底板上的制動力矩 X rd，在主1銷兩個支承上產生反作用力 S 和 S 。4“S = S = X4“1bard最后，由圖 2.4 可見，主銷下襯套端受載荷比上襯套大，下襯套端作用力的合力為：S = “2“42“31)() (S因此，為了使主銷上下端襯套作用力相等，可使力臂 a 小于力臂 b ，亦可使主銷下枕套承壓面積比上襯套大，即加長或加大其直徑。1) 側滑時向右側滑時，主銷支承上的反作用力如圖 11-7 所示，左右主銷上下支承的反力如下：左主銷 S =LbalZfYL1S =“LleL1右主銷 S =RbalZfYR1S =“l(fā)e12) 越過不平路面時動載荷在主銷的兩個支承上產生反作用力 S 和 S ，可由主銷平衡條件來決定：1“S = S = K1“d21Gbal根據以上受力情況，對主銷進行彎曲和剪切應力的計算，而對襯套則需進行擠壓應力的計算。圖 2.5 主銷下端受力簡圖設主銷下襯套處受力為 S （圖 2.5） ，則主銷危險斷面所受彎矩為：“M = S hu“式中 S 作用在主銷下襯套上的合力；“h主銷下襯套中點至拳形梁下端面距離。彎曲應力為： = = =uW32/“DhS3“1.0我們設計采用的是空心主銷，這樣是為了利于罐油，減少與轉向節(jié)的磨損?？蓱孟旅娴墓角蟮茫嚎招闹麂N彎曲應力為：= uDdhS)(1.04“式中 D實心或空心主銷外徑；d空心主銷內徑。剪切力力為：空心主銷 )(4/2“ dDS主銷下襯套的擠壓應力為：HSc“式中 H襯套高度。用上述計算方法求主銷直徑時，主銷的許用彎曲應力 =（56）u10 牛頓/米 。許用剪切應力 310 牛頓 /米 。襯套許用擠壓應力8272牛頓/米 。得 D=30，主銷高度為 174。7103c主銷一般采用鉻鋼，或鉻錳鈦，鉻鎳等滲碳鋼制成。 42.5 工藝要求因為汽車前梁承受了汽車總重量中很大一部分質量，而且受力情況也很復雜，是前橋中一個很重要的零部件。而且針對目前生產前梁的主要方法，我們采用的加工工藝是鍛造的加工方法?，F在常用的鍛造方法有自由鍛、模鍛和胎模鍛等。由于前梁的形狀比較復雜，而且它對機械性能和使用壽命的要求較高，因此我們對前梁采用了模鍛的方法。模鍛是將加熱后的坯料放在鍛模模膛內，在鍛壓力的作用下迫使坯料變形而獲得鍛件的一種加工方法，坯料變形時，金屬的流動受到模膛的限制和引導，從而獲得與模膛形狀一致的鍛件。對于模鍛零件，一般要符合下列幾個原則：1) 鍛件應具有合理的分模面，以滿足制模方便，金屬易于充滿模膛，鍛件便于出模及減少余塊要求。2) 鍛件上與分模面垂直的非加工表面，應設計有結構斜度。3) 在滿足使用要求的前提下，鍛件形狀應力求簡化，尤其應避免薄片、高肋、高臺等結構。4) 應盡量避免窄溝、深槽和深孔、多孔結構，以便于模具制造和延長模具壽命。我們所設計的前梁在鍛造過程中一定要注意以下幾個問題：1）模鍛斜度為便于金屬充滿模膛及模膛中取出鍛件，鍛件上與分模面垂直的鍛件表面必須附加斜度，這個斜度稱為模鍛斜度。鍛件外壁上的斜度稱外模鍛斜度，內壁上的斜度稱為內模鍛斜度。模鍛斜度的大小與模膛尺寸有關，模膛深度與相應寬度的比值增大時，模鍛斜度應取較大值。外斜度通常取 5或 7，特殊部位可取 10，內斜度應比相應的外斜度大一級。此外，為簡化模具加工，同一鍛件的內、外模鍛斜度，一般取統(tǒng)一值。2）圓角半徑鍛件上所有面與面的相交處，都必須采取圓角過渡。鍛件內圓角（在模膛內是凸出部位的圓角）的作用是減少鍛造時金屬流動的摩擦阻力，避免鍛件被撕裂或纖維組織被拉斷，減少模具的磨損，提高使用壽命。鍛件外圓角（在模膛內是凹入部分的圓角）的作用是是金屬易于充滿模膛，避免模具在熱處理或鍛造過程中因應力集中而導致開裂。最后，前梁還需要進行熱處理。目的是為了調整硬度，便于切削加工；消除內應力，防止切削加工時變形；均勻組織，細化晶粒等。前梁的鍛件采用退火、正火處理。若正火后硬度仍高，可再加高溫回火處理，回火溫度約 560660。2.6 本章小結本章對從動橋的載荷進行了確定，并對它進行了設計，對轉向節(jié)和主銷進行計算，并闡述了前橋的工藝要求。第三章 轉向系設計轉向系是用來操縱輪式車輛行駛方向的機構，它根據行駛方向和作業(yè)的需要，應能穩(wěn)定地保持車輛直線行駛，并能靈活的改變行駛方向。3.1 轉向系的設計要求根據轉向系的工作特點，轉向系統(tǒng)必須滿足下列基本要求：1) 車輛轉向行駛時，要有正確的運動規(guī)律。即要求合理地設計轉向梯形機構，以保證車輛的兩側轉向輪在轉向時沒有側滑，或有較小側滑。2) 可能增大內側轉向輪的最大偏轉角，以減少車輛的最小轉向半徑，以提高車輛的機動性。3) 作可靠。轉向系對輪式車輛行駛安全性關系極大，因此其零件應有足夠強度、剛度和壽命，一般通過合理地選擇材料和結構來保證。4) 操縱輕便。轉動轉向盤的操縱力應盡可能小，以減少駕駛員的疲勞，更有利于安全作業(yè)。此外，在轉向盤上應有路感；車輛轉向后，轉向盤應能自動回正。5) 轉向靈敏。當車輛朝一個方向極限轉彎時，轉向盤的轉動圈數不能超過 22.5 圈。轉向盤處于中間位置時，轉向盤的空程（間隙）不允許超過 1015。6) 轉向系的調整應盡量少而簡便。3.2 轉向方式的選擇輪式作業(yè)機械的轉向方式可以分為偏轉車輪轉向和鉸接轉向兩大類。1) 偏轉車輪轉向（1） 偏轉前輪轉向此種轉向方式是一種常見的轉向方式。采用這種方式轉向時，前輪轉向半徑大于后輪轉向半徑，行駛時駕駛員易于用前輪來估計避讓障礙物，有利于安全行駛，因此一般車輛都采用這種轉向方式。（2） 偏轉后輪轉向對于在車輛前方裝置工作機構的作業(yè)機械，若仍采用前輪轉向，則不僅轉向輪的偏轉角將受妨礙，而且轉向阻力矩亦會增加。采用偏轉后輪轉向方式，可以解決上述矛盾。但其缺點是后輪轉向半徑大于前輪轉向半徑，當前輪從障礙物內側通過時，后輪就不一定能通過，這樣，駕駛員就不能按一般偏轉前輪轉向方式來估計避讓障礙物和掌握行駛方向。（3） 偏轉前后輪轉向方式此種轉向方式也稱為全輪轉向，一般采用前后輪偏轉角度相等的結構。它的優(yōu)點是：轉向半徑小，機動性好；前后輪的轉向半徑相同，易于避讓障礙物；轉向時前后輪軌跡相同，后輪行駛在被前輪壓實的車轍上，減少了后輪在松軟地面上的行駛阻力。它的缺點是：驅動車輪又作為轉向車輪，所以結構復雜。2) 鉸接式轉向工程機械作業(yè)時，要求較大的牽引力，因此希望全輪驅動以充分利用全部機械的附著重量。這樣，偏轉驅動輪轉向在構造上就要復雜得多。通過生產實踐，近年來又生產了一種用鉸接車架相對偏轉的方式進行轉向的鉸接式車輛。它的特點是車輛的車架不是單一整體，而是用垂直銷把前后兩部分車架鉸接在一起組成，稱為鉸接車架，并利用轉向器或液壓缸，使前后車架發(fā)生相對偏轉來達到轉向的目的。為了區(qū)別偏轉車輪轉向，將此種轉向方式稱為鉸接轉向。鉸接轉向的優(yōu)點是轉向半徑小、機動性強，因此作業(yè)效率高。據統(tǒng)計：鉸接式裝載機的轉向半徑約為后輪轉向式裝載機轉向半徑的 70%，作業(yè)效率可提高 20%。其次是機構簡單、制造方便。但是它的缺點是轉向時穩(wěn)定性差，轉向后不能自動回正，保持直線行駛的能力差。這些是機動車輛不能允許的。綜上所述，針對我們這個設計的輕型貨車的要求和安全性能，我們選擇的轉向方式為偏轉前輪的轉向方式最為合理。下面我們從轉向運動學方面來對偏轉前輪轉向系進行設計與分析。3.3 轉向動力機構轉向傳動機構由轉向臂、縱拉桿、縱拉桿臂及轉向梯形機構組成。1) 向臂轉向臂大端制有錐形花鍵孔，與轉向臂軸連接，小端的錐形孔與縱拉桿球頭銷連接。2) 拉桿它是一根兩端擴大的鋼管，兩端均裝有球頭銷。球頭銷兩側與球頭銷相匹配，并用彈簧保持銷與銷座的密合，轉動螺塞可調整它們之間的密合程度，調整好后，用開口銷將螺塞鎖緊。3) 縱拉桿臂一端制成錐形軸，用鍵和螺母固裝在左轉向節(jié)的上部，另一端制有錐形孔，與縱拉桿頭銷連接。4）轉向梯形機構轉向梯形有整體式和斷開式兩種。我們設計的貨車懸架結構是非獨立式懸架，所以采用了整體式梯形機構。如下圖 3.3：圖 3.3 轉向梯形機構使用整體式梯形機構是為了保證汽車轉彎時內前輪轉向角大于外前輪轉向角，使兩前輪做純滾動，以便順利轉向，減少輪胎磨損。梯形機構由前軸，轉向節(jié)臂和橫拉桿組成。由于橫拉桿的長度小于前軸兩主銷孔中心線間的長度，就構成了一個梯形，只要這兩者之間保持一定的比例，就能保證在轉彎時，內前輪轉向角 始終大于外前輪角 。梯形的上、下兩底邊長度之差稱為前輪前束。在梯形機構當中，前軸由 45 號鋼制成；轉向節(jié)臂用鋼桿制成，一端制成錐形軸用鍵和螺母固裝在轉向節(jié)下部，另一端有錐孔，與橫拉桿球頭銷連接；橫拉桿用鋼管制成，兩端分別有左、右旋螺紋，旋裝在接頭內，并用螺栓夾緊。松開夾緊螺栓，旋轉橫拉桿便可改變長度調整前輪前束。 83.4 轉向裝置的工作情況當向左轉動方向盤時，轉向軸和蝸桿做反時針旋轉，帶動與蝸桿相嚙合的滾輪（或扇齒）向上移動，轉向臂軸和轉向臂隨之轉動，轉向臂下端向前推動縱拉桿，經縱拉桿臂推動左轉向節(jié)繞轉向節(jié)主銷轉動，使左前輪向左偏移；與此同時，經橫拉桿及右轉向節(jié)使右前輪也向左偏轉，汽車便向左轉彎行駛。當向右轉動方向盤時，上述各機件向相反方向運動，汽車向右轉3.5 本章小結本章是對轉向系的設計，包括它的設計要求，轉向方式的選擇，它的動力機構和工作情況。第四章 制動器的設計4.1 制動器要求1） 足夠的制動能力行車制動能力，用一定制動初速度下的制動減速度和制動距離兩項指標評定；駐坡能力是指汽車在良好路面上能可靠地停駐的最大坡度。2） 工作可靠行車制動至少有兩套獨立的驅動制動器的管路。當其中的一套管路失效時，另一套完好的管路應保證汽車制動能力不低于沒有失效時規(guī)定值的 30。行車和駐車制動裝置可以有共同的制動器，而驅動機構各自獨立。行車制動裝置都用腳操縱，其他制動裝置多為手操縱。3） 任何速度制動，汽車都不應當喪失操縱性和方向穩(wěn)定性有關方向穩(wěn)定性地評價標準.4） 防止水和污泥進入制動器工作表面。5） 要求制動能力的熱穩(wěn)定性良好。6） 操縱輕便，并具有良好地隨動性。7） 制動時制動系產生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質，以減少公害。8） 作用滯后性應盡可能短。作用滯后性是指制動反應時間，以制動踏板開始動作至達到給定的制動效能所需的時間來評價。氣制動車輛反應時間較長，要求不得超過0.6s，對于汽車列車不得超過 0.8s。9） 摩擦襯片應有足夠的使用壽命。10） 摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構。11） 當制動驅動器裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應裝有音響或光信號等報警裝置。防止制動時車輪被抱死，有利于提高汽車在制動過程中的方向穩(wěn)定性和轉向能力，縮短制動距離，所以近年來制動防抱死系統(tǒng)（ABS）在汽車上得到很快的發(fā)展和應用。此外，含有石棉的摩擦材料，因存在石棉有致癌公害問題已被逐漸淘汰，取而代之的是各種無石棉型材料并相繼研制成功。4.2 制動器的結構方案分析 制動器有摩擦式、液力式和電磁式等幾種。電磁式制動器雖有作用滯后小、易于連接且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高而只在一部分重型汽車上用來做車輪制動器或減速器。液力式制動器只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。摩擦式制動器按摩擦副結構形式不同，分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式只用作中央制動器。本設計采用鼓式制動器中的領式式制動器。鼓式制動器分為領從蹄式、雙領蹄式、雙向雙領蹄式、雙從蹄式、單向增力式、雙向增力式等幾種。不同形式鼓式制動器的主要區(qū)別有：蹄片固定支點的數量和位置不同。張開裝置的形式與數量不同。制動時兩塊蹄片之間有無相互作用。因蹄片的固定支點和張開力位置不同，使不同形式鼓式制動器的領、從蹄數量有差別，并使制動效能不同。制動器在單位輸入壓力或力的作用下所輸出的力或力矩，稱為制動器效能。在評比不同形式制動器的效能時，常用一種稱為制動器效能因數的無因次指標。制動器效能因數的定義為，在制動鼓或制動盤的作用半徑 R 上所得到的摩擦力（M/R）與輸入力 F0之比，即KM/ F 0R式中，K 為制動器效能因數；M 為制動器輸出的制動力矩。制動器效能的穩(wěn)定性是指其效能因數 K 對摩擦因數 f 的敏感性（dK/d） 。使用中 隨溫度和水濕程度變化。要求制動器的效能穩(wěn)定性好，即是其效能對f 的變化敏感性較低。領從蹄式制動器的每塊蹄片都有自己的固定支點，而且兩固定支點位于兩蹄的同一端。張開裝置有兩種形式，第一種用凸輪或楔塊式張開裝置。其中，平衡凸塊式和楔塊式張開裝置中的制動楔塊是浮動的，故能保證作用在兩蹄上的張開力相等。非平衡式的制動凸輪的中心是固定的，所以不能保證作用在兩蹄上的張力相等。第二種用兩個活塞直徑相等的輪缸（液壓驅動） ，可保證作用在兩蹄上的張開力相等。領從蹄式制動器的效能和效能穩(wěn)定性，在各式制動器中居中游；前進、倒退行駛的制動效果不變；結構簡單，成本低；便于附裝駐車驅動機構；調整蹄片與制動鼓之間的間隙工作容易。但領從蹄式制動器也有兩蹄片上的單位壓力不等（在兩蹄上摩擦襯片面積相同的條件下） ，故兩蹄襯片磨損不均勻，壽命不同的缺點。此外，因只有一個輪缸，兩蹄必須在同一驅動回路作用下工作。領從蹄式制動器得到廣泛應用，特別是轎車和輕型貨車、客車的后輪制動器用得較多。 4.3 制動器主要參數的確定1） 制動鼓內徑 D輸入力 F0 一定時，制動鼓內徑越大，制動力矩越大，且散熱能力也越強。但增大 D 受輪輞內徑限制。制動鼓與輪輞之間應保持足夠得間隙，通常要求改間隙不小于 20mm，否則不僅制動鼓散熱條件太差，而且輪輞受熱后可能粘住內胎或烤壞氣門嘴。制動鼓應有足夠得壁厚，用來保證有較大得剛度和熱容量，以減少制動時得溫升。制動鼓得直徑小，剛度就大，并有利于保證制動鼓的加工精度。制動鼓直徑與輪輞直徑之比 D/Dr 的范圍如下:轎車：D/Dr0.640.74貨車：D/Dr0.700.83制動鼓內徑尺寸根據以上標準采用 382mm。2） 擦襯片寬度 b 和包角 摩擦襯片寬度尺寸 b 的選取對摩擦襯片的使用壽命有影響。襯片寬度尺寸取窄些，則磨損速度塊，襯片壽命短；若襯片寬度尺寸取寬些，則質量大，不易加工，并且增加了成本。摩擦片寬度 b 選用 67mm 。制動鼓半徑 R 確定后，襯片的摩擦面積為 ApRb。制動器各蹄襯片總的摩擦面積Ap 越大，制動時所受單位的正壓力和能量負荷越小，從而磨損特性越好。摩擦片半徑 R 選用 340mm。根據國外統(tǒng)計資料分析，單個車輪鼓式制動器的襯片面積隨汽車總質量增大而增大，具體數據見下表 4.1，表 4.1 襯片摩擦面積汽車類別 汽車總質量 ma/t單個制動器總的襯片摩擦面積Ap/cm2轎車0.91.51.52.5100200200300貨車及客車1.01.51.52.52.53.53.57.07.012.012.017.0120200150250(多為 150200)25040030065055010006001500(多為 6001200)試驗表明，摩擦襯片包角 90 o100o時，磨損最小，制動鼓溫度最低，且制動效能最高。 角減少雖然有利于散熱，但單位壓力過高將加速磨損。實際上包角兩端處單位壓力最小，因此過分延伸襯片的兩端以加大包角，對減少單位壓力的作用不大，而且將使制動不平順，容易使制動器發(fā)生自鎖。因此，包角一般不宜大于 120o。襯片寬度 b 較大可以減少磨損，但過大將不易保證與制動鼓全面接觸。制動襯片寬度尺寸洗了見 ZB T240089。3） 擦襯片起始角 0一般將襯片布置在制動蹄的中央，即令 090 o/2。有時為了適應單壓力的分布情況，將襯片相對于最大壓力點對稱位置，以改善磨損均勻性和制動效能。4） 動器中心到張開力 F0作用線的距離 e