载货汽车转向桥设计书

载货汽车转向桥设计书1 转向桥本节重点介绍转向桥的定义和安装形式。1.1 转向桥的定义转向桥是汽车的重要组成部分，转向桥是利用车桥中的转向节使车轮可以偏移一定角 度，并承受地面与车架之间的力及力矩，以实现汽车的转向。1.2 转向桥的安装形式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，越野车均为全轮驱动，故他们的前桥既是转向桥也是驱动桥， 称为转向驱动桥。转向桥按与其匹配的悬架结构不用，又可分为非断开式与断开式两种。与非独立悬架 匹配的非断开式的转向桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向桥 时，其两端经转向主销与转向节相连。断开式转向桥与独立悬架相匹配。2 转向桥的结构2.1 转向桥的组成部分各种车型的非断开式转向桥的结构型式基本相同，它主要由前梁（由于汽车前桥为转 向桥，因此其横梁常称前梁） 、转向节、转向主销、转向梯形臂、转向横拉杆等组成。1）前梁 前梁是非断开式转向从动桥最主要的零件，由中碳钢或中碳合金钢模锻而成。其两端各有 一呈拳形的加粗部分作为安装主销前梁拳部。为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用 工字行断面，并相对两端向下偏移一定距离，以便降低汽车发动机的安装位置，从而降低 汽车传动系的安装高度并减小传动轴万向节主、从动轴的夹角；为提高前梁的抗扭强度， 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连接的向下弯曲部 分，则采用上述两种断面逐渐过度的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加 宽支承面。非断开式转向从动桥的前梁亦可采用组合式结构，即由无缝钢管的中间部分和模锻成 型的两端拳形部分组焊而成。这种组合式前梁适用于批量不大的生产，并可省去大型锻造 设备。2）主销其结构型式有几种，如图2-1所示，其中（a）、（b）两种型式是最常见的结构。3）转向节 多用中碳合金钢断模锻成整体式结构，有些大型汽车的转向节，由于其尺寸过大，也 有采用组焊式结构的，即其轮轴部分是经压配并焊上去的。4）转向节臂、转向梯形臂由中碳钢或中碳合金钢如 40、 35Cr、 40CrNi 钢等用模锻加工制成。多采用沿其长度 变化尺寸的椭圆形截面以合理地利用材料和提高其强度和刚度。5）转向横拉杆 应选用刚性好、质量小的 20钢， 30 钢或 35钢的无缝钢管制造，其两端的球形铰接作为单 独组件，组装好后以组件客体上的螺纹旋到杆的两端端部，使横拉杆的杆长可调，以便用 于调节前束。球形铰接的球销与衬垫均采用低碳合金钢如 12CrNi3A,20CrNi,20CrMnTi, 工 作表面经渗碳淬火，渗碳层深1.53.0mm,表面硬度 5663HRC允许采用 40或1图2-1主销的结构型式Fig.2-1 The structural shape of king pin（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45中碳钢制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处用滚压工艺增强，球形铰接的壳体用35钢或40钢制造。为了提高球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采用等离子或气体等离子 金属喷镀工艺；亦可采用耐磨性好的工程塑料制造衬垫。后者在制造过程中可渗入专门的 成分（例如尼龙-二硫化钼），对这类衬垫可免去润滑。6）转向节推理轴承承受作用于汽车前梁上的重力。为减小摩擦使转向轻便，可采用滚动轴承，如推力球 轴承、推力圆锥滚子轴承等。也有采用青铜止推垫片的。7）主销上、下轴承承受较大的径向力，多采用滚动轴承（即压入转向节上、下中的衬套），也有采用滚针轴承的结构。后者的效率较高，转向阻力小，且可延长使用寿命。8）轮毅轴承多由两个圆锥滚子轴承组对，这种轴承的支承刚度较大，可承受较大负荷。轿车因负荷较轻，前轮毅轴承也有采用也有采用一对单列或一个双列向心轴承的，球轴承的效率高,能延长汽车的滑行距离，有的轿车采用一个双列圆锥滚子轴承。9）左、右轮胎螺栓多数为右旋螺纹，但有些汽车为了防松，左侧用左旋，右侧用右旋。2.2 转向桥的结构及其影响因素非断开式转向桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用主销与前梁铰接并 经一对轮毅轴承支承着车轮的轮毅，以达到车轮转向的目的。在左转向节的上耳处安装着 转向梯形臂，后者与转向直拉杆相连；而在左、右转向节的下耳处则装有与转向横拉杆联 接的转向梯形臂。有的将转向节臂与转向梯形臂联成一体并安装在转向节的下耳处以简化 结构。制动底版紧固在转向节的凸缘面上。转向节的销孔内压入带有润滑槽的青铜衬套以 减小磨损。为使转向轻便，在转向节下耳与前梁拳部之间可装滚子推力轴承，在转向节上 耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有罗纹的楔形锁销将主销在前梁拳部的 孔内，使之不能转动。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面内部有一定倾角。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相内倾斜一个B角，称为主销 内倾角。主销后倾使主销轴与路面的交点位于轮胎接地中心之前，该距离称为后倾拖距。当直 线行驶的汽车的转向轮偶然受到外力作用而稍有偏移时，汽车就偏离直线行使而有转向， 这时引起的离心力使路面、对车轮作用着一阻碍其侧滑的侧向反力，使车轮产生主销旋转 的回正力矩，从而保证了汽车具有较好的直线行使稳定性。此力矩称为稳定力矩。稳定力 矩也不宜过大，否则在汽车转向时为了克服此稳定力矩需在转向盘施加更大的力，导致转 向沉重。主销后倾角通常在 30以内。现在轿车采用低压宽断面斜交轮胎，具有较大的弹性 回转力矩，故主销后倾角就可以减小到接近于零，甚至为负值。但在采用子午线轮胎时， 由于轮胎的拖距较小，则需选用较大的主销后倾角。主销内倾也是为了保证汽车直线行驶的稳定性并使转向轻便。主销内倾使主销轴线与 路面的交点至车轮中心平面的距离即主销偏移距减小，从而可减小转向时需加在转向盘上 的力，使转向轻便，同时也可减小转向轮传到转向盘上的冲击力。主销内倾使前轮转向是 不仅有绕主销的转动，而且伴随有车轮轴及前横梁向上的移动，而当松开转向盘是，所储 存的上升位能使转向轮自动回正，保证汽车作直线行使。主销内倾角一般为58;注销偏移距一般为3040mm轻型客车、轻型货车及装有动力转向的汽车可选择较大的主销内 倾角及后倾角，以提高其转向车轮的自动回正性能。但主销内倾角也大，即主销偏移距图2-2转向桥Fig.2-2The steeri ng axle1.转向推力轴承；2转向节；调整垫片；4.主销；5前梁不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏移时，随着滚动将伴随着沿路面的滚动，从而 增加轮胎与路面的摩擦阻力，使转向变得很沉重。为了克服因左、右前轮制动力不等而导 致汽车制动时跑偏，近年来出现了主销偏移距为负值的汽车。前轮定位除上述主销后倾角，主销内倾角外，还有车轮外倾角及前束，共四项参数。车前外倾指转向轮安装时，其轮胎中心平面不是垂直与地面，而是向外倾斜一个角度 a，称为车轮外倾角。此a角约为0.5。1.5,般a为1左右。它可以避免汽车重载时车 轮产生负外倾即内倾，同时车轮外倾也与拱行路面相适应。由于车轮外倾角使轮胎接地点 内缩。缩小了主销偏义距，从而使转向轻便并改善了制动力的方向稳定性。前束的作用是为了消除汽车在行驶中因车轮外倾导致的车轮前端向外张开的不利影 响（具有外倾角的车轮在滚动时犹如滚锥，因此当汽车向前行驶时，左、右两前轮的前端 会向外张开），为此在车轮安装时，可使汽车两轮的中心平面不平行，且左、右轮前面轮 缘间的距离A小于后面轮缘间的距离 B,以使前轮在每一瞬间的滚动方向向着正前方。前 束值即（B-A）, 一般汽车约为35mm可通过改变转向横拉杆的长度来调整。设定前束的 名义值时，应考虑转向梯形中的弹性和间隙等因素。在汽车设计、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车轮绕主销不断受迫振动的现象，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与轮胎的力对系统做正功，即外面对系统 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 平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续震动，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。当车轮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。其特点是转向车轮摆振频率与车轮转速一致， 而且一般豆油明显的共振车速，共振范围（3-5km/h ）。通常在告诉行驶时发生的摆振往往 都属于受迫振动型。转向车轮摆振的发生原因及影响因素复杂,既有设计结构的原因和制造方面的因素, 如车轮失衡、轮胎的机械特性、胸的刚度与阻尼、转向车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,如前桥转向系统各环节间的间隙（影响系统的刚度）和摩 擦（影响阻尼）等。合理地选择有关参数。优化他们之间的匹配,精心地制造和调整装配, 就能有效的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振器以增加阻尼等,都是 控制前轮摆振的一些有效措施。3转向桥的设计计算3.1 转向桥主要零件尺寸的确定转向桥采用工子形断面的前梁，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值见图 3-1，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 W和水平弯曲截面系数W可近似取为W=20a3=20X 11.53=3.04 X 104 mm3(3-1)W=5.5a3 =5.5 X 11.5=8.36 X 103 mm(3-2)式中：a工字形断面的中部尺寸，见图3-1在设计中为了预选前梁在板簧座处的弯曲截面系数W可采用经统计取得的经验公式：W=ml/2200=820 X 345/2200=128.60 cm 3(3-3)式中：m作用于该前梁上的簧上质量，kg;l车轮中线至板簧座中线间的距离，cm;2200系数，kg cnf。转向桥前梁拳部之高度约等于前梁工字形断面的高度，而主销直径可取为拳部高度的0.350.45倍。主销上、下滚动轴承(即压入转向节上、下孔中的衬套)的长度则取为主销直径的1.251.50倍图3-1前梁工字形断面尺寸关系的推荐值Fig.3-1 n. recomme ndatio n D1 of dime nsion转向桥主要零件工作应力的计算本设计以DD1021汽车为研究对象，其有关参数为：前轴轴荷：820kg；整车质心高度：540mm滚动半径：314mm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、主销后倾角及车轮外倾角均为零，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，如图（3-2 ）所示。图3-2转向桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图Fig.3-2 The force an alysis of steeri ng axle（a）制动工况下的弯矩图和转矩图；（b）侧滑工况下的弯矩图3.2 非断开式转向从动桥前梁应力计算321 在制动情况下的前梁应力计算制动时前轮承受的制动力P和垂向力乙传给前梁，使前梁承受转矩和弯矩。考虑到制 动时汽车质量向前转向桥的转移，则前轮所承受的地面垂向反力为Z=G ml /2=8200 X 1.5/2=6150N(3-4)式中：G汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷；ml汽车制动时对前桥的质量转移系数，对前桥和载货汽车的前桥可取1.41.7 转向节衬套的许用挤压应力为c=50MPa在静载荷下，上式的计算载荷取(3-45)Q=Qz=Zil i/(c+d)=li /(c d) =6277N23.5 推力轴承和止推垫片的计算计算时首先要确定推力轴承和止推垫片的当量静载荷3.5.1 推力轴承计算对转向节推力轴承，文献推荐取汽车以等速 Va=40km/h、沿半径R=50m或以Va=20km/h, 沿半径R=12m勺圆周行使的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯则其前外轮即前左轮的地面垂向反力乙L增大。汽车前桥的侧滑条件为2P1=mv Yl+Yr=G 1=mg 1=820X 10X 1.0=8200N(3-46)R2VaRg(3-47)Z1L号12(晋)(讣(3-48)式中：P1前桥所受的侧向力，N;m汽车满载时的整车质量分配给前桥的部分；R汽车转弯半径，mm;va汽车行使速度，mm/s;g重力加速度，mm/s；Y1L、Yr地面给左、右前轮的侧向反作用力，N;1轮胎与地面的侧向附着系数；G汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，由上式可得式，并hg/B=0.5,则有将上述计算工况的Va、R等的有关数据代入(3-44), (3-45)乙 l=1.25G/2=0.625G1可近似地认为推力轴承的轴向载荷 F,等于上述前轮的地面垂向反力，即有Fa=0.6256G=0.625 X 6150=3844 N(3-49)鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大的及轴承滚道圈破坏带来的危险性，轴 承的选择按其静承载容量Co进行，且取当量静载荷P0为：Po= (0.5 0.33 ) C03.5.2 转向节止推垫片的计算当采用青铜止推垫片代替转向节推力轴承时，在汽车满载情况下，止推垫片的静载荷可取为Fa=G1 =6150 =3075 N(3-50)2 2这时止推垫片的挤压力为4Fac=2 =1 MPa(3-51)(D d )式中：d; D止推垫片的内、外径通常取c 30MPa4转向桥定位参数转向桥在保证汽车转向功能时，应使转向轮有自动回正作用，以保证汽车稳定直线行使。 即当转向轮在偶遇外力作用发生偏移时，一旦作用的外力消失后，应能立即自动回到原来 直线行使的位置。这种自动回正作用是由转向轮的定位参数来保证的，也就是转向轮、主 销和前轴之间的安装应具有一定的相对位置。这些转向的定位参数有主销后倾角、主销内 倾角、前轮外倾角和前轮前束4。4.1 主销后倾角设计转向桥时，使主销在汽车的纵向平面内，其上部有向后的一个倾角，即主销轴线a)b)4-1主销后倾角作用示意图Fig.4-1 The king pincasterangle s sketch map和地面垂直线在汽车纵向平面内的夹角，如图4-1所示。主销后倾角 能形成回正的稳定力矩。当主销具有后倾角时，主销轴线与路面的交点a将位于车轮与路面接触点b的前面，如图4-1a所示。当汽车直线行使时，若转向轮偶然 受到外力作用稍有偏移(例如向右偏移)，将使汽车行使方向向右偏离。这时，由于汽车 本身离心力的作用，在车轮与路面接触点b处，路面对车轮作用着一个侧向反力Fy。反力Fy对车轮形成绕主销轴线作用的力矩 FyL,其方向正好与车轮偏移方向相反。在此力矩作用下，将使车轮回到原来中间的位置，从而保证汽车稳定直线行使，故此力矩称为稳定力矩。 但此力矩不宜过大。否则在转向时为了克服该稳定力矩，驾驶员要在转向盘上施加较大的 力（即所谓转向沉重）。因稳定力矩的大小取决力臂L的数值，而力臂L又取决于后倾角 的大小。现在一般采用 角不超过23。现在高速汽车由于轮胎气压降低、弹性增加， 而引力稳定性增大。因此， 角可以减小到接近于零，甚至为负值。本设计采用主销后倾 角为零。4.2 主销内倾角在设计转向桥时，主销在汽车的横向平面内，其上部向内倾斜一个角（即主销轴线与地面垂直线在汽车横向平面内的夹角）称为主销内倾角，如图4-2a所示。4-2主销内倾角作用示意图及车轮外倾角Fig.4-2 The king pin angle of toe-in s sketch map主销内倾角也有使车轮自动回正的作用，如图4-2b所示。当转向轮在外力作用下由中间位置偏转一个角度（为了方便解释，图中画成1800即转到如双点划线所示位置）时, 车轮的最低点将陷入路面以下。但实际上车轮下边缘不可能陷入路面以下，车轮将转向车 轮连同整个汽车前部向上抬起一个相应的高度，这样，汽车本身的重力有使转向轮回到原 来中间位置的效应。此外，主销的内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离 减小（图 4-2a ），从而可减小转向时驾驶员加在转向盘上的力，使转向操纵轻便，同时也 可减小从转向轮到转向盘上的冲击力。但 c 的值也不宜过小，即内倾角不宜过大，否则在 转向时车轮绕主销偏转的过程中，轮胎与路面间将产生较大的滑动，因而增加了轮胎与路 面间的摩擦阻力。这不仅使转向变得沉重，而且加速了轮胎的磨损。因此，一般内倾角 不大于 80，本设计内倾角 为 7.5 度。主销内倾角是在前梁设计中保证的，由机械加工实现的。加工时，将前梁两端主销孔 轴线上端向内倾角就形成内倾角 。4.3 车轮外倾角除上述主销后倾角和内倾角两个角度保证汽车稳定直线行使外，前轮外倾角 也具有 定位作用。 是通过车轮中心的汽车横向平面与车轮平面的交线与地面垂线之间的夹角， 如图 4-2c 所示。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时，车桥将因承载变形 而可能出现车轮内倾，这将加速汽车轮胎的偏磨损。另外，路面对车轮的垂直反作用力及 轮毂紧固螺母的负荷，降低了他们的使用寿命。因此，为了使轮胎磨损均匀和减轻轮毂外 轴承的负荷，安装车轮时应预先使车轮有一定的外倾角，以防止车轮内倾。同时，车轮有 了外倾角也可以与拱形路面相适应。 但是，外倾角也不宜过大， 否则会是轮胎产生偏磨损。前轮外倾角是在转向节设计中确定的。设计时使转向节轴颈的轴线与水平面成一角 度，该角度即为前轮外倾角 （一般 为 10 左右）。4.4 车轮前束车轮有了外倾角后，在滚动时就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开。由于转向 横拉杆和车桥的约束使车轮不可能向外滚开，车轮将在地面上出现边滚边滑的现象，从而 增加了轮胎的磨损。为了消除车轮外倾带来的这种不良后果，在安装车轮时，使汽车两前 轮的中心面不平行，两轮前边缘距离的 B小于后边缘距离A,如图4-3所示。这样可使车 轮在每一瞬间时滚动方向接近于向着正前方。从而在很大程度上减轻和消除了由于车轮外 倾角而产生的不良后果。前轮前束可通过改变横拉杆的长度来调整，调整时，可根据各厂家规定的测量位置， 使两轮前后距离差A-B符合国家规定的前束值。一般前束值为 012mm测量位置除图示位置外，还通常取两轮胎中心平面出的前后差值，也可以选取两车轮钢圈内侧面处前后差值。此外，前束也可用角度前束角表示，如图4-3中的 角4-3车轮前束Fig.4-3 toe in5 转向桥实验 在汽车行驶过程中，转向桥承受着复杂而繁重的载荷，首先，它和驱动桥共同承受着 汽车的满载荷重；另外，它还承受着作用与路面、车架或车厢之间的垂向力、纵向力和侧 向力，以及这三个方向的冲击载荷和制动力矩等。在这些静、动（冲击）载荷的作用下， 转向桥必须保持有足够的强度、钢度，足够的寿命以及满意的性能，为此，转向桥及以及 他们的零、部件，必须经受严格的实验。通常，转向桥和驱动桥以及零、部件一样，需装车进行整车的道路实验、使用实验和 室内台架实验；也有进行总成及其主要零、部件的室内专项台架实验。5.1 车道路实验、使用实验及整车室内台架试验用于考核转向桥及其零、部件的可靠性、耐久性；对各种道路的适应性及对整车结构 的适应性；测定性能指标，例如转向桥的转向轻便性、转向车轮的自动回正性能及直线行 驶的稳定性、有无转向车轮的摆振及其摆振车速等，并要对发现的问题提出解决措施。总成及其主要零、部件的台架试验 测试总成及其主要零、部件的强度、刚度、疲劳寿命等。对非断开式转向桥的疲劳实 验，可按 JB3605 规定的台架试验方法进行。对前置发动机前轮驱动桥轿车具有扭转梁的 复合纵臂式后支持桥，推荐作垂向弯曲疲劳寿命实验及扭转疲劳寿命试验。试验时要求检 查并记录首次出现裂纹时的循环次数， 12 万次循环及 60 万次循环时焊缝裂纹出现的部位 及长度，以及最终断裂时的循环次数等。通常，转向桥的前梁和支持桥的横梁的抗弯刚度试验与静弯曲强度试验可在材料实验 用的油压机上进行。试验时将转向桥总成放在专用的支承架上。这种支承应能消除实验过 程中由于试件变形所产生的附加应力。左、右支承中心应在左、右车轮的中心线位置相重 合，载荷应加到左、右钢板弹簧座的中心线位置上。为测量转向桥的前梁和支持桥的横梁 的变形情况，可选择其中点和左、右板簧座中心位置下的点或更多的点作为测试点，并用 千分表指示该点的变形量。刚度试验时，载荷由零开始逐渐增大，记录每次加载后的变形量，直至加到汽车满载 时被测转向桥负荷的 2.5 倍，然后在进行卸载实验。如此反复进行数次，当取得稳定数据 后即可结束刚度试验并在同一试验台上进行静弯曲强度试验。这时先将刚度试验用的千分 表拆下，并继续逐步、平稳地加大载荷，并注意记录材料达到屈服极限时的载荷及最后达到强度极限时的破坏载荷。5.2 转向桥有时还在扭力机上进行静扭转强度实验转向桥的弯曲疲劳寿命试验通常在能循环地变化载荷（由0至Pmax）、专用的液压式弯曲疲劳寿命实验台上进行，或在通用的液压式疲劳寿命试验机上进行。其支承位置和加载 位置与抗玩刚度试验及静弯曲强度试验时相同。载荷可直接加到试件上，亦可经过放大后 加到试件上。作用在试件上的循环载荷最大值Pmax可取为汽车满载时从动桥轴负荷G的2.5 （或23）倍；交变载荷的变化频率可选为100300次/min。试验过程中应用计数器记录交变载荷作用的循环次数，注意观察试件，并把开始出现疲劳裂纹的循环次数记录 下来。6 结论 近年来随着生产水平汽车水平和路面的改善，汽车行使速度的不断提高，同时人们对 客车的性能要求也越来越高，如何保证既要具有高的行使速度又要具有良好的转向性能以 满足用户的要求，是亟待解决的问题。针对此现象，本论文选择汽车的主要组成部分转向 桥来进行设计并以DD1021轻型货车转向桥作为研究对象。本设计以汽车设计为理论基础，在设计中确定了转向桥设计方案，设计了转向桥 及其零件组成，通过计算设计出了主要零件的尺寸、强度和合理的整体布局。设计后的转 向桥具有结构简单、紧凑、重量轻、转向灵敏的特点，制造容易，成本低。广泛用于微、 轻型载货汽车。本文所设计的转向桥对同类型的转向桥的设计有一定的参考价值。致谢本设计在任兰铸老师的悉心指导下完成。从课题的选择、理论研究到论文的撰写都得 到了任老师的指导和热情帮助。任老师渊博的知识、严谨的学风、丰富的经验以及独到的 见解，使我受益匪浅，在此表示衷心的感谢。由于本人水平能力有限，本设计中一定存在许多的错误，希望各位老师能给予批评、 指正。最后，感谢在百忙之中评审论文和参加答辩工作的专家与教授们！参考文献1 王洪欣机械设计工程学（I ） M.徐州：中国矿业大学出版社,2001.2 王洪欣机械设计工程学（n ） M.徐州：中国矿业大学出版社，2001.3 竺延年 . 最新车桥设计、制造、质量检测及国内外实用手册 M. 中国知识出版社 ,2005.4 陈家瑞 . 汽车结构 M. 吉林工业大学 ,2000.5 徐清富 . 国外汽车最近结构手册 M. 北京： 机械工业出版社 ,1996.6 D.J.Segal.Highway Vehic Object Simulation ModelM .Programmers Manual,1976.7 程振彪 . 世界载货汽车工业最新发展动态 M. 汽车科技 ,2001.8 谢卫国，汪红心.货车平顺性预测与优化J.汽车工程，1991,（3）:6979.9 神龙汽车有限公司著编.中国轿车丛书-富康M.北京:北京理工大学出版社,1998.10 中国第一汽车集团公司著编.中国轿车丛书-红旗M.北京：北京理工大学出版社，1998.11 李卓森等编 .中外汽车图册车身分册 （一） M. 长春:吉林科学技术出版社 ,1995.附录 A数控技术发展数控技术和数控装备是制造工业现代化的重要基础。 这个基础是否牢固直接影响到一 个国家的经济发展和综合国力，关系到一个国家的战略地位。因此，世界上各工业发达国 家均采取重大措施来发展自己的数控技术及其产业。在我国，数控技术与装备的发展亦得到了高度重视， 近年来取得了相当大的进步。 特 别是在通用微机数控领域，以 PC 平台为基础的国产数控系统，已经走在了世界前列。但 是，我国在数控技术研究和产业发展方面亦存在不少问题，特别是在技术创新能力、商品 化进程、市场占有率等方面情况尤为突出。在新世纪到来时，如何有效解决这些问题，使 我国数控领域沿着可持续发展的道路，从整体上全面迈入世界先进行列，使我们在国际竞 争中有举足轻重的地位，将是数控研究开发部门和生产厂家所面临的重要任务。为完成此 任务，首先必须确立符合中国国情的发展道路。为此，本文从总体战略和技术路线两个层 次及数控系统、功能部件、数控整机等几个具体方面探讨了新世纪的发展途径。1 总体战略制定符合中国国情的总体发展战略，对 21 世纪我国数控技术与产业的发展至关重要。 通过对数控技术和产业发展趋势的分析和对我国数控领域存在问题的研究，我们认为以科 技创新为先导，以商品化为主干，以管理和营销为重点，以技术支持和服务为后盾，坚持 可持续发展道路将是一种符合我国国情的发展数控技术和产业的总体战略。1.1 以科技创新为先导中国数控技术和产业经过 40 多年的发展，从无到有，从引进消化到拥有自己独立的自主 版权，取得了相当大的进步。但回顾这几十年的发展，可以看到我们在数控领域的进步主 要还是按国外一些模式，按部就班地发展，真正创新的成分不多。这种局面在发展初期的 起步阶段，是无可非议的。但到了世界数控强手如林的今天和知识经济即将登上舞台的新 世纪，这一常规途径就很难行通了。例如，在国外模拟伺服快过时时，我们开始搞模拟伺 服，还没等我们占稳市场，技术上就已经落后了；在国外将脉冲驱动的数字式伺服打入我 国市场时，我们就跟着搞这类所谓的数字伺服，但至今没形成大的市场规模；近来国外将 数字式伺服发展到用网络（通过光缆等）与数控装置连接时，我们又跟着发展此类系统， 前途仍不乐观。这种老是跟在别人后面走，按国外已有控制和驱动模式来开发国产数控系 统，在技术上难免要滞后，再加上国外公司在我国境内设立研究所和生产厂，实行就地开 发、就地生产和就地销售，使我们的产品在性能价格比上已越来越无多大优势，因此要进 一步扩大市场占有率，难度自然就很大了。为改变这种现状，我们必须深刻理解和认真落实“科学技术是第一生产力”的伟大论 断，大力加强数控领域的科技创新，努力研究具有中国特色的实用的先进数控技术，逐步 建立自己独立的、先进的技术体系。在此基础上大力发展符合中国国情的数控产品，从而 形成从数控系统、数控功能部件到种类齐全的数控机床整机的完整的产业体系。这样，才 不会被国外牵着鼻子，永远受别人的制约，才有可能用先进、实用的数控产品去收复国内 市场，打开国际市场，使中国的数控技术和数控产业在 21 世纪走在世界的前列。1.2 在商品化上狠下工夫 近几年我国数控产品虽然发展很快，但真正在市场上站住脚的却不多。就数控系统而言， 国产货仍未真正被广大机床厂所接受，因此出现国产数控系统用于旧机床改造的例子较 多，而装备新机床的却很少，机床厂出产的国产数控机床大多数用的都是国外的系统。这 当然不是说旧机床的数控化改造不重要，而是说明从商品的角度看，我们的数控系统与国 外相比还存在相当大的差距。影响数控系统和数控机床商品化的主要因素除技术性能和功能外， 更重要的就是可靠 性、稳定性和实用性。以往，一些数控技术和产品的研究、开发部门，所追求的往往是一 些体现技术水平的指标（如多少通道、多少轴联动、每分钟多少米的进给速度等等） ，而 对影响实用性的一些指标和一些小问题却不太重视，在产品的稳定性、鲁棒性、可靠性、 实用性方面花的精力相对较少。从而出现某些产品鉴定时的水平都很高，甚至也获各种大 奖。但这些高指标、高性能的产品到用户哪儿却由于一些小问题而表现不尽人意，最后丧 失了信誉， 打不开市场。这说明，高指标、高性能的样机型的产品离用户真正需要的实用、 可靠的商品是有相当大的距离的，将一个高指标、高性能的产品变为一个有市场的商品还 需作出大量艰苦的努力。1.4 强技术支持和服务 数控系统和数控机床作为典型的高技术产品，对用户的技术支持和服务是相当重要的。以 前国产数控产品丧失信誉的原因，除可靠性问题外，另一大问题就是缺乏有力的技术支持 和服务。用户花了很多钱买的数控机床或数控系统，一旦出现问题却叫天天不应，叫地地 不灵，以后谁还敢买我们的产品。因此，应将对用户的技术支持和服务当成重要的日常工 作来抓，使我们在市场上向纵深挺进时，有一个强大后方。因此，为了取得数控产品市场 竞争的全面胜利，必须建立以技术支持和服务为核心的强大后方。当然，为赢得主动，后 方也须主动出击。目前，利用先进的信息技术手段（如网络和多媒体） ，将为建立新一代 立体化的技术支持和服务体系开辟新的途径。1.5 持续发展道路可持续发展是下一世纪企业发展的重要战略，我国数控产业要有大的发展也必须坚持走可 持续发展的道路。绿色是实现可持续发展的重要途径，其主要思想是清洁和节约。为此应 大力加强绿色数控产品的开发，加速促进数控产品、数控产业以及整个制造业的绿色化， 主要战略措施应考虑以下几方面：有效减少产品制造及使用过程中的环境污染。如减少 数控机床的铸件结构，消除铸造对环境的污染；将数控机床主轴的润滑以油气润滑、喷油 润滑等取代油雾润滑，减少对生产环境的污染；在精密数控机床及其运行环境的温度控制 中取消氟利昂制冷的恒温技术；以电传动代替机械传动，减少噪声污染。大幅度降低资 源消耗和能源消耗。如以软件代替硬件，从而减少硬件制造的资源和能源消耗及污染，并 减少产品寿命结束后硬件装置的拆卸回收问题；以永磁驱动代替感应驱动，提高效率和功 率因数，节约能源；以电传动代替机械传动，提高效率，减少能源消耗。加强用数控技 术改造传统机床。这既符合运用信息技术和自动化技术改造传统产业，使传统产业生产技 术和装备现代化这一产业可持续发展的目标得以实现，又可取得巨大的经济效益。我国拥 有普通机床数百万台，加强用数控技术改造传统机床将成为下世纪我国数控领域的重要发 展方向。大力发展绿色数控机床。绿色数控机床应是材料消耗少、能耗低、无污染，寿 命长且便于拆卸回收的新型机床。2 技术途径2.1发展具有中国特色的新一代 PC数控系统数控系统是各类数控装备的核心，因此通过科技创新首先发展具有中国特色的新型数控系统，将是推动数控产业化进程的有效技术途径。实践证明，10年来我们所走的PC数控道路是完全正确的。PO （包括工业PC产量大、价格便宜，技术进步和性能提高很快，且可 靠性高（工业P（主机的MTB已达30年： 3）。因此，以其作为数控系统的软硬件平台不 但可以大幅度提高数控系统的性能价格比，而且还可充分利用通用微机已有软硬件资源和 分享计算机领域的最新成果，如大容量存储器、高分辨率彩色显示器、多媒体信息交换、 联网通讯等。此外，以通用微机作为数控平台还可获得快速的技术进步，当PO升级换代 时，数控系统也可相应升级换代，从而长期保持技术上的优势，在竞争中立于不败之地。目前，PC数控系统的体系结构有2种主要形式：（1）专用数控加PC前端的复合式结构；（2）通用PC加位控卡的递阶式结构。另外还有一种正在发展的数字化分布式结构。其方 案是将由DS等组成的数字式伺服通过以光缆等为介质的网络与数控装置连接起来，组成 一完整的数控系统。这种系统虽然性能很好，但由于开发和生产成本太高，近期难以被国 内广大用户所接受。我们认为，上述结构并不是符合中国国情的最好方案，适合中国国情 的应是将所有数控功能全软件化的集成式结构，因为这种结构的硬件规模最小，不但有利 于降低系统成本，而且更重要的是可以有效提高系统的可靠性。几十年的经验表明， 可靠性好坏是国产数控系统能否发展的关键。 虽然影响数控系统 可靠性的因素很多，但过大的硬件规模和较低的硬件制造工艺水平往往对可靠性造成最大 的威胁。以往，国产数控系统在总体设计时由于种种原因的限制，不得不选用技术指标不 太高的普通CPU这样，为完成数控的复杂功能往往需要由多个 CP来组成系统，有时还需 另加一些专用或通用硬件电路来实现数控系统的一些高实时性功能（如细插补、位置伺服 控制等），从而造成系统硬件规模庞大。对于数控系统这种批量不大的产品，在国内现有 工艺条件下，很难从硬件制造的角度保证系统的可靠性，因而使得国产数控系统在生产现 场的表现不佳，对国产数控系统的形象和声誉造成严重影响，使得不少用户现在还心有余 悸。