四輪農(nóng)用車轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)論文說(shuō)明書(shū)

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1、第一章 前 言 §1.1 四輪農(nóng)用車的發(fā)展前景 中國(guó)改革開(kāi)放以來(lái)，在農(nóng)村實(shí)行家庭聯(lián)產(chǎn)承包責(zé)任制的改革，使農(nóng)村的經(jīng)濟(jì)空前的活躍。農(nóng)村的貨運(yùn)量和人口的流動(dòng)量急劇增加，加快運(yùn)輸機(jī)械化成為農(nóng)村經(jīng)濟(jì)發(fā)展的迫切需要，正是這一市場(chǎng)的需要使具有中國(guó)特色的運(yùn)輸機(jī)械-農(nóng)用運(yùn)輸車應(yīng)運(yùn)而生。它解決了農(nóng)村運(yùn)輸?shù)募毙?，填補(bǔ)了村際，鄉(xiāng)際，城鎮(zhèn)及城鄉(xiāng)結(jié)合部運(yùn)輸網(wǎng)絡(luò)的空白，活躍了農(nóng)村經(jīng)濟(jì)，為農(nóng)村富裕勞動(dòng)力找了一條出路，從而使數(shù)以萬(wàn)計(jì)的農(nóng)民走上了小康之路！ 四輪農(nóng)用運(yùn)輸車的競(jìng)爭(zhēng)對(duì)手是輕型汽車。與汽車相比，四輪農(nóng)用運(yùn)輸車有許多優(yōu)點(diǎn)。入世后農(nóng)用運(yùn)輸車沒(méi)有受到多大沖擊，因?yàn)樗侵袊?guó)特色的產(chǎn)業(yè)，符合國(guó)情，在國(guó)外幾乎沒(méi)人搞

2、過(guò)。但是我們不能回避汽車與四輪農(nóng)用運(yùn)輸車在市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)，四輪農(nóng)用運(yùn)輸車?yán)帽容^底的生產(chǎn)成本和微利經(jīng)營(yíng)的生產(chǎn)方式并引進(jìn)先進(jìn)的汽車技術(shù)，堅(jiān)持“三低一高”的特色，注重產(chǎn)品質(zhì)量，使之與在汽車行業(yè)的競(jìng)爭(zhēng)中得以提高。 隨著黨和國(guó)家提出的的開(kāi)發(fā)西部的政策落實(shí)，也給農(nóng)用運(yùn)輸車廠商帶來(lái)了無(wú)限商機(jī)使農(nóng)用運(yùn)輸車的開(kāi)發(fā)有廣闊的前景， 另一方面，我國(guó)有近13億人口，特別是9億以上的農(nóng)村人口收入水平相對(duì)較低，需求量最大的是低檔次的汽車。由于它比較適合中國(guó)國(guó)情，預(yù)計(jì)在未來(lái)的5～15年里，農(nóng)用車在我國(guó)農(nóng)村仍然具有廣闊的發(fā)展前景。近年來(lái)農(nóng)用車保有量增加很快，因此對(duì)柴油的需求很大。 農(nóng)用車制造工藝簡(jiǎn)單，價(jià)格便宜，其中三輪車價(jià)格

3、在4000～7000元/輛，四輪車價(jià)格在1～1.5萬(wàn)元/輛，購(gòu)車農(nóng)戶一般半年左右即可收回10000元投資。另外，農(nóng)用車的養(yǎng)路費(fèi)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(shè)也促進(jìn)了農(nóng)用車的發(fā)展。舊中國(guó)，全國(guó)公路僅13×104 km，而到1997年底，已達(dá)1.226×106 km，目前全國(guó)98%的鄉(xiāng)和80%的村都通了公路，使得農(nóng)用車有用武之地。公安車管部門1993年制定了《關(guān)于農(nóng)用運(yùn)輸車道路交通管理的規(guī)定》，在不損害管理大局的前提下，大幅度減少農(nóng)用車的各種費(fèi)用，免交車輛增容費(fèi)。因此，在近十幾年里我國(guó)農(nóng)用車得到快速發(fā)展。1980年全國(guó)農(nóng)用車產(chǎn)銷量不足萬(wàn)輛，19

4、92年產(chǎn)銷量達(dá)到113萬(wàn)輛，首次超過(guò)當(dāng)年汽車產(chǎn)銷量（106.2萬(wàn)輛）。1998年農(nóng)用車產(chǎn)銷量達(dá)到270萬(wàn)輛，而同期汽車產(chǎn)銷量為163萬(wàn)輛。 我們要開(kāi)發(fā)的農(nóng)用運(yùn)輸車要采用設(shè)計(jì)理念，多進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使產(chǎn)品新穎化，品種多樣化以適應(yīng)多種需要。 首先農(nóng)用運(yùn)輸車既然為農(nóng)民服務(wù)，那么就必須立足于“農(nóng)”字，需對(duì)農(nóng)村市場(chǎng)有意的深入了解。及農(nóng)村的道路，農(nóng)民的使用水品和購(gòu)買能力和分析研究！ 另外，過(guò)去研制一味的迎合用戶“多拉快跑”的心理，盲目的加大強(qiáng)化車輛的部件是不可取的。農(nóng)產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)研制該大則大，該小則小，不僅產(chǎn)品的檔次要拉開(kāi)，產(chǎn)品開(kāi)發(fā)的大小兩個(gè)方向也要拉開(kāi)！ §1.2 前橋和轉(zhuǎn)向系組成和設(shè)計(jì)步驟

5、前橋通過(guò)懸架與車架(或承載式車身)相聯(lián)，兩側(cè)安裝著從動(dòng)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(dòng)橋還要承受和傳遞制動(dòng)力矩。從動(dòng)橋按與其匹配的懸架結(jié)構(gòu)的不同，也可分為非斷開(kāi)式與斷開(kāi)式兩種。從動(dòng)橋按與之匹配的懸架結(jié)構(gòu)不同可分為非斷開(kāi)式與斷開(kāi)式兩種。由于農(nóng)用車要求價(jià)廉，所以多采用非斷開(kāi)式前橋。非斷開(kāi)式的前橋主要有前梁，轉(zhuǎn)向節(jié)和轉(zhuǎn)向主銷組成。 一、從動(dòng)橋結(jié)構(gòu)形式 1、非斷開(kāi)式轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋 2、合縱臂式后支持橋 一般多采用非斷開(kāi)式轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋。 二、從動(dòng)橋設(shè)計(jì) 1、轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋主要零件尺寸的確定，前梁，工字型斷面，可采用常規(guī)設(shè)計(jì)，也可采用計(jì)算機(jī)程序可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)。

6、 2、零件工作應(yīng)力的計(jì)算 （1）在制動(dòng)工況下的前梁應(yīng)力計(jì)算 （2）在最大側(cè)壓力工況下的應(yīng)力計(jì)算 （3）轉(zhuǎn)向節(jié)在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計(jì)算 （4）主銷和轉(zhuǎn)向襯套在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計(jì)算 （5）轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承和止推墊片的計(jì)算 三、轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì) 1、轉(zhuǎn)向器方案分析 2、轉(zhuǎn)向器主要性能參數(shù)設(shè)計(jì) 3、轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì) 第二章 概述 §2.1 前橋簡(jiǎn)介 從動(dòng)橋即非驅(qū)動(dòng)橋，又稱從動(dòng)車橋。它通過(guò)懸架與車架(或承載式車身)相聯(lián)，兩側(cè)安裝著從動(dòng)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(dòng)橋還要承受和傳遞制動(dòng)力矩。 根據(jù)從動(dòng)車輪能否轉(zhuǎn)向，從動(dòng)橋分為

7、轉(zhuǎn)向橋與非轉(zhuǎn)向橋。一般汽車多以前橋?yàn)檗D(zhuǎn)向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)動(dòng)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(duì)機(jī)動(dòng)性的要求，有時(shí)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(dòng)機(jī)后橋驅(qū)動(dòng)的布置形式，故其前橋?yàn)檗D(zhuǎn)向從動(dòng)橋。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前橋驅(qū)動(dòng)，越野汽車均為全輪驅(qū)動(dòng)，故它們的前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動(dòng)橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋。 從動(dòng)橋按與其匹配的懸架結(jié)構(gòu)的不同，也可分為非斷開(kāi)式與斷開(kāi)式兩種。與非獨(dú)立懸架相匹配的非斷開(kāi)式從動(dòng)橋是一根支承于左、右從動(dòng)車輪上的剛性整體橫梁，當(dāng)又是轉(zhuǎn)向橋時(shí)，則其兩端經(jīng)轉(zhuǎn)向主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)相聯(lián)。斷開(kāi)式從動(dòng)橋與獨(dú)立懸架相匹配。 非斷開(kāi)式

8、轉(zhuǎn)向從動(dòng)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(duì)輪轂軸承支承著車輪的輪轂，以達(dá)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(jiǎn)化結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)向節(jié)的銷孔內(nèi)壓入帶有潤(rùn)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(dòng)。 §2.2 前橋各參數(shù)對(duì)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(dòng)回正

9、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(gè)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(gè)β角，稱為主銷內(nèi)傾角。 主銷后傾使主銷軸線與路面的交點(diǎn)位于輪胎接地中心之前，該距離稱為后傾拖距。當(dāng)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(shí)，汽車就偏離直線行駛而有所轉(zhuǎn)向，這時(shí)引起的離心力使路面對(duì)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(guò)大，否則在汽車轉(zhuǎn)向時(shí)為了克服此穩(wěn)定力矩需在方向盤上施加更大的力，導(dǎo)致方向盤沉重。后傾角通常在以內(nèi)?，F(xiàn)代轎車采

10、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(fù)值。但在采用子午線輪胎時(shí)，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(diǎn)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(shí)需加在方向盤上的力，使轉(zhuǎn)向輕便，同時(shí)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(shí)不僅有繞主銷的轉(zhuǎn)動(dòng)，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動(dòng)，而當(dāng)松開(kāi)方向盤時(shí)，所儲(chǔ)存的上升位能使轉(zhuǎn)向輪自動(dòng)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30～40mm。輕型客車、輕型貨車及裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向的汽

11、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(dòng)回正性能。但內(nèi)傾角也不宜過(guò)大，即主銷偏移距不宜過(guò)小，否則在轉(zhuǎn)向過(guò)程中車輪繞主銷偏轉(zhuǎn)時(shí)，隨著滾動(dòng)將伴隨著沿路面的滑動(dòng)，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(dòng)力不等而導(dǎo)致汽車制動(dòng)時(shí)跑偏，近年來(lái)出現(xiàn)主銷偏移距為負(fù)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(xiàng)參數(shù)。車輪外傾指轉(zhuǎn)向輪在安裝時(shí)，其輪胎中心平面不是垂直于地面，而是向外傾斜一個(gè)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(shí)車輪產(chǎn)生負(fù)外傾即內(nèi)傾，同時(shí)也與拱形路而相適應(yīng)。由于車輪外傾使輪胎接地點(diǎn)向內(nèi)縮

12、，縮小了主銷偏移距，從而使轉(zhuǎn)向輕便并改善了制動(dòng)時(shí)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(dǎo)致的車輪前端向外張開(kāi)的不利影響(具有外傾角的車輪在滾動(dòng)時(shí)猶如滾錐，因此當(dāng)汽車向前行駛時(shí)，左右兩前輪的前端會(huì)向外張開(kāi))，為此在車輪安裝時(shí)，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(shí)的滾動(dòng)方向是向著正前方。前束即(B-A)，一般汽車約為3～5mm，可通過(guò)改變轉(zhuǎn)向橫拉桿的長(zhǎng)度來(lái)調(diào)整。設(shè)定前束的名義值時(shí)，應(yīng)考慮轉(zhuǎn)向梯形中的彈性和間隙等因素。 在汽車的設(shè)計(jì)、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(shí)轉(zhuǎn)向

13、輪繞主銷不斷擺動(dòng)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(dòng)與受迫振動(dòng)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(gè)振動(dòng)周期中路面作用于輪胎的力對(duì)系統(tǒng)作正功，即外界對(duì)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(dòng)直至能量達(dá)到動(dòng)平衡狀態(tài)。這時(shí)系統(tǒng)將在某一振幅下持續(xù)振動(dòng)，形成擺振。其振動(dòng)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(huì)在較寬的車速范圍內(nèi)發(fā)生。通常在低速行駛時(shí)發(fā)生的擺振往往屬于自攝振動(dòng)型。當(dāng)轉(zhuǎn)向車輪及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)受到周期性擾動(dòng)的激勵(lì)，例如車輪失衡、端面跳動(dòng)、輪胎的幾何和機(jī)械特性不均勻以及運(yùn)動(dòng)學(xué)上的干涉等，在車輪轉(zhuǎn)動(dòng)下都會(huì)構(gòu)成周期性

14、的擾動(dòng)。在擾動(dòng)力周期性的持續(xù)作用下，便會(huì)發(fā)生受迫振動(dòng)。當(dāng)擾動(dòng)的激勵(lì)頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時(shí)便發(fā)生共振。其特點(diǎn)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(shí)發(fā)生的擺振往往屬于受迫振動(dòng)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(jì)的原因和制造方面的因素．如車輪失衡、輪胎的機(jī)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(qiáng)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(gè)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，精心地制造和裝配調(diào)整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。

15、在設(shè)計(jì)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。 第三章 從動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)形式 §3.1 總述 各種車型的非斷開(kāi)式轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋的結(jié)構(gòu)型式基本相同，如圖1—1所示。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(qiáng)度，其較長(zhǎng)的中間部分采用工字形斷面并相對(duì)兩端向下偏移一定距離，以降低發(fā)動(dòng)機(jī)從而降低傳動(dòng)系的安裝位置以及傳動(dòng)軸萬(wàn)向節(jié)的夾角。為提高其抗扭強(qiáng)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

16、分相聯(lián)接的向下彎曲部分則采用兩種斷面逐漸過(guò)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(dòng)橋的前梁采用組合式結(jié)構(gòu)，即由其采用無(wú)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(shè)備。 轉(zhuǎn)向節(jié)多用中碳合金鋼模級(jí)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(guò)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-

17、1主銷結(jié)構(gòu)形式 （a）圓柱實(shí)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 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(dòng)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(dòng)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(zhǎng)使用壽命。 §3.2 農(nóng)用車從動(dòng)橋 本設(shè)計(jì)為農(nóng)用自卸車的轉(zhuǎn)向前橋，因此應(yīng)該本著耐用經(jīng)濟(jì)的思想進(jìn)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(yīng)盡量簡(jiǎn)單。 轉(zhuǎn)向前橋有斷

18、開(kāi)式和非斷開(kāi)式兩種。斷開(kāi)式前橋與獨(dú)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(jí)車輛。非斷開(kāi)式又稱整體式，它與非獨(dú)立懸架配合。它的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，承載能力大，這種形式再現(xiàn)在汽車上得到廣泛應(yīng)用。因此本次設(shè)計(jì)就采用了非斷開(kāi)式從動(dòng)橋。 轉(zhuǎn)向從動(dòng)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。前梁采用中間部分為無(wú)縫鋼管與兩端拳部組焊的形式。主銷采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的實(shí)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(shí)所有車輪能繞一個(gè)轉(zhuǎn)向瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心，在不同的圓周上作無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng)，本次設(shè)計(jì)有進(jìn)行了轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì)。本方案轉(zhuǎn)向梯形布置在前軸之后，進(jìn)行梯形的最佳

19、參數(shù)和強(qiáng)度計(jì)算。 第四章 轉(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)形式 §4.1 概述 汽車在行駛過(guò)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(guò)一套專設(shè)的機(jī)構(gòu)，使汽車的轉(zhuǎn)向橋上的車輪相對(duì)于汽車縱軸線偏轉(zhuǎn)一定角度。此時(shí)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(yùn)動(dòng)的向心力。在汽車直線行駛時(shí)，往往轉(zhuǎn)向輪也會(huì)受到路面?zhèn)认蚋蓴_力的作用，自動(dòng)偏轉(zhuǎn)而干擾行駛方向。此時(shí)，駕駛員也可以利用這一套機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪向相反的方向偏轉(zhuǎn)，從而使汽車恢復(fù)原來(lái)的行駛方向。這一套用來(lái)改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專設(shè)機(jī)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(jī)械轉(zhuǎn)向系

20、和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系兩大類。在現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，常用機(jī)械式轉(zhuǎn)向系。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤，經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有些汽車裝有防傷機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，并借助此機(jī)構(gòu)來(lái)減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。 對(duì)轉(zhuǎn)向系的主要要求有： 一、操縱輕便。轉(zhuǎn)向時(shí)加在方向盤上的力對(duì)轎車不超過(guò)200N，對(duì)中型貨車不超過(guò)360N,對(duì)中型貨車不超過(guò)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(dòng)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(shí)，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

21、系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應(yīng)能自動(dòng)補(bǔ)償即調(diào)整，除了設(shè)計(jì)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(duì)導(dǎo)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 一、類型 根據(jù)轉(zhuǎn)向器所用傳動(dòng)副的不同，轉(zhuǎn)向器有多種。常見(jiàn)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(duì)角傳動(dòng)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(lái)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。 二、特點(diǎn) 效率高、工作可靠、平穩(wěn)，蝸桿和螺母上的螺旋槽在淬

22、火后經(jīng)過(guò)磨削加工，所以耐磨且壽命較長(zhǎng)。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(duì)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(dòng)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(jì)者的意圖。 齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(dòng)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(jí)傳動(dòng)副。第一級(jí)是螺桿螺母?jìng)鲃?dòng)副，第二級(jí)是齒條齒扇傳動(dòng)副。 轉(zhuǎn)向螺桿的軸頸支撐在兩個(gè)圓錐滾子軸承上。軸承

23、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(guò)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向螺桿時(shí)，轉(zhuǎn)向螺母不轉(zhuǎn)動(dòng)，只能軸向移動(dòng)，并驅(qū)使齒扇軸轉(zhuǎn)動(dòng)。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(shí)現(xiàn)滾動(dòng)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(dǎo)管，兩端分別插入螺母的一對(duì)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(dú)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?yàn)檠h(huán)球轉(zhuǎn)向器的正傳動(dòng)效率很

24、高，操作輕便，使用壽命長(zhǎng)。經(jīng)常用于各種汽車。 綜上最后本次設(shè)計(jì)選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 第五章 轉(zhuǎn)向橋的設(shè)計(jì)計(jì)算 §5.1 從動(dòng)橋主要零件工作應(yīng)力的計(jì)算 主要是計(jì)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(dòng)和側(cè)滑兩種工況下的工作應(yīng)力。繪制計(jì)算用簡(jiǎn)圖時(shí)可忽略車輪的定位角，即認(rèn)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轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的受力分析簡(jiǎn)圖 1-制動(dòng)工況下的彎矩圖 2-側(cè)滑工況下的彎矩圖 制動(dòng)工況下的前梁應(yīng)力計(jì)算： 制動(dòng)時(shí)前輪承受的制動(dòng)力和垂

25、直力傳給前梁，使前梁承受彎矩和轉(zhuǎn)矩。考慮到制動(dòng)時(shí)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(shí)前橋給地面的載荷，N； ——汽車制動(dòng)時(shí)對(duì)前橋的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對(duì)轎車和載貨汽車的前橋可取1.5；質(zhì)量分配給前橋35%； ==0.35×8855×1.5=6641.25 前輪所承受的制動(dòng)力 式中：——輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.6； =6641.250

26、.6=3984.75 N 由于和對(duì)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 (5-2) N·mm (5-3) 式中：—見(jiàn)圖3—1，取=285 mm —車輪(包括輪毅、制動(dòng)器等)所受的重力，N；取=980N； B—前輪輪距取B=1320 mm； S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為550 mm 則 =2179581.25 N·mm =1534128.75 N·mm 制動(dòng)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(dòng)半徑取為3

27、73.425 mm 則有 T=3984.75×373.425=1488005.269 N·mm 前梁在鋼板彈簧座附近危險(xiǎn)斷面處的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)（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(yīng)力的許用值為[]=300～500 MPa,當(dāng)取D=68 mm ，d=58 mm時(shí)，W==11714.2 =2643533.9 N·mm =225.67〈[]=300MPa 故

28、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(yīng)力計(jì)算 當(dāng)汽車承受最大側(cè)向力時(shí)無(wú)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(shí)，向右作用。則有： 側(cè)滑時(shí)左、右鋼板彈簧對(duì)前梁的垂直作用力為： 式中: —滿載時(shí)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=12

29、142.2N； 則有 §5.3 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力 如圖4—2所示，轉(zhuǎn)向節(jié)的危險(xiǎn)斷面在軸徑為的輪軸根部即III-III剖面處。 圖5—2 轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的計(jì)算用圖 一、在制動(dòng)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(dòng)力矩不經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動(dòng)底板傳給在轉(zhuǎn)向節(jié)上的安裝平面。這時(shí)的，及III—III剖面處的合成彎矩應(yīng)力（MPa）為： (5-6)

30、 (5-7) = (5-8)式中：—轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸根部軸徑取為45mm，=30 mm，[]=550 MPa， 則 ==22.7Mpa<550Mpa 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(shí)左、右轉(zhuǎn)向節(jié)在危險(xiǎn)斷面III—III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(dòng)和側(cè)滑工況下的

31、應(yīng)力計(jì)算 在制動(dòng)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(diǎn)處，在側(cè)向平面(圖5—2(c))和縱向平面(圖5—2(d))內(nèi)，對(duì)主銷作用有垂直其軸線方向的力。 一、在制動(dòng)工況下 地面對(duì)前輪的垂向支承反力所引起的力矩，由位于通過(guò)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(diǎn)處垂直地作用于主銷的力所形成的力偶矩（c+d）所平衡(見(jiàn)圖5—2(b))，故有 N 式中取95，c取57，d取62 mm； 制動(dòng)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(jiàn)圖5—2(c))。故有 而作用于主銷的制動(dòng)力，則由在轉(zhuǎn)向節(jié)上下襯

32、套中點(diǎn)處作用于主銷的力，平衡(見(jiàn)圖5—2(c))，且有： N 由轉(zhuǎn)向橋的俯視圖(圖5—2(d)的下圖)可知，制動(dòng)時(shí)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(diǎn)移至主銷中心線與輪鈾中心線的交點(diǎn)處．則需對(duì)主銷作用一側(cè)向力矩N (見(jiàn)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(diǎn)處作用于主銷的力，所平衡，且有：= = 由圖5—2(b)可知，在轉(zhuǎn)向節(jié)上襯套的中點(diǎn)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： (

33、5-9) = =11912.88N (5-10) =16878.59N 由上兩式可見(jiàn)，在汽車制動(dòng)時(shí)，主銷的最大載荷發(fā)生在轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套的中點(diǎn)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(jì)算載荷N，計(jì)算主銷在前梁拳部下端面應(yīng)力和剪切應(yīng)力： MPa ； (5-11) MPa；

34、 (5-12) 式中：—主銷直徑取為25 mm； h —轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套中點(diǎn)至前梁拳部下端面的距離，見(jiàn)圖5—2(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1.0～1.5mm，HRC56～62。 轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的擠壓應(yīng)力為： 式中：—襯套長(zhǎng)為30mm。 在靜載荷下，上式的計(jì)算載荷取 N 。 §5.5轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計(jì)算 對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，取汽車以等速＝40km／

35、h，沿半徑R＝50m的圓周行駛的工況作為計(jì)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(jì)算工況的有關(guān)數(shù)據(jù)代入上式，并沒(méi)＝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: N。 鑒于轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承在工作中的相對(duì)轉(zhuǎn)角不大及軸承滾輪使圓周破壞帶來(lái)的危險(xiǎn)性，軸承的選擇按其靜承載容量進(jìn)行，且取當(dāng)量靜載荷 》，故此推力軸承滿足要求。 第六章 轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)計(jì)算 §6.1計(jì)算前的校核： 輪胎型號(hào)7.5—16 外直徑：805mm 負(fù)荷下靜半徑：383mm 車輪滾動(dòng)半徑：383×97.5% =373.42

36、5mm 輪輞6.00G 輪胎斷面寬度：215mm 車架外邊間距：600 mm 軸L：2600mm 輪距B：1320mm 1. β 如圖6-1 圖6-1 最小轉(zhuǎn)向半徑時(shí)的轉(zhuǎn)向角 最小轉(zhuǎn)彎半徑R=5500mm R=L/sinαα （6-1） R=28.2 由cotα=cotβ+B/L 得β=36.4 2．前軸負(fù)荷參數(shù)的確定（參看圖6-1、6-2、6-3） 前軸載荷 空載：（1400+65）×52%=761.8Kg 滿載：2530×35%=8

37、85.5 Kg G=8855N 每輪胎載荷=2530/(3.2+2)=486.54 Kg 查表知P=0.21Mpa 方向盤直徑D=400mm 3.車輪轉(zhuǎn)到最大位置與車架的外緣是否干涉校核 圖6-2 主銷內(nèi)傾和主銷偏移距 β: 主銷內(nèi)傾角取β=8 AB=373.425×tanβ OA+OB=ＯＢ＝胎斷面寬度／2＝215／2 由以上兩式可得OA=55mm即為主銷偏移距。 圖6-3 最大轉(zhuǎn)向角時(shí)輪胎和車架相對(duì)位置圖 此圖是俯視圖，輪胎按理想的矩形計(jì)算，o是輪轂正中心，o1是主銷與地面的交點(diǎn)。 DE=215/2-55=52.5mm DN=DE*cosβ=4

38、2.3mm EH=O1E*sinβ=373.425*sin36.4=110.8*2=221.6mm 則DI=EH＋DN＝（221.6+42.3）　mm　又因?yàn)檩喬嗝鏋椋ㄈ鐖D6-4） 　　 圖6-4 輪胎斷面 故DI≈EH+DN/2=221.6+21.15=242.75mm又B=1320mm 車架外緣寬 a=600mm故車架外緣距車輪中心距離為（B-a ）/2=（1320-600）/2=360mm MQ=360-OO1=360-55=305mm DI=242.75mm MQ-DI=62.55mm>50mm 故不發(fā)生干涉。 4.運(yùn)動(dòng)干涉校核和縱拉桿長(zhǎng)度的確定（參看圖6

39、-5） 已知鋼板長(zhǎng)度L=900mm 鋼板板簧拱高h(yuǎn)=100mm 吊耳中徑e=39mm吊耳中心到相鄰U型螺栓之距Le=404.5mm（兩U型螺栓中心距91mm） 通過(guò)做圖求得B1A=510mm 圖6-5 轉(zhuǎn)向縱拉桿尺寸確定圖 §6.2轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)及參數(shù)確定 轉(zhuǎn)向系的效率功率: 從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向搖臂軸輸出所求得的效率稱為正效率，用符號(hào)表示，=（-）/；反之稱為逆效率，用表示：=（ 其中 —從轉(zhuǎn)向軸輸入功率 —轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率 —作用在轉(zhuǎn)向搖臂軸上的功率 本車設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器為循環(huán)球式，其傳動(dòng)副之間用滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦

40、，如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，則： = （6-2） = （6-3） ——螺桿的螺線導(dǎo)程角 P——摩擦角 f——摩擦系數(shù) 設(shè)計(jì)時(shí)取=,　f=0.03,p=代入得: ==82.1﹪ =78.3﹪ 上兩式表明:增加導(dǎo)程角正逆效率均增大.受增大的影響不宜過(guò)大,一般=～,本車選用。 §6.3轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定 轉(zhuǎn)向系全部零件的強(qiáng)度，是根據(jù)作用在轉(zhuǎn)向系零、部件上的力進(jìn)行確定的。影響這個(gè)力的因素很多，如前軸負(fù)荷和路面阻力的變化等。駕駛員轉(zhuǎn)向輪所需要克服的阻力，主要是車輪轉(zhuǎn)動(dòng)

41、阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉(zhuǎn)向系中特別是在轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)中的摩擦阻力等所組成。通過(guò)將轉(zhuǎn)向系中的滑動(dòng)摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動(dòng)摩擦，可以使轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)內(nèi)摩擦阻力減少到較小的程度。 汽車在瀝青或者混凝土路面上原地轉(zhuǎn)向阻力矩： M= （6-4） M=402.9N.m 式中 f——輪胎和路面的滑動(dòng)摩擦系數(shù)取0.7 G ——前軸負(fù)荷 (8855N) p——輪胎氣壓 0.21 MPa 作用在方向盤上的力為 = （6-

42、5） =167.4N<200N ,滿足設(shè)計(jì)要求。 式中 ——轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng) 參考同類車型為130mm ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)(110mm) ——方向盤半徑(200mm) ——轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比= 17.2 ——轉(zhuǎn)向器的效率 i=* / 設(shè)方向盤在內(nèi)車輪達(dá)到β時(shí)的轉(zhuǎn)角是Ψ則有Ψ/β= i=* /，Ψ=36.4*110*17.2/130=529.76 Ψ/360=1.5圈<3圈。合格。 §6.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 圖6-6螺桿螺母結(jié)構(gòu) 一、環(huán)球式轉(zhuǎn)向器各參數(shù)如下表所示： 表6-1轉(zhuǎn)向器各參數(shù) 齒扇模數(shù)

43、mm 搖臂軸直徑mm 鋼球中心距mm 螺桿外徑mm 鋼球直徑mm 螺距mm 工作圈數(shù) 環(huán)流行數(shù) 螺母長(zhǎng)度mm 齒扇齒數(shù) 齒扇整圓齒數(shù) 齒扇壓力角 切削角 齒扇寬mm 4.0 30 25 25 6.350 9.525 1．5 2 46 5 13 28 二、鋼球直徑d及數(shù)量n 每個(gè)環(huán)路中的鋼球數(shù)n=（） （6-6） n個(gè) 三、滾道截面：當(dāng)螺桿和螺母各由兩條圓弧組成，形成四段圓弧滾道截（如下圖所示），此時(shí)螺桿和螺母溝槽的半徑 =（0.15-0.53）d （6-7） 取=0.52d=3.302mm >d/

44、2=6.350/2=3.175 B=P-d=9.525-6.350=3.175>2.5mm( 合格) 圖6-7 滾道結(jié)構(gòu)形式 導(dǎo)管內(nèi)徑d=d+e=6.350+0.65=7mm 導(dǎo)管壁厚取為1mm。 四、接觸角，以使軸向力和徑向力分配均勻。 五、齒條齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)參數(shù)參照是下表，一般將1-1中間剖面規(guī)定為基準(zhǔn)剖面， 1-1剖面向右時(shí)，變位系數(shù)為正，向右時(shí)由正變零，再變?yōu)樨?fù)。此時(shí)計(jì)算0-0剖面： 表6-2齒扇參數(shù)表（0-0截面） 分度圓直徑 D=mz=4 52mm 齒頂高 =m 4mm 齒根高 =( 5mm 全齒h 9mm 齒頂圓直徑

45、 60mm 齒根圓直徑 42mm 圖6-8 齒扇剖面圖 齒扇輪在從軸線自左向右看是又窄又低的形狀，變位系數(shù)逐漸增大，設(shè)0-0面與中間面1-1面的間距= 5mm， 1―1截面: 由公式：=5 =26-（1.0+0.25-0.14） =26+（1.0+0.25+0.14）4=31.56mm 2―2截面： =(14+5)mm =26-（1.0+0.25-0.541） =26+（1.0+0.541）4=32.16mm 3—3截面： =(-14+4.6)mm =26-（1.0+0.25+0.26） =26+（1.0-0.267）4=28.96mm 分度圓處的

46、齒厚： 大端齒厚 =（+0.541）×2=6.7mm 小端齒厚 =（-0.26*tan22.5）*2=6.06mm 齒條在與齒扇配合時(shí)，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應(yīng)與齒扇相反，齒條的齒扇與齒扇的齒槽寬相等。二者嚙合為等移距變?yōu)辇X輪嚙合傳動(dòng)。 六、循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度的計(jì)算 為了進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，首先要確定其計(jì)算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩，利用它可求的轉(zhuǎn)向搖臂上得力矩和在轉(zhuǎn)向盤上的切向力。他們均可作為轉(zhuǎn)向系的最大載荷。 鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力σ σ=k

47、 （6-8） σ=1.615 =2334.49Mpa< [σ]=2500MPa 式中系數(shù)k由下式確定 07 （6-9） 查汽車設(shè)計(jì)表7-3取k=1.615 r―鋼球半徑 ―滾道截面半徑 ―螺桿外半徑 E―材料彈性模為2.1 ―鋼球與螺桿間正壓力，可用下式計(jì)算 =/ncoscos （6-10） =12418.72/（38*cos8*cos45） 式中 θ— 接觸角取 —螺桿螺線導(dǎo)程角取 n—參與工作的鋼球數(shù)38

48、 —作用在螺桿上的軸向力 由以上可知接觸應(yīng)力可以滿足要求。 七、齒的彎曲應(yīng)力： <=540Mpa式中：F—作用在齒扇上的圓周力F= M/=3662.73N h—齒扇的齒高b—齒扇的齒寬 —基圓齒厚=S /r-2r（invα-invα）=2**24.02/26-2*24.02*(0.02151448-0)=4.771mm（基圓齒厚的計(jì)算公式見(jiàn)機(jī)械原理課本） 由上可知彎曲應(yīng)力完全滿足。 螺桿與螺母用20CrMnTi剛材料制造，表面滲碳，深度為0.8-1.2mm，表面硬度為HRC58-63。 第七章 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)用來(lái)保證汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)所有車輪能

49、繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心，在不同的圓周上做無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng)。設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向梯形的主要任務(wù)之一是確定轉(zhuǎn)向梯型的最佳參數(shù)和進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算。轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開(kāi)式兩種。一般轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)布置在前軸之后，但當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)位置很低或前軸驅(qū)動(dòng)時(shí)，也有位于前軸之前的。 兩軸汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，若忽略輪胎側(cè)偏影響，兩轉(zhuǎn)向前軸的延長(zhǎng)線應(yīng)交于后軸延長(zhǎng)線。設(shè)，分別是外內(nèi)轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，k為兩主銷中心線延長(zhǎng)線到地面交點(diǎn)之間的距離，則梯形機(jī)構(gòu)應(yīng)保證內(nèi)外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)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(jī)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(shí)際因變角為： 其

50、中 m—梯形臂長(zhǎng) —梯形底角 圖7-1 汽車瞬時(shí)轉(zhuǎn)向圖 應(yīng)使設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形所繪出的實(shí)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(yīng)盡可能小，以減小高速行駛時(shí)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(shí)可適當(dāng)放寬要求，因此在加入加權(quán)因子構(gòu)成評(píng)價(jià)優(yōu)略的目標(biāo)函數(shù)f(x)為: 　 f（x）=﹪ 將上式代得：　f(x)= －﹪ 其中 　x—設(shè)計(jì)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5.5m， 　a—主銷偏移距為55mm， 　K=1320mm L=260

51、0mm = 考慮到此時(shí)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，因此取： 當(dāng) 建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量m及過(guò)小時(shí)，會(huì)使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過(guò)大；當(dāng)m過(guò)大時(shí)，將使梯形布置困難，故對(duì)m的上、下限及對(duì)的下限應(yīng)設(shè)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(guò)程是求f(x)的極小值，故可不必對(duì)的上限加以限制。綜上所述，各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為：m- 梯形臂長(zhǎng)度m設(shè)計(jì)時(shí)常取在＝0.11K，＝0.15K 梯形底角＝ 此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)角不宜過(guò)小，通常取。如上圖所示

52、，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時(shí)達(dá)到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時(shí)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(dòng)角約束條件為 ，式中，為最小傳動(dòng)角。 由上述數(shù)學(xué)模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問(wèn)題是一個(gè)小型的約束非線性規(guī)劃問(wèn)題，可用復(fù)合形法來(lái)求解。 根據(jù)上述思路，可用C語(yǔ)言編程進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)（原程序見(jiàn)附錄）。優(yōu)化的結(jié)果如下： 轉(zhuǎn)向梯形臂長(zhǎng)m=160mm 轉(zhuǎn)向梯形底角 = 第八章 結(jié) 論 本設(shè)計(jì)參考汽車的轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋和轉(zhuǎn)向器多種結(jié)構(gòu)形式而確定農(nóng)用運(yùn)輸車轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋及轉(zhuǎn)向器的方案:主銷采用實(shí)心圓柱形,前

53、軸為中間是圓管的組焊形式,轉(zhuǎn)向器采用循環(huán)球式。 并對(duì)其內(nèi)部參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算和對(duì)轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，并最終設(shè)計(jì)出一個(gè)經(jīng)濟(jì)耐用的轉(zhuǎn)向器。 車輛在制動(dòng)和側(cè)滑情況下,出現(xiàn)重量前移的現(xiàn)象,此時(shí)轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋受力最大。因此本次設(shè)計(jì)在制動(dòng)和側(cè)滑兩中工況下對(duì)前軸,轉(zhuǎn)向節(jié)主銷,轉(zhuǎn)向節(jié)襯套,轉(zhuǎn)向推力軸承進(jìn)行應(yīng)力校核。 前軸校核:前兩鋼板彈簧座附近斷面處的應(yīng)力最大,在此處校核其彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的大小。主銷:在汽車制動(dòng)時(shí)它的最大載荷發(fā)生在下轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的中點(diǎn),對(duì)其進(jìn)行校核。轉(zhuǎn)向節(jié)襯套進(jìn)行擠壓應(yīng)力校核。推力軸承進(jìn)行最大當(dāng)量載荷校核。 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化設(shè)計(jì)保證了汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)所有車輪能繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心

54、,車輪在圓周上作無(wú)滑動(dòng)的純滾動(dòng).然后編程對(duì)其優(yōu)化設(shè)計(jì)。 參考文獻(xiàn) [1] 劉惟信.汽車設(shè)計(jì).北京：清華大學(xué)出版社,2000 [2] 王望予.汽車設(shè)計(jì)(第三版). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [3] 陳家瑞.汽車構(gòu)造(下冊(cè)). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2005 [4] 余志生.汽車?yán)碚?第三版) 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2000 [5] 張洪欣.汽車設(shè)計(jì)(第二版). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1996 [6] 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè). 北京：化學(xué)工業(yè)出版社,1999 [7] 自動(dòng)車技術(shù)協(xié)會(huì)[日].小林明.汽車工程手冊(cè). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1996 [8] 劉鴻文.材

55、料力學(xué). 北京：高等教育出版社,1991 [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(cè).人民交通出版社,1986 [11] 徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（3、4卷）北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1991 [12] 陳軍.汽車拖拉機(jī)轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設(shè)計(jì).西北農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 2000年,第7期,N0.18 [13] 陳思忠.拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車, 2000年,第8期,N0.32 [14] 安徽飛彩有限公司.農(nóng)用運(yùn)輸車的發(fā)展趨勢(shì),2001年第3期,N0.12 [15] 張武農(nóng).我國(guó)汽車工業(yè)創(chuàng)新的策略研究,2001年,第6期,N0.9 [16] 錢振

56、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(jì)與檢測(cè).北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1996 致 謝 本設(shè)計(jì)得到xxx等老師的親切指導(dǎo)，在我的設(shè)計(jì)中，他們給我提出了許多不可或缺的指導(dǎo)，給了我莫大的啟迪和自信！在此我對(duì)他們表示最崇高的敬意。 本設(shè)計(jì)組中的同學(xué)們給與我多方面的幫助，對(duì)此我對(duì)他們表示由衷的謝意。另外，我還對(duì)關(guān)心，支持該設(shè)計(jì)的老師同學(xué)深表謝意！懇請(qǐng)答辯尊師批評(píng)指正，不勝感激。 37 附 錄 轉(zhuǎn)向梯形優(yōu)化設(shè)計(jì)源程序如下： #include"math.h" #define HUDU

57、 3.1415926/180 main() { float calculate(); floatm,k,L,fx,gm,gmmax,det,ctmax,resault[3]={0,0,150},h; int i; printf("enter L: "); scanf("%f",&L); printf("enter k: "); scanf("%f",&k); printf("enter gmmax: "); scanf("%f",&gmmax); printf("enter ctmax: ")

58、; scanf("%f",&ctmax); printf("enter det: "); scanf("%f",&det); for(i=0;i<=1000;i++) {m=(float)(rand()%(int)(15*k-11*k))/100+0.11*k; gm=(float)(rand()%(int)(10*gmmax-700))/10+70.000; h=(cos(det*HUDU)-2*cos(gm*HUDU)+cos(gm*HUDU+ctmax*HUDU))/(cos(det*HUDU)-cos(gm*HUDU))/c

59、os(gm*HUDU)-2*m/k; if(h<0) continue; fx=calculate(m,gm,k,L,ctmax); if(fx

60、loat m,gm,k,L,ctmax; {float a=0,b=0,c=0,d=0,fx=0,ct=1,sum=0; for(ct=1;ct<=ctmax;ct++) { a=sin(gm*HUDU+ct*HUDU); b=sqrt(k*k/m/m+1-2*k/m*cos(gm*HUDU+ct*HUDU)); c=90-atan((1/tan(ct*HUDU)-k/L)); d=k/m*(2*cos(gm*HUDU)-cos(gm*HUDU+ct*HUDU))-cos(2*gm*HUDU) sum=(gm-asin(a/b))/c-acos(d/b)/c-1; sum=fabs(sum); if(ct>0&&ct<10) sum=1.5*sum; else if(ct>=10&&ct<20) sum=sum; else if(ct>=20&&ct