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车辆与动力工程学院毕业论文在目前金融危机的大环境下，伴随着汽车行业的发展，轻型货 运汽车在国民生产中扮演着更重要的角色。轻型载货汽车各个领域得到了广泛应用，对于它的设计是依据 以往理论知识及实践经验，在满足其功用的前提下来进行的。转向 系统是用来保持或改变汽车行驶方向的机构，它在整体设计中亦有 其重要地位，对转向时车轮正确运动和汽车的安全行驶有重大影响， 这就要求其工作可靠、操纵轻便。在目前的设计和使用方面，转向系统由机械式和动力式两类， 由于动力式转向系统能减轻驾驶员的负担，而且操作方便，所以到 广泛使用。机械式转向系统由于造价低廉，而且能够满足轻型货车 等一大部分汽车的转向需要，固也得到了广泛的使用。机械式转向 系由操纵机构、转向器和转向传动机构组成，其重点是转向器和传 动机构的设计。现今国内轻型汽车多才用整体式循环球式转向器， 整体式后置梯形。本毕业设计说明书，主要讲述了前桥前悬和转向系统的选择设 计和方案分析。对前桥前悬和转向系统的分类和工作原理进行了深 入的对比和分析，选出最优方案来进行设计；对于转向系统的重要 组成部分转向器和转向传动机构进行分析设计，选择合适的机构和 零件。82第一章概述从动桥通过悬架与车架相联，两侧安装着从动车轮，用以在车 架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。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。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个 角，称 为主销后倾角。在横向平面内，主销上部向内倾斜一个B角，称为 主销内倾角。还有车轮外倾角及前束。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。第二章从动桥的方案确定 2.1从动桥总体方案确定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，轮毂等。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。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。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。转向节用中碳合金钢模级成整体式结构。转向节通过主销与前 梁的拳部相连，使前轮可以绕主销偏转一定的角度使汽车转向。为 减小磨损，转向节销孔内设计时压入青铜衬套，衬套上的润滑油槽 在上面端部是切通的，用装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑，为 使转向轻便，在转向节和前梁拳部设有圆锥推力滚子轴承。主销的几种结构型式如图2-1所示，本次设计用(a)。亠 I- JI .枣(b)(c)(d)图2-1主销结构形式(a)圆柱实心型(b) 圆柱空心型 (c) 上，下端为直径不等的圆柱，中间为锥体的主销(d) 下部圆柱比上部细的主销车轮轮毂通过两个圆锥滚子轴承支撑在转向节外端的轴颈上，轴承 的松紧度可通过调整螺母进行调整。轮毂外端用冲压的金属外罩罩 住。轮毂内侧有油封，以防润滑油进入制动器内。第3章汽车悬架的结构选型与分析 3.1悬架的设计要求悬架的主要功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一 切力和力矩，并缓和汽车行驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由 此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。在设计悬架时必须考虑以下几个方面的要求：(1)通过合理设计悬架的弹性特性及阻尼特性确保汽车具有良 好的行驶平顺性，即具有较低的振动频率、较小的振动加速度值和 合适的减振性能，并能避免在悬架的压缩或伸张行程极限点发生硬 冲击，同时还要保证轮胎具有足够的接地能力；合理设计导向机构，以确保车轮与车架或车身之间所有力和 力矩的可靠传递，保证车轮跳动时车轮定位参数的变化不会过大， 并且能满足汽车具有良好的操纵稳定性的要求；(3)导向机构的运动应与转向杆系的运动相协调，避免发生运动 干涉，否则可能引发转向轮摆振；侧倾中心及纵倾中心位置恰当，汽车转向时具有抗侧倾能 力，汽车制动和加速时能保持车身的稳定，避免发生汽车在制动和 加速时车身纵倾；(5)悬架构件的质量要小尤其是非悬挂部分的质量要尽量小；所有零部件应具有足够的强度和使用寿命；制造成本低；（8）便于维修、保养。 3.2悬架的结构形式分析 3.2.1悬架结构形式的分类悬架可分为非独立悬架和独立悬架两类。非独立悬架的结构特 点是，左、右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架（或车身） 连接；独立悬架的结构特点是，左、右车轮通过各自的悬架与车架 （或车身）连接。（图3-1）图3-1 悬架的结构形式简图a）非独立悬架 b）独立悬架以纵置钢板弹簧为弹性元件兼作导向装置的非独立悬架，其主要优点是：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点是： 由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前 悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；簧下质量大；在不平 路面上行驶时，左、右车轮相互影响，并使车轴（桥）和车身倾斜； 当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆使前轮容易产生败阵； 前轮跳动时，悬架易于转向传动机构产生运动干涉；当汽车直线行 驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧 车轮跳动时，不仅车轮外倾角有变化，还会产生不利的轴转向特性； 汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；车轴（桥） 上方要求有与弹簧行程相适应的空间。这种悬架主要用在总质量大 些的商用车前、后悬架以及某些乘用车的后悬架上。非独立悬架主要用于货车、大客车的前、后悬架以及某些轿车 的后悬架。独立悬架的优点是：簧下质量小；悬架占用的空间小；弹性元 件只承受垂直力，所以可以用刚度小的弹簧，使车身振动频率降低， 改善了汽车的行驶平顺性；由于采用断开式车轴，所以能降低发动 机的位置高度，使整车的质心高度下降，改善了汽车的行驶稳定性； 左、右车轮各自独立运动互不影响，可减小车身的倾斜和振动，同 时在起伏的路面上能获得良好的地面附着能力；独立悬架主要用于轿车和部分轻型货车、客车及越野车。 3.2.2悬架的组成及各部件作用悬架作为一个完整的系统主要包括四大部分：弹性元件作用是：避免道路冲击力直接传到车架、车身并缓和冲击力。用于悬架的弹性元件主要有：a，钢板弹簧，大多用于非独立悬架；b， 螺旋弹簧，广泛用于独立悬架，特别是前轮独立悬架，有些后轮非独立悬架，必须加减振器和导向机构；c，扭杆弹簧，扭杆本身扭转刚度是常数，但采用扭杆弹簧的悬架是变刚度的；d， 气体弹簧，变刚度弹簧，一般要导向机构；e，橡胶弹簧，多作悬架副簧和缓冲块。减振器作用是：加速车架与车身振动的衰减，改善汽车行驶的平顺性。 用于悬架的减振器有以下几种：a，油液式双向作用筒式减振器，在压缩和伸张两行程内部起减振作用；b， 油液式单向作用筒式减振器，仅在伸张行程起减振作用；c，油气充气式减振器d， 阻尼可调式减振器，当悬架系统某一参数变化时，减振器阻 力也随之变化导向机构作用是：作传力机构的同时，使车轮按照一定的轨迹相对于车 架和车身跳动，起导向作用。横向稳定器作用是：安装于多数轿车和客车上，目的是为了防止汽车转向 时，发生过大的横向倾斜。 3.3前悬架方案的选择由于本设计是针对轻型货车的底盘结构，并且汽车的布置采用 前置后驱，故在前悬架的选择上可以采用纵置板簧式非独立悬架。纵置板簧式非独立悬架的优点：由于钢板弹簧本身可兼起导向 机构的作用，并有一定的减振作用，使得悬架的结构大为简化。因 而在非独立悬架中大多数采用钢板弹簧作为弹性元件。结合本设计 是研究轻型货车，在后悬架的选择时，对舒适性的要求不高，结构 简单、易于布置，故后悬架采用纵置板簧式非独立悬架。如图3-3 :图3-3 纵置钢板弹簧非独立悬架结构简图第四章转向系的方案确定 4.1转向系整体方案确定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。本次设计采用机械式转向器。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，对轻 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向轮偏 转角的灵敏度。 4. 2转向器结构形式及选择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。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。本设计采用循环球式转向器。 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。第五章从动桥的设计计算 5.1从动桥主要零件尺寸的确定转向从动桥采用工字形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂 向平面内的刚度大，强度高。工字形断面尺寸的推荐值，见图5-1， 图中虚线绘出的是其当量断面。该断面的垂向弯曲截面系数Wv和水 平弯曲截面系数Wh （单位为mm3）可近似取为(5-1)Wv =20a33 Wh = 5.5a3式中a-工字形断面的中部尺寸由经验公式:Wvml2200式中m-作用于前梁上的簧上质量;l-车轮中线至板簧中线的距离。2200Wv = 49030410=67.5 i03mm3求得a =15mm 5.2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：图5 1转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图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pz和垂直力乙传给前梁，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：乙二皿2式中：G!汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N;mi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%;Zi =Gmi =丄0.35 5300 9.8 1.5 = 12550.76N2 2前轮所承受的制动力Pz =乙式中：-轮胎与路面的附着系数取为0.6 ；Pz=12550.760.6=7630.45 N由于乙和Pz对前梁引起的垂向弯矩M v和水平方向的弯矩Mh在两钢 板弹簧座之间达最大值，分别为：G1B SMv=( Z1-gw) 12=(- gw) N *mm2 2Gi , B SM h = PZ2=:、：l2-m1N mm2 2式中：丨2 见图5 1 ,取J=397 mmgw 车轮（包括轮毅、制动器等）所受的重力，N;取gw =980N ;B 前轮轮距取B=1567 mm ；S前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为767 mm1567 -767M贝UM v = （12550 - 980） 二 4684290 N mmM h -12550 0.6 400=3704016N mm制动力Pz还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T:T= Pz rr N mm式中：rr 轮胎的滚动半径取410 mm则有 T=9330410=3825300 N mm前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力 j （单位为MPa）为:M Mhw =Wv Wh式中：W, , Wh , T见式（5-1 ）前梁应力的许用值为tw 1=300500 MPa,当a=15mm时,:w = 236.48N mm故a=15mm满足使用条件。 5.3 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 面垂向反力Z1L和乙R与侧向反力Yl , Yr各不相等，前轮的地面反力 （单位都为N）分别为：T1(12hg 1BiGi(1-2hg i式中：hg 汽车质心高度取为iiOO mmi 车轮与地面附着系数取为0.42 ；此时Yil，Yr向右作用。则有:20734.352(i2 iiOO 0.42i567=i6480.30i8N20734.35(i_2 嗖严)1567二 4254NYl20734.352(12 1100 42) 0.421567= 6921.72N156720734.35(i_2 1100 0.42)0.42= 1786.7N侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂直作用力为：T1L = 0.5Gi G-i i (hg - rr ) ST2 - 0.5Gi - Gi i(hg -仃)-飞式中：Gi 满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷G =1232.989.8=12069.2N；则有T1L =0.5 12069.2 20734.35 0.3(1100 - 500) 一767 =10008.56NT2R =0.5 12069.2 -20734.35 0.3(1100 - 500) 767 = 1169.73N 5.4转向节在制动和侧滑工况下的应力计算如图5 2所示，转向节的危险断面在轴径为di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、在制动工况下III III 剖面处的轴径仅受垂向弯矩M v和水平方向的弯矩M h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Mv， Mh及III III剖面处的合成弯矩应力 J（ MPa）为：M v = (Zi - gw) I3J(乙gw 了+P；=U0.1d,3式中：d,转向节 的轮轴 根部轴径取为50mm, 13 =30 mm w =550 MPa,M； Mf- W得： cr tr Iww3012550一980 ： 9332 =76.099MPa0.1 503故50mm的轴颈满足要求。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1.5 根部的圆角液压处理。2.0mm。轮轴、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，可分别下式求得：Ml皿=Z1LI3-丫1Lrr =16480.3018 30-6921.72 410 =-2343196.146Mr皿=Z1RI3+YRrr =4254x30 + 1786.7x410 = 860168.998许用弯矩Ml = 5 106N *mm因此左右转向节都符合要求。 5.5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5 2(c)和纵向 平面(图5 2(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乙所引起的力矩Z1l1，由位于通过主 销轴线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Qmz所形成的力偶矩Qmz ( c+d )所平衡(见图5 2(b)，故有鸽二詈詈41.27 N式中l1取150，c取91，d取98mm制动力矩PzR由位于纵向平面内并作用于主销的力Qmz所形成的力偶Qmz ( c+d )所平衡(见图5 2(c)。故有mzPzGc d9330 41091 98二 20239.7N而作用于主销的制动力Pz，则由在转向节上下衬套中点处作用 于主销的力Qzu， Qzl平衡(见图5 2(c)，且有：Pzd9330 98c d 一 91 98= 4837.78NPzC9330 9191 98-4492.22N由转向桥的俯视图(图5 2(d)的下图)可知，制动时转向横拉杆的作用力N为:N=Pzll9330150 .7404.76N91 98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100 mm)如将N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N l4(见图5 2(b)。力矩Nl4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QmnNl4c d7404.76 1009198= 3917.9N而力N则内存整向节上下衬套中点处作用于主销的力Qnu , Qni所平衡，且有：Qnu 二出=7404.76 98 =3839.5Nc+d189Nl7404.76 91Qnic+d2565.25N189由图5 2(b)可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Qu和 下衬套的中心作用于主销的合力Q1分别为：Qu = . QMZ QMN -Qnu 2 +(Qmz - Qtu f =20440.3NQ1 =、QmzQmnQni !亠 IQmz Qti=31708.2N 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Q =31708.2N 。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Qmz是不相等的，它们可分别按下式求得：.Zd1 - Y1L&Qmzl _c+d工1935.766N16480.301 150 -6921.72 41091+98ZM 丫皿4254.150 150 1786.7 410Qmzr7252.1Nc d91 98取Q1,Qmzl,Qmzr中最大的作为主销的计算载荷Qj =Q31708.2N，计算主销在前梁拳部下端面应力二w和剪切应力s:Qj0.1d3h MPa4Qj dlMPa ；式中：do 主销直径取为32 mm ;h 转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离，见图5 2(a),取 h=36mm；31708 2:二w3 36 =348.35MPa Lw 丨;0.1 324 31708.23.14 322=39.4MPa !-.s 1;其中 tw l=500MPa ； 鳥=100MPa。主销采用20cr，20CrNi ，20crMnTi等低碳合金钢制造，渗碳淬 火，渗 碳层深1.01.5mm，HRC5662。转向节衬套的挤压应力匚c为：Qj =31708.2 =26.仁：L-J- 50MPaId。36 32式中：I 衬套长为36mm=在静载荷下，上式的计算载荷取Qj15550 1509198= 12341.2 N鱼=12341.2 /0.7MPa ： - c15MPa。Id。36 32c 5.6转向节推力轴承的计算对转向节推力轴承，取汽车以等速na = 40km / h，沿半径R= 50m 的圆周行驶的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯，外轮即左前 左轮的地面垂向反力Z1L增大。2G2h VaZ1G11 ( g)()，将上述计算工况的有关数据代入上式，并 2B1 RghgB0.5则有：Zil 二 1.25Gl =0.6 2 Gi2可近似地认为推力轴承的轴向载荷Fa等于上述前外轮的地面垂 向外力，即：Fa =0.625Gi =13328N。鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大及轴承滚轮使圆 周破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量C0厂42.8KN进行， 且取当量静载荷R =0.4九 “7.12KNFa，故此推力轴承满足要求。第六章 转向系统的设计计算 6.1转向系主要性能参数 6.1.1 转向器的效率功率Pl从转向轴输入，经转向器输出所求得的效率称为正效率， n _ (Pi P2)+ 用符号表示，P3;反之称为逆效率，用符号-表示，_(P3 - P2)P3。其中，P2为转向器中的摩擦功率；P3为作用在齿条轴上的功率。为 了保证转向时驾驶员转动方向盘轻便，要求正效率高；为了保证汽 车转向后转向轮和转向盘能自动回正，又需要一定的逆效率。为了 减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力 传至方向盘时应尽可能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。转向器的正效率 :影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结果特点、结构 参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率 在前述的几种 转向器中，齿轮齿条式、循环球式的正效率比较高。同一类型的转 向器，因结构不同效率也不一样。转向器逆效率-：根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、 和不可逆式三种。齿轮齿条式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，它能 保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳， 又提高了行驶的安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的 冲击力能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”使之精神紧张； 如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。 6.1.2 传动比的变化特性1. 转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。2. 力传动比与转向系角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力 矩Mr之间的关系(6-1)式中，a为主销偏移距此处a =122mm ,指从转向节主销轴线的 延长线与支撑平面的交点至车轮中心平面与支撑平面交线间的距离。作用在方向盘上的手力为Fh为DSW(6-2)式中，Mh为作用在方向盘上的力矩；Dsw为方向盘的直径。2Fip将式(6-1)、(6-2)代入wFh后得到ipr XDSWM h Xa(6-3)有(6-3)知，当主销偏移矩a小时，力传动比ip应取大些才能保持转向轻便。 6.2主要参数的确定 6.2.1 给定的主要计算参数轴距 L=3306mm轮距 前轮1567mm 后轮1485mm轮胎 70.00-20 D=508mm B=293mm最小转弯 半径小于等于5.5m 6.2.2 选择主要转向参数汽车在转向时需要有自动回正能力，这需要转向主销在汽车的 纵向和横向平面内各有一定的倾角。所以选定主销后倾角丫为2 30 ，主销内倾角B为7 ,车轮外倾角a为1 ,前轮前束为10mm转向盘由轮毂、轮缘和轮辐构成，方向盘的直径D有一系列尺寸 (如表6-1 )表6-1 转向盘直径汽车类型方向盘直径D, mm轿车、小型客车、小载重量货车400中型大客车、中等载重量货车450、500大型客车、大载重量货车550可选择方向盘直径400mm ,转向轴是用双万向节，轴与万向节 的连接用花键来实现。 6.2.3 车轮的左右最大转角确定为了避免在汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎 的过快磨损，要求转向系统能保证汽车转向时所有车轮均做纯滚动， 这就需要所有车轮的轴线都交于一点才能实现。此轻型货车应满足 转向时候最小转弯半径小于5.5米，而理想的车轮转角a与B应满足 理想关系式：(6-6)cot：二cot ： +Kl式中：为车轮外转角，B为车轮内转角，K为两侧主销轴线与地 面相交点之间 的距离 (K=1567-2100=1367mm )， 为3308mm ，前轮转臂a=120mm。又因为理想情况下，最小转弯半径Rmin与外转向轮最大偏转角:-max的 关系为：lRminSi n “ max(6-7 )联立(6-6 )( 6-7 )式得至U :max=26.17,：max=31.66图6-1 理想内外轮转角关系简图 6.3转向梯形的选择设计图6-2 整体式转向梯形1-转向横拉杆2-转向梯形臂3-前轴转向梯形选择的是整体式后置梯形（如图6-2 ），图视为把三轴 式汽车假想为两轴式时的图形，L为假想的轴线距离，即是上图的I, 丫为转向梯形的底角，S为两个梯形臂延长线与汽车中心线的交点与前轴的距离，一般为2/3 I.由公式Kcot 丫 =0.75 (6-8 )得转向梯形的底角 丫 =72.78 转向梯形臂的长度m,是参考现有汽车梯形臂长度与主销中心距 K之比的统计数据后进行选择，一般范围是：m=（0.110.15）K 。由 于是轻型载重汽车，固可取梯形臂长度m=150mm。由图形可知，转向横拉杆的长度 跟K和丫有关，其关系式为：=K-2 x mX cos 丫（ 6-9 ）=1262mm则横拉杆长度为1262mm 6.4循环球式转向器的设计 6.4.1 转向器（循环球式）的效率为保证转向时驾驶员转动转向盘的轻便，要求正效率高；为了 保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动回正，又需要一定的逆效率; 为减轻驾驶员在不平路面上的疲劳，防止打手，又要求逆效率尽可能低。正效率的计算公式：tan ： tan(： 0 巧(6-10 )其中为螺杆的螺线导程角，选6 ;为摩擦角，=arctan? ?为摩擦因数，选00,贝则229数据代入（4-10 ）解得 =72.1%逆效率的计算公式：n _tan(叫 _。)tan%(6-11 )=71.3% 6.4.2 主要参数的选择主要参数参考汽车设计表7-1齿扇模数m=6mn，摇臂轴直径D=40mm,钢球中心距Di =35mm,螺 杆外径D2=34mm,钢球直径d=8mm,螺距P=10mm,工作圈数W=2.5，环流 行数b=2，齿扇齿数z=5，齿扇整圆齿数Z=13，齿扇压力角为27 30 ，切削角 =6 30 ，齿扇宽B=34mm。 6.4.3 螺杆、钢球和螺母传动副 螺母内 径 D3 = D2 +8%D1 =36mm 每个环路中钢球的数量为：nDWLd cos：0型=35d其中-0为螺杆的螺线导程角，选6 。接触角9是钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角，一般取45 ，以使轴向力和径向力分配均匀。图6-3 螺杆，钢球，螺母传动副转向盘转动？角，对应螺母移动距离s为：(6-12)VPs 二2 二与此同时齿扇节圆转过的弧长等与s，相应摇臂轴转过-p角，其关S=-pr(6-13)其中r为齿扇节圆半径联立（6-12）（ 6-13）得T=冒-p ，将？对Ip求导，得转向器角传动比i 1为：2 二-mZ2二 mZP=24.492 6.4.4 齿条、齿扇传动副设计循环球式转向器的齿扇为变厚齿扇，它的齿顶和齿根的轮廓是圆锥的一部分，分度圆上的齿厚是变化的，所以此传动副的设计主 要是变厚齿扇的设计。表6-2基准剖面（1-1剖面）的齿形计算：名称公式结果（mm）分度圆直径D = mZD=90齿顶高S02S12 二 Rd - 2(inv-2 - inv%) h = xm r=6齿根高h2 = x2mh2 =1.5齿全高h = h h2h=7.5齿顶圆直径DZ=(2x1 2 )mD1=102分度圆齿厚S1 =(2 jtan ： o)m2S01 =9.42顶圆压力角：1 = COS 4(丄 cos ： 0)R1：4 =39.75顶圆齿厚SoS)i = R2(inv：一inv： 0)rSi =6表6-3最大变位系数剖面（2-2剖面）齿顶变尖核算：名称公式结果 （mm）最大变位系数max -12 -1tan )2m匕 max =0.3608齿顶圆半径ZrR2 =(Ximax )m2R2 =50.1648齿顶圆压力角：2 = cos(丄cos： 0)R2:-2 =40.642分度圆齿厚S02 =(2 maxtan0)m2S02 =11.4389齿顶圆齿厚S02s12 二 R2- -2(inV 2 _inv 0)rS12 =1.698 6.5转向系主要性能参数确定 6.5.1 转向系的角传动比=i 1 i 2 （ 6-14）式中-为转向器的角传动比，i 1=24.492 ； i 2为转向传动机构的 角传动比，一般选择i.2=1。代入（6-9） 得 =24.492其中i.2l2I3式中为转向摇臂长（mn），所以=137mm 6.5.2 转向盘旋转圈数ncpn 乎（6-15）360式中 p.R为转向盘从一个极限位置到另一个极限位置所转过的角度，且：P.R+ B )max max丿=24.492( 26.17 +31.66 )=1416.37所以 n=1416.37-360 =3.9 (圈) 6.6转向系其他元件的选择及材料的确定转向主销选用圆柱实心型，D=40mm； 般选用20Cr。转向节臂 和梯形臂有中碳钢或中合金钢如35Cr，40，40Cr等模锻加工而成， 一般选用40Cr。转向纵、横拉杆应选用质量较轻刚性较好的20，30 或40无缝钢管制造，选用40钢。球头销用合金结构钢12CrNiB、 15CrMo、20CrM nTi或液体碳氮共渗钢35Cr、35CrNi等制造（如 下图 所示结构），一般选用20CrMnTi 。图6-5 转向主销1-球头销2-球头碗3-压紧弹簧第七章悬架的设计计算 7.1悬架主要参数的确定 7.1.1影响平顺性的参数悬架设计的主要目的之一是确保汽车具有良好的行驶平顺性。 汽车行驶时振动越剧烈，则平顺性越差。1，平顺性评价指标ISO2631规定，当振动波形峰值系数乞9时，用加速度的加权均 方根值来评价振动对人体舒适性和健康的影响。评价时采用人体坐 姿受振模型，如图4-1，不仅考虑座椅支撑面处输入点3个方向的 线振动y，还考虑该点3个方向的角振动rx, ry,rz及座椅靠背 和脚支撑面两个输入点各3个方向的线振动Xb, yb, z和xf, yf, z，共3 个输入点12个轴向的振动。对于每个轴向的振动，其加权加速度均 方根值aw可由下式得到：aw 二.：W2 f Ga f df（式 7-1）式中Ga（f ） 振动加速度功率谱密度函数，可由加速度时间历程a t得到；W f考虑人体对不同频率振动的敏感程度不同而引入的频率加权函数。图7-1 人体坐姿受振模型考虑到不同输入点、不同轴向的振动对人体影响的差异，总的 加权加速度均方根值av可求出为：av ： 二匕兀（式 7-2）式中awj用式4-1求出的各轴向振动加速度均方根值；kj各轴向加权系数。总的加权加速度均方根值与人体主观感觉之间的对应关系如表7-1 :表7-1加权加速度均方根值与人途主观感觉之间的关系加权加速度均方根值/ m/s2人体主观感觉2.0极不舒适汽车的振动输出由道路激励输入和汽车对振动的传递特性共同 决定。路面不平度可以用道路功率谱Sq -表征，其中为空间频率， 是路面不平度波长的倒数。当汽车以车速v(m/ s)驶过给定的路面时， 道路激励的时间功率谱可表述为：1_ vSq fSq 门=Csp 2(式 7-3)vf式中 Csp 路面不平度系数，m / S ；f时间频率，Hz。大量的研究和实践结果表明，对平顺性影响最为显著的三个悬 架特性参数为：悬架的弹性特性、阻尼特性以及非悬挂质量。2，悬架的弹性特性和工作行程对于大多数汽车而言，其悬挂质量分配系数，y2/ab二0. 8 1. 2 因而可以近似地认为；=1，即前后桥上方车身部分的集中质量的垂 向振动是相互独立的，并用偏频n,，n2表示各自的自由振动频率， 偏频越小，则汽车的平顺性越好。一般对于采用钢制弹簧的轿车，ni 约为1 1.Hz (60次8 0约为1. 1 7 H5非常接近人体步行时的自然频率。载货汽车的偏频略高于轿车，前悬架约为1.3Hz ,后悬架则可能超过1.5Hz。为了减小汽车的角振动，一般汽车前、后悬架偏频之比约为n, / n 2二0.85 0.95。具体的偏频选取可参考表7-2 :表7-2 汽车悬架的偏频、静挠度和动挠度车型满载时偏频n / Hz满载时静挠度fc / cm满载时动挠度 fd / cmmn2fc1fc2fd1fd1载货1.512.041.672.23611596968汽车由上表选取货车满载时前后悬架的偏频分别为：q = 1.9Hz， n2 = 2.1Hz 所以 q / n, = 1.9/2.1 = 0.90，满足要求。当；=1时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率n1，n2与其相应的悬架刚度Cs1和Cs2以及悬挂质量叫和ms2之间有如下关系：n_丄国_匹（式 7-4）z 2十叫1 Gs11 G gCs22二 丫 ms2 ； Gs2式中 g重力加速度，g=9810nm/S；Cs1,Cs2前、后悬架刚度，N/mm；Gs1, Gs2 前、后悬架簧载重力，N。为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量口引和ms2。而口引和叫2可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。即：1ms2 m前轮轴荷m前轮非簧载质量ms2m后轮非簧载质量（式 7-5）为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为50kg，后悬架的非簧载质量为100kg 。将数据代入式7-5得出:ms1 =1 1.3825t -0.05t = 0.66625t ；ms2 二彳 2.5675t -0.1t =1.23375t。将计算所得的口引和ms2代入式7-4，得到:前、后悬架的刚度分别为：Cs1 = 94.86N / mm ；Cs2 二 214.58N / mm。由于悬架的静挠度fc二msCQ 因而式7-4又可表达为：15.76 丄 m :n2 :.fc115.76fc2（式 7-6）式中fci, fc2的单位为mm。所以 由式7-6求出前、后悬架的静挠度分别为：fc1=68. 8nm fc2 = 56.32mm。悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允 许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/2或1/ 3 ）时，车 轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。为了防止汽车行驶过程中 频繁撞击限位块，应当有足够的动挠度，对于轿车fd / fc的值应不小 于0.5 ,大客车应不小于0.75，载货汽车1.0。所以选取货车前后悬 架的动挠度等于静挠度，即：fdi二fd = 68.8mm fd fc 56.32mm。此时悬架总的工作行程即静挠度fc和动挠度fd之和等于：f, = 137.6mm, f2 = 112.6mm3，悬架的阻尼特性当汽车悬架仅有弹性元件而无摩擦或减振装置时，汽车悬挂质 量的振动将会延续很长的时间，因此，悬架中一定要有减振的阻尼 力。对于选定的悬架刚度，只有恰当地选择阻尼力才能充分发挥悬 架的缓冲减振作用。对于一个带有线性阻尼减振器的悬架系统或弹簧一质量一阻尼系统，可用相对阻尼比来评价阻尼的大小或振动衰减的快慢程度。相对阻尼比可表达为：（式 7-7）式中 Cs弹簧刚度；rm；悬挂部分的质量。上式表明，减振器的阻尼作用除与其阻尼系数k有关外，也与 悬架的刚度及悬挂质量有关。不同刚度和不同质量的悬架系统匹配 时会产生不同的阻尼效果。为了获得良好的平顺性，典型的相对阻 尼比如表7-3 :表7-3 汽车悬架的偏频及相对阻尼比空气弹簧钢制弹簧轿车载货汽车轿车载货汽车前悬后悬前悬后 悬刖悬 后悬前悬后 悬架架架架架架架架偏频n0.50.80.81.21.01.21.31.50.80.60.80.60.40.20.40.3 7.2弹性元件的计算 7.2.1前悬架钢板弹簧的设计计算1，钢板弹簧的布置方案纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故在汽车 上得到广泛的应用。采用纵置钢板对称式钢板弹簧。2,钢板弹簧主要参数的确定在进行钢板弹簧计算之前，已知下列初始条件a,单个钢板弹簧所受的负荷Fw2:ms2=-2.5675t -0.1t ;=1.23375t2Fw2 =1233.75 9.8=12090.75Nb,后悬架的静挠度和动挠度为:fc2 = 56.32mmc,汽车的轴距为：L =3400mm满载弧高la满载弧高fa是指钢板弹簧装到车轴（桥）上，汽车满载时钢板弹簧主片上表面与两端（不包括卷耳孔半径）连线间的最大高度差，如图7-9， fa用来保证汽车具有给定的高度。当fa = 0时，钢板弹簧 在对称的位置上工作。考虑到使用期间钢板弹簧塑性变形的影响和 为了在车架高度已限定时能得到足够的动挠度值，常取 fa =10L 20mmo 这里取 fa =15mm。图7-9 钢板弹簧总成在自由状态下的弧高钢板弹簧长度L的确定钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。增加 钢板弹簧长度L能显著降低弹簧应力，提高使用寿命；降低弹簧刚 度，改善汽车行驶平顺性；在垂直刚度Cs给定的条件下，又能明显 增加钢板弹簧的纵向角刚度。钢板弹簧的纵向角刚度系指钢板弹簧 产生单位纵向转角时，作用到钢板弹簧上的纵向力矩值。增大钢板 弹簧纵向角刚度的同时，能减少车轮扭转力矩所引起的弹簧变形； 选用长些的钢板弹簧，会在汽车上布置时产生困难。原则上，在总 布置可能的条件下，应尽可能将钢板弹簧取长些。一般在下列范围 内选用钢板弹簧的长度：乘用车l=(0.400.55)轴距；货车前悬架，L =(0.260.35)轴距，后悬架：L =(0.350.轴距。这里选取后悬架的钢板弹簧长度为L = 0.352 340 imm0(3)钢板断面尺寸及片数的确定。a，钢板断面宽度b的确定有关钢板弹簧的刚度、强度等，可按等截面简支梁的计算公式 计算，但需引入挠度增大系数加以修正。因此，可根据修正后的 简支梁公式计算钢板弹簧所需要的总惯性矩Jo。对于对称钢板弹簧 有：Jo = (L ksl/(48E)式(7-16)式中 sU形螺栓中心距(mm )；k考虑U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数(刚性夹紧：取k 5。挠性夹紧：取k =0）；c钢板弹簧的垂直刚度（N/mm ），c = Fw/fc ；挠度增大系数（先确定与
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