資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 畢業(yè)論文指導教師評分表 學生姓名 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；選題的理論意義或實際價值 10 3 查閱文獻資料能力；綜合運用知識能力 15 4 研究方案的設計能力；研究方法和手段的運用能力；外文應用能力 25 5 文題相符程度；寫作水平 15 6 寫作規(guī)范性；篇幅；成果的理論或實際價值；創(chuàng)新性 15 7 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 工作態(tài)度： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（研究方案、研究方法、正確性）： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計指導教師評分表 學生姓名 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據運算與處理能力）；外文應用能力 20 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 10 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 8 科學素養(yǎng)、學習態(tài)度、紀律表現(xiàn)；畢業(yè)論文進度 10 得 分 X= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 工作態(tài)度： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 指導教師簽字： 年 月 日 畢業(yè)論文評閱人評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導教 師姓名 職稱 副教授 題目 　EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 評閱組或預答辯組成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 15 2 題目工作量；選題的理論意義或實際價值 10 3 查閱文獻資料能力；綜合運用知識能力 20 4 研究方案的設計能力；研究方法和手段的運用能力；外文應用能力 25 5 文題相符程度；寫作水平 15 6 寫作規(guī)范性；篇幅；成果的理論或實際價值；創(chuàng)新性 15 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 　 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（研究方案、研究方法、正確性）： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 評閱人或預答辯組長簽字： 年 月 日 注：畢業(yè)設計（論文）評閱可以采用2名評閱教師評閱或集體評閱或預答辯等形式。 畢業(yè)設計評閱人評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導教 師姓名 職稱 副教授 題目 EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 評閱組或預答辯組成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 價 項 目 滿分 得分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況；題目難易度 10 2 題目工作量；題目與工程實踐、社會實際、科研與實驗室建設等的結合程度 10 3 綜合運用知識能力（設計涉及學科范圍，內容深廣度及問題難易度）；應用文獻資料能力 15 4 設計（實驗）能力；計算能力（數(shù)據運算與處理能力）；外文應用能力 25 5 計算機應用能力；對實驗結果的分析能力（或綜合分析能力、技術經濟分析能力） 15 6 插圖（圖紙）質量；設計說明書撰寫水平；設計的實用性與科學性；創(chuàng)新性 20 7 設計規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等） 5 得 分 Y= 評 語：（參照上述評價項目給出評語，注意反映該論文的特點） 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 評閱人或預答辯組長簽字： 年 月 日 注：畢業(yè)設計（論文）評閱可以采用2名評閱教師評閱或集體評閱或預答辯等形式。 畢業(yè)論文答辯評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導 教師 職 稱 副教授 題目 EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、理論意義或價值 10 2 研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力、綜合運用知識的能力、應用文獻資料和外文的能力 20 3 論文撰寫水平、文題相符程度、寫作規(guī)范化程度、篇幅、成果的理論或實際價值、創(chuàng)新性 15 4 畢業(yè)論文答辯準備情況 5 5 畢業(yè)論文自述情況 20 6 畢業(yè)論文答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 自述思路與表達能力：好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（研究方案、研究方法、正確性）： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計答辯評分表 學生 姓名 專業(yè) 班級 指導 教師 職 稱 副教授 題目 EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 答辯 時間 月 日 時 答辯組 成員姓名 出席 人數(shù) 序號 評 審 指 標 滿 分 得 分 1 選題與專業(yè)培養(yǎng)目標的符合程度，綜合訓練情況，題目難易度、工作量、與實際的結合程度 10 2 設計（實驗）能力、對實驗結果的分析能力、計算能力、綜合運用知識能力 10 3 應用文獻資料、計算機、外文的能力 10 4 設計說明書撰寫水平、圖紙質量，設計的規(guī)范化程度（設計欄目齊全合理、SI制的使用等）、實用性、科學性和創(chuàng)新性 15 5 畢業(yè)設計答辯準備情況 5 6 畢業(yè)設計自述情況 20 7 畢業(yè)設計答辯回答問題情況 30 總 分 Z= 答辯過程記錄、評語： 自述思路與表達能力：好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 回答問題： 正確□ 基本正確□ 基本不正確□ 不能回答所提問題□ 研究能力或設計能力：強□ 較強□ 一般□ 較弱□ 很弱□ 工作量： 大□ 較大□ 適中□ 較少□ 很少□ 說明書規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 圖紙規(guī)范性： 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 成果質量（設計方案、設計方法、正確性） 好□ 較好□ 一般□ 較差□ 很差□ 其他： 　 答辯組長簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）成績評定表 學生姓名 性別 男 院系 汽車與交通工程學院 專業(yè) 車輛工程 班級 設計（論文）題目 EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 平時成績評分（開題、中檢、出勤） 指導教師姓名 職稱 指導教師 評分（X） 評閱教師姓名 職稱 評閱教師 評分（Y） 答辯組組長 職稱 答辯組 評分（Z） 畢業(yè)設計（論文）成績 百分制 五級分制 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院系公章： 年 月 日 注：1、平時成績（開題、中檢、出勤）評分按十分制填寫，指導教師、評閱教師、答辯組評分按百分制填寫，畢業(yè)設計（論文）成績百分制=W+0.2X+0.2Y+0.5Z 2、評語中應當包括學生畢業(yè)設計（論文）選題質量、能力水平、設計（論文）水平、設計（論文）撰寫質量、學生在畢業(yè)設計（論文）實施或寫作過程中的學習態(tài)度及學生答辯情況等內容的評價。 優(yōu)秀畢業(yè)設計（論文）推薦表 題 目 EQ1040輕卡前橋與轉向系統(tǒng)的設計 類別 設計 學生姓名 院（系）、專業(yè)、班級 汽車與交通工程學院 指導教師 職 稱 副教授 設計成果明細： 答辯委員會評語： 答辯委員會主任簽字（蓋章）： 院、系公章： 年 月 日 備 注： 注：“類別”欄填寫畢業(yè)論文、畢業(yè)設計、其它 本科學生畢業(yè)設計 EQ1040前橋與轉向系統(tǒng)的設計 系部名稱： 專業(yè)班級： 學生姓名： 指導教師： 職 稱： The Graduation Design for Bachelor's Degree EQ1040 Light Trucks Front Axle And Steering System Design Candidate： Specialty： Class： Supervisor： 摘要 在整個世界汽車市場的需求和發(fā)展中，亞太地區(qū)將成為全球最大的汽車銷售市場，其中以中國的汽車市場發(fā)展最為迅猛。2009年自度過全球金融海嘯危機的寒冬后，歐美市場進入需求衰退期，中國汽車市場規(guī)模進入了迅猛高速發(fā)展期，產銷量躍居世界第一。與此同時，中國卡車行業(yè)的年產銷數(shù)量可謂世界前列，市場容量較大；中國卡車市場的高端需求正在崛起。據最新數(shù)據顯示，2010年1-5月中國卡車行業(yè)生產整車近125萬輛，同比增幅超過30%，盡管我國經濟遭受金融危機的巨大沖擊，但隨著國家4萬億元擴大內需政策的實施及海外發(fā)展中國家市場的開拓，伴隨著我國公路、鐵路及其他基礎建設項目的陸續(xù)開工，尤其是2009-2010年我國陸續(xù)出臺的一系列促進汽車消費（如汽車下鄉(xiāng)、以舊換新補貼政策）和汽車出口的相關政策，卡車行業(yè)已成為率先受益的行業(yè)。從卡車行業(yè)的發(fā)展趨勢來看，2009年全國卡車市場需求總體加快，隨著國家一系列宏觀調控政策的逐步到位，2010年仍將呈現(xiàn)較好的發(fā)展態(tài)勢。隨著公路和鐵路建設、現(xiàn)代物流業(yè)和節(jié)能減排工程以及民生工程的實施到位，必將為緊系國民經濟建設的卡車產業(yè)帶來新的發(fā)展機遇 關鍵詞：轉向橋；轉向器；載荷；強度； ABSTRACT In the whole world car market demand and developing, in the asia-pacific region will become the world's largest auto sales market, in which China's auto market develop the most rapidly. Since 2009, spend the winter in global financial tsunami crisis after the European and American market into recession, China's automotive market demand into rapid high-speed development scale and the destinations in the world in terms of first. Meanwhile, Chinese trucks in manufacturing industry, is the world number is bigger; the forefront of market capacity China truck market demand is rising in the high-end. According to the latest figures show that 2010 1-5 months China truck industry production nearly 125 million vehicles, vehicle year-on-year rate of increase more than 30%, although our country economy suffers financial crisis, but along with the huge impact national four trillion yuan to expand domestic demand and the implementation of the policy of developing countries overseas market exploration, along with our country roads, railways and other infrastructure projects in succession, especially the start of 2009-2010 China has promulgated a series of promoting auto (such as car went to the country, to old change new subsidies) and automotive export policies that truck industry has become the industry first benefit. From the development trend of truck industries, 2009 national truck market demand, as countries overall speed up a series of macroeconomic regulation and control policy gradually in place, 2010 will still has a good momentum of development. Along with the highway and railway construction, modern logistics industry and energy conservation and emission reduction projects and minsheng project implementation in place, will the national economic construction for a tight trucks of industry with a new development opportunity IV 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract…………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒 論……………………………………………………………………………1 1.1前橋的概述…………………………………………………………………………2 1.2循環(huán)球轉向器的概述………………………………………………………………5 1.3 研究內容……………………………………………………………………………6 第2章 循環(huán)球式轉向器的設計………………………………………………………5 2.1轉向器結構形式選擇………………………………………………………………7 2.2轉向器結構設計……………………………………………………………………7 2.3車型的選取與技術參數(shù)分析………………………………………………………8 2.4轉向系計算載荷的確定……………………………………………………………8 2.5各零件主要結構與參數(shù)確定………………………………………………………9 2.5.1螺桿、鋼球、螺母傳動副……………………………………………………9 2.5.2齒條、齒扇傳動副……………………………………………………………11 2.5.3間隙調整裝置的結構設計…………………………………………………13 2.6本章小結……………………………………………………………………………13 第3章 循環(huán)球式轉向器零件強度計算……………………………………………14 3.1鋼球與滾道間的接觸應力………………………………………………………14 3.2螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算……………………………………………17 3.3本章小結…………………………………………………………………………18 第4章 轉向橋設計……………………………………………………………………19 4.1結構參數(shù)選擇……………………………………………………………………20 4.2轉向橋結構形式…………………………………………………………………20 4.3選擇前橋結構型式及參數(shù)………………………………………………………20 4.4前輪定位角.......................................................20 4.5本章小結.........................................................20 第5章 轉向橋設計……………………………………………………………………21 5.1前軸強度計算……………………………………………………………………21 5.1.1前軸受力簡圖………………………………………………………………21 5.1.2前軸載荷計算………………………………………………………………21 5.2彎矩及扭矩計算…………………………………………………………………22 5.3本章小結…………………………………………………………………………30 第6章 轉向節(jié)強度計算………………………………………………………………31 6.1截面系數(shù)計算……………………………………………………………………31 6.2彎矩計算…………………………………………………………………………31 6.3應力計算…………………………………………………………………………31 6.4轉向節(jié)的材料、許用應力及強度校核……………………………………………32 6.5本章小結…………………………………………………………………………32 第7章 主銷強度計算…………………………………………………………………33 7.1主銷作用力計算…………………………………………………………………33 7.2計算載荷…………………………………………………………………………33 7.3彎矩計算…………………………………………………………………………35 7.4應力計算…………………………………………………………………………35 7.5本章小結…………………………………………………………………………36 結 論……………………………………………………………………………………37 參考文獻…………………………………………………………………………………38 致 謝……………………………………………………………………………………39 附 錄……………………………………………………………………………………34 第1章 緒 論 在整個世界汽車市場的需求和發(fā)展中，亞太地區(qū)將成為全球最大的汽車銷售市場，其中以中國的汽車市場發(fā)展最為迅猛。2009年自度過全球金融海嘯危機的寒冬后，歐美市場進入需求衰退期，中國汽車市場規(guī)模進入了迅猛高速發(fā)展期，產銷量躍居世界第一。與此同時，中國卡車行業(yè)的年產銷數(shù)量可謂世界前列，市場容量較大；中國卡車市場的高端需求正在崛起。據最新數(shù)據顯示，2010年1-5月中國卡車行業(yè)生產整車近125萬輛，同比增幅超過30%。 盡管我國經濟遭受金融危機的巨大沖擊，但隨著國家4萬億元擴大內需政策的實施及海外發(fā)展中國家市場的開拓，伴隨著我國公路、鐵路及其他基礎建設項目的陸續(xù)開工，尤其是2009-2010年我國陸續(xù)出臺的一系列促進汽車消費（如汽車下鄉(xiāng)、以舊換新補貼政策）和汽車出口的相關政策，卡車行業(yè)已成為率先受益的行業(yè)。從卡車行業(yè)的發(fā)展趨勢來看，2009年全國卡車市場需求總體加快，隨著國家一系列宏觀調控政策的逐步到位，2010年仍將呈現(xiàn)較好的發(fā)展態(tài)勢。隨著公路和鐵路建設、現(xiàn)代物流業(yè)和節(jié)能減排工程以及民生工程的實施到位，必將為緊系國民經濟建設的卡車產業(yè)帶來新的發(fā)展機遇。 隨著中國卡車行業(yè)發(fā)展加快，卡車市場市場競爭日益激烈，眾多國外汽車生產巨頭都瞄準中國卡車市場“這塊肥肉”，同時國內民營企業(yè)也紛紛加入卡車行業(yè)中來。從眾多著名企業(yè)的發(fā)展歷程中我們不難看出：誰能贏得市場先機，誰就能在卡車市場的激烈競爭中翹楚！ 市場環(huán)境一片大好形勢下，商家不僅在價格上具有強烈的競爭，同時在卡車的制造工藝、技術要求和安全性也同樣存在這比拼。正所謂：“領導時代，駕馭未來?！币虼耍焚|與創(chuàng)新是卡車喊個的立足之本。 中國改革開放以來，在農村實行家庭聯(lián)產承包責任制的改革，使農村的經濟空前的活躍。農村的貨運量和人口的流動量急劇增加，加快運輸機械化成為農村經濟發(fā)展的迫切需要，正是這一市場的需要使具有中國特色的運輸機械-小型載貨汽車應運而生。它解決了農村運輸?shù)募毙瑁钛a了村際，鄉(xiāng)際，城鎮(zhèn)及城鄉(xiāng)結合部運輸網絡的空白，活躍了農村經濟，為農村富裕勞動力找了一條出路，從而使數(shù)以萬計的農民走上了小康之路！ 小型載貨汽車的競爭對手是輕型汽車。與輕型汽車相比，小型載貨汽車有許多優(yōu)點。入世后小型載貨汽車沒有受到多大沖擊，因為它是中國特色的產業(yè)，符合國情，在國外幾乎沒人搞過。但是我們不能回避輕型汽車與小型載貨汽車在市場的競爭，小型載貨汽車利用比較底的生產成本和微利經營的生產方式并引進先進的汽車技術，堅持“三低一高”的特色，注重產品質量，使之與在汽車行業(yè)的競爭中得以提高。 小型載貨汽車制造工藝簡單，價格便宜，四輪車價格在1～1.5萬元/輛，購車農戶一般半年左右即可收回10000元投資。另外，小型載貨汽車的養(yǎng)路費為每月每噸70元，是汽車的30%，使用成本為同噸位汽車的1/3到1/2。公路快速建設也促進了小型載貨汽車的發(fā)展。舊中國，全國公路僅13×104 km，而到1997年底，已達1.226×106 km，目前全國98%的鄉(xiāng)和80%的村都通了公路，使得小型載貨汽車有用武之地。因此，在近十幾年里我國小型載貨汽車得到快速發(fā)展。1980年全國小型載貨汽車產銷量不足萬輛，1992年產銷量達到113萬輛，首次超過當年汽車產銷量（106.2萬輛）。1998年小型載貨汽車產銷量達到270萬輛，而同期汽車產銷量為163萬輛。 我們要開發(fā)的小型載貨汽車要采用設計理念，多進行優(yōu)化設計，使產品新穎化，品種多樣化以適應多種需要。而在小型載貨汽車的設計中，如何適應復雜的路況下保證汽車能快速平穩(wěn)的行駛，就是一個很重的問題。前橋是汽車上一個重要的總成件，主要包括轉向節(jié)、轉向主銷、前軸等零部件，由于在汽車的行駛過程中，前橋所處的工作環(huán)境惡劣，工況復雜，其承受的載荷也多為交變載荷，從而其零部件易出現(xiàn)疲勞裂紋甚至斷裂現(xiàn)象。這就要求其在結構設計上必須有足夠的強度、剛度和抗疲勞破壞的能力。因此就有了本課題的研究和設計。 1.1前橋的概述 前橋通過懸架與車架（或承載式車身）相聯(lián)，兩側安裝著從動車輪，用以在車架（或承載式車身）與車輪之間傳遞鉛垂力、縱向力和橫向力。從動橋要承受和傳遞制動力矩。前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。前橋按與之匹配的懸架結構不同可分為非斷開式與斷開式兩種。 圖1-1非斷開式前橋 圖1-2斷開式前橋 汽車在行駛過程中，經常需要改變行駛方向，即所謂轉向，這就需有一套能夠按照司機意志行使汽車轉向的機構，它將司機轉動方向盤的動作轉變?yōu)檐囕喌钠D動作。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，前橋的主銷在汽車的縱向和橫向平面內具有一定的傾角。在縱向平面內，主銷上部向后傾斜一個γ角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內，主銷上部向內傾斜一個?角，稱為主銷內傾角。 主銷后傾使主銷軸線與路面的交點位于輪胎接地中心之前，該距離稱為后傾拖距。當直線行駛的汽車的轉向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉時，汽車就偏離直線行駛而有所轉向，這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側滑的側向反力，使車輪產生繞主銷旋轉的回正力矩，從而保證了汽車具有較好的直線行駛穩(wěn)定性。此力矩稱穩(wěn)定力矩。穩(wěn)定力矩也不宜過大，否則在汽車轉向時為了克服此穩(wěn)定力矩需在方向盤上施加更大的力，導致方向盤沉重。后傾角通常在以內?，F(xiàn)代轎車采用低壓寬斷面斜交輪胎，具有較大的彈性回正力矩，故主銷后傾角就可以減小到接近于零，甚至為負值。但在采用子午線輪胎時，由于輪胎的拖距較小，則需選用較大的后傾角。 主銷內傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉向輕便。主銷內傾使主銷軸線與路面的交點至車輪中心平面的距離即主銷偏移距減小，從而可減小轉向時需加在方向盤上的力，使轉向輕便，同時也可減小轉向輪傳到方向盤上的沖擊力。主銷內傾使前輪轉向時不僅有繞主銷的轉動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當松開方向盤時，所儲存的上升位能使轉向輪自動回正，保證汽車作直線行駛。內傾角一般為；主銷偏移距一般為30～40mm。輕型客車、輕型貨車及裝有動力轉向的汽車可選擇較大的主銷內傾角及后傾角，以提高其轉向車輪的自動回正性能。但內傾角也不宜過大，即主銷偏移距不宜過小，否則在轉向過程中車輪繞主銷偏轉時，隨著滾動將伴隨著沿路面的滑動，從而增加輪胎與路面間的摩擦阻力，使轉向變得很沉重。為了克服因左、右前輪制動力不等而導致汽車制動時跑偏，近年來出現(xiàn)主銷偏移距為負值的汽車。 前輪定位除上述主銷后傾角、主銷內傾角外，還有車輪外傾角及前束，共4項參數(shù)。車輪外傾指轉向輪在安裝時，其輪胎中心平面不是垂直于地面，而是向外傾斜一個角度 ，稱為車輪外傾角。此角約為，一般為左右。它可以避免汽車重載時車輪產生負外傾即內傾，同時也與拱形路而相適應。由于車輪外傾使輪胎接地點向內縮，縮小了主銷偏移距，從而使轉向輕便并改善了制動時的方向穩(wěn)定性。 前束的作用是為了消除汽車在行駛中因車輪外傾導致的車輪前端向外張開的不利影響(具有外傾角的車輪在滾動時猶如滾錐，因此當汽車向前行駛時，左右兩前輪的前端會向外張開)，為此在車輪安裝時，可使汽車兩前輪的中心平面不平行，且左右輪前面輪緣間的距離A小于后面輪緣間的距離B，以使車輪在每一瞬時的滾動方向是向著正前方。前束即(B-A)，一般汽車約為3～5mm，可通過改變轉向橫拉桿的長度來調整。設定前束的名義值時，應考慮轉向梯形中的彈性和間隙等因素。 在汽車的設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止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(xiàn)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(shù)(影響阻尼)等。合理地選擇這些有關參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調整，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。 汽車轉向系是保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛中，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。保證汽車在行駛中能按駕駛員的操縱要求，適時地改變行駛方向，并能在受到路面干擾偏離行駛方向時，與行駛系配合，共同保持汽車穩(wěn)定地直線行駛。轉向系和前橋對汽車行駛的操縱性、穩(wěn)定性和安全性都具有重要的意義。 1.汽車轉向系統(tǒng)的分類與組成機械轉向系統(tǒng): （1）以駕駛員體力為轉向能源，所有傳力件是機械零件。 （2）主要由轉向操縱機構、轉向器、轉向傳動機構組成。 2.動力轉向系統(tǒng): （1）駕駛員體力（小部分）和發(fā)動機動力（大部分)為轉向能源。 （2）組成：在機械轉向系統(tǒng)的基礎上增加轉向加力裝置。 1.2循環(huán)球式轉向器概述 轉向器是轉向系的減速傳動裝置，一般有1~2級減速傳動副。它可按傳動副的形式分類。目前在汽車上廣泛采用的有齒輪齒條式、循環(huán)球——齒條齒扇式、循環(huán)球——曲柄銷式和蝸桿指銷式等幾種結構形式[1]。 其中，循環(huán)球——齒條齒扇式轉向器是目前國內外汽車上較為流行的一種結構形式，其有兩級傳動副：第一級為螺桿、鋼球和螺母傳動副，第二級是螺母上的齒條與搖臂軸上的齒扇傳動副。 其中，轉向螺桿的軸頸支承在兩個角接觸球軸承上。軸承緊度可用間隙調整裝置調整。轉向螺母外側的下平面上加工成齒條，與齒扇軸（即搖臂軸）上的齒扇嚙合?？梢娹D向螺母既是第一級傳動副的從動件，也是第二級傳動副（齒條齒扇傳動副）的主動件（齒條）。通過轉向盤和轉向軸轉動轉向螺桿時，轉向螺母不能轉動，只能軸向移動，并驅使齒扇軸轉動。 為了減少轉向螺桿和轉向螺母之間的摩擦，二者之間的螺紋以沿螺旋槽滾動的許多鋼球代之， 以實現(xiàn)滑動摩擦變?yōu)闈L動摩擦。轉向螺桿和螺母上都加工出斷面輪廓為兩段不同心圓弧組成的近似半圓的螺旋槽。兩者的螺旋槽能配合形成近似圓形斷面的螺旋管狀通道。螺母側面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內。兩根U形鋼球導管的兩端插入螺母側面的兩對通孔中。導管內也裝滿了鋼球。這樣，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”。 轉向螺桿轉動時，通過鋼球將力傳給轉向螺母，螺母沿軸向移動。同時，在螺桿與螺母兩者和鋼球間的摩擦力偶作用下，所有鋼球便在螺旋管狀通道內滾動，形成“球流”。鋼球在管狀通道內繞行一定圈數(shù)后，流出螺母而進入導管的一端，再由導管另一端流回螺旋管狀通道。故在轉向器工作時，兩列鋼球只是在各自的封閉流道內循環(huán)，而不致脫出。 與齒條相嚙合的齒扇，其齒厚是在分度圓上沿齒扇軸線按線性關系變化的，故為變厚齒扇。只要使齒扇軸相對于齒條作軸向移動，即能調整兩者的嚙合間隙。調整螺栓旋裝在側蓋上。齒扇軸內有切槽，調整螺栓的圓柱形端頭即嵌入此切槽中。將調整螺栓旋入，則嚙合間隙減小，反之則嚙合間隙增大。 循環(huán)球式轉向器的正傳動效率高（可達90~95%），故操縱輕便；螺桿及螺母上的螺旋槽經滲碳、淬火及磨削加工，故耐磨性好、壽命長。但其逆效率也很高，容易將路面沖擊力傳到轉向盤。不過對于前軸載荷質量不大而又經常在平坦路面上行駛的各類汽車而言，這一缺點影響不大。因此，循環(huán)球式轉向器已廣泛應用于高級轎車和輕型及以上的客車、貨車汽車上。 1.3研究內容 設計的主要內容包括： （1）前橋的結構形式選擇 （2）轉向器結構形式及選擇 （3）前橋主要零件工作應力的計算 （4）轉向系的設計及參數(shù)確定 （5）循環(huán)球式轉向器的設計與計算 （6）利用CAD畫裝配圖、零件圖。 第2章 循環(huán)球式轉向器設計 2.1轉向器結構形式選擇 循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內裝鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成。 循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：在螺桿和螺母之間因為有可以循環(huán)流動的鋼球，將滑動摩擦轉變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到75%~85%；在結構和工藝上采取措施后，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺桿、螺母上的螺旋槽經淬火和磨削加工，使之有足夠的硬度和耐磨損性能，可保證有足夠的使用壽命；轉向器的傳動比可以變化；工作平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整工作容易進行。 循環(huán)球式轉向器的主要缺點是：逆效率高，結構復雜，制造困難，制造精度要求高。 循環(huán)球式轉向器主要用于商用車上。 2.2轉向器結構設計 循環(huán)球式轉向器的結構如圖2-1所示。 10 8 7 6 5 4 3 9 1 2 1-間隙調整裝置;2-下端蓋;3-角接觸球軸承;4-轉向螺桿; 5-轉向螺母; 6-鋼球; 7-齒扇; 8-轉向器殼體; 9-轉向柱管總成; 8-轉向軸 圖2-1 循環(huán)球式轉向器示意圖 2.3車型的選取與技術參數(shù)分析 設計該轉向器時以EQ1040型輕型載貨汽車為例，其影響轉向器設計的技術參數(shù)有： 軸荷分配：前軸空載時軸荷為918㎏，滿載時為1193㎏，最大總質量（包括全部乘員）為3890㎏。 轉向器角傳動比為20.42，方向盤直徑為420㎜。 如圖2-2所示， =84.4㎜，=86.45㎜，=123.0㎜，=69.4㎜。 1-轉向搖臂;2,4-轉向縱拉桿及橫拉桿;3-轉向節(jié)臂;5-轉向梯形臂 圖2-2 轉向系簡圖 2.4轉向系計算載荷的確定 為了保證行駛安全，組成轉向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力。影響這些力的因素的主要因素有轉向軸的負荷，路面阻力和輪胎氣壓等。為轉動轉向輪要克服的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內摩擦阻力等。 精確地計算這些力是困難的，為此推薦用足夠精確度的半徑經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩（N·㎜），即 （2.1） 式中，——輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取0.7； ——轉向軸負荷，N； ——輪胎氣壓，MPa，查《汽車工程設計手冊》=0.67MPa。 即 N·㎜ 作用在轉向盤上的手力為 (2.2) 式中，——轉向搖臂長，㎜； ——轉向節(jié)臂長，㎜； ——轉向盤直徑，㎜； ——轉向器角傳動比； B，D-鋼球與滾道接觸點；-轉向縱拉桿及橫拉桿 -滾道截面的圓弧半徑 圖2-3 螺桿與螺母的螺旋滾道截面 ——轉向器正效率。 即 2.5各零件主要結構與參數(shù)確定 2.5.1螺桿、鋼球、螺母傳動副 根據該車型前橋負荷及汽車的裝載質量的不同參考《機械設計手冊》 選取，得齒扇㎜。 根據齒扇的模數(shù)，參照《汽車設計》，得鋼球中心距為30或32㎜，螺桿與螺母的螺距為10㎜或9.525㎜，螺桿外徑㎜。由《機械設計手冊》滾動螺旋傳動的公稱直徑㎜，螺距=10㎜；根據常用外循環(huán)滾動螺旋副的尺寸系列及其承載能力，得螺紋升角。 螺桿螺旋滾道的內徑,外徑,以及螺母的尺寸（見圖2-3）,在確定鋼球中心距后可由下式確定: (2.3) 式中, ——鋼球中心距，㎜； ——螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，㎜； ——滾道截面圓弧中心相對于鋼球中心的偏移距，㎜， （2.4） ——鋼球直徑，㎜； ——鋼球與滾道的接觸角，通常取； ——滾道截面的深度，可取 (2.5) ㎜，取㎜； 則將=32㎜，㎜，㎜，㎜代入上式中，得㎜，㎜，㎜，㎜，㎜。 螺桿——鋼球——螺母傳動副與通常的螺桿——螺母傳動副的區(qū)別在于前者是經過滾動的鋼球將力由螺桿傳至螺母，變滑動摩擦為滾動摩擦。螺桿和螺母上的相互對應的螺旋槽構成鋼球的螺旋滾道。轉向時轉向盤經轉向軸轉動螺桿，使鋼球沿螺母上的滾道循環(huán)地滾動。為了形成螺母上的循環(huán)軌道，在螺母上與其齒條相反的一側表面（上表面）需鉆孔與螺母的螺旋滾道打通以形成一個環(huán)路滾道的兩個導孔，并分別插入鋼球導管的兩端導管。鋼球導管是由鋼板沖壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導管，并經氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導孔的鋼球的兩個導管的中心線應與螺母螺旋滾道的中心線相切。螺桿與螺母的螺旋滾道為單頭（單螺旋線）的，且具有不變的螺距， =10㎜，螺線導程角約為6°~11°。轉向盤與轉向器左置，轉向螺桿為左旋。鋼球的數(shù)量影響轉向器的承載能力，增多鋼球使承載能力增大，但也使鋼球的流動性變差，從而要降低傳動效率。經驗表明在每個環(huán)路中以不大于60為好。 鋼球數(shù)目（不包括鋼球導管中的）可由下式確定： (2.6) 式中, ——鋼球中心距，㎜； ——一個環(huán)環(huán)路中的鋼球工作圈數(shù)，為了使載荷在各鋼球間分布均勻，一般W=1.5~2.5，當轉向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時，則應采用兩個獨立的環(huán)路；取W=1.5； ——鋼球直徑，㎜； ——螺線導程角，°。 則 螺線導程角可由下式確定： (2.7) 式中：——螺桿與螺母滾道的螺距，㎜； ——鋼球中心距，㎜。 即 6° 2.5.2齒條、齒扇傳動副 由齒扇模數(shù)㎜，根據《汽車設計》得齒條齒扇傳動副主要參數(shù)如表2-1所示： 表2-1 齒條齒扇傳動副主要參數(shù) 模數(shù) 齒扇齒數(shù) 齒扇整圓齒數(shù) 齒扇寬 螺母長度 齒扇壓力角 切削角 搖臂軸外徑 5.0 5 13 32 62 27° 7°30′ 35 圖2-4 變厚齒扇的齒形計算用圖 變厚齒扇齒形參數(shù)的計算如圖2-4所示： 由機械原理知，圓柱齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)[7]： (2-8) 式中，——齒扇端剖面齒條形刀具齒齒高系數(shù)，取=1。 即 不發(fā)生根切的最小端面變位系數(shù)： (2.9) 通常取齒扇寬度的中間位置A-A作基準截面。由該截面至大端（截面B-B）時，各截面處的變位系數(shù)ξ均取正，向小端（C-C）時，變位系數(shù)ξ由正變?yōu)榱悖ń孛鍻-O）再變?yōu)樨撝?。設截面O-O至截面A-A的距離為,則 (2.10) 式中： ——在截面A-A處的原始齒形變位系數(shù)； ——模數(shù)，㎜； ——切削角，°。 則因為齒扇寬=32，截面C-C的變位系數(shù)。則截面A-A的截面變位系數(shù)為： 同理，截面O-O距截面C-C的距離 ㎜ 最大截面變位系數(shù) 得 因此，截面B-B變位系數(shù) ： 因此,變厚齒扇基準截面（A-A）處的齒形參數(shù)選擇與計算如表2-2所示： 2.5.3間隙調整裝置的結構設計 間隙調整裝置的結構如圖2-5所示: 1-齒扇；2-側蓋；3-滾針軸承；4-調整塊；5-調整螺栓；6-調整螺母 圖2-5 間隙調整裝置示意圖 隨著工作時間的增長，轉向螺母和齒扇的磨損也變得嚴重，為了使轉向螺母和齒扇能夠正常工作，因此需要設計間隙調整裝置。調整螺釘旋裝在側蓋上，齒扇軸內側端部有切槽，調整螺釘?shù)膱A柱形端頭即嵌入此切槽中。將調整螺釘旋入，則嚙合間隙減小，反之則嚙合間隙增大。 2.6本章小結 本章主要明確了轉向器設計的總體方案，確定了轉向器結構形式。通過對車型的選取與技術參數(shù)的分析來確定轉向系載荷及各零件主要結構與參數(shù)。 第3章 循環(huán)球式轉向器零件強度計算 3.1鋼球與滾道間的接觸應力 鋼球與滾道間的接觸應力為 (3.1) 式中，——系數(shù)，根據A/B查《汽車設計》求得，其中A/B用下式計算： (3.2) 查表16-5得K=128； ——螺桿外徑,㎜； ——螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑,㎜； ——鋼球直徑,㎜； ——材料彈性模量，MPa； ——每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力,N； N (3.3) ——轉向盤圓周力,N； ——轉向盤輪緣半徑,㎜； ——螺桿螺線導程角,°； ——鋼球與滾道間的接觸角,°； ——參與工作的鋼球數(shù)； ——鋼球接觸點至螺桿中心線之間的距離,㎜， ㎜ (3.4) 則 當鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC58~64時，許用接觸應力可取為3000~3500MPa，所以滿足條件。 為了滿足上述接觸強度的要求，鋼球的工作總圈數(shù)應達到 (3.5) 式中，——一圈滾道中的鋼球數(shù)； (3.6) 式中， ——螺距,㎜； ——鋼球中心距,㎜； —— 螺線導程角,°； ——鋼球中心距,㎜； 即 ——需要的工作鋼球總數(shù)； (3.7) ——作用在齒條和齒扇的齒上的力，N； (3.8) ——轉向搖臂軸上的力矩，㎜； ——齒扇的嚙合半徑，㎜； 轉向搖臂軸上的力矩如下： 在實際中常取轉向傳動機構的力傳動比計算轉向搖臂軸上的力矩 (3.9) 式中, ——轉向傳動機構的效率，一般取0.85~0.9； 轉向傳動機構的力傳動比為 (3.10) ㎜ 齒扇的嚙合半徑計算如下： 由循環(huán)球式轉向系的結構關系可知：當轉向盤轉動角時，轉向螺母及其齒條的移動量應為 (3.11) 式中，——螺桿或螺母的螺距,㎜。 這時，齒扇轉過角。設齒扇的嚙合半徑為，則角所對應的嚙合圓弧長應等于，即 (3.12) 且循環(huán)球轉向器角傳動比為 (3.13) 由式(3-11)、(3-12)、(3-13)可求得循環(huán)球式轉向器齒扇的嚙合半徑為 齒扇的嚙合半徑 32.5㎜ (3.14) 綜上 取 3.2螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算 螺桿處于復雜的應力狀態(tài)在其危險斷面上作用著彎矩和扭矩，其彎矩和轉矩分別為 (3.15) (3.16) 式中，——齒條、齒扇嚙合節(jié)點至螺桿中心的距離，； ——螺桿兩支承軸承間的距離，； ——嚙合角，°； ——鋼球中心距，°； ——螺線導程角，°； ——滾動摩擦系數(shù)，=0.008~0.010； ——鋼球與滾道的接觸角,°。 則 這時，螺桿的當量應力[9]為 (3.17) 式中，，，——螺桿按其內徑計算的橫斷面積、彎曲截面系數(shù)和扭轉截面系數(shù)。 ——許用應力，N； (3.18) ——螺材料的屈服極限，MPa。 由于 (3.19) (3.20) (3.21) 得 根據螺桿的工作條件，其選用的材料為。具有很高的滲氮性能和力學性能，良好的耐熱性、高的疲勞強度及良好的抗過熱性等特性，因此常應用于制造高疲勞強度、高耐磨性，熱處理后尺寸精度、強度較高的各種尺寸的滲氮零件，如：氣缸套、底蓋、活塞螺栓、精密磨床主軸、搪桿、精密絲桿和齒輪、蝸桿、高壓閥門、閥桿等。 查《機械設計實用手冊》零件材料的牌號及力學性能得的屈服極限MPa，因此 取 得 所以，螺桿在彎扭聯(lián)合作用下滿足強度條件。 3.3本章小結 這一章重點在于對鋼球與滾道間的接觸應力的計算，通過對螺桿在彎扭聯(lián)合作用下的強度計算，從而確定螺桿工作條件。 第4章 轉向橋設計 轉向橋是利用轉向節(jié)使車輪偏轉一定的角度以實現(xiàn)汽車的轉向，同時還承受和傳遞汽車與車架及車架之間的垂直載荷、 縱向力和側向力以及這些力形成的力矩。轉向橋通常位于汽車的前部，因此也常稱為前橋。 各類汽車的轉向橋結構基本相同，主要有前軸（梁）、轉向節(jié)、主銷和輪轂 (1)前軸：由中碳鋼鍛造，采用抗彎性較好的工字形斷面。為了提高抗扭強度，接近兩端略呈方形。前軸中部下凹使發(fā)動機的位置得以降低，進而降低汽車質心，擴展駕駛員視野，減小傳動軸與變速器輸出軸之間的夾角。下凹部分的兩端制有帶通孔的加寬平面，用以安裝鋼板彈簧。前軸兩端向上翹起，各有一個呈拳形的加粗部分，并制有通孔。 (2)主銷：即插入前軸的主銷孔內。為防止主銷在孔內轉動，用帶有螺紋的楔形銷將其固定。 (3)轉向節(jié)：轉向節(jié)上的兩耳制有銷孔，銷孔套裝在主銷伸出的兩端頭，使轉向節(jié)連同前輪可以繞主銷偏轉，實現(xiàn)汽車轉向。為了限制前輪最大偏轉角，在前軸兩端還制有最大轉向角限位凸塊(或安裝限位螺釘)。 轉向節(jié)的兩個銷孔，要求有較高的同心度，以保證主銷的安裝精度和轉向靈活。為了減少磨損，在銷孔內壓入青銅或尼龍襯套。襯套上開有潤滑油槽，由安裝在轉向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑。為使轉向靈活輕便，還在轉向節(jié)下耳的上方與前軸之間裝有推力軸承11；在轉向節(jié)上耳與前軸之間，裝有調整墊片8，用以調整軸向間隙。 左轉向節(jié)的上耳裝有與轉向節(jié)臂9制成一體的凸緣，在下耳上裝有與轉向節(jié)下臂制成一體的凸緣。兩凸緣上均制有一矩形鍵與左轉向節(jié)上、下耳處的鍵槽相配合，轉向節(jié)即通過矩形鍵及帶有鍵形套的雙頭螺栓與轉向節(jié)上下臂連接。 (4)輪轂：輪轂通過內外兩個滾錐軸承套裝在轉向節(jié)軸頸上。軸承的松緊度可以由調整螺母調整，調好后的輪轂應能正、反方向自由轉動而無明顯的擺動。然后用鎖緊墊圈鎖緊。在鎖緊墊圈外端還裝有止推墊圈和鎖緊螺母，擰緊后應把止推墊圈彎曲包住鎖緊螺母或用開口銷鎖住，以防自行松動。 輪轂外端裝有沖壓的金屬端蓋，防止泥水或塵土浸入。輪轂內側裝有油封 (有的油封裝在轉向節(jié)軸頸的根部)，有的還裝有擋油盤。一旦油封失效，則外面的擋油盤仍可防止?jié)櫥M入制動器內。 4.1結構參數(shù)選擇 EQ1040型汽車總布置整車參數(shù)如表4-1 表4-1 EQ1040型汽車總布置整車參數(shù) 4.2轉向橋結構形式 本前橋采用非斷開式轉向橋 4.3選擇前橋結構型式及參數(shù) （1）前軸結構形式：工字形斷面加叉形轉向節(jié)主銷固定在前軸兩端的拳部里。 （2）轉向節(jié)結構型式：整體鍛造式。 （3）主銷結構型式:圓柱實心主銷。 （4）轉向節(jié)止推軸承結構形式：止推滾柱軸承。 （5）主銷軸承結構形式：滾針軸承 （6）輪轂軸承結構形式：單列向心球軸承 4.4本章小結 本章敘述了轉向橋的結構形式，對其結構參數(shù)進行分析，結構參數(shù)的選擇。確定了前橋梁的結構形式為“工”字形式的梁。從而確定了前輪的定位角。 第5章 轉向橋強度計算 5.1前軸強度計算 5.1.1前軸受力簡圖 如圖所示： 圖5-1 汽車向左側滑時前軸受力圖 5.1.2前軸載荷計算 ⅰ）緊急制動 工 汽車緊急制動時，縱向力制動力達到最大值，因質量重新分配，而使前軸上的垂直載荷增大，對后輪接地點取矩得 取路面附著糸數(shù)Ф=0.7 制動時前軸軸載千質量重新分配分配糸數(shù)m1===1.63 垂直反作用力：Z1l= Z1r==16891.6N 橫向反作用力：X1l=X1r= Ф=11824.1N ⅱ）側滑 汽車側滑時，因橫向力的作用，汽車前橋左右車輪上的垂直載荷發(fā)生轉移。 （1）確定側向滑移附著糸數(shù)： 在側滑的臨界狀態(tài)，橫向反作用力等于離心力F離，并達到最大值F離=,Ymax=G1Ф′ ,為保證不橫向翻車，須使V滑A工字形斷面前軸 a) 斷面簡圖 本汽車前軸簡化為換算斷面形狀后如圖5-4所示 圖5-4前軸簡化圖 b)計算斷面糸數(shù) i)Ⅰ-Ⅰ斷面 如圖5-4所示 ①垂直面內抗彎斷面糸數(shù) =37003.48N.mm ②水平面內抗彎斷面糸數(shù) ⅱ）Ⅱ--Ⅱ 斷面 ① 換算斷面簡圖如圖5-5 圖5-5II—II斷面計算簡圖 ② 垂直面內抗彎斷面系數(shù) Ⅱ--Ⅱ斷面為上，下翼緣不等長的工字形斷面。計算其垂直面內抗彎斷面系數(shù)的關系是確定出形心軸坐標。 形心軸Xc-Xc的坐標： = =30.796 該斷面對形心軸的慣性矩： 上翼面的抗彎斷面系數(shù)： 下翼面的抗彎斷面系數(shù)： ③水平面內抗彎斷面系數(shù)： iii) Ⅲ-Ⅲ斷面 III-III斷面計算簡圖如圖5-6 圖5-6 III-III斷面計算簡圖 1）垂直面內，水平面內的抗彎斷面系數(shù)： 2）抗扭斷面系數(shù)： iv) Ⅳ-Ⅳ斷面 1）垂直面內，水平面內抗彎斷面系數(shù)： 2）抗扭斷面系數(shù)： v) 各斷面尺寸參數(shù)見表5-7： 表5-7 各斷面尺寸參數(shù) vi)斷面系數(shù)計算結果如下表 表5-8 斷面系數(shù)計算結果 （5）應力計算 a)計算公式 i)汽車緊急制動時 垂直面內彎曲應力 水平面內彎曲應力 合成應力 扭轉應力： 在矩形長邊中點上的扭轉應力 在矩形短邊中點上的扭轉應力 工字形斷面中所產生的最大應力和最大扭轉應力是作用在梁斷面上的不同點處。對于上翼面長邊中點，其相當應力： ii)汽車側滑時 垂直面彎曲應力 iii)汽車越過不平路面時 垂直面彎曲應力 b) 應力值計算結果列表：5-9 （6）EQ1040 前軸材料的許用應力 材料：30Cr 調質硬度 ： HB241—281 ：800—937 c) 許用應力： 表5-9 應力值計算結果 5.3本章小結 本章主要是對轉向橋強度計算，對緊急制動，側滑，越過不平路面進行分析，從而進行前周載荷計算。以及在上述三種情況下，對彎矩及扭矩的計算。剖析前梁的內部結構，對斷面在各種情況下進行計算分析。 第6章 轉向節(jié)強度計算 6.1截面系數(shù)計算 取輪轂內軸承根部處指軸為計算斷面 作用力、、按表1-1取值。 6.2彎矩計算 彎矩在三種條件下進行計算： A緊急制動時 B側滑時 C超越不平路面時 計算用參數(shù)EQ1040 ， ， 6.3應力計算 A）緊急制動時 B）側滑時 C）超越不平路面時 彎矩、應力計算結果見列表6-1 表6-1 彎矩、應力計算結果 6.4轉向節(jié)的材料、許用應力及強度校核 材料 EQ1040 40Gr 許用應力 查YB6-71： 6.5本章小結 本章對截面系數(shù)計算，彎矩計算，應力計算，確定了轉向節(jié)強度，材料及許用應力。 第7章 主銷強度計算 7.1主銷作用力計算簡圖 圖7-1 主銷作用力計算簡圖 主銷受力見計算參數(shù)表7-2 表7-2 主銷受力參數(shù) 7.2計算載荷 計算時，忽略主銷傾角的影響，并假定力的作用點位于主銷襯套中點。 A）、、按表1取值 B）汽車緊急制動時 力在主銷的支承反力和。 主銷受到和u的作用，力u由下式求得： 力在主銷的兩個支承上反作用力和 力u在主銷的兩個支承上反作用力和 由制動力矩的作用，在主銷的兩個支撐上產生反作用力和 C)汽車側滑時 左主銷上支承的 反作用力 左主銷下支承的 反作用力 右主銷上支承的 反作用力 右主銷下支承的 反作用力 D）汽車越過不平路面時 動載荷在主銷上、下支承上產生的作用反力和。 7.3彎矩計算 在緊急制動和側滑時，主銷下支承的反作用力為最大，在越過不平路面時，因主銷下端的作用力臂大于上端，所以只需要計算主銷下支承處的彎矩（圖15） A) 汽車緊急制動時 =1816786.99N.mm B) 汽車側滑時 =1248525.04N.mm C) 汽車越過不平路面時 =2650.72N.mm （5）抗彎斷面系數(shù)、剪切面積和主銷襯套擠壓面積的計算 A)主銷抗彎斷面系數(shù)：=2650.72mm3 B)主銷剪切面積：=706.86mm2 C)主銷襯套擠壓面積：=1200mm2 D:主銷外徑，d：主銷內徑 7.4應力計算 分別計算各工況下的彎曲應力、剪切應力、擠壓應力如下表 表7-3 彎曲應力、剪切應力、擠壓應力計算結果