大學(xué)本科車(chē)輛專業(yè)汽車(chē)前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分析畢業(yè)論文
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1、車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)論文 在目前金融危機(jī)的大環(huán)境下,伴隨著汽車(chē)行業(yè)的發(fā)展,輕型貨 運(yùn)汽車(chē)在國(guó)民生產(chǎn)中扮演著更重要的角色。 輕型載貨汽車(chē)各個(gè)領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用,對(duì)于它的設(shè)計(jì)是依據(jù) 以往理論知識(shí)及實(shí)踐經(jīng)驗(yàn),在滿足其功用的前提下來(lái)進(jìn)行的。轉(zhuǎn)向 系統(tǒng)是用來(lái)保持或改變汽車(chē)行駛方向的機(jī)構(gòu),它在整體設(shè)計(jì)中亦有 其重要地位,對(duì)轉(zhuǎn)向時(shí)車(chē)輪正確運(yùn)動(dòng)和汽車(chē)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(shè)計(jì)和使用方面,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機(jī)械式和動(dòng)力式兩類(lèi), 由于動(dòng)力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能減輕駕駛員的負(fù)擔(dān),而且操作方便,所以到 廣泛使用。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由于造價(jià)低廉,而且能夠滿足輕型貨車(chē) 等一大部分汽車(chē)的轉(zhuǎn)向
2、需要,固也得到了廣泛的使用。機(jī)械式轉(zhuǎn)向 系由操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)組成,其重點(diǎn)是轉(zhuǎn)向器和傳 動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)?,F(xiàn)今國(guó)內(nèi)輕型汽車(chē)多才用整體式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器, 整體式后置梯形。 本畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū),主要講述了前橋前懸和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的選擇設(shè) 計(jì)和方案分析。對(duì)前橋前懸和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分類(lèi)和工作原理進(jìn)行了深 入的對(duì)比和分析,選出最優(yōu)方案來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì);對(duì)于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要 組成部分轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析設(shè)計(jì),選擇合適的機(jī)構(gòu)和 零件。 82 第一章概述 從動(dòng)橋通過(guò)懸架與車(chē)架相聯(lián),兩側(cè)安裝著從動(dòng)車(chē)輪,用以在車(chē) 架與車(chē)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(chē)輪能否
3、轉(zhuǎn)向,從動(dòng)橋分為轉(zhuǎn)向橋與非轉(zhuǎn)向橋。一般 汽車(chē)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(chē)采 用全四輪轉(zhuǎn)向。多軸汽車(chē)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(chē)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 為轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前橋驅(qū)動(dòng),越野汽車(chē)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(chē)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(xiāo)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
4、配。 為了保持汽車(chē)直線行駛的穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向輕便性及汽車(chē)轉(zhuǎn)向后使 前輪具有自動(dòng)回正的性能,轉(zhuǎn)向橋的主銷(xiāo)在汽車(chē)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(xiāo)上部向后傾斜一個(gè) 角,稱 為主銷(xiāo)后傾角。在橫向平面內(nèi),主銷(xiāo)上部向內(nèi)傾斜一個(gè)B角,稱為 主銷(xiāo)內(nèi)傾角。還有車(chē)輪外傾角及前束。 在汽車(chē)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(chē)輪的擺振,它是指汽車(chē)行駛時(shí)轉(zhuǎn)向輪繞主銷(xiāo)不斷擺動(dòng)的 現(xiàn)象,它將破壞汽車(chē)的正常行駛。轉(zhuǎn)向車(chē)輪的擺振有自激振動(dòng)與受 迫振動(dòng)兩種類(lèi)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
5、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(chē)輪轉(zhuǎn)速并不一致,且會(huì)在較寬的車(chē)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(chē)輪及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)受 到周期性擾動(dòng)的激勵(lì),例如車(chē)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(chē)輪轉(zhuǎn)動(dòng)下都會(huì)構(gòu)成周期 性的擾動(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(chē)輪轉(zhuǎn)速一致,而且一般都有明顯的共振車(chē)速,共 振范圍較窄(3?5km
6、/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(chē)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。 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。 第二章從動(dòng)橋的
7、方案確定 § 2.1從動(dòng)橋總體方案確定 轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋的主要零件有前梁,轉(zhuǎn)向節(jié),主銷(xiāo),注銷(xiāo)上下軸承 及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套,轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承,輪轂等。 轉(zhuǎn)向前橋有斷開(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(chē)等以載人為主的高 級(jí)車(chē)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(chē)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。 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(xiāo)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
8、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。 轉(zhuǎn)向節(jié)用中碳合金鋼模級(jí)成整體式結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)向節(jié)通過(guò)主銷(xiāo)與前 梁的拳部相連,使前輪可以繞主銷(xiāo)偏轉(zhuǎn)一定的角度使汽車(chē)轉(zhuǎn)向。為 減小磨損,轉(zhuǎn)向節(jié)銷(xiāo)孔內(nèi)設(shè)計(jì)時(shí)壓入青銅襯套,襯套上的潤(rùn)滑油槽 在上面端部是切通的,用裝在轉(zhuǎn)向節(jié)上的油嘴注入潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑,為 使轉(zhuǎn)向輕便,在轉(zhuǎn)向節(jié)和前梁拳部設(shè)有圓錐推力滾子軸承。 主銷(xiāo)的幾種結(jié)構(gòu)型式如圖2-1所示,本次設(shè)計(jì)用(a)。 亠 I- JI
9、.棗 (b) (c) (d) 圖2-1主銷(xiāo)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(xiāo)(d) 下部圓柱比上部細(xì)的主銷(xiāo) 車(chē)輪輪轂通過(guò)兩個(gè)圓錐滾子軸承支撐在轉(zhuǎn)向節(jié)外端的軸頸上,軸承 的松緊度可通過(guò)調(diào)整螺母進(jìn)行調(diào)整。輪轂外端用沖壓的金屬外罩罩 住。輪轂內(nèi)側(cè)有油封,以防潤(rùn)滑油進(jìn)入制動(dòng)器內(nèi)。 第3章汽車(chē)懸架的結(jié)構(gòu)選型與分析 § 3.1懸架的設(shè)計(jì)要求 懸架的主要功能是傳遞作用在車(chē)輪和車(chē)架(或車(chē)身)之間的一 切力和力矩,并緩和汽車(chē)行駛過(guò)不平路面時(shí)所產(chǎn)生的沖擊,衰減由 此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng),以保證汽車(chē)的行駛平順性。 在設(shè)計(jì)懸架時(shí)
10、必須考慮以下幾個(gè)方面的要求: (1)通過(guò)合理設(shè)計(jì)懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車(chē)具有良 好的行駛平順性,即具有較低的振動(dòng)頻率、較小的振動(dòng)加速度值和 合適的減振性能,并能避免在懸架的壓縮或伸張行程極限點(diǎn)發(fā)生硬 沖擊,同時(shí)還要保證輪胎具有足夠的接地能力; ⑵合理設(shè)計(jì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu),以確保車(chē)輪與車(chē)架或車(chē)身之間所有力和 力矩的可靠傳遞,保證車(chē)輪跳動(dòng)時(shí)車(chē)輪定位參數(shù)的變化不會(huì)過(guò)大, 并且能滿足汽車(chē)具有良好的操縱穩(wěn)定性的要求; (3)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)應(yīng)與轉(zhuǎn)向桿系的運(yùn)動(dòng)相協(xié)調(diào),避免發(fā)生運(yùn)動(dòng) 干涉,否則可能引發(fā)轉(zhuǎn)向輪擺振; ⑷側(cè)傾中心及縱傾中心位置恰當(dāng),汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)具有抗側(cè)傾能 力,汽車(chē)制動(dòng)和加速時(shí)能保持車(chē)身的穩(wěn)
11、定,避免發(fā)生汽車(chē)在制動(dòng)和 加速時(shí)車(chē)身縱傾; (5)懸架構(gòu)件的質(zhì)量要小尤其是非懸掛部分的質(zhì)量要盡量小; ⑹所有零部件應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和使用壽命; ⑺制造成本低; (8)便于維修、保養(yǎng)。 § 3.2懸架的結(jié)構(gòu)形式分析 § 3.2.1懸架結(jié)構(gòu)形式的分類(lèi) 懸架可分為非獨(dú)立懸架和獨(dú)立懸架兩類(lèi)。非獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特 點(diǎn)是,左、右車(chē)輪用一根整體軸連接,再經(jīng)過(guò)懸架與車(chē)架(或車(chē)身) 連接;獨(dú)立懸架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是,左、右車(chē)輪通過(guò)各自的懸架與車(chē)架 (或車(chē)身)連接。(圖3-1) 圖3-1 懸架的結(jié)構(gòu)形式簡(jiǎn)圖 a)非獨(dú)立懸架 b)獨(dú)立懸架 以縱置鋼板彈簧為彈性元件兼作導(dǎo)向裝置的非獨(dú)立懸架,其主
12、 要優(yōu)點(diǎn)是:結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,制造容易,維修方便,工作可靠。缺點(diǎn)是: 由于整車(chē)布置上的限制,鋼板彈簧不可能有足夠的長(zhǎng)度(特別是前 懸架),使之剛度較大,所以汽車(chē)平順性較差;簧下質(zhì)量大;在不平 路面上行駛時(shí),左、右車(chē)輪相互影響,并使車(chē)軸(橋)和車(chē)身傾斜; 當(dāng)兩側(cè)車(chē)輪不同步跳動(dòng)時(shí),車(chē)輪會(huì)左、右搖擺使前輪容易產(chǎn)生敗陣; 前輪跳動(dòng)時(shí),懸架易于轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉;當(dāng)汽車(chē)直線行 駛在凹凸不平的路段上時(shí),由于左右兩側(cè)車(chē)輪反向跳動(dòng)或只有一側(cè) 車(chē)輪跳動(dòng)時(shí),不僅車(chē)輪外傾角有變化,還會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性; 汽車(chē)轉(zhuǎn)彎行駛時(shí),離心力也會(huì)產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性;車(chē)軸(橋) 上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。這種懸架主要用在
13、總質(zhì)量大 些的商用車(chē)前、后懸架以及某些乘用車(chē)的后懸架上。 非獨(dú)立懸架主要用于貨車(chē)、大客車(chē)的前、后懸架以及某些轎車(chē) 的后懸架。 獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn)是:簧下質(zhì)量??;懸架占用的空間?。粡椥栽?件只承受垂直力,所以可以用剛度小的彈簧,使車(chē)身振動(dòng)頻率降低, 改善了汽車(chē)的行駛平順性;由于采用斷開(kāi)式車(chē)軸,所以能降低發(fā)動(dòng) 機(jī)的位置高度,使整車(chē)的質(zhì)心高度下降,改善了汽車(chē)的行駛穩(wěn)定性; 左、右車(chē)輪各自獨(dú)立運(yùn)動(dòng)互不影響,可減小車(chē)身的傾斜和振動(dòng),同 時(shí)在起伏的路面上能獲得良好的地面附著能力; 獨(dú)立懸架主要用于轎車(chē)和部分輕型貨車(chē)、客車(chē)及越野車(chē)。 § 3.2.2懸架的組成及各部件作用 懸架作為一個(gè)完整的系統(tǒng)主要包括
14、四大部分: ⑴彈性元件 作用是:避免道路沖擊力直接傳到車(chē)架、車(chē)身并緩和沖擊力。 用于懸架的彈性元件主要有: a,鋼板彈簧,大多用于非獨(dú)立懸架; b, 螺旋彈簧,廣泛用于獨(dú)立懸架,特別是前輪獨(dú)立懸架,有些 后輪非獨(dú)立懸架,必須加減振器和導(dǎo)向機(jī)構(gòu); c,扭桿彈簧,扭桿本身扭轉(zhuǎn)剛度是常數(shù),但采用扭桿彈簧的懸架是 變剛度的; d, 氣體彈簧,變剛度彈簧,一般要導(dǎo)向機(jī)構(gòu); e,橡膠彈簧,多作懸架副簧和緩沖塊。 ⑴減振器 作用是:加速車(chē)架與車(chē)身振動(dòng)的衰減,改善汽車(chē)行駛的平順性。 用于懸架的減振器有以下幾種: a,油液式雙向作用筒式減振器,在壓縮和伸張兩行程內(nèi)部起減振作 用;
15、b, 油液式單向作用筒式減振器,僅在伸張行程起減振作用; c,油氣充氣式減振器 d, 阻尼可調(diào)式減振器,當(dāng)懸架系統(tǒng)某一參數(shù)變化時(shí),減振器阻 力也隨之變化 ⑵導(dǎo)向機(jī)構(gòu) 作用是:作傳力機(jī)構(gòu)的同時(shí),使車(chē)輪按照一定的軌跡相對(duì)于車(chē) 架和車(chē)身跳動(dòng),起導(dǎo)向作用。 ⑶橫向穩(wěn)定器 作用是:安裝于多數(shù)轎車(chē)和客車(chē)上,目的是為了防止汽車(chē)轉(zhuǎn)向 時(shí),發(fā)生過(guò)大的橫向傾斜。 § 3.3前懸架方案的選擇 由于本設(shè)計(jì)是針對(duì)輕型貨車(chē)的底盤(pán)結(jié)構(gòu),并且汽車(chē)的布置采用 前置后驅(qū),故在前懸架的選擇上可以采用縱置板簧式非獨(dú)立懸架。 縱置板簧式非獨(dú)立懸架的優(yōu)點(diǎn):由于鋼板彈簧本身可兼起導(dǎo)向 機(jī)構(gòu)的作用,并有一定的減振作用,使得
16、懸架的結(jié)構(gòu)大為簡(jiǎn)化。因 而在非獨(dú)立懸架中大多數(shù)采用鋼板彈簧作為彈性元件。結(jié)合本設(shè)計(jì) 是研究輕型貨車(chē),在后懸架的選擇時(shí),對(duì)舒適性的要求不高,結(jié)構(gòu) 簡(jiǎn)單、易于布置,故后懸架采用縱置板簧式非獨(dú)立懸架。如圖3-3 : 圖3-3 縱置鋼板彈簧非獨(dú)立懸架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 第四章轉(zhuǎn)向系的方案確定 § 4.1轉(zhuǎn)向系整體方案確定 用來(lái)改變或恢復(fù)汽車(chē)行駛方向的專設(shè)機(jī)構(gòu)即稱作汽車(chē)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)向系和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系兩大 類(lèi)。在現(xiàn)代汽車(chē)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(pán),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(chē)裝有防傷機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振裝置。還
17、有一些汽車(chē)的專門(mén)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。 本次設(shè)計(jì)采用機(jī)械式轉(zhuǎn)向器。 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(pán)上的力對(duì)轎車(chē)不超過(guò)200N,對(duì)輕 型貨車(chē)不超過(guò)360N,對(duì)中型貨車(chē)不超過(guò)450N,方向盤(pán)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(pán)有自動(dòng)回正能力,能保持汽車(chē)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(pán)上要小。 五、 應(yīng)盡量減小轉(zhuǎn)向系統(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(pán)在中間式的 自由行程應(yīng)當(dāng)保證直線行
18、駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向盤(pán)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 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(xiāo)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(chē)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(chē)和市內(nèi)用客 車(chē),可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉(zhuǎn)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(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
19、較高。 蝸桿曲柄銷(xiāo)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(pán),必須選擇較 大的傳動(dòng)比,或裝有吸振裝置的減振器。 本設(shè)計(jì)采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 § 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(pán)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
20、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)效率很高,操作輕便,使用壽命長(zhǎng)。經(jīng)常用于各種汽車(chē) 綜上最后本次設(shè)計(jì)選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 第五章從動(dòng)橋的設(shè)計(jì)計(jì)算 § 5.
21、1從動(dòng)橋主要零件尺寸的確定 轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋采用工字形斷面的前梁,可保證其質(zhì)量最小而在垂 向平面內(nèi)的剛度大,強(qiáng)度高。工字形斷面尺寸的推薦值,見(jiàn)圖5-1, 圖中虛線繪出的是其當(dāng)量斷面。該斷面的垂向彎曲截面系數(shù)Wv和水 平彎曲截面系數(shù)Wh (單位為mm3)可近似取為 (5-1) Wv =20a3 3 } Wh = 5.5a3 式中a----工字形斷面的中部尺寸 由經(jīng)驗(yàn)公式: Wv ml 2200 式中m---作用于前梁上的簧上質(zhì)量; l---車(chē)輪中線至板簧中線的距離。 2200 Wv = 490 304 10 =67.5 i03mm3 求得a =15mm §
22、5.2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(xiāo)、主銷(xiāo)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(chē)輪的定位角,即認(rèn)為主銷(xiāo)內(nèi)傾角、 主銷(xiāo)后傾角,車(chē)輪外傾角均為零,而左右轉(zhuǎn)向節(jié)軸線重合且與主銷(xiāo) 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pz和垂直力乙傳給前梁,使前梁承受彎矩 和轉(zhuǎn)矩??紤]到制動(dòng)時(shí)汽車(chē)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
23、: 乙二皿 2 式中:G!——汽車(chē)滿載靜止于水平路面時(shí)前橋給地面的載荷,N; mi 汽車(chē)制動(dòng)時(shí)對(duì)前橋的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù),對(duì)轎車(chē)和載貨 汽車(chē)的前橋可取1.5 ;質(zhì)量分配給前橋35%; Zi =G^mi =丄0.35 5300 9.8 1.5 = 12550.76N 2 2 前輪所承受的制動(dòng)力Pz =乙 式中:-——輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.6 ; Pz=12550.76 0.6=7630.45 N 由于乙和Pz對(duì)前梁引起的垂向彎矩M v和水平方向的彎矩Mh在兩鋼 板彈簧座之間達(dá)最大值,分別為: G1 B — S Mv=( Z1-gw) 12=( - gw) N *mm 2
24、 2 Gi , B — S M h = PZ 〔2= ■:、:l2 -m1 N ? mm 2 2 式中:丨2 —見(jiàn)圖5— 1 ,取J=397 mm gw —車(chē)輪(包括輪毅、制動(dòng)器等)所受的重力,N;取gw =980N ; B —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 1567 -767 M 貝U M v = (12550 - 980) £ 二 4684290 N ? mm M h -12550 0.6 400=3704016N ? mm 制動(dòng)力Pz還使前梁在主銷(xiāo)孔至鋼板彈簧座之間承受轉(zhuǎn)矩T: T= Pz rr N ? mm
25、 式中:rr —輪胎的滾動(dòng)半徑取410 mm 則有 T=9330 410=3825300 N ? mm 前梁在鋼板彈簧座附近危險(xiǎn)斷面處的彎曲應(yīng)力 j (單位為MPa)為: M Mh w = Wv Wh 式中: W, , Wh , T——見(jiàn)式(5-1 ) 前梁應(yīng)力的許用值為tw 1=300?500 MPa,當(dāng)a=15mm時(shí), :~w = 236.48N ? mm 故a=15mm滿足使用條件。 § 5.3 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(chē)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Z1L和乙R與側(cè)向反力Yl , Yr各不相等,前輪的地面反力 (
26、單位都為N)分別為: T1 (1 2hg 1 Bi Gi (1- 2hg i 式中:hg —汽車(chē)質(zhì)心高度取為iiOO mm i —車(chē)輪與地面附著系數(shù) 取為0.42 ; 此時(shí)Yil,Yr向右作用。則有: 20734.35 2 (i 2 iiOO 0.42 i567 =i6480.30i8N 20734.35(i_2 嗖嚴(yán)) 1567 二 4254N Yl 20734.35 2 (1 2 1100 °?42) 0.42 1567 = 6921.72N 1567 20734.35(i_2 1100 0.42)0.42= 1786.7
27、N 側(cè)滑時(shí)左、右鋼板彈簧對(duì)前梁的垂直作用力為: T1L = 0.5Gi ■ G-i i (hg -■ rr )"' S T2^ - 0.5Gi - Gi i(hg -仃)-飛 式中: Gi —滿載時(shí)車(chē)廂分配給前橋的垂向總載荷 G =1232.98 9.8=12069.2N ; 則有 T1L =0.5 12069.2 20734.35 0.3(1100 - 500) 一‘767 =10008.56N T2R =0.5 12069.2 -20734.35 0.3(1100 - 500)" 767 = 1169.73N § 5.4轉(zhuǎn)向節(jié)在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計(jì)算 如圖5 — 2所
28、示,轉(zhuǎn)向節(jié)的危險(xiǎn)斷面在軸徑為di的輪軸根部即 III-III 剖面處 圖5 — 2 轉(zhuǎn)向節(jié),主銷(xiāo)及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的計(jì)算用圖 、在制動(dòng)工況下 III — III 剖面處的軸徑僅受垂向彎矩M v和水平方向的彎矩M h 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Mv, Mh及III — III剖面處的 合成彎矩應(yīng)力 J( MPa)為: M v = (Zi - gw) I3 J(乙—gw 了+P; =U 0.1d,3 式中:d,—轉(zhuǎn)向節(jié) 的輪軸 根部軸徑取為50mm, 13 =30 mm w ]=550 MPa,
29、M; Mf - W 得: cr < tr I w w 30 12550一980 : 933°2 =76.099MPa 0.1 503 故50mm的軸頸滿足要求。 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 根部的圓角液壓處理。 2.0mm。輪軸 、在側(cè)滑工況下
30、 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,可分別下式求得: Ml皿』=Z1LI3-丫1Lrr =16480.3018 30-6921.72 410 =-2343196.146 Mr皿』=Z1RI3+YRrr =4254x30 + 1786.7x410 = 860168.998 許用彎矩Ml = 5 106N *mm 因此左右轉(zhuǎn)向節(jié)都符合要求。 § 5.5主銷(xiāo)與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(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 —
31、 2(d))內(nèi),對(duì)主銷(xiāo)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乙所引起的力矩Z1l1,由位于通過(guò)主 銷(xiāo)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(xiāo) 的力Qmz所形成的力偶矩Qmz ( c+d )所平衡(見(jiàn)圖5 — 2(b)),故有 ^鴿二詈詈"41.27 N式中l(wèi)1取150,c取91,d取98 mm 制動(dòng)力矩PzR由位于縱向平面內(nèi)并作用于主銷(xiāo)的力Qmz所形成的力偶 Qmz ( c+d )所平衡(見(jiàn)圖5 — 2(c))。故有 mz PzG c d 9330 410 91 98 二 20239.7N 而作用于主銷(xiāo)的制動(dòng)力Pz,
32、則由在轉(zhuǎn)向節(jié)上下襯套中點(diǎn)處作用 于主銷(xiāo)的力Qzu, Qzl平衡(見(jiàn)圖5 — 2(c)),且有: Pzd 9330 98 c d 一 91 98 = 4837.78N PzC 9330 91 91 98 -4492.22N 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= Pzll 9330 150 .7404.76N 91 98 力N位于側(cè)向平面內(nèi)且與輪軸中心線的垂直距離為14 (取為100 mm)如將N的著力點(diǎn)移至主銷(xiāo)中心線與輪鈾中心線的交點(diǎn)處.則需 對(duì)主銷(xiāo)作用一側(cè)向力矩N l4(見(jiàn)圖5 — 2(b))。力矩Nl
33、4由位于側(cè)向平 面內(nèi)并作用于主銷(xiāo)的力偶矩所平Qmn ( c+d )衡,故有 Qmn Nl4 c d 7404.76 100 91 98 = 3917.9N 而力N則內(nèi)存整向節(jié)上下襯套中點(diǎn)處作用于主銷(xiāo)的力Qnu , Qni所平 衡,且有:Qnu 二出=7404.76 98 =3839.5N c+d 189 Nl 7404.76 91 Qni c+d 2565.25N 189 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(xiāo)的合力Qu和 下襯套的中心作用于主銷(xiāo)的合力Q1分別為: Qu = . QMZ QMN -Qnu 2 +(Qmz - Qt
34、u f =20440.3N Q1 =、Qmz Qmn Qni !亠 IQmz Qti =31708.2N 由上兩式可見(jiàn),在汽車(chē)制動(dòng)時(shí),主銷(xiāo)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Q =31708.2N 。 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(xiāo)的力Qmz是不相等的,它們可分別按下式求得: .Zd1 - Y1L& Qmzl _ ' c+d 工「1935.766N 16480.301 150 -6921.72 410 91+98 ZM 丫皿 4254.150 150 1786.7 410 Qmzr 7252.1N c d 91
35、98 取Q1,Qmzl,Qmzr中最大的作為主銷(xiāo)的計(jì)算載荷Qj =Q^31708.2N, 計(jì)算主銷(xiāo)在前梁拳部下端面應(yīng)力二w和剪切應(yīng)力s: Qj 0.1d3 h MPa 4Qj ■ dl MPa ; 式中:do —主銷(xiāo)直徑取為32 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=36mm; 31708 2 :二w 3 36 =348.35MPa L「w 丨; 0.1 32 4 31708.2 3.14 322 =39.4MPa< !-.s 1; 其中 tw l=500MPa ; 鳥(niǎo)=100MPa。 主銷(xiāo)采用20c
36、r,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)力匚c為: Qj =31708.2 =26.仁:L-J- 50MPa Id。 36 32 式中:I —襯套長(zhǎng)為36mm= 在靜載荷下,上式的計(jì)算載荷取 Qj 15550 150 91 98 = 12341.2 N 魚(yú)=12341.2 /0.7MPa :: [- c^15MPa。 Id。 36 32 c § 5.6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(chē)以等速na = 40km / h,沿半徑R= 50m 的圓周行駛的工況作為計(jì)
37、算工況。如果汽車(chē)向右轉(zhuǎn)彎,外輪即左前 左輪的地面垂向反力Z1L增大。 2 G 2h Va Z1^G1[1 ( g)(—)],將上述計(jì)算工況的有關(guān)數(shù)據(jù)代入上式,并 2 B1 Rg hg B 0.5 則有: Zil 二 1.25Gl =0.6 2 Gi 2 可近似地認(rèn)為推力軸承的軸向載荷Fa等于上述前外輪的地面垂 向外力,即: Fa =0.625Gi =13328N。 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C0廠42.8KN進(jìn)行, 且取當(dāng)量靜載荷R =0.4九 “7.12KN》Fa,故此推力軸承滿足要求。
38、第六章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 § 6.1轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) § 6.1.1 轉(zhuǎn)向器的效率 功率Pl從轉(zhuǎn)向軸輸入,經(jīng)轉(zhuǎn)向器輸出所求得的效率稱為正效率, n _ (Pi — P2) + — 用符號(hào)?表示, P3 ;反之稱為逆效率,用符號(hào)-表示, _(P3 - P2) ""P3 。 其中,P2為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率;P3為作用在齒條軸上的功率。為 了保證轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)輕便,要求正效率高;為了保證汽 車(chē)轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)能自動(dòng)回正,又需要一定的逆效率。為了 減輕在不平路面上行駛時(shí)駕駛員的疲勞,車(chē)輪與路面之間的作用力 傳至方向盤(pán)時(shí)應(yīng)盡可能小,防止打手,這又要求此逆效率盡可能低。
39、轉(zhuǎn)向器的正效率 : 影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有:轉(zhuǎn)向器的類(lèi)型、結(jié)果特點(diǎn)、結(jié)構(gòu) 參數(shù)和制造質(zhì)量等。轉(zhuǎn)向器類(lèi)型、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與效率 在前述的幾種 轉(zhuǎn)向器中,齒輪齒條式、循環(huán)球式的正效率比較高。同一類(lèi)型的轉(zhuǎn) 向器,因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。 轉(zhuǎn)向器逆效率-: 根據(jù)逆效率大小的不同,轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器屬于可逆式轉(zhuǎn)向器,其逆效率相當(dāng)高,它能 保證轉(zhuǎn)向后,轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)自動(dòng)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(shí),車(chē)輪受到的 沖擊力能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤(pán),造成駕駛員“打手”使之精神緊張; 如果長(zhǎng)時(shí)間在不平路面上行駛,易使駕
40、駛員疲勞,影響安全駕駛。 § 6.1.2 傳動(dòng)比的變化特性 1. 轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)向系的傳動(dòng)比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)向系的力傳動(dòng)比。 2. 力傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比的關(guān)系 輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力Fw和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力 矩Mr之間的關(guān)系 (6-1) 式中,a為主銷(xiāo)偏移距此處a =122mm ,指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷(xiāo)軸線的 延長(zhǎng)線與支撐平面的交點(diǎn)至車(chē)輪中心平面與支撐平面交線間的距 離。作用在方向盤(pán)上的手力為Fh為 DSW (6-2) 式中,Mh為作用在方向盤(pán)上的力矩;Dsw為方向盤(pán)的直徑。 2F ip 將式(6-1)、 (6-2)代入 w Fh后得到
41、ip」r XDSW M h Xa (6-3) 有(6-3)知,當(dāng)主銷(xiāo)偏移矩a小時(shí),力傳動(dòng)比ip應(yīng)取大些才能保 持轉(zhuǎn)向輕便。 § 6.2主要參數(shù)的確定 § 6.2.1 給定的主要計(jì)算參數(shù) 軸距 L=3306mm 輪距 前輪1567mm 后輪1485mm 輪胎 70.00-20 D=508mm B=293mm 最小轉(zhuǎn)彎 半徑小于等于5.5m
42、 § 6.2.2 選擇主要轉(zhuǎn)向參數(shù) 汽車(chē)在轉(zhuǎn)向時(shí)需要有自動(dòng)回正能力,這需要轉(zhuǎn)向主銷(xiāo)在汽車(chē)的 縱向和橫向平面內(nèi)各有一定的傾角。所以選定主銷(xiāo)后傾角丫為2 ° 30 ',主銷(xiāo)內(nèi)傾角B為7 °,車(chē)輪外傾角a為1 °,前輪前束為10mm 轉(zhuǎn)向盤(pán)由輪轂、輪緣和輪輻構(gòu)成,方向盤(pán)的直徑D有一系列尺寸 (如表6-1 ) 表6-1 轉(zhuǎn)向盤(pán)直徑 汽車(chē)類(lèi)型 方向盤(pán)直徑D, mm 轎車(chē)、小型客車(chē)、小載重量貨車(chē) 400 中型大客車(chē)、中等載重量貨車(chē) 450、500 大型客車(chē)、大載重量貨車(chē) 550 可選擇方向盤(pán)直徑400mm ,轉(zhuǎn)向軸是用雙萬(wàn)向節(jié),軸與萬(wàn)向節(jié) 的連接用花鍵來(lái)實(shí)現(xiàn)。 § 6.2.3 車(chē)輪的
43、左右最大轉(zhuǎn)角確定 為了避免在汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)產(chǎn)生路面對(duì)汽車(chē)行駛的附加阻力和輪胎 的過(guò)快磨損,要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能保證汽車(chē)轉(zhuǎn)向時(shí)所有車(chē)輪均做純滾動(dòng), 這就需要所有車(chē)輪的軸線都交于一點(diǎn)才能實(shí)現(xiàn)。此輕型貨車(chē)應(yīng)滿足 轉(zhuǎn)向時(shí)候最小轉(zhuǎn)彎半徑小于5.5米,而理想的車(chē)輪轉(zhuǎn)角a與B應(yīng)滿足 理想關(guān)系式: (6-6) cot:二cot : +K l 式中:?為車(chē)輪外轉(zhuǎn)角,B為車(chē)輪內(nèi)轉(zhuǎn)角,K為兩側(cè)主銷(xiāo)軸線與地 面相交點(diǎn)之間 的距離 (K=1567-2 100=1367mm ), 為3308mm , 前輪轉(zhuǎn)臂a=120mm。 又因?yàn)槔硐肭闆r下,最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin與外轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)角:-max的 關(guān)系為: l R
44、min Si n “ max (6-7 ) 聯(lián)立(6-6 ) ( 6-7 )式得至U : :max=26.17 , :max=31.66 圖6-1 理想內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡(jiǎn)圖 § 6.3轉(zhuǎn)向梯形的選擇設(shè)計(jì) 圖6-2 整體式轉(zhuǎn)向梯形 1-轉(zhuǎn)向橫拉桿2-轉(zhuǎn)向梯形臂3-前軸 轉(zhuǎn)向梯形選擇的是整體式后置梯形(如圖6-2 ),圖視為把三軸 式汽車(chē)假想為兩軸式時(shí)的圖形,L為假想的軸線距離,即是上圖的I, 丫為轉(zhuǎn)向梯形的底角,S為兩個(gè)梯形臂延長(zhǎng)線與汽車(chē)中心線的交點(diǎn)與 前軸的距離,一般為2/3 I. 由公式 K cot 丫 =0.75 ■ (6-8 ) 得
45、轉(zhuǎn)向梯形的底角 丫 =72.78 ° 轉(zhuǎn)向梯形臂的長(zhǎng)度m,是參考現(xiàn)有汽車(chē)梯形臂長(zhǎng)度與主銷(xiāo)中心距 K之比的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)后進(jìn)行選擇,一般范圍是:m=(0.11?0.15)K 。由 于是輕型載重汽車(chē),固可取梯形臂長(zhǎng)度m=150mm。 由圖形可知,轉(zhuǎn)向橫拉桿的長(zhǎng)度 跟K和丫有關(guān),其關(guān)系式為: =K-2 x mX cos 丫 ( 6-9 ) =1262mm 則橫拉桿長(zhǎng)度為1262mm § 6.4循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì) § 6.4.1 轉(zhuǎn)向器(循環(huán)球式)的效率 為保證轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)的輕便,要求正效率高;為了 保證汽車(chē)轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤(pán)能自動(dòng)回正,又需要一定的逆效率; 為減輕駕駛員在不平
46、路面上的疲勞,防止打手,又要求逆效率盡可 能低。 正效率的計(jì)算公式: tan : ° tan(: 0 巧 (6-10 ) 其中%為螺桿的螺線導(dǎo)程角,選6 ;為摩擦角,=arctan? ?為摩擦因數(shù),選00,貝則229 數(shù)據(jù)代入(4-10 )解得 =72.1% 逆效率的計(jì)算公式: n _tan(叫 _。) tan% (6-11 ) =71.3%
47、 § 6.4.2 主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)參考《汽車(chē)設(shè)計(jì)》表7-1 齒扇模數(shù)m=6mn,搖臂軸直徑D=40mm,鋼球中心距Di =35mm,螺 桿外徑D2=34mm,鋼球直徑d=8mm,螺距P=10mm,工作圈數(shù)W=2.5,環(huán)流 行數(shù)b=2,齒扇齒數(shù)z=5,齒扇整圓齒數(shù)Z=13,齒扇壓力角為27 ° 30 ',切削角 =6 ° 30 ',齒扇寬B=34mm。 § 6.4.3 螺桿、鋼球和螺母?jìng)鲃?dòng)副 螺母內(nèi) 徑 D3 = D2 +8%D1 =36mm 每個(gè)環(huán)路中鋼球的數(shù)量為: n DWL d cos:0 型=35 d 其中-0為螺桿的螺線導(dǎo)程角,選6 °。
48、 接觸角9是鋼球與螺桿滾道接觸點(diǎn)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6-3 螺桿,鋼球,螺母?jìng)鲃?dòng)副 轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)?角,對(duì)應(yīng)螺母移動(dòng)距離s為: (6-12) VP s 二 2 二 與此同時(shí)齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過(guò)的弧長(zhǎng)等與s, 相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過(guò)'-p角,其關(guān) S= -pr (6-13) 其中r為齒扇節(jié)圓半徑 聯(lián)立(6-12)( 6-13)得T「=冒-p ,將?對(duì)Ip求導(dǎo),得轉(zhuǎn)向器角 傳動(dòng)比i 1為: 2 二-mZ 2 二 mZ P =24.492 § 6.4.4 齒條、齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì) 循環(huán)
49、球式轉(zhuǎn)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(dòng)副的設(shè)計(jì)主 要是變厚齒扇的設(shè)計(jì)。 表6-2基準(zhǔn)剖面(1-1剖面)的齒形計(jì)算: 名稱 公式 結(jié)果(mm) 分度圓直徑 D = mZ D=90 齒頂高 S02 S12 二 Rd — - 2(inv-2 - inv%)] h = xm r =6 齒根高 h2 = x2m h2 =1.5 齒全高 h = h h2 h=7.5 齒頂圓直徑 DZ=( 2x1 2 \)m D1=102 分度圓齒厚 S°1 =( 2 jtan : o)m 2 S01 =9.42
50、 頂圓壓力角 :1 = COS 4(丄 cos : 0) R1 :4 =39.75 ° 頂圓齒厚 So S)i = R[ 2(inv:「一inv: 0)] r Si =6 表6-3最大變位系數(shù)剖面(2-2剖面)齒頂變尖核算: 名稱 公式 結(jié)果 (mm) 最大變位系數(shù) max - 1 2 - 1 tan ) 2m 匕 max =0.3608 齒頂圓半徑 Z r R2 =( Xi max )m 2 R2 =50.1648 齒頂圓壓力角 :2 = cos」(丄cos: 0) R2 :-2 =40.642 ° 分度圓齒厚 S02
51、=( 2 maxtan〉0)m 2 S02 =11.4389 齒頂圓齒厚 S02 s12 二 R2[-^ -2(inV 2 _inv 0)] r S12 =1.698 § 6.5轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)確定 § 6.5.1 轉(zhuǎn)向系的角傳動(dòng)比 =i 1 i 2 ( 6-14) 式中-為轉(zhuǎn)向器的角傳動(dòng)比,i 1=24.492 ; i 2為轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的 角傳動(dòng)比,一般選擇i.2=1。代入(6-9) 得 =24.492 其中i.2 l2 I3 式中為轉(zhuǎn)向搖臂長(zhǎng)(mn),所以==137mm § 6.5.2 轉(zhuǎn)向盤(pán)旋轉(zhuǎn)圈數(shù)n cp n 乎 (6-15)
52、 360 式中? p.R為轉(zhuǎn)向盤(pán)從一個(gè)極限位置到另一個(gè)極限位置所轉(zhuǎn)過(guò)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轉(zhuǎn)向系其他元件的選擇及材料的確定 轉(zhuǎn)向主銷(xiāo)選用圓柱實(shí)心型,D=40mm; —般選用20Cr。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向縱、橫拉桿應(yīng)選用質(zhì)量較輕剛性較好的20,30 或40無(wú)縫鋼管制造,選用40鋼。球頭銷(xiāo)用合金結(jié)構(gòu)鋼12
53、CrNiB、 15CrMo、20CrM nTi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi等制造(如 下圖 所示結(jié)構(gòu)),一般選用20CrMnTi 。 圖6-5 轉(zhuǎn)向主銷(xiāo) 1-球頭銷(xiāo)2-球頭碗3-壓緊彈簧 第七章懸架的設(shè)計(jì)計(jì)算 § 7.1懸架主要參數(shù)的確定 § 7.1.1影響平順性的參數(shù) 懸架設(shè)計(jì)的主要目的之一是確保汽車(chē)具有良好的行駛平順性。 汽車(chē)行駛時(shí)振動(dòng)越劇烈,則平順性越差。 1,平順性評(píng)價(jià)指標(biāo) ISO2631規(guī)定,當(dāng)振動(dòng)波形峰值系數(shù)乞9時(shí),用加速度的加權(quán)均 方根值來(lái)評(píng)價(jià)振動(dòng)對(duì)人體舒適性和健康的影響。評(píng)價(jià)時(shí)采用人體坐 姿受振模型,如圖4-1,不僅考慮座椅支撐面處輸入點(diǎn)3
54、個(gè)方向的 線振動(dòng)y,還考慮該點(diǎn)3個(gè)方向的角振動(dòng)rx, ry,rz及座椅靠背 和腳支撐面兩個(gè)輸入點(diǎn)各3個(gè)方向的線振動(dòng)Xb, yb, z和xf, yf, z,共3 個(gè)輸入點(diǎn)12個(gè)軸向的振動(dòng)。對(duì)于每個(gè)軸向的振動(dòng),其加權(quán)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 ) 振動(dòng)加速度功率譜密度函數(shù),可由加速度時(shí)間歷程 a t得到; W f 考慮人體對(duì)不同頻率振動(dòng)的敏感程度不同而引入 的頻率加權(quán)函數(shù)。 圖7-1 人體坐姿受振模型 考慮到不同輸入點(diǎn)、不同軸向的振動(dòng)對(duì)人體影響的差異,總的 加權(quán)加速度均方根值av可求出為: av
55、: \ 二[匕兀 (式 7-2) 式中 awj——用式4-1求出的各軸向振動(dòng)加速度均方根值; kj——各軸向加權(quán)系數(shù)。 總的加權(quán)加速度均方根值與人體主觀感覺(jué)之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系如表 7-1 : 表7-1 加權(quán)加速度均方根值與人途主觀感覺(jué)之間的關(guān)系 加權(quán)加速度均方根值/ m/s2 人體主觀感覺(jué) <0.315 沒(méi)有不舒適 0.315~0.63 略有不舒適 0.5~1.0 有些不舒適 0.8~1.6 不舒適 1.25~2.5 很不舒適 >2.0 極不舒適 汽車(chē)的振動(dòng)輸出由道路激勵(lì)輸入和汽車(chē)對(duì)振動(dòng)的傳遞特性共同 決定。路面不平度可以用道路功率譜Sq -表征,其
56、中「為空間頻率, 是路面不平度波長(zhǎng)的倒數(shù)。當(dāng)汽車(chē)以車(chē)速v(m/ s)駛過(guò)給定的路面時(shí), 道路激勵(lì)的時(shí)間功率譜可表述為: 1 _ v Sq f Sq 門(mén)=Csp 2 (式 7-3) v f 式中 Csp 路面不平度系數(shù),m / S ; f——時(shí)間頻率,Hz。 大量的研究和實(shí)踐結(jié)果表明,對(duì)平順性影響最為顯著的三個(gè)懸 架特性參數(shù)為:懸架的彈性特性、阻尼特性以及非懸掛質(zhì)量。 2,懸架的彈性特性和工作行程 對(duì)于大多數(shù)汽車(chē)而言,其懸掛質(zhì)量分配系數(shù),「y2/ab二0. 8 ~ 1. 2 因而可以近似地認(rèn)為;=1,即前后橋上方車(chē)身部分的集中質(zhì)量的垂 向振動(dòng)是相互獨(dú)立的,并用偏頻n,,n2表示各
57、自的自由振動(dòng)頻率, 偏頻越小,則汽車(chē)的平順性越好。一般對(duì)于采用鋼制彈簧的轎車(chē),ni 約為1 ~ 1.Hz (60次8 0 約為1. 1 7 ~ H5非常接近人體步行時(shí)的 自然頻率。載貨汽車(chē)的偏頻略高于轎車(chē),前懸架約為1.3Hz ,后懸架 則可能超過(guò)1.5Hz。為了減小汽車(chē)的角振動(dòng),一般汽車(chē)前、后懸架偏 頻之比約為n, / n 2二0.85~ 0.95。具體的偏頻選取可參考表7-2 : 表7-2 汽車(chē)懸架的偏頻、靜撓度和動(dòng)撓度 車(chē) 型 滿載時(shí)偏頻n / Hz 滿載時(shí)靜撓度 fc / cm 滿載時(shí)動(dòng)撓 度 fd / cm m n2 fc1 fc2 fd1 fd1
58、 載 貨 1.51?2.04 1.67?2.23 6?11 5~9 6~9 6~8 汽 車(chē) 由上表選取貨車(chē)滿載時(shí)前后懸架的偏頻分別為: q = 1.9Hz, n2 = 2.1Hz 所以 q / n, = 1.9/2.1 = 0.90,滿足要求。 當(dāng);=1時(shí),汽車(chē)前、后橋上方車(chē)身部分的垂向振動(dòng)頻率n1,n2與 其相應(yīng)的懸架剛度 Cs1和Cs2以及懸掛質(zhì)量叫和ms2之間有如下關(guān)系: n_丄國(guó)_匹] (式 7-4) z 2十叫1 Gs1 1 G gCs2 2二 丫 ms2 ; Gs2 式中 g 重力加速度,g=9810nm/S; Cs1,Cs2 前、后懸架剛度,N
59、/mm; Gs1, Gs2 前、后懸架簧載重力,N。 為了求出前后懸架的垂直剛度,必須先求出前后懸架的簧載質(zhì) 量口引和ms2。而口引和叫2可以通過(guò)滿載時(shí)前后輪的軸荷減去前后非簧載 質(zhì)量得到。即: 1 ms—2 m前輪軸荷—m前輪非簧載質(zhì)量 ms2 「m后輪非簧載質(zhì)量 (式 7-5) 為了獲得良好的平順性和操縱性,非簧載質(zhì)量應(yīng)盡量小些。根 據(jù)同類(lèi)車(chē)型類(lèi)比,取前懸架的非簧載質(zhì)量為50kg,后懸架的非簧載 質(zhì)量為100kg 。 將數(shù)據(jù)代入式7-5得出: ms1 =1 1.3825t -0.05t = 0.66625t ; ms2 二彳 2.5675t -
60、0.1t =1.23375t。 將計(jì)算所得的口引和ms2代入式7-4,得到: 前、后懸架的剛度分別為: Cs1 = 94.86N / mm ; Cs2 二 214.58N / mm。 由于懸架的靜撓度f(wàn)c二msCQ 因而式7-4又可表達(dá)為: 15.76 丄 m : n2 : .fc1 15.76 fc2 (式 7-6) 式中 fci,
61、 fc2的單位為mm。 所以 由式7-6求出前、后懸架的靜撓度分別為:fc1=68. 8nm fc2 = 56.32mm。 懸架的動(dòng)撓度f(wàn)d是指從滿載靜平衡位置開(kāi)始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允 許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/ 3 )時(shí),車(chē) 輪中心相對(duì)車(chē)架(或車(chē)身)的垂直位移。為了防止汽車(chē)行駛過(guò)程中 頻繁撞擊限位塊,應(yīng)當(dāng)有足夠的動(dòng)撓度,對(duì)于轎車(chē)fd / fc的值應(yīng)不小 于0.5 ,大客車(chē)應(yīng)不小于0.75,載貨汽車(chē)1.0。所以選取貨車(chē)前后懸 架的動(dòng)撓度等于靜撓度,即:fdi二fd = 68.8mm fd^ fc^ 56.32mm。 此時(shí)懸架總的工作行程即靜撓度f(wàn)c和動(dòng)撓度f(wàn)d之
62、和等于: f, = 137.6mm, f2 = 112.6mm 3,懸架的阻尼特性 當(dāng)汽車(chē)懸架僅有彈性元件而無(wú)摩擦或減振裝置時(shí),汽車(chē)懸掛質(zhì) 量的振動(dòng)將會(huì)延續(xù)很長(zhǎng)的時(shí)間,因此,懸架中一定要有減振的阻尼 力。對(duì)于選定的懸架剛度,只有恰當(dāng)?shù)剡x擇阻尼力才能充分發(fā)揮懸 架的緩沖減振作用。 對(duì)于一個(gè)帶有線性阻尼減振器的懸架系統(tǒng)或彈簧一質(zhì)量一阻尼 系統(tǒng),可用相對(duì)阻尼比■來(lái)評(píng)價(jià)阻尼的大小或振動(dòng)衰減的快慢程度。 相對(duì)阻尼比可表達(dá)為: (式 7-7) 式中 Cs——彈簧剛度; rm; 懸掛部分的質(zhì)量。 上式表明,減振器的阻尼作用除與其阻尼系數(shù)k有關(guān)外,也與 懸架的剛度及懸掛質(zhì)量有關(guān)。不同剛度和
63、不同質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配 時(shí)會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。為了獲得良好的平順性,典型的相對(duì)阻 尼比如表7-3 : 表7-3 汽車(chē)懸架的偏頻及相對(duì)阻尼比 空氣彈簧 鋼制彈簧 轎車(chē) 載貨汽車(chē) 轎車(chē) 載貨汽車(chē) 前懸 后 懸前懸 后 懸 刖 懸 后 懸前懸 后 懸 架 架 架 架 架 架 架 架 偏頻n 0.5 0.8 0.8 1.2 1.0 1.2 1.3 1.5 0.8 0.6 0.8 0.6 0.4 0.2 0.4 0.3 § 7.2彈性元件的計(jì)算 § 7.2.1前懸架鋼板彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 1,鋼板彈簧的布
64、置方案 縱置鋼板彈簧能傳遞各種力和力矩,并且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,故在汽車(chē) 上得到廣泛的應(yīng)用。采用縱置鋼板對(duì)稱式鋼板彈簧。 2,鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 在進(jìn)行鋼板彈簧計(jì)算之前,已知下列初始條件 a,單個(gè)鋼板彈簧所受的負(fù)荷Fw2: ms2 =-2.5675t -0.1t ;=1.23375t 2 Fw2 =1233.75 9.8=12090.75N b,后懸架的靜撓度和動(dòng)撓度為: fc2 = 56.32mm c,汽車(chē)的軸距為:L =3400mm ⑴滿載弧高la 滿載弧高fa是指鋼板彈簧裝到車(chē)軸(橋)上,汽車(chē)滿載時(shí)鋼板 彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高
65、度差, 如圖7-9, fa用來(lái)保證汽車(chē)具有給定的高度。當(dāng)fa = 0時(shí),鋼板彈簧 在對(duì)稱的位置上工作。考慮到使用期間鋼板彈簧塑性變形的影響和 為了在車(chē)架高度已限定時(shí)能得到足夠的動(dòng)撓度值,常取 fa =10L 20mmo 這里取 fa =15mm。 圖7-9 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 ⑵鋼板彈簧長(zhǎng)度L的確定 鋼板彈簧長(zhǎng)度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。增加 鋼板彈簧長(zhǎng)度L能顯著降低彈簧應(yīng)力,提高使用壽命;降低彈簧剛 度,改善汽車(chē)行駛平順性;在垂直剛度Cs給定的條件下,又能明顯 增加鋼板彈簧的縱向角剛度。鋼板彈簧的縱向角剛度系指鋼板彈簧 產(chǎn)生單位縱向
66、轉(zhuǎn)角時(shí),作用到鋼板彈簧上的縱向力矩值。增大鋼板 彈簧縱向角剛度的同時(shí),能減少車(chē)輪扭轉(zhuǎn)力矩所引起的彈簧變形; 選用長(zhǎng)些的鋼板彈簧,會(huì)在汽車(chē)上布置時(shí)產(chǎn)生困難。原則上,在總 布置可能的條件下,應(yīng)盡可能將鋼板彈簧取長(zhǎng)些。一般在下列范圍 內(nèi)選用鋼板彈簧的長(zhǎng)度:乘用車(chē)l=(0.40?0.55)軸距;貨車(chē)前懸架, L =(0.26?0.35)軸距,后懸架:L =(0.35?0.軸距。 這里選取后懸架的鋼板彈簧長(zhǎng)度為L(zhǎng) = 0.352 34°0 imm°0 (3)鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定。 a,鋼板斷面寬度b的確定 有關(guān)鋼板彈簧的剛度、強(qiáng)度等,可按等截面簡(jiǎn)支梁的計(jì)算公式 計(jì)算,但需引入撓度增大系數(shù)「?加以修正。因此,可根據(jù)修正后的 簡(jiǎn)支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需要的總慣性矩Jo。對(duì)于對(duì)稱鋼板彈簧 有: Jo = [(L —ks l/(48E) 式(7-16) 式中 s U形螺栓中心距(mm ); k——考慮U形螺栓夾緊彈簧后的無(wú)效長(zhǎng)度系數(shù)(剛性 夾緊: 取k " 5。撓性?shī)A緊:取k =0); c——鋼板彈簧的垂直剛度(N/mm ),c = Fw/fc ; 「 撓度增大系數(shù)(先確定與
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