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1、KD1060型貨車設計（轉向及前橋設計） 摘 要 汽車在行駛過程中，需要經常改變行駛方向，這就需要有一套能夠按照司機意志來改變或恢復汽車行駛方向的專設機構，它將司機轉動方向盤的動作轉變?yōu)檐囕喌钠D動作，這就是所謂的轉向系統(tǒng)。轉向性能是保證車輛安全，減輕駕駛員勞動強度和提高作業(yè)效率的重要因素。由于轉向系統(tǒng)是汽車的重要組成部分，它直接與汽車的行駛穩(wěn)定性有重要的關系，與前懸架和車輪關系亦十分密切，故轉向系統(tǒng)的設計也是整車設計中的關鍵一環(huán)。 本設計為KD1060型載貨汽車的轉向系統(tǒng)設計，轉向系統(tǒng)設計內容主要包括轉向系統(tǒng)形式的選擇、轉向器的選擇、轉向梯形的選擇及其布置。 在本次設

2、計中采用了機械式轉向系統(tǒng)，機械式轉向系統(tǒng)的特點是重量輕,結構緊湊,布置方便,維修容易,操縱輕便,穩(wěn)定性好,成本低廉，不易出現直線行駛時的蛇形現象。機械式轉向系統(tǒng)還具有維修方便，容易安裝調整的優(yōu)點。轉向系統(tǒng)的轉向器選用的是整體式循環(huán)球轉向器, 整體式循環(huán)球轉向器的特點是可以將傳遞力矩機構之間的滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦,這就使得轉向傳動效率提高,使用壽命增長,傳動比可以改變,轉向工作平穩(wěn)可靠。轉向傳動機構選用整體式梯形,這樣有利于保證KD1060型汽車在車輪轉動時作無滑動的純滾動運動,并且機構簡單, 容易調整前輪前束。 在說明書的計算部分，對轉向器和轉向梯形主要參數選擇進行了計算。此外，還校核了主

3、要零件的強度。 關鍵詞：轉向系統(tǒng),機械轉向,前橋,轉向器 KD1060 GOODS VEHICLE DESIGN (STEERING SYSTEM AND THE FRONT AXLE) ABSTRACT The automobiles often need to change the direction in driving, then a particular set of device which can change or recover the automobile’s running route according to the driver’s

4、will is needed. The device changing the action that the driver turns to move the steering wheel to the action of deflection of carriage wheels is called as steering system. The function of changing direction is to guarantee the vehicle’s safety, relieve the intension of labor and raise working eff

5、iciency. The steering system is important component of an automobile. It plays an important role on the driving stability of the automobile. And it also has close relationship with the front suspension and wheel tire components, so the design of the steering system is a key link in designing automob

6、ile. The aim of this project is to design the steering system for KD1060 goods vehicle. The main job of designing steering system includes determining the kind of steering system, steering gear and the steering trapezoid and figure out how to fix them. Manual steering system is adopted in this pr

7、oject. Manual steering system’s features are: weight light, tightly packed structure, convenient arrangements, easy manipulation, stabile quality, low cost. And the s form phenomenon seldom emerges in straightaway traveling. It has other advantages: convenient maintenance. Integral circulating bal

8、l steering gears is working as steering gear in this design of medium freight steering system. Integral circulating ball steering gears can change slide friction between devices of carry-over momentums into rolling friction. This feature is propitious to better transfer motion efficiency; prolong ap

9、plication life, change transmission ratio and better degree of reliability of steering. Integrality trapezoid is adopted as Steering drive linkage, to guarantee automobile’s front wheel exercise of pure rolling without sliding. The structure is simple. And it is easy to adjust the toe-in. The calcu

10、lation section of this paper is mainly concerning about steering trapezoid and steering gear .In addition, the life of the main components are also calculated in this section. KEY WORDS: The steering system, Manual steering, Front axle, Steering device 目 錄 前言.............................

11、.............................1 第1章 概述...........................................2 第2章 從動橋的方案確定.............................4 第3章 轉向系的方案確定...............................6 §3.1 轉向系整體方案確定..............................6 §3.2 轉向系結構形式及選擇............................6 §3.3 循環(huán)球式轉向器結構及選擇.............

12、...........7 第4章 從動橋的設計計算...............................8 §4.1從動橋主要零件尺寸的確定.........................8 §4.2 從動橋主要零件工作應力的計算....................8 §4.3 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算.........10 §4.4 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算.............11 §4.5 主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算...13 §4.6轉向節(jié)推力軸承的計算............................

13、15 第5章 轉向系統(tǒng)的設計計算............................17 §5.1 轉向系主要性能參數.............................17 §5.2 主要參數的確定.................................18 §5.3 轉向梯形的選擇設計.............................20 §5.4 循環(huán)球式轉向器的設計...........................21 §5.5 轉向系主要性能參數確定.........................24 §5.6 轉向系其他元

14、件的選擇及材料的確定...............25 第6章 轉向系主要零件的強度計算......................26 §6.1 計算載荷的確定.................................26 §6.2 主要零件的強度計算..............................26 第七章 結論..........................................28 參考文獻.........

15、.....................................29致謝..................................................30外文資料及翻譯........................................31 前言 在目前金融危機的大環(huán)境下，伴隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，輕型貨運汽車在國民生產中扮演著更重要的角色。 輕型載貨汽車各個領域得到了廣泛應用，對于它的設計是依據以往理論知識及實踐經驗，在滿足其功用的前提下來進行的。轉向系統(tǒng)是用來保持或改變汽車行駛方向的機構，它在整體設計中亦有其重要地位，對轉向時車輪正確運動和

16、汽車的安全行駛有重大影響，這就要求其工作可靠、操縱輕便。 在目前的設計和使用方面，轉向系統(tǒng)由機械式和動力式兩類，由于動力式轉向系統(tǒng)能減輕駕駛員的負擔，而且操作方便，所以到廣泛使用。機械式轉向系統(tǒng)由于造價低廉，而且能夠滿足輕型貨車等一大部分汽車的轉向需要，固也得到了廣泛的使用。機械式轉向系由操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成，其重點是轉向器和傳動機構的設計?，F今國內輕型汽車多才用整體式循環(huán)球式轉向器，整體式后置梯形。 本畢業(yè)設計說明書，主要講述了前橋和轉向系統(tǒng)的選擇設計和方案分析。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

17、和轉向傳動機構進行分析設計，選擇合適的機構和零件。 第一章 概述 從動橋通過懸架與車架相聯，兩側安裝著從動車輪，用以在車架與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。從動橋還要承受和傳遞制動力矩。 根據從動車輪能否轉向，從動橋分為轉向橋與非轉向橋。一般汽車多以前橋為轉向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機動性，有些轎車采用全四輪轉向。多軸汽車除前輪轉向外，根據對機動性的要求，有時采用兩根以上的轉向橋直至全輪轉向。 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機后橋驅動的布置形式，故其前橋為轉向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機前橋驅動，越野汽車均為全輪驅動，故它們

18、的前橋既是轉向橋又是驅動橋，稱為轉向驅動橋。 從動橋按與其匹配的懸架結構的不同，也可分為非斷開式與斷開式兩種。與非獨立懸架相匹配的非斷開式從動橋是一根支承于左、右從動車輪上的剛性整體橫梁，當又是轉向橋時，則其兩端經轉向主銷與轉向節(jié)相聯。斷開式從動橋與獨立懸架相匹配。 為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉向輕便性及汽車轉向后使前輪具有自動回正的性能，轉向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而內都有一定傾角。在縱向平面內，主銷上部向后傾斜一個角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內，主銷上部向內傾斜一個β角，稱為主銷內傾角。還有車輪外傾角及前束。 在汽車的設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止

19、可能引起的轉向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉向輪繞主銷不斷擺動的現象，它將破壞汽車的正常行駛。轉向車輪的擺振有自激振動與受迫振動兩種類型。前者是由于輪胎側向變形中的遲滯特性的影響，使系統(tǒng)在一個振動周期中路面作用于輪胎的力對系統(tǒng)作正功，即外界對系統(tǒng)輸入能量。如果后者的值大于系統(tǒng)內阻尼消耗的能量，則系統(tǒng)將作增幅振動直至能量達到動平衡狀態(tài)。這時系統(tǒng)將在某一振幅下持續(xù)振動，形成擺振。其振動頻率大致接近系統(tǒng)的固有頻率而與車輪轉速并不一致，且會在較寬的車速范圍內發(fā)生。通常在低速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于自攝振動型。當轉向車輪及轉向系統(tǒng)受到周期性擾動的激勵，例如車輪失衡、端面跳動、輪胎的幾何和機械特性不均勻以

20、及運動學上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期性的擾動。在擾動力周期性的持續(xù)作用下，便會發(fā)生受迫振動。當擾動的激勵頻率與系統(tǒng)的固有頻率一致時便發(fā)生共振。其特點是轉向輪擺振頻率與車輪轉速一致，而且一般都有明顯的共振車速，共振范圍較窄(3～5km/h)。通常在高速行駛時發(fā)生的擺振往往屬于受迫振動型。 轉向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結構設計的原因和制造方面的因素．如車輪失衡、輪胎的機械特性、系統(tǒng)的剛度與阻尼、轉向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調整方面的影響，如前橋轉向系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)間的間隙(影響系統(tǒng)的剛度)和摩擦系數(影響阻尼)等。合理地選擇這些有關參數、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地

21、制造和裝配調整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側向剛度，在轉向拉桿系中設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。 第二章 從動橋的方案確定 §2.1 從動橋總體方案確定 轉向從動橋的主要零件有前梁，轉向節(jié)，主銷，注銷上下軸承及轉向節(jié)襯套，轉向節(jié)推力軸承，輪轂等。 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，這種形式再現在

22、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。 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。 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

23、，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。 主銷的幾種結構型式如下圖所示，本次設計用(a)。 （a） (b) (c) (d) 圖2-1主銷結構形式 （a）圓柱實心型 (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)下部圓柱比上部細的主銷 車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承支撐在轉向節(jié)外端的軸頸上，軸承的松緊度可通過調整螺母進行調整。輪轂外端用沖壓的

24、金屬外罩罩住。輪轂內側有油封，以防潤滑油進入制動器內。 第三章 轉向系的方案確定 §3.1 轉向系整體方案確定 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和動力轉向系兩大類。在現代汽車結構中，常用機械式轉向系。機械式轉向系依靠駕駛員的手力轉動方向盤，經過轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車裝有防傷機構和轉向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動力轉向機構，并借助此機構來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。 本次設計采用機械式轉向器。 對轉向系的主要要求有： 一、

25、操縱輕便。轉向時加在方向盤上的力對轎車不超過200N，對輕型貨車不超過360N,對中型貨車不超過450N,方向盤的回轉圈數要少。 二、工作安全可靠。 三、在轉向后，方向盤有自動回正能力，能保持汽車有穩(wěn)定的直線行駛能力。 四、在前輪受到沖擊時，轉向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。 五、應盡量減小轉向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應能自動補償即調整，除了設計應正確的選擇導向輪的定位角外，轉向盤在中間式的自由行程應當保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉向盤相對導向輪偏轉角的靈敏度。 §3. 2轉向器結構形式及選擇 根據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

26、桿曲柄銷式和齒輪齒條式等。 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。 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。 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。 齒輪齒條式轉向器的結構簡單，因此制造容易，成本低

27、，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。 本設計采用循環(huán)球式轉向器。 §3.3 循環(huán)球式轉向器結構及工作原理 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。 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現滾動摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面輪廓的螺旋

28、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。 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，操作輕便，使用壽命長。經常用于各種汽車。 綜上最后本次設計選定循環(huán)球式轉向器。 第四章 從動橋的設計計算 §4.1從動橋主要零件尺寸的確定 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。

29、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和水平彎曲截面系數（單位為）可近似取為 } (4-1) 式中 a----工字形斷面的中部尺寸。 由經驗公式： 式中 m---作用于前梁上的簧上質量； l---車輪中線至板簧中線的距離。 求得 §4.2 從動橋主要零件工作應力的計算 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，

30、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： 圖 4—2轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖 1-制動工況下的彎矩圖 2-側滑工況下的彎矩圖 制動工況下的前梁應力計算： 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： 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N； ——汽車制動時對前橋的質量轉移系數，對轎車和載貨汽車的前橋可取1.5；質量分配給前橋35%； =15550.76N 前輪所承受的制動力 式中：——輪胎

31、與路面的附著系數取為0.6； =15550.760.6=9330.45 N 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： N·mm 式中：—見圖3—1，取=397 mm —車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取=980N； —前輪輪距取B=1567 mm； S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為767 mm 則 N·mm 制動力還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉矩T： T= N·mm 式中：—輪胎的滾動半徑取410 mm 則有 T=9330410=3825300 N·mm 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處

32、的彎曲應力（單位為MPa）為： 式中: ，，T——見式（4-1） 前梁應力的許用值為=300～500 MPa,當a=15mm時， = 236.48N·mm 得： 故a=15mm滿足使用條件。 §4.3 在最大側向力(側滑)工況下的前梁應力計算 當汽車承受最大側向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力和 與側向反力，各不相等，前輪的地面反力(單位都為N)分別為： 式中：—汽車質心高度取為1100 mm；—車輪與地面附著系數取為0.42； 此時，向右作用。則有：

33、側滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂直作用力為： 式中: —滿載時車廂分配給前橋的垂向總載荷 =1232.989.8=12069.2N； 則有 §4.4 轉向節(jié)在制動和側滑工況下的應力計算 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。 圖4—2 轉向節(jié)，主銷及轉向節(jié)襯套的計算用圖 一、在制動工況下 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矩，因制動力矩不經轉向節(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。這時的，及III—III剖面處的合成彎矩應力（MPa

34、）為： = 式中：—轉向節(jié)的輪軸根部軸徑取為50mm，=30 mm，=550 MPa， 則 ==81.099MPa 得： 故50mm的軸頸滿足要求。 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。 二、在側滑工況下 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，可分別下式求得： 許用彎矩 因此左右轉向節(jié)都符合要求。 §4.5 主銷與轉向節(jié)襯套在制動和側滑工況下的應力計算 在制動和側滑工況下，在轉向節(jié)上、下

35、襯套的中心，即與輪軸中心線相距分別為c，d的兩點處，在側向平面(圖4—2(c))和縱向平面(圖4—2(d))內，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。 一、在制動工況下 地面對前輪的垂向支承反力所引起的力矩，由位于通過主銷軸線的側向平面內并在轉向節(jié)上下襯套中點處垂直地作用于主銷的力所形成的力偶矩（c+d）所平衡(見圖4—2(b))，故有 N 式中取150，c取91，d取98 mm； 制動力矩由位于縱向平面內并作用于主銷的力所形成的力偶 （c+d）所平衡(見圖4—2(c))。故有 而作用于主銷的制動力，則由在轉向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，平衡(見圖4—2(c

36、))，且有： 由轉向橋的俯視圖(圖4—2(d)的下圖)可知，制動時轉向橫拉桿的作用力N為： N= 力N位于側向平面內且與輪軸中心線的垂直距離為（取為100 mm）如將N的著力點移至主銷中心線與輪鈾中心線的交點處．則需對主銷作用一側向力矩N (見圖4—2(b))。力矩N由位于側向平面內并作用于主銷的力偶矩所平（c+d）衡，故有 而力N則內存整向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，所平衡，且有：= = 由圖4—2(b)可知，在轉向節(jié)上襯套的中點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： =20440.3N =31708.2N 由上兩式可見，在汽車制動時，主銷

37、的最大載荷發(fā)生在轉向節(jié)下襯套的中點處，其值為=31708.2N。 二、在側滑工況下 僅有在側向平面內起作用的力和力矩，且作用于左右轉向節(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算載荷，計算主銷在前梁拳部下端面應力和剪切應力： MPa ； MPa； 式中：—主銷直徑取為32 mm； h —轉向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離，見圖4—2(a),取h=36mm； ; <; 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

38、層深1.0～1.5mm，HRC56～62。 轉向節(jié)襯套的擠壓應力為： 式中：—襯套長為36mm。 在靜載荷下，上式的計算載荷取 N 。 §4.6轉向節(jié)推力軸承的計算 對轉向節(jié)推力軸承，取汽車以等速＝40km／h，沿半徑R＝50m的圓周行駛的工況作為計算工況。如果汽車向右轉彎，外輪即左前左輪的地面垂向反力增大。 ，將上述計算工況的有關數據代入上式，并設 ＝0.5， 則有： ， 可近似地認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: 。 鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大及軸承滾輪使圓周破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量進行，且

39、取當量靜載荷 》，故此推力軸承滿足要求。 第五章 轉向系統(tǒng)的設計計算 §5.1 轉向系主要性能參數 §5.1.1轉向器的效率 功率從轉向軸輸入，經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，。 其中，為轉向器中的摩擦功率；為作用在齒條軸上的功率。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

40、逆效率盡可能低。 轉向器的正效率： 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、循環(huán)球式的正效率比較高。同一類型的轉向器，因結構不同效率也不一樣。 轉向器逆效率： 根據逆效率大小的不同，轉向器又分為可逆式、極限可逆式、和不可逆式三種。 齒輪齒條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

41、使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。 §5.1.2傳動比的變化特性 1. 轉向系傳動比 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。 2. 力傳動比與轉向系角傳動比的關系 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 (4-1) 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 (4-2) 式中，為作用在方向盤上的力矩；為方向盤的直徑。 將式(4

42、-1)、 (4-2)代入后得到 (4-3) 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。 §5.2 主要參數的確定 §5.2.1 給定的主要計算參數 軸距 L=3308mm 輪距 前輪1567mm 后輪1485mm 輪胎 70.00-20 D=508mm B=293mm 最小轉彎半徑小于等于7.5m §5.2.2 選擇主要轉向參數 汽車在轉向時需要有自動回正能力，這需要轉向主銷在汽車的縱向和橫向平面內各有一定的傾角。

43、所以選定主銷后傾角γ為2°30′，主銷內傾角β為7°，車輪外傾角α為1°，前輪前束為10mm。 轉向盤由輪轂、輪緣和輪輻構成，方向盤的直徑D有一系列尺寸（如下表） 汽車類型 方向盤直徑D，mm 轎車、小型客車、小載重量貨車 400 中型大客車、中等載重量貨車 450、500 大型客車、大載重量貨車 550 可選擇方向盤直徑400mm , 轉向軸是用雙萬向節(jié)，軸與萬向節(jié)的連接用花鍵來實現。 §5.2.3 車輪的左右最大轉角確定 為了避免在汽車轉向時產生路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎的過快磨損，要求轉向系統(tǒng)能保證汽車轉向時所有車輪均做純滾動，這就需要所有車輪的軸線都交于

44、一點才能實現。此輕型貨車應滿足轉向時候最小轉彎半徑小于7.5米，而理想的車輪轉角α與β應滿足理想關系式： (4-6) 式中為車輪外轉角，β為車輪內轉角，K為兩側主銷軸線與地面相交點之間的距離 （K=1567-2100=1367mm），為3308mm ，前輪轉臂a=120mm。 又因為理想情況下，最小轉彎半徑與外轉向輪最大偏轉角的關系為： （4-7） 聯立（4-6）（4-7）式得到： =26.17°， =31

45、.66° 圖3-1 理想內外輪轉角關系簡圖 §5.3 轉向梯形的選擇設計 圖3-2 整體式轉向梯形 1- 轉向橫拉桿 2-轉向梯形臂 3-前軸 轉向梯形選擇的是整體式后置梯形（如圖），圖視為把三軸式汽車假想為兩軸式時的圖形，L為假想的軸線距離，即是上圖的l,γ為轉向梯形的底角，S為兩個梯形臂延長線與汽車中心線的交點與前軸的距離，一般為2/3l. 由公式 cotγ=0.75 （4-8） 得轉向梯形的底角 γ=72.78° 轉向梯形臂的長度m，是參考現有汽車梯形臂長度與主銷中

46、心距K之比的統(tǒng)計數據后進行選擇，一般范圍是：m=(0.11～0.15)K。由于是輕型載重汽車，固可取梯形臂長度 m=150mm 。 由圖形可知，轉向橫拉桿的長度跟K和γ有關，其關系式為： =K-2×m×cosγ （4-9） =1262mm 則橫拉桿長度為 1262mm。 §5.4 循環(huán)球式轉向器的設計 §5.4.1 轉向器（循環(huán)球式）的效率 為保證轉向時駕駛員轉動轉向盤的輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉向后轉向輪和轉向盤能自動回正，又需要一定的逆效率；為減輕駕駛員在不平路面上的疲勞，

47、防止打手，又要求逆效率盡可能低。 正效率的計算公式： （4-10） 其中為螺桿的螺線導程角，選6°；為摩擦角，=?；?為摩擦因數，選0.04，則=2.29°。 數據代入（4-10）解得 =72.1%。 逆效率的計算公式： （4-11） =71.3%。 §5.4.2 主要參數的選擇 主要參數參考《汽車設計》表7-1 齒扇模數m=6mm，搖臂軸直徑D=40mm，鋼球中心距=35mm，螺桿外徑=34m

48、m,鋼球直徑d=8mm,螺距P=10mm,工作圈數W=2.5，環(huán)流行數b=2，齒扇齒數=5，齒扇整圓齒數Z=13，齒扇壓力角為27°30′，切削角=6°30′，齒扇寬B=34mm。 §5.4.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副 螺母內徑=+8%=36mm 每個環(huán)路中鋼球的數量為： =35 其中為螺桿的螺線導程角，選6°。 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°，以使軸向力和徑向力分配均勻。 圖3-3 螺桿,鋼球,螺母傳動副 轉向盤轉動角，對應螺母移動距離s為：

49、 (4-12) 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： S=r (4-13) 其中r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯立（4-12）（4-13）得= ，將對求導，得轉向器角傳動比為： =24.492 §5.4.4 齒條、齒扇傳動副設計 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。 基準剖面（1-1剖面）的齒形計算： 名稱 公式 結果(mm) 分度圓

50、直徑 D=90 齒頂高 =6 齒根高 =1.5 齒全高 h=7.5 齒頂圓直徑 =102 分度圓齒厚 =9.42 頂圓壓力角 =39.75° 頂圓齒厚 =6 最大變位系數剖面（2-2剖面）齒頂變尖核算： 名稱 公式 結果（mm） 最大變位系數 =0.3608 齒頂圓半徑 =50.1648 齒頂圓壓力角 =40.642° 分度圓齒厚 =11.4389 齒頂圓齒厚 =1.698 圖3-4 變厚齒扇齒形計算簡圖 §5.5 轉向系主要性能參數確定 §5.5.1 轉

51、向系的角傳動比 = （4-14） 式中為轉向器的角傳動比，=24.492；為轉向傳動機構的角傳動比，一般選擇=1。代入（9） 得 =24.492 其中 式中為轉向搖臂長（mm），所以==137mm。 §5.5.2 轉向盤旋轉圈數n (4-15) 式中為轉向盤從一個極限位置到另一個極限位置所轉過的角度，且： =24.492（26.17°+31.66°） =1416.37° 所以 n=1416.37÷

52、360°=3.9 (圈) §5.6 轉向系其他元件的選擇及材料的確定 轉向主銷選用圓柱實心型，D=40mm；一般選用20Cr。轉向節(jié)臂和梯形臂有中碳鋼或中合金鋼如35Cr，40，40Cr等模鍛加工而成，一般選用40Cr。轉向縱、橫拉桿應選用質量較輕剛性較好的20，30或40無縫鋼管制造，選用40鋼。球頭銷用合金結構鋼12CrNiB、15CrMo、20CrMnTi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi等制造（如下圖所示結構），一般選用20CrMnTi。 圖3-5 轉向主銷 1-球頭銷 2-球頭碗 3-壓緊彈簧 第六章 轉向系主要零件的強度計算

53、 §6.1 計算載荷的確定 轉向系全部零件的強度，是根據作用在零部件上的力來確定的。一般來說汽車在瀝青或混凝土路面上的園地轉向阻力，用經驗公式計算： ，N.mm （5-1） 載重 前軸負荷（N） 質心高度(mm) 空載 9775.5 1100 滿載 21324.8 852 數據代入（5-1）得 = N.mm 由于力矩平衡，所以轉向上節(jié)臂受反方向力矩M==8.69 N.mm，所受到的拉力P==8.69/1376343N。 §6.2 主要零件的強度計算

54、 圖4-1 轉向搖臂受力圖 轉向搖臂（45鋼）的受力及形狀如上圖，尺寸如下:F=P=2292N,c==137mm,e=50mm,d=90mm,b=50mm,a=27mm 通過計算比較確定斷面A-A為危險截面。 斷面A-A處的彎曲應力： = （5-2） W==6623=6.623 =2.655Pa=265.5 斷面A-A處的扭轉剪應力： （5-

55、3） =7.15 = 76.85 斷面A-A處的最大合成正應力： =306.78〈[]=353 斷面處的最大切線應力： =153.39=230 故此轉向搖臂滿足使用條件。 第七章 結論 通過對前橋及轉向的設計，我得出結論，此設計滿足設計要求。第二章列出了前橋的設計方案，第三章列出了轉向系的設計方案，第四章主要對前橋的主要零件進行了強度校核，經校核滿足要求。第五章主要對轉向系的方案進行了論證，并詳細計算了循環(huán)球式轉向器的各個參數，這說明也是可行的。故此設計我比較滿意，真誠接受各評委老師的批

56、評指教！ 參考文獻 1. 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社,2000 2. 王望予.汽車設計(第三版). 北京：機械工業(yè)出版社,2000 3. 陳家瑞.汽車構造(下冊). 北京：機械工業(yè)出版社,2005 4. 余志生.汽車理論(第三版) 北京：機械工業(yè)出版社,2000 5. 張洪欣.汽車設計(第二版). 北京：機械工業(yè)出版社,1996 6. 吳宗澤.機械設計實用手冊. 北京：化學工業(yè)出版社,1999 7． [日].自動車技術協會.小林明.汽車工程手冊. 北京：機械工業(yè)出版社,1996 8． 劉鴻文.材料力學. 北京：高等教育出版社,1

57、991 9． 祖業(yè)發(fā).工程制圖.重慶：重慶大學出版社,2001 10．浙江交通學校.汽車構造教學圖冊.人民交通出版社,1986 11. 徐灝.機械設計手冊（3、4卷）北京：機械工業(yè)出版社,1991 12. 陳軍.汽車拖拉機轉向梯形優(yōu)化設計.西北農業(yè)大學學報, 2000年,第7期,N0.18 13. 陳思忠.拖拉機與農用運輸車, 2000年,第8期,N0.32 14. 安徽飛彩有限公司.農用運輸車的發(fā)展趨勢,2001年第3期,N0.12 15. 張武農.我國汽車工業(yè)創(chuàng)新的策略研究,2001年,第6期,N0.9 16. 錢振為.汽車工業(yè)研究,2001年,第4期,N0.17 17. 閻蔭棠.幾何量精度設計與檢測.北京：機械工業(yè)出版社,1996 致 謝 畢業(yè)設計的完成首先要感謝曹青梅老師，曹老師在繁忙的工作中為我們的畢業(yè)設計提供了大量資料，并在設計過程中對我們進行了耐心的開導，給我們提了好多中肯的建議和方法。再次對曹老師表示衷心的感謝！ 其次感謝許銳良老師和同做畢業(yè)設計的各位同學，他們可謂是我的良師益友，許多問題我們在互相探討中共同成長，三人行，必有我?guī)煟總€人都有自己的長處和優(yōu)點。 還有本系的領導，系辦，車輛研究所，車輛實驗室老師的關心和支持！在此一并表示感謝！ 34