重型自卸汽車轉向系及前橋設計

1、<p>　　重型自卸汽車轉向系及前橋設計</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　汽車在行駛的過程中，需要按照駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向，即所謂的汽車轉向。汽車的轉向系統(tǒng)是一套用來改變或恢復汽車行駛方向的專用機構，本文的研究內容即是重型自卸汽車的轉向系設計。</p><p>　　本文針對的是與非獨立懸架相

2、匹配的整體式兩輪轉向機構。利用相關汽車設計和連桿機構運動學的知識，首先對汽車總體參數(shù)進行設計，在此基礎上，對轉向器，轉向傳動機構進行選擇，接著再對轉向器和轉向傳動機構（主要是轉向梯形）進行設計，最后，利用軟件AUTOCAD完成轉向梯形和轉向器的設計圖紙。</p><p>　　轉向器在設計中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉向器，在對轉向器的設計中，包括了螺桿—鋼球—螺母傳動副的設計和齒條—齒扇傳動副的設計，前者是基于參照

3、同類汽車，確定出鋼球中心距，設計出一系列的尺寸，而后者則是根據(jù)汽車前軸的載荷來確定出齒扇模數(shù)，再由此設計出所有參數(shù)的。</p><p>　　轉向梯形的設計選用的是整體式轉向梯形，本文在設計中借鑒同類汽車轉向梯形設計的經(jīng)驗尺寸對轉向梯形進行尺寸初選。再通過對轉向內輪實際達到的最大偏轉角時與轉向外輪理想最大偏轉角度的差值的檢驗，和作為一個四桿機構對其最小傳動角的檢驗，來判定轉向梯形的設計是否符合基本要求。</p

4、><p>　　本文在消化，吸收，總結，歸納前人的成果上，系統(tǒng)、全面地對機械動力轉向系進行理論分析，設計及優(yōu)化。為重型自卸汽車轉向系的設計開發(fā)提供了一種步驟簡單的設計方法。</p><p>　　關鍵詞：轉向系，轉向器，轉向梯形</p><p>　　THE DESIGN OF HEAVY DUMP (THE DESIGN OF STEERING SYSTEM AND RRO

5、NT AXLE)</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　In a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so-called steering. Vehicle steering system is

6、used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency, the contents of this paper is the study of light vehicle steering system design.</p><p>　　This article is aimed at non-independent susp

7、ension and would like to match the overall style of the two steering. The use of the relevant vehicle design and kinematic linkage of knowledge, first of all, the overall parameters of the vehicle design, in this basis,

8、the steering gear, steering transmission choice, and then to the steering gear and steering transmission (mainly trapezoidal steering ) design, and finally, the use of AUTOCAD software and the steering gear steering link

9、age to complete</p><p>　　Steering the ball of choice is the cycle of fan-type steering gear rack teeth, in the design of steering gear, including a screw - Ball - Vice-nut drive the design and rack - fan dri

10、ve gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to det

11、ermine the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters.</p><p>　　Steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linka

12、ge from a similar experience in the design of the size of the steering linkage to the primary size. Through to the actual steering wheel in the maximum deflection angle with the steering wheel in the most ideal test of t

13、he difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transmission angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in</p><p>　　In this paper, digestion, absor

14、ption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the systematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretical analysis, design and optimization. For the light vehicle steering sys

15、tem design and development provides a simple design method steps.</p><p>　　Key word: steering system，steering gear，steering trapezoid</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>

16、;　　前言1</b></p><p>　　第一章 從動橋結構方案的確定2</p><p>　　§1.1從動橋總體方案確定2</p><p>　　第二章 轉向系結構方案的確定3</p><p>　　§2.1轉向系整體方案的分析3</p><p>　　§2.1.1轉向器方

17、案的分析3</p><p>　　§2.1.2 循環(huán)球式轉向器結構及工作原理3</p><p>　　§2.1.2動力轉向系統(tǒng)分類4</p><p>　　§2.2轉向系整體方案的分析5</p><p>　　第三章 從動橋的設計計算6</p><p>　　§3.1從動橋主要零

18、件尺寸的確定6</p><p>　　§3.2 從動橋主要零件工作應力的計算6</p><p>　　§3.2.1 制動工況下的前梁應力計算7</p><p>　　§3.2.2 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算9</p><p>　　§3.3 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算10<

19、/p><p>　　§3.3.1 在制動工況下10</p><p>　　§3.3.2 在側滑況下11</p><p>　　§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12</p><p>　　§3.4.1 在制動工況下12</p><p>　　§3.4.2

20、在側滑工況下13</p><p>　　第四章 轉向系統(tǒng)的設計計算15</p><p>　　§4.1 轉向系主要性能參數(shù)15</p><p>　　§4.1.1 轉向器的效率15</p><p>　　§4.1.2 傳動比的變化特性16</p><p>　　§4.1.3 給定

21、的主要計算參數(shù)16</p><p>　　§4.1.4 轉向盤回轉總圈數(shù)17</p><p>　　§4.2 轉向系計算載荷的確定17</p><p>　　§4.3 循環(huán)球式轉向器的計算18</p><p>　　§4.3.1 循環(huán)球式轉向器主要參數(shù)18</p><p>　　

22、§4.3.2 螺桿、鋼球和螺母傳動副18</p><p>　　§4.3.3 齒條、齒扇傳動副設計19</p><p>　　§4.4 循環(huán)球式轉向器零件強度的校核21</p><p>　　§4.4.1 鋼球與滾道間的接觸應力21</p><p>　　§4.4.2 齒的彎曲應力22<

23、;/p><p>　　§4.5 液壓動力轉向機構的計算23</p><p>　　§4.5.1 動力轉向系統(tǒng)的工作原理23</p><p>　　§4.5.2 轉向動力缸的工作分析24</p><p>　　§4.5 轉向梯形機構確定、計算及優(yōu)化27</p><p>　　§

24、5.5.1 轉向梯形結構方案分析27</p><p>　　§5.5.2 整體式轉向梯形機構優(yōu)化設計28</p><p><b>　　第六章 結論34</b></p><p><b>　　參考文獻35</b></p><p><b>　　致 謝36</b>&l

25、t;/p><p><b>　　前言</b></p><p>　　自卸車是利用發(fā)動機動力驅動液壓舉升機構，將車廂傾斜一定角度從而達到自動卸貨，并依靠箱貨自重使其復位的專用汽車。</p><p>　　自卸車用途廣泛，在礦山、水利工程、城市建設、公路、環(huán)衛(wèi)等行業(yè)都有專用的自卸車，在國民經(jīng)濟和社會發(fā)展中有著十分重要的地位還作用。這些年來，隨著經(jīng)濟的持續(xù)快速

26、發(fā)展，基礎建設投資逐年增加，重型自卸車市場需求量急劇擴大，有著良好的市場前景。在這樣的背景下，我們對重型自卸汽車的設計就有著廣闊的發(fā)展空間和重要的現(xiàn)實意義。</p><p>　　本次畢業(yè)設計主要是完成重型自卸汽車的前橋和轉向系統(tǒng)的設計。對前橋和轉向系統(tǒng)的分類和工作原理進行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計；對于轉向系統(tǒng)的重要組成部分轉向器和轉向傳動機構進行分析設計，選擇合適的機構和零件。轉向系要求根據(jù)車型

27、好轉向輕便、靈敏的原則，選擇轉向系的類型好計算轉向系的各項參數(shù)，并對轉向梯形進行優(yōu)化設計；前橋要求根據(jù)前橋載荷選擇前橋型式好校核前橋各部件的強度。</p><p>　　第一章 從動橋結構方案的確定</p><p>　　§1.1從動橋總體方案確定</p><p>　　轉向從動橋的主要零件有前梁，轉向節(jié)，主銷、主銷上下軸承及轉向節(jié)襯套，轉向節(jié)推力軸承，輪轂等。

28、</p><p>　　轉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，結構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。它的結構簡單，承載能力大，這種形式現(xiàn)在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，所以前橋采用整體式前橋。</p><p>　　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

29、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。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬文承面。</p><p>　　轉向節(jié)用中碳合金鋼模級成整體式結構。轉向節(jié)通過主銷與前

30、梁的拳部相連，使前輪可以繞主銷偏轉一定的角度使汽車轉向。為減小磨損，轉向節(jié)銷孔內設計時壓入青銅襯套，襯套上的潤滑油槽在上面端部是切通的，用裝在轉向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑，為使轉向輕便，在轉向節(jié)和前梁拳部設有圓錐推力滾子軸承。</p><p>　　第二章 轉向系結構方案的確定</p><p>　　用來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構即稱作汽車的轉向系。轉向系可按轉向能源的不同分為機械轉向系

31、和動力轉向系兩大類。</p><p>　　§2.1轉向系整體方案的分析</p><p>　　§2.1.1轉向器方案的分析</p><p>　　根據(jù)轉向器所用傳動副的不同，轉向器有多種。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。</p><p>　　轉向器的結構形式，決定了其效率特性以及對角傳動比變化特性的

32、要求。選用那種效率特性的轉向器應有汽車用途來決定，并和轉向系方案有關。經(jīng)常行駛在好路面上的轎車和市內用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉向器。</p><p>　　循環(huán)球式轉向器效率高、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整工作容易進行。和其它形式轉向器比較，其結構復雜，對主要零件加工精度要求較高。</p><p>　

33、　蝸桿曲柄銷式轉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。</p><p>　　齒輪齒條式轉向器的結構簡單，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。</p><p>　　本設計采用循環(huán)球式轉向器。</p><p>　　§2.1.2 循環(huán)球式轉向器結

34、構及工作原理</p><p>　　循環(huán)球式轉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。</p><p>　　轉向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。軸承緊度可用調整墊片調整。轉向螺母的下平面上加工成齒條，與齒扇軸內的齒扇部分相嚙合。通過轉向盤轉動轉向螺桿時，轉向螺母不轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。為了減小轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦，其間裝有小鋼球以實

35、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。導管內裝滿了鋼球。兩根導管和螺母內的螺旋管狀通道組合成兩條各自獨立的封閉的鋼球流道。轉向器工作是兩列鋼球只是在各自封閉的流道內循環(huán)，而不脫出。</p><p>　　轉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)球轉向器的正傳動效率很高，操作

36、輕便，使用壽命長。經(jīng)常用于各種汽車。</p><p>　　§2.1.2動力轉向系統(tǒng)分類</p><p>　　目前，轎車上配置的助力轉向系統(tǒng)大致分為三類：機械液壓助力轉向系統(tǒng)、電子液壓助力轉向系統(tǒng)和電動助力轉向系統(tǒng)。</p><p>　?。保C械式液壓動力轉向系統(tǒng)</p><p>　　機械式的液壓動力轉向系統(tǒng)一般由液壓泵、油管、壓力流

37、量控制閥體、V型傳動皮帶、儲油罐等部件構成。液壓泵靠發(fā)動機皮帶直接驅動，無論車是否轉向，這套系統(tǒng)都要工作，而且在大轉向車速上浪費了能量。駕駛這類車，尤其是低速轉彎時，覺得方向比較沉，發(fā)動機也比較費力氣。又由于液壓泵的壓力較低時，需要液壓泵輸出更大的功率以獲得比較大的助力，目前采用重型車普遍采用液壓助力轉向系統(tǒng)。</p><p>　?。玻╇娍厥揭簤褐D向系統(tǒng)</p><p>　　主要由儲油

38、罐、助力轉向控制單元、電動泵、轉向機、助力轉向傳感器（用來檢測轉向時方向盤的角度和汽車轉向的方向，為防側傾控制提供轉向信息）等構成，其中助力轉向控制單元和電動泵是一個整體結構。電子液壓轉向助力系統(tǒng)克服了傳統(tǒng)的液壓轉向助力系統(tǒng)的缺點。它所采用的液壓泵不再靠發(fā)動機皮帶直接驅動，而是采用一個電動泵，動力來自于蓄電池。它所有的工作的狀態(tài)都是由電子控制單元根據(jù)車輛的行駛速度、轉向角度等信號計算出的最理想狀態(tài)。簡單地說，在低速大轉向時，電子控制單元

39、驅動電子液壓泵以高速運轉輸出較大功率，使駕駛員打方向省力；汽車在高速行駛時，液壓控制單元驅動電子液壓泵以較低的速度運轉，在不至于影響高速打轉向的需要同時，節(jié)省一部分發(fā)動機功率。</p><p>　?。常╇妱又D向系統(tǒng)</p><p>　　電動助力轉向系統(tǒng)(Electronic Power Steering)，簡稱EPS，它利用電動機產(chǎn)生的動力協(xié)助駕車者進行動力轉向。EPS的構成，不同的車

40、盡管結構部件不一樣，但大體是雷同。一般是由轉向傳感器、電子控制單元、電動機、減速器、機械轉向器、以及畜電池電源所構成。汽車在轉向時，轉向傳感器會“感覺”到轉向盤的力矩和擬轉動的方向，這些信號會通過數(shù)據(jù)總線發(fā)給電子控制單元，電控單元會根據(jù)傳動力矩、擬轉的方向等數(shù)據(jù)信號，向電動機控制器發(fā)出動作指令，從而電動機就會根據(jù)具體的需要輸出相應大小的轉動力矩，從而產(chǎn)生了助力轉向。在電子控制單元控制下，汽車能容易地實現(xiàn)可變助力功能，即在車速較低的時候助

41、力能量大，方向盤輕，車速高時助力能量小，方向盤重，這樣給安全行車帶來好處。如果不轉向，則本套系統(tǒng)就不工作，處于休眠狀態(tài)等待調用。一般高檔轎車使用這樣的助力轉向系統(tǒng)的比較多。</p><p>　　§2.2轉向系整體方案的分析</p><p>　　此次畢業(yè)設計的是滿載質量為64t的重型自卸車，滿載時前橋載荷是14.3t，分析可知：采用液壓整體式助力轉向系，機械轉向器采用循環(huán)球式轉向器

42、，分配閥采用轉閥，轉向傳動機構采用整體式轉向梯形，且布置在前橋之后。</p><p>　　第三章 從動橋的設計計算</p><p>　　§3.1從動橋主要零件尺寸的確定</p><p>　　轉向從動橋采用工字形斷面的前梁，可保證其質量最小而在垂向平面內的剛度大，強度高。工字形斷面尺寸的推薦值，見圖4-1，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)

43、和水平彎曲截面系數(shù)（單位為）可近似取為：</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　式中：a----工字形斷面的中部尺寸。</p><p><b>　　由經(jīng)驗公式：</b></p><p>　　式中：m---作用于前梁上的簧上質量；</p><p>

44、　　---車輪中線至板簧中線的距離。</p><p>　　取=mm(B為前輪距，為2650mm。S為前梁上兩鋼板彈簧中心間的距離，取為1200mm)</p><p>　　§3.2 從動橋主要零件工作應力的計算</p><p>　　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)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。繪制計算

45、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，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。如下所示：</p><p>　　1-制動工況下的彎矩圖 2-側滑工況下的彎矩圖</p><p>　　圖3—1轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖</p><p>　　§3.2.

46、1 制動工況下的前梁應力計算</p><p>　　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矩?？紤]到制動時汽車質量向前，轉向橋轉移，則前輪所承受的地面垂直反力為：</p><p>　　式中：——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，143992N；</p><p>　　——汽車制動時對前橋的質量轉移系數(shù)，；為整車滿載質心高度；為輪胎與路面的附著

47、系數(shù)，制動工況時取0.7；b為整車質心到后橋中心線的水平距離（mm)。</p><p>　　前輪所承受的制動力：</p><p>　　式中：——輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.7；</p><p>　　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：</p><p><b>　　N·mm</

48、b></p><p>　　式中：—見圖3—1，取=725mm</p><p>　　—車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取=3229N；</p><p>　　—前輪輪距取B=2650mm；</p><p>　　S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為1200mm</p><p><b>　　則<

49、;/b></p><p>　　制動力還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T：</p><p><b>　　T=</b></p><p>　　式中：—輪胎的滾動半徑取680mm</p><p><b>　　則有</b></p><p>　　(a)Ⅱ-Ⅱ斷面(b)Ⅰ-Ⅰ

50、斷面</p><p><b>　　圖3—2</b></p><p>　　前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面（Ⅱ-Ⅱ斷面）處的彎矩和扭矩最大。</p><p>　　彎曲應力（單位為）為：</p><p><b>　　式中:</b></p><p>　　前梁應力的許用值為=300,當a

51、=45mm時，=13.2</p><p><b>　　得：</b></p><p>　　扭轉應力（單位為）為：，為前軸在危險斷面處的扭轉截面系數(shù)（）。</p><p>　　——前梁橫截面的極慣性矩。</p><p>　　——前梁橫截面的最大寬度。</p><p>　　故a=45mm滿足使用條件。&

52、lt;/p><p>　　§3.2.2 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算</p><p>　　設車輛向左側滑，如汽車高速行駛時急速右轉彎，側滑時側向力達到最大。對右前輪接地點取距：</p><p>　　式中：—汽車質心高度取為1460mm；—車輪與地面附著系數(shù)取為0.6；</p><p>　　此時，向右作用。則有：</p&g

53、t;<p>　?、?Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ斷面所受彎矩為：</p><p>　　取y=140mm，，</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　其中，</b></p><p>　　§3.3 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算</p><p&g

54、t;　　如圖4—2所示，轉向節(jié)的危險斷面在軸徑為的輪軸根部即III-III剖面處。</p><p>　　§3.3.1 在制動工況下</p><p>　　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矩，因制動力矩不經(jīng)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。</p><p><b>　　所以合成彎矩為：</b

55、></p><p><b>　　，</b></p><p>　　——轉向節(jié)軸頸根部直徑，??；</p><p>　　——輪胎中心線至Ⅲ-Ⅲ斷面的距離，取。</p><p>　　圖3—3轉向節(jié)受力簡圖</p><p><b>　　則</b></p><p

56、>　　故70mm的軸頸滿足要求。</p><p>　　轉向節(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。</p><p>　　§3.3.2 在側滑況下</p><p>　　在側滑時左、右轉向節(jié)在危險斷面III—III處的彎矩是不等的，以向

57、左側滑為例，有：</p><p>　　左右轉向節(jié)軸頸處的彎矩為：</p><p><b>　　彎曲應力為：</b></p><p>　　因此左右轉向節(jié)都符合要求。</p><p>　　詳細D=W=G圖=紙：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六</p><p>　　全 套 資 料 低 拾10快起&

58、lt;/p><p>　　§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</p><p>　　主銷常采用20Cr、20CrNi、20CrMnTi等低碳合金鋼制造，滲碳淬火，滲碳層深1.0~1.5mm，淬火后表面硬度為56~62HRC。為簡化設計，設主銷后傾角和前輪外傾角均為零，并假定力的作用點位于主銷襯套中點。受力分析見圖3-3、3-4：</p><p>

59、;　　圖3—4主銷受力簡圖</p><p>　　§3.4.1 在制動工況下</p><p>　　制動時，支撐力在主銷上產(chǎn)生兩個反向力、，依據(jù)主銷上力矩平衡關系，得：</p><p>　　制動力產(chǎn)生的力矩由轉向橫拉桿反力矩N平衡，取，即：</p><p>　　在主銷支撐上產(chǎn)生兩個同方向、：</p><p>　　

60、取，轉向橫拉桿反力N在主銷支撐上產(chǎn)生兩個同向力、：</p><p>　　式中，為主銷內傾角，=。</p><p>　　通過制動底板傳來的制動力使轉向節(jié)產(chǎn)生轉動趨勢，主銷支撐上兩個反向力、用以制止其轉動趨勢：</p><p><b>　　綜上：</b></p><p>　　§3.4.2 在側滑工況下</p&

61、gt;<p>　　以向左側滑為例，分別計算左右主銷上下襯套上的作用力：</p><p>　　取、、、、中的最大值作為主銷的計算載荷，則，</p><p>　　計算主銷在前軸拳部下端面處的彎曲應力和剪切應力：</p><p>　　式中：h為主銷下襯套中點至前軸拳部下端面的距離（mm）：為主銷直徑（mm）。</p><p>　　主銷

62、的許用彎曲應力，許用剪切應力。</p><p>　　主銷襯套的擠壓應力為：</p><p>　　式中：l為襯套長（mm）。</p><p>　　經(jīng)校核強度滿足要求。</p><p>　　第四章 轉向系統(tǒng)的設計計算</p><p>　　§4.1 轉向系主要性能參數(shù)</p><p>　　&

63、#167;4.1.1 轉向器的效率</p><p>　　功率從轉向軸輸入，經(jīng)轉向器輸出所求得的效率稱為正效率，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示，。</p><p>　　其中，為轉向器中的摩擦功率；</p><p>　　為作用在齒條軸上的功率。</p><p>　　為了保證轉向時駕駛員轉動方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉向后轉向

64、輪和轉向盤能自動回正，又需要一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至方向盤時應盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。</p><p><b>　　轉向器的正效率：</b></p><p>　　影響轉向器正效率的因素有：轉向器的類型、結果特點、結構參數(shù)和制造質量等。轉向器類型、結構特點與效率在前述的幾種轉向器中，齒輪齒條式

65、、循環(huán)球式的正效率比較高。</p><p><b>　　轉向器逆效率：</b></p><p>　　根據(jù)逆效率大小的不同，轉向器又分為可逆式、極限可逆式、和不可逆式三種。</p><p>　　循環(huán)球式轉向器屬于可逆式轉向器，其逆效率相當高，它能保證轉向后，轉向輪和轉向盤自動回正。這既減輕了駕駛員的疲勞，又提高了行駛的安全性。但是，在不平路面上行

66、駛時，車輪受到的沖擊力能大部分傳至轉向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神緊張；如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。</p><p>　　本車設計轉向器為循環(huán)球式，其傳動副之間用滾動摩擦代替滑動摩擦，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，對于蝸桿和螺桿類轉向器，其效率可用下式計算：</p><p>　　式中：——螺桿的螺線導程角；</p>

67、<p><b>　　——摩擦角，；</b></p><p><b>　　——摩擦因數(shù)。</b></p><p><b>　　取，，得：</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　上式表明：增加導成角正逆效率均增大。受增

68、大的影響不宜過大，一般，本車選用。</p><p>　　§4.1.2 傳動比的變化特性</p><p><b>　　1. 轉向系傳動比</b></p><p>　　轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比和轉向系的力傳動比。</p><p>　　2. 力傳動比與轉向系角傳動比的關系</p><p&

69、gt;　　輪胎與地面之間的轉向阻力和作用在轉向節(jié)上的轉向阻力矩之間的關系</p><p><b>　　(4-1)</b></p><p>　　式中，a為主銷偏移距此處，指從轉向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點至車輪中心平面與支撐平面交線間的距離。作用在方向盤上的手力為為</p><p><b>　　(4-2)</b>&l

70、t;/p><p>　　式中，為作用在方向盤上的力矩；為方向盤的直徑。</p><p>　　將式(4-1)、(4-2)代入后得到</p><p><b>　　(4-3)</b></p><p>　　有(4-3)知，當主銷偏移矩a小時，力傳動比應取大些才能保持轉向輕便。</p><p>　　§4

71、.1.3 給定的主要計算參數(shù)</p><p>　　軸距L=4580mm</p><p>　　輪距前輪2650mm</p><p>　　輪胎14.00-24 D=1430mm B=360mm</p><p>　　輪胎氣壓：750靜力半徑：680mm</p><p>　　最小轉彎半徑小于等于9.3m</p>

72、<p>　　外輪的最大轉角：內輪的最大轉角：</p><p>　　汽車總重：23t(空載)、64t（滿載）</p><p>　　前軸載荷：84178.2N（空載）、143992.8N（滿載）</p><p>　　§4.1.4 轉向盤回轉總圈數(shù)</p><p>　　根據(jù)總布置設計，得到轉向輪的最大轉角和；在轉向系設計之初，可

73、以根據(jù)車型和選擇的轉向器型式，給出大致的轉向系角傳動比。</p><p>　　有了上述參數(shù)，可計算轉向盤總回轉圈數(shù)。</p><p>　　式中:――內轉向輪最大轉角（度）；</p><p>　　——外轉向輪最大轉角（度）；</p><p>　　§4.2 轉向系計算載荷的確定</p><p>　　轉向系全部零件

74、的強度，是根據(jù)作用在轉向系零、部件上的力進行確定的。影響這個力的因素很多，如前軸負荷和路面阻力的變化等。駕駛員轉向輪所需克服的阻力，主要是車輪轉動阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉向系中特別是在轉向器和轉向節(jié)中的摩擦阻力等所組成。</p><p>　　汽車在瀝青或者混凝土路面上原地轉向阻力矩：</p><p>　　式中:――輪胎和路面的摩擦因數(shù),?。?.7;</p><p>　

75、　――轉向軸負荷＝143992.8N；</p><p>　　――輪胎氣壓P＝0.75Mpa；</p><p><b>　　代入得：</b></p><p>　　作用在方向盤上的手力：對于轉向器和動力轉向器動力缸以前零件的計算載荷，應取駕駛員作用在轉向盤輪緣上的最大瞬時力</p><p>　　§4.3 循環(huán)球式轉

76、向器的計算</p><p>　　循環(huán)球式轉向器中螺桿、鋼球和螺母傳動副的結構圖如圖4-1所示。</p><p>　　圖4-1螺桿,鋼球,螺母傳動副</p><p>　　§4.3.1 循環(huán)球式轉向器主要參數(shù)</p><p>　　參考《汽車設計》表7-1，得：</p><p>　　齒扇模數(shù)m=6.5mm，搖臂軸直

77、徑D=45mm，鋼球中心距=40mm，螺桿外徑=38mm,鋼球直徑d=8.000mm,螺距P=11.000mm,工作圈數(shù)W=2.5，環(huán)流行數(shù)b=2，螺母長度：82mm，齒扇齒數(shù)=5，齒扇整圓齒數(shù)Z=15，齒扇壓力角為27°30´，切削角=7°30´，齒扇寬B=38mm。</p><p>　　§4.3.2 螺桿、鋼球和螺母傳動副</p><p&g

78、t;　　1.螺母內徑=+==41.2mm。</p><p>　　每個環(huán)路中鋼球的數(shù)量為：</p><p><b>　　個取</b></p><p>　　其中為螺桿的螺線導程角，選8°。</p><p>　　2.接觸角θ是鋼球與螺桿滾道接觸點的正壓力方向與螺桿滾道法向截面軸線間的夾角，一般取45°，以使

79、軸向力和徑向力分配均勻。</p><p>　　3.轉向盤轉動角，對應螺母移動距離s為：</p><p><b>　　(4-12)</b></p><p>　　與此同時齒扇節(jié)圓轉過的弧長等與s，相應搖臂軸轉過角，其關系：</p><p><b>　　(4-13)</b></p><

80、p>　　其中r為齒扇節(jié)圓半徑。</p><p>　　聯(lián)立（4-12）（4-13）得=，將對求導，得轉向器角傳動比為：</p><p><b>　　=27.85</b></p><p><b>　　滾動截面</b></p><p><b>　　一般取</b></p&g

81、t;<p>　　§4.3.3 齒條、齒扇傳動副設計</p><p>　　循環(huán)球式轉向器的齒扇為變厚齒扇，它的齒頂和齒根的輪廓是圓錐的一部分，分度圓上的齒厚是變化的，所以此傳動副的設計主要是變厚齒扇的設計。</p><p>　　表4-1 基準剖面（1-1剖面）的齒形計算</p><p>　　表4-2 最大變位系數(shù)剖面（2-2剖面）齒頂變尖核算&

82、lt;/p><p>　　圖4-2 變厚齒扇齒形計算簡圖</p><p>　　齒扇軸在從動線自左向右看是又窄又低的形狀，變位系數(shù)逐漸增大，設0-0面與中間面1-1面的間距。</p><p>　　齒條在與齒扇配合時，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應與齒扇相反，齒條的齒扇與齒扇的齒槽寬相等。二者嚙合為等移距變位齒輪嚙合傳動。</p><

83、p>　　§4.4 循環(huán)球式轉向器零件強度的校核</p><p>　　為了進行強度計算，首先要確定其計算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉向時轉向輪的轉向阻力矩，利用它可求得轉向搖臂上的力矩和在轉向盤上的切向力。他們均可作為轉向系的最大載荷。</p><p>　　§4.4.1 鋼球與滾道間的接觸應力</p><p>　　用下式計算鋼球與滾

84、道之間的接觸應力σ：</p><p>　　式中：k——系數(shù)，根據(jù)值查《汽車設計》表7-3查出，,；</p><p><b>　　——滾道截面半徑；</b></p><p><b>　　——鋼球半徑；</b></p><p><b>　　——螺桿外半徑；</b></p>

85、;<p>　　E——材料彈性模量，等于；</p><p>　　F3——鋼球與螺桿之間的正壓力，</p><p><b>　　可用下式計算</b></p><p>　　式中：—螺桿螺線導程角；</p><p><b>　　—接觸角；</b></p><p>　　—

86、參與工作的鋼球數(shù)；</p><p>　　—作用在螺桿上的軸向力。</p><p><b>　　其中，</b></p><p>　　當接觸表面硬度為58—64HRC時，許用接觸應力[σ]=2500。</p><p>　　§4.4.2 齒的彎曲應力</p><p>　　用下式計算齒扇齒的彎曲

87、應力：</p><p>　　式中：—作用在齒扇上的圓周力；</p><p><b>　　—齒扇的齒高；</b></p><p><b>　　—齒扇的齒寬；</b></p><p><b>　　—基圓齒厚。</b></p><p><b>　　其

88、中，,取mm</b></p><p><b>　　，顯然符合要求。</b></p><p><b>　　許用彎曲應力為。</b></p><p>　　螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳。前軸負荷不大的汽車，滲碳層深度在0.8～1.2mm；前軸負荷大的汽車，滲碳層深度在1.05～1.45mm。表面硬度為

89、58—63HRC。</p><p>　　§4.5 液壓動力轉向機構的計算</p><p>　　§4.5.1 動力轉向系統(tǒng)的工作原理</p><p>　　為了減輕轉向時駕駛員作用到轉向盤上的手力和提高行駛安全性，當轉向軸軸載質量超過4t時，應該采用動力轉向。動力轉向系統(tǒng)是在機械式轉向系統(tǒng)的基礎上加一套動力輔助裝置組成的。如下圖所示：</p&g

90、t;<p>　　圖4-3轉向系統(tǒng)結構圖</p><p>　　1.轉向器動力缸 2.助力缸 3.過渡搖臂</p><p>　　采用雙助力缸的特點：</p><p>　　兩搖臂之間通過聯(lián)動桿連接，能夠保證轉向輪轉向平穩(wěn)。</p><p>　　多增設一個動力缸，可減少主動力缸的負荷及相連構件如轉向垂臂的負荷。</p>&

91、lt;p>　　只要布局合理，就可以避免不同部件之間產(chǎn)生的干涉。</p><p>　　§4.5.2 轉向動力缸的工作分析</p><p><b>　　轉向器動力缸的設計</b></p><p>　?。?）作用在活塞上的力存在這樣一個平衡條件：</p><p>　　式中，—由轉向車輪的轉向阻力矩所確定的作用于

92、齒扇上的圓周力；</p><p>　　—活塞與缸筒間的摩擦力；</p><p>　　—由轉向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力；</p><p>　　—高壓油液對活塞的推力。</p><p><b>　　其中，</b></p><p><b>　　聯(lián)立可得：</b><

93、/p><p>　　106.5mm取=120mm</p><p><b>　　式中，</b></p><p>　　——轉向車輪的轉向阻力矩（1.47×107 N·mm）；</p><p>　　——齒扇的嚙合半徑(48.75mm)；</p><p>　　——轉向傳動機構的力傳動比(2)

94、；</p><p>　　——轉向傳動機構的效率(85%)；</p><p>　　——活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)（取0.0085）；</p><p>　　——齒扇的嚙合角()；</p><p>　　——轉向盤上的切向力(700N)；</p><p>　　——轉向盤的半徑（取250mm）；</p><p&g

95、t;　　——活塞桿直徑（取38mm）；</p><p>　　—轉向螺桿螺旋滾道的導程角（8°）；</p><p>　　—換算摩擦角(0.5°)；</p><p>　　—動力缸內的油液壓力(15MPa)。</p><p>　　計算得，=36942N，=2970N,=21384N,=17235N</p><

96、p><b>　　聯(lián)立可得：</b></p><p>　　106.5mm取=120mm</p><p>　　分析得出,液壓動力缸的受力基本滿足</p><p><b>　　2.活塞行程的計算</b></p><p>　　對于整體式動力轉向器，活塞最大位移量可由轉向盤總圈數(shù)乘以螺桿與螺母滾道的螺距

97、來求得，即</p><p>　　其中，n為轉向盤總圈數(shù)；t為螺距。</p><p>　　3.動力缸缸筒壁厚的計算</p><p>　　動力缸殼體壁厚，根據(jù)計算軸向平面拉應力來確定，即</p><p>　　式中，p為油液壓力；為動力缸內徑；為動力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，n=3.5～5.0，此處取4.0。為缸體材料的屈服極限。缸體材料用球墨鑄鐵

98、采用QT500－05，抗拉強度為500MPa，屈服點為350MPa。</p><p><b>　　求得取</b></p><p>　　活塞桿用45鋼制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。</p><p><b>　　助力缸的設計</b></p><p>　?。?）.動力轉向器輸出扭矩<

99、/p><p>　　其中， </p><p><b>　　得：</b></p><p>　　助力缸應克服的阻力矩：</p><p><b>　　.助力缸的內徑</b></p><p>　　對于非獨立懸架的重型汽車來說，轉向機構偏置于左邊，直拉桿在汽車

100、左轉向時受到的最大拉力小于右轉向時受到的最大壓力。因此設計時，要選取右轉向時的最大壓力（即轉向輪處于向右最大偏轉位置）來計算。</p><p>　　助力缸應產(chǎn)生的推力用下式計算：</p><p>　　其中，為轉向節(jié)臂長，為過渡搖臂長度，為過渡搖臂軸到動力缸活塞桿之間的距離。</p><p>　　推力與工作油液壓力和動力缸截面面積之間有如下關系：</p>

101、<p><b>　　且 </b></p><p>　　其中，為助力缸的機械效率，取0.95；為助力缸內徑；為活塞桿直徑，一般初選時可取.</p><p>　　由此可推導出助力缸的內徑：</p><p><b>　　設計時</b></p><p><b>　　得：</b&g

102、t;</p><p>　　圖4-4 助力缸安裝結構圖</p><p>　　1.過渡搖臂2.活塞桿3.助力缸</p><p>　　§4.5 轉向梯形機構確定、計算及優(yōu)化</p><p>　　轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉向梯形參數(shù)，做到汽車轉彎時

103、，保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，使在不同圓周上運動的車輪，作無滑動的純滾動運動。同時，為達到總體布置要求的最小轉彎直徑值，轉向輪應有足夠大的轉角。</p><p>　　§5.5.1 轉向梯形結構方案分析</p><p><b>　　1.整體式轉向梯形</b></p><p>　　圖5－14 整體式轉向梯形</p>

104、<p>　　1—轉向橫拉桿2—轉向梯形臂3—前軸</p><p>　　整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1，轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如圖5－14所示。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點是結構簡單，調整前束容易，制造成本低；主要缺點是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向輪。</p><p>　　當汽車前懸架采用非獨立懸架時，應當采用整體式轉向梯形。整體式轉向梯形的橫拉桿

105、可位于前軸后或前軸前(稱為前置梯形)。對于發(fā)動機位置低或前輪驅動汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側方向延伸，因而會與車輪或制動底板發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。</p><p>　　§5.5.2 整體式轉向梯形機構優(yōu)化設計</p><p>　　汽車轉向行駛時，受彈性輪胎側偏角的

106、影響，所有車輪不是繞位于后軸沿長線上的點滾動，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內側某一點滾動。此點位置與前輪和后輪的側偏角大小有關。因影響輪胎側偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側偏角影響的條件下，分析有關兩軸汽車的轉向問題。此時，兩轉向前輪軸線的延長線應交在后軸延長線上，如圖5－17所示。設、分別為內、外轉向車輪轉角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點之間的距離。若要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，則梯形機構

107、應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系</p><p><b>　?。?－58）</b></p><p>　　若自變角為，則因變角的期望值為</p><p>　　圖5－17 理想的內、外車輪轉角關系簡圖</p><p><b>　　（5－59）</b></p><p>　　現(xiàn)有

108、轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。以圖5－17所示的后置梯形機構為例，在圖上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉向梯形所給出的實際因變角為</p><p><b>　?。?－60）</b></p><p>　　式中，m為梯形臂長；為梯形底角。</p><p>　　所設計的轉向梯形給出的實際因變角，應盡可能接近理論上的期望值。其偏差在最常使用的中間

109、位置附近小角范圍內應盡量小，以減少高速行駛時輪胎的磨損；而在不經(jīng)常</p><p>　　使用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子，構成評價設計優(yōu)劣的目標函數(shù)為</p><p><b>　　×100％ </b></p><p>　　將式（5－59）、式（5－60）代人式（5－61）得</p><

110、;p><b>　　×100％</b></p><p>　　式中，x為設計變量，；為外轉向輪最大轉角，由圖5－17得</p><p><b>　?。?－62）</b></p><p>　　式中，為汽車最小轉彎直徑；為主銷偏移距。</p><p>　　考慮到多數(shù)使用工況下轉角小于20&#

111、176;，且10°以內的小轉角使用得更加頻繁，因此取</p><p><b>　?。?－63）</b></p><p>　　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，值就越大，而優(yōu)化過程是求的極小值，故可不必對的上限加以限制。綜上所述，

112、各設計變量的取值范圍構成的約束條件為</p><p><b>　?。?－64）</b></p><p><b>　?。?－65）</b></p><p><b>　?。?－66）</b></p><p>　　梯形臂長度m設計時常取在，。梯形底角了。</p><

113、;p>　　此外，由機械原理得知，四連桿機構的傳動角不宜過小，通常取≥＝40°。如圖5—17所示，轉向梯形機構在汽車向右轉彎至極限位置時達到最小值，故只考慮右轉彎時≥即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動角約束條件為</p><p>　　≥0 （5－67）</p><p>　　式中，為最小傳動角。</p><p>　　

114、已知，故由式(7—32)可知，為設計變量m及的函數(shù)。由式(5－64)、式(5－65)、式(5－66)和式(5－67)四項約束條件所形成的可行域，如圖5－18所示的幾種情況。圖5－18b適用于要求較大，而可小些的車型；圖5－18c適用于要求較大，而小些的車型；圖5－18a適用介于圖5—18b、c之間要求的車型。</p><p>　　圖5－18 轉向梯形機構優(yōu)化設計的可行域</p><p>　

115、　由上述數(shù)學模型可知，轉向梯形機構的優(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。</p><p>　　#include<stdio.h></p><p>　　#include"math.h"</p><p>　　#define HUDU 3.1415926/180</p><p><

116、b>　　main()</b></p><p><b>　　{</b></p><p><b>　　int m1;</b></p><p><b>　　int m;</b></p><p><b>　　double r;</b></p

117、><p><b>　　double g;</b></p><p><b>　　double=0;</b></p><p><b>　　double a;</b></p><p><b>　　double b;</b></p><p>&

118、lt;b>　　double c;</b></p><p><b>　　double d;</b></p><p><b>　　double e;</b></p><p><b>　　double f;</b></p><p><b>　　double

119、 n;</b></p><p>　　double r1;</p><p>　　double min=100000;</p><p>　　for(m=246;m<=336;m++)</p><p><b>　　{</b></p><p>　　for(r=69.5;r<=90;

120、r+=0.5)</p><p><b>　　{</b></p><p>　　for(g=1;g<=30;g++)</p><p><b>　　{</b></p><p>　　a=sin(r*HUDU+g*HUDU);</p><p>　　b=(pow(2237/m,2)

121、+1-2*2237/m*cos(r*HUDU+g*HUDU));</p><p>　　c=(1/(1/tan(g*HUDU))-2237/4580);</p><p>　　d=2237/m*(2*cos(r*HUDU)-cos(r*HUDU+g*HUDU))-cos(2*r*HUDU);</p><p><b>　　e=a/b;</b><

122、/p><p><b>　　f=d/b;</b></p><p>　　n=(cos(40*HUDU)-2*cos(r*HUDU)+cos(r*HUDU+30*HUDU))/((cos(40*HUDU)-cos(r*HUDU))*cos(r*HUDU))-2*m/2237;</p><p>　　if(fabs(e)>1)||fabs(f)>

123、1</p><p><b>　　{</b></p><p><b>　　e=1;</b></p><p><b>　　f=1;}</b></p><p><b>　　if(g<=10)</b></p><p>　　+=1.5

124、*fabs((r-(e))/c-(f)/c-1);</p><p><b>　　else</b></p><p>　　{if(10<g<=20)</p><p>　　+=1.0*fabs((r-(e))/c-(f)/c-1);</p><p><b>　　else</b></p&g