重型自卸汽車轉(zhuǎn)向系及前橋設(shè)計(jì)

1、<p>　　重型自卸汽車轉(zhuǎn)向系及前橋設(shè)計(jì)</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　汽車在行駛的過程中，需要按照駕駛員的意志經(jīng)常改變其行駛方向，即所謂的汽車轉(zhuǎn)向。汽車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一套用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專用機(jī)構(gòu)，本文的研究內(nèi)容即是重型自卸汽車的轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)。</p><p>　　本文針對(duì)的是與非獨(dú)立懸架相

2、匹配的整體式兩輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。利用相關(guān)汽車設(shè)計(jì)和連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)的知識(shí)，首先對(duì)汽車總體參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，在此基礎(chǔ)上，對(duì)轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行選擇，接著再對(duì)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)（主要是轉(zhuǎn)向梯形）進(jìn)行設(shè)計(jì)，最后，利用軟件AUTOCAD完成轉(zhuǎn)向梯形和轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)圖紙。</p><p>　　轉(zhuǎn)向器在設(shè)計(jì)中選用的是循環(huán)球式齒條齒扇轉(zhuǎn)向器，在對(duì)轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)中，包括了螺桿—鋼球—螺母傳動(dòng)副的設(shè)計(jì)和齒條—齒扇傳動(dòng)副的設(shè)計(jì)，前者是基于參照

3、同類汽車，確定出鋼球中心距，設(shè)計(jì)出一系列的尺寸，而后者則是根據(jù)汽車前軸的載荷來確定出齒扇模數(shù)，再由此設(shè)計(jì)出所有參數(shù)的。</p><p>　　轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)選用的是整體式轉(zhuǎn)向梯形，本文在設(shè)計(jì)中借鑒同類汽車轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)尺寸對(duì)轉(zhuǎn)向梯形進(jìn)行尺寸初選。再通過對(duì)轉(zhuǎn)向內(nèi)輪實(shí)際達(dá)到的最大偏轉(zhuǎn)角時(shí)與轉(zhuǎn)向外輪理想最大偏轉(zhuǎn)角度的差值的檢驗(yàn)，和作為一個(gè)四桿機(jī)構(gòu)對(duì)其最小傳動(dòng)角的檢驗(yàn)，來判定轉(zhuǎn)向梯形的設(shè)計(jì)是否符合基本要求。</p

4、><p>　　本文在消化，吸收，總結(jié)，歸納前人的成果上，系統(tǒng)、全面地對(duì)機(jī)械動(dòng)力轉(zhuǎn)向系進(jìn)行理論分析，設(shè)計(jì)及優(yōu)化。為重型自卸汽車轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)開發(fā)提供了一種步驟簡單的設(shè)計(jì)方法。</p><p>　　關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系，轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向梯形</p><p>　　THE DESIGN OF HEAVY DUMP (THE DESIGN OF STEERING SYSTEM AND RRO

5、NT AXLE)</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　In a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so-called steering. Vehicle steering system is

6、used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency, the contents of this paper is the study of light vehicle steering system design.</p><p>　　This article is aimed at non-independent susp

7、ension and would like to match the overall style of the two steering. The use of the relevant vehicle design and kinematic linkage of knowledge, first of all, the overall parameters of the vehicle design, in this basis,

8、the steering gear, steering transmission choice, and then to the steering gear and steering transmission (mainly trapezoidal steering ) design, and finally, the use of AUTOCAD software and the steering gear steering link

9、age to complete</p><p>　　Steering the ball of choice is the cycle of fan-type steering gear rack teeth, in the design of steering gear, including a screw - Ball - Vice-nut drive the design and rack - fan dri

10、ve gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to det

11、ermine the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters.</p><p>　　Steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linka

12、ge from a similar experience in the design of the size of the steering linkage to the primary size. Through to the actual steering wheel in the maximum deflection angle with the steering wheel in the most ideal test of t

13、he difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transmission angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in</p><p>　　In this paper, digestion, absor

14、ption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the systematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretical analysis, design and optimization. For the light vehicle steering sys

15、tem design and development provides a simple design method steps.</p><p>　　Key word: steering system，steering gear，steering trapezoid</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>

16、;　　前言1</b></p><p>　　第一章 從動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案的確定2</p><p>　　§1.1從動(dòng)橋總體方案確定2</p><p>　　第二章 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)方案的確定3</p><p>　　§2.1轉(zhuǎn)向系整體方案的分析3</p><p>　　§2.1.1轉(zhuǎn)向器方

17、案的分析3</p><p>　　§2.1.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及工作原理3</p><p>　　§2.1.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分類4</p><p>　　§2.2轉(zhuǎn)向系整體方案的分析5</p><p>　　第三章 從動(dòng)橋的設(shè)計(jì)計(jì)算6</p><p>　　§3.1從動(dòng)橋主要零

18、件尺寸的確定6</p><p>　　§3.2 從動(dòng)橋主要零件工作應(yīng)力的計(jì)算6</p><p>　　§3.2.1 制動(dòng)工況下的前梁應(yīng)力計(jì)算7</p><p>　　§3.2.2 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應(yīng)力計(jì)算9</p><p>　　§3.3 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計(jì)算10<

19、/p><p>　　§3.3.1 在制動(dòng)工況下10</p><p>　　§3.3.2 在側(cè)滑況下11</p><p>　　§3.4 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計(jì)算12</p><p>　　§3.4.1 在制動(dòng)工況下12</p><p>　　§3.4.2

20、在側(cè)滑工況下13</p><p>　　第四章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算15</p><p>　　§4.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)15</p><p>　　§4.1.1 轉(zhuǎn)向器的效率15</p><p>　　§4.1.2 傳動(dòng)比的變化特性16</p><p>　　§4.1.3 給定

21、的主要計(jì)算參數(shù)16</p><p>　　§4.1.4 轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)總?cè)?shù)17</p><p>　　§4.2 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定17</p><p>　　§4.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的計(jì)算18</p><p>　　§4.3.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)18</p><p>　　

22、§4.3.2 螺桿、鋼球和螺母傳動(dòng)副18</p><p>　　§4.3.3 齒條、齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì)19</p><p>　　§4.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度的校核21</p><p>　　§4.4.1 鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力21</p><p>　　§4.4.2 齒的彎曲應(yīng)力22<

23、;/p><p>　　§4.5 液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的計(jì)算23</p><p>　　§4.5.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理23</p><p>　　§4.5.2 轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的工作分析24</p><p>　　§4.5 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)確定、計(jì)算及優(yōu)化27</p><p>　　§

24、5.5.1 轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析27</p><p>　　§5.5.2 整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)28</p><p><b>　　第六章 結(jié)論34</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)35</b></p><p><b>　　致 謝36</b>&l

25、t;/p><p><b>　　前言</b></p><p>　　自卸車是利用發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力驅(qū)動(dòng)液壓舉升機(jī)構(gòu)，將車廂傾斜一定角度從而達(dá)到自動(dòng)卸貨，并依靠箱貨自重使其復(fù)位的專用汽車。</p><p>　　自卸車用途廣泛，在礦山、水利工程、城市建設(shè)、公路、環(huán)衛(wèi)等行業(yè)都有專用的自卸車，在國民經(jīng)濟(jì)和社會(huì)發(fā)展中有著十分重要的地位還作用。這些年來，隨著經(jīng)濟(jì)的持續(xù)快速

26、發(fā)展，基礎(chǔ)建設(shè)投資逐年增加，重型自卸車市場需求量急劇擴(kuò)大，有著良好的市場前景。在這樣的背景下，我們對(duì)重型自卸汽車的設(shè)計(jì)就有著廣闊的發(fā)展空間和重要的現(xiàn)實(shí)意義。</p><p>　　本次畢業(yè)設(shè)計(jì)主要是完成重型自卸汽車的前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。對(duì)前橋和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分類和工作原理進(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。轉(zhuǎn)向系要求根據(jù)車型

27、好轉(zhuǎn)向輕便、靈敏的原則，選擇轉(zhuǎn)向系的類型好計(jì)算轉(zhuǎn)向系的各項(xiàng)參數(shù)，并對(duì)轉(zhuǎn)向梯形進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)；前橋要求根據(jù)前橋載荷選擇前橋型式好校核前橋各部件的強(qiáng)度。</p><p>　　第一章 從動(dòng)橋結(jié)構(gòu)方案的確定</p><p>　　§1.1從動(dòng)橋總體方案確定</p><p>　　轉(zhuǎn)向從動(dòng)橋的主要零件有前梁，轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷、主銷上下軸承及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套，轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，輪轂等。

28、</p><p>　　轉(zhuǎn)向前橋有斷開式和非斷開式兩種。斷開式前橋與獨(dú)立懸架相配合，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜但性能比較好，多用于轎車等以載人為主的高級(jí)車輛。非斷開式又稱整體式，它與非獨(dú)立懸架配合。它的結(jié)構(gòu)簡單，承載能力大，這種形式現(xiàn)在在汽車上得到廣泛應(yīng)用。因此本次設(shè)計(jì)就采用了非斷開式從動(dòng)橋，所以前橋采用整體式前橋。</p><p>　　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

29、部分為安裝主銷的前梁拳部；為提高其抗彎強(qiáng)度，其較長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)從而降低傳動(dòng)系的安裝位置以及傳動(dòng)軸萬向節(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。</p><p>　　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)通過主銷與前

30、梁的拳部相連，使前輪可以繞主銷偏轉(zhuǎn)一定的角度使汽車轉(zhuǎn)向。為減小磨損，轉(zhuǎn)向節(jié)銷孔內(nèi)設(shè)計(jì)時(shí)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(zhuǎn)向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑，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。</p><p>　　第二章 轉(zhuǎn)向系結(jié)構(gòu)方案的確定</p><p>　　用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專設(shè)機(jī)構(gòu)即稱作汽車的轉(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

31、和動(dòng)力轉(zhuǎn)向系兩大類。</p><p>　　§2.1轉(zhuǎn)向系整體方案的分析</p><p>　　§2.1.1轉(zhuǎn)向器方案的分析</p><p>　　根據(jù)轉(zhuǎn)向器所用傳動(dòng)副的不同，轉(zhuǎn)向器有多種。常見的有循環(huán)球式球面蝸桿蝸輪式、蝸桿曲柄銷式和齒輪齒條式等。</p><p>　　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

32、要求。選用那種效率特性的轉(zhuǎn)向器應(yīng)有汽車用途來決定，并和轉(zhuǎn)向系方案有關(guān)。經(jīng)常行駛在好路面上的轎車和市內(nèi)用客車，可以采用正效率較高的、可逆程度大的轉(zhuǎn)向器。</p><p>　　循環(huán)球式轉(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)過磨削加工，所以耐磨且壽命較長。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較高。</p><p>　

33、　蝸桿曲柄銷式轉(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。</p><p>　　齒輪齒條式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)簡單，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，必須選擇較大的傳動(dòng)比，或裝有吸振裝置的減振器。</p><p>　　本設(shè)計(jì)采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。</p><p>　　§2.1.2 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)

34、構(gòu)及工作原理</p><p>　　循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器中一般有兩級(jí)傳動(dòng)副。第一級(jí)是螺桿螺母傳動(dòng)副，第二級(jí)是齒條齒扇傳動(dòng)副。</p><p>　　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。通過轉(zhuǎn)向盤轉(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)

35、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。</p><p>　　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

36、輕便，使用壽命長。經(jīng)常用于各種汽車。</p><p>　　§2.1.2動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)分類</p><p>　　目前，轎車上配置的助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)大致分為三類：機(jī)械液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、電子液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。</p><p>　?。保C(jī)械式液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)</p><p>　　機(jī)械式的液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般由液壓泵、油管、壓力流

37、量控制閥體、V型傳動(dòng)皮帶、儲(chǔ)油罐等部件構(gòu)成。液壓泵靠發(fā)動(dòng)機(jī)皮帶直接驅(qū)動(dòng)，無論車是否轉(zhuǎn)向，這套系統(tǒng)都要工作，而且在大轉(zhuǎn)向車速上浪費(fèi)了能量。駕駛這類車，尤其是低速轉(zhuǎn)彎時(shí)，覺得方向比較沉，發(fā)動(dòng)機(jī)也比較費(fèi)力氣。又由于液壓泵的壓力較低時(shí)，需要液壓泵輸出更大的功率以獲得比較大的助力，目前采用重型車普遍采用液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。</p><p>　?。玻╇娍厥揭簤褐D(zhuǎn)向系統(tǒng)</p><p>　　主要由儲(chǔ)油

38、罐、助力轉(zhuǎn)向控制單元、電動(dòng)泵、轉(zhuǎn)向機(jī)、助力轉(zhuǎn)向傳感器（用來檢測轉(zhuǎn)向時(shí)方向盤的角度和汽車轉(zhuǎn)向的方向，為防側(cè)傾控制提供轉(zhuǎn)向信息）等構(gòu)成，其中助力轉(zhuǎn)向控制單元和電動(dòng)泵是一個(gè)整體結(jié)構(gòu)。電子液壓轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)克服了傳統(tǒng)的液壓轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的缺點(diǎn)。它所采用的液壓泵不再靠發(fā)動(dòng)機(jī)皮帶直接驅(qū)動(dòng)，而是采用一個(gè)電動(dòng)泵，動(dòng)力來自于蓄電池。它所有的工作的狀態(tài)都是由電子控制單元根據(jù)車輛的行駛速度、轉(zhuǎn)向角度等信號(hào)計(jì)算出的最理想狀態(tài)。簡單地說，在低速大轉(zhuǎn)向時(shí)，電子控制單元

39、驅(qū)動(dòng)電子液壓泵以高速運(yùn)轉(zhuǎn)輸出較大功率，使駕駛員打方向省力；汽車在高速行駛時(shí)，液壓控制單元驅(qū)動(dòng)電子液壓泵以較低的速度運(yùn)轉(zhuǎn)，在不至于影響高速打轉(zhuǎn)向的需要同時(shí)，節(jié)省一部分發(fā)動(dòng)機(jī)功率。</p><p>　?。常╇妱?dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)</p><p>　　電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(Electronic Power Steering)，簡稱EPS，它利用電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的動(dòng)力協(xié)助駕車者進(jìn)行動(dòng)力轉(zhuǎn)向。EPS的構(gòu)成，不同的車

40、盡管結(jié)構(gòu)部件不一樣，但大體是雷同。一般是由轉(zhuǎn)向傳感器、電子控制單元、電動(dòng)機(jī)、減速器、機(jī)械轉(zhuǎn)向器、以及畜電池電源所構(gòu)成。汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向傳感器會(huì)“感覺”到轉(zhuǎn)向盤的力矩和擬轉(zhuǎn)動(dòng)的方向，這些信號(hào)會(huì)通過數(shù)據(jù)總線發(fā)給電子控制單元，電控單元會(huì)根據(jù)傳動(dòng)力矩、擬轉(zhuǎn)的方向等數(shù)據(jù)信號(hào)，向電動(dòng)機(jī)控制器發(fā)出動(dòng)作指令，從而電動(dòng)機(jī)就會(huì)根據(jù)具體的需要輸出相應(yīng)大小的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩，從而產(chǎn)生了助力轉(zhuǎn)向。在電子控制單元控制下，汽車能容易地實(shí)現(xiàn)可變助力功能，即在車速較低的時(shí)候助

41、力能量大，方向盤輕，車速高時(shí)助力能量小，方向盤重，這樣給安全行車帶來好處。如果不轉(zhuǎn)向，則本套系統(tǒng)就不工作，處于休眠狀態(tài)等待調(diào)用。一般高檔轎車使用這樣的助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的比較多。</p><p>　　§2.2轉(zhuǎn)向系整體方案的分析</p><p>　　此次畢業(yè)設(shè)計(jì)的是滿載質(zhì)量為64t的重型自卸車，滿載時(shí)前橋載荷是14.3t，分析可知：采用液壓整體式助力轉(zhuǎn)向系，機(jī)械轉(zhuǎn)向器采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器

42、，分配閥采用轉(zhuǎn)閥，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形，且布置在前橋之后。</p><p>　　第三章 從動(dòng)橋的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　§3.1從動(dòng)橋主要零件尺寸的確定</p><p>　　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，見圖4-1，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)

43、和水平彎曲截面系數(shù)（單位為）可近似取為：</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　式中：a----工字形斷面的中部尺寸。</p><p><b>　　由經(jīng)驗(yàn)公式：</b></p><p>　　式中：m---作用于前梁上的簧上質(zhì)量；</p><p>

44、　　---車輪中線至板簧中線的距離。</p><p>　　取=mm(B為前輪距，為2650mm。S為前梁上兩鋼板彈簧中心間的距離，取為1200mm)</p><p>　　§3.2 從動(dòng)橋主要零件工作應(yīng)力的計(jì)算</p><p>　　主要是計(jì)算前梁、轉(zhuǎn)向節(jié)、主銷、主銷上下軸承(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

45、用簡圖時(shí)可忽略車輪的定位角，即認(rèn)為主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角，車輪外傾角均為零，而左右轉(zhuǎn)向節(jié)軸線重合且與主銷軸線位于同一側(cè)向垂直平面內(nèi)。如下所示：</p><p>　　1-制動(dòng)工況下的彎矩圖 2-側(cè)滑工況下的彎矩圖</p><p>　　圖3—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圖</p><p>　　§3.2.

46、1 制動(dòng)工況下的前梁應(yīng)力計(jì)算</p><p>　　制動(dòng)時(shí)前輪承受的制動(dòng)力和垂直力傳給前梁，使前梁承受彎矩和轉(zhuǎn)矩?？紤]到制動(dòng)時(shí)汽車質(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：</p><p>　　式中：——汽車滿載靜止于水平路面時(shí)前橋給地面的載荷，143992N；</p><p>　　——汽車制動(dòng)時(shí)對(duì)前橋的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，；為整車滿載質(zhì)心高度；為輪胎與路面的附著

47、系數(shù)，制動(dòng)工況時(shí)取0.7；b為整車質(zhì)心到后橋中心線的水平距離（mm)。</p><p>　　前輪所承受的制動(dòng)力：</p><p>　　式中：——輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.7；</p><p>　　由于和對(duì)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(dá)最大值，分別為：</p><p><b>　　N·mm</

48、b></p><p>　　式中：—見圖3—1，取=725mm</p><p>　　—車輪(包括輪毅、制動(dòng)器等)所受的重力，N；取=3229N；</p><p>　　—前輪輪距取B=2650mm；</p><p>　　S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為1200mm</p><p><b>　　則<

49、;/b></p><p>　　制動(dòng)力還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉(zhuǎn)矩T：</p><p><b>　　T=</b></p><p>　　式中：—輪胎的滾動(dòng)半徑取680mm</p><p><b>　　則有</b></p><p>　　(a)Ⅱ-Ⅱ斷面(b)Ⅰ-Ⅰ

50、斷面</p><p><b>　　圖3—2</b></p><p>　　前梁在鋼板彈簧座附近危險(xiǎn)斷面（Ⅱ-Ⅱ斷面）處的彎矩和扭矩最大。</p><p>　　彎曲應(yīng)力（單位為）為：</p><p><b>　　式中:</b></p><p>　　前梁應(yīng)力的許用值為=300,當(dāng)a

51、=45mm時(shí)，=13.2</p><p><b>　　得：</b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（單位為）為：，為前軸在危險(xiǎn)斷面處的扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)（）。</p><p>　　——前梁橫截面的極慣性矩。</p><p>　　——前梁橫截面的最大寬度。</p><p>　　故a=45mm滿足使用條件。&

52、lt;/p><p>　　§3.2.2 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應(yīng)力計(jì)算</p><p>　　設(shè)車輛向左側(cè)滑，如汽車高速行駛時(shí)急速右轉(zhuǎn)彎，側(cè)滑時(shí)側(cè)向力達(dá)到最大。對(duì)右前輪接地點(diǎn)取距：</p><p>　　式中：—汽車質(zhì)心高度取為1460mm；—車輪與地面附著系數(shù)取為0.6；</p><p>　　此時(shí)，向右作用。則有：</p&g

53、t;<p>　?、?Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ斷面所受彎矩為：</p><p>　　取y=140mm，，</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　其中，</b></p><p>　　§3.3 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計(jì)算</p><p&g

54、t;　　如圖4—2所示，轉(zhuǎn)向節(jié)的危險(xiǎn)斷面在軸徑為的輪軸根部即III-III剖面處。</p><p>　　§3.3.1 在制動(dòng)工況下</p><p>　　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(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。</p><p><b>　　所以合成彎矩為：</b

55、></p><p><b>　　，</b></p><p>　　——轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸根部直徑，取；</p><p>　　——輪胎中心線至Ⅲ-Ⅲ斷面的距離，取。</p><p>　　圖3—3轉(zhuǎn)向節(jié)受力簡圖</p><p><b>　　則</b></p><p

56、>　　故70mm的軸頸滿足要求。</p><p>　　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1.5～2.0mm。輪軸根部的圓角液壓處理。</p><p>　　§3.3.2 在側(cè)滑況下</p><p>　　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，以向

57、左側(cè)滑為例，有：</p><p>　　左右轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸處的彎矩為：</p><p><b>　　彎曲應(yīng)力為：</b></p><p>　　因此左右轉(zhuǎn)向節(jié)都符合要求。</p><p>　　詳細(xì)D=W=G圖=紙：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六</p><p>　　全 套 資 料 低 拾10快起&

58、lt;/p><p>　　§3.4 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動(dòng)和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計(jì)算</p><p>　　主銷常采用20Cr、20CrNi、20CrMnTi等低碳合金鋼制造，滲碳淬火，滲碳層深1.0~1.5mm，淬火后表面硬度為56~62HRC。為簡化設(shè)計(jì)，設(shè)主銷后傾角和前輪外傾角均為零，并假定力的作用點(diǎn)位于主銷襯套中點(diǎn)。受力分析見圖3-3、3-4：</p><p>

59、;　　圖3—4主銷受力簡圖</p><p>　　§3.4.1 在制動(dòng)工況下</p><p>　　制動(dòng)時(shí)，支撐力在主銷上產(chǎn)生兩個(gè)反向力、，依據(jù)主銷上力矩平衡關(guān)系，得：</p><p>　　制動(dòng)力產(chǎn)生的力矩由轉(zhuǎn)向橫拉桿反力矩N平衡，取，即：</p><p>　　在主銷支撐上產(chǎn)生兩個(gè)同方向、：</p><p>　　

60、取，轉(zhuǎn)向橫拉桿反力N在主銷支撐上產(chǎn)生兩個(gè)同向力、：</p><p>　　式中，為主銷內(nèi)傾角，=。</p><p>　　通過制動(dòng)底板傳來的制動(dòng)力使轉(zhuǎn)向節(jié)產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng)趨勢，主銷支撐上兩個(gè)反向力、用以制止其轉(zhuǎn)動(dòng)趨勢：</p><p><b>　　綜上：</b></p><p>　　§3.4.2 在側(cè)滑工況下</p&

61、gt;<p>　　以向左側(cè)滑為例，分別計(jì)算左右主銷上下襯套上的作用力：</p><p>　　取、、、、中的最大值作為主銷的計(jì)算載荷，則，</p><p>　　計(jì)算主銷在前軸拳部下端面處的彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力：</p><p>　　式中：h為主銷下襯套中點(diǎn)至前軸拳部下端面的距離（mm）：為主銷直徑（mm）。</p><p>　　主銷

62、的許用彎曲應(yīng)力，許用剪切應(yīng)力。</p><p>　　主銷襯套的擠壓應(yīng)力為：</p><p>　　式中：l為襯套長（mm）。</p><p>　　經(jīng)校核強(qiáng)度滿足要求。</p><p>　　第四章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　§4.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)</p><p>　　&

63、#167;4.1.1 轉(zhuǎn)向器的效率</p><p>　　功率從轉(zhuǎn)向軸輸入，經(jīng)轉(zhuǎn)向器輸出所求得的效率稱為正效率，用符號(hào)表示，；反之稱為逆效率，用符號(hào)表示，。</p><p>　　其中，為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；</p><p>　　為作用在齒條軸上的功率。</p><p>　　為了保證轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向

64、輪和轉(zhuǎn)向盤能自動(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，車輪與路面之間的作用力傳至方向盤時(shí)應(yīng)盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。</p><p><b>　　轉(zhuǎn)向器的正效率：</b></p><p>　　影響轉(zhuǎn)向器正效率的因素有：轉(zhuǎn)向器的類型、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

65、、循環(huán)球式的正效率比較高。</p><p><b>　　轉(zhuǎn)向器逆效率：</b></p><p>　　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。</p><p>　　循環(huán)球式轉(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

66、駛時(shí)，車輪受到的沖擊力能大部分傳至轉(zhuǎn)向盤，造成駕駛員“打手”，使之精神緊張；如果長時(shí)間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。</p><p>　　本車設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器為循環(huán)球式，其傳動(dòng)副之間用滾動(dòng)摩擦代替滑動(dòng)摩擦，如果忽略軸承和其它地方的摩擦損失，只考慮嚙合副的摩擦損失，對(duì)于蝸桿和螺桿類轉(zhuǎn)向器，其效率可用下式計(jì)算：</p><p>　　式中：——螺桿的螺線導(dǎo)程角；</p>

67、<p><b>　　——摩擦角，；</b></p><p><b>　　——摩擦因數(shù)。</b></p><p><b>　　取，，得：</b></p><p><b>　　，</b></p><p>　　上式表明：增加導(dǎo)成角正逆效率均增大。受增

68、大的影響不宜過大，一般，本車選用。</p><p>　　§4.1.2 傳動(dòng)比的變化特性</p><p><b>　　1. 轉(zhuǎn)向系傳動(dòng)比</b></p><p>　　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。</p><p>　　2. 力傳動(dòng)比與轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比的關(guān)系</p><p&

69、gt;　　輪胎與地面之間的轉(zhuǎn)向阻力和作用在轉(zhuǎn)向節(jié)上的轉(zhuǎn)向阻力矩之間的關(guān)系</p><p><b>　　(4-1)</b></p><p>　　式中，a為主銷偏移距此處，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點(diǎn)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</p><p><b>　　(4-2)</b>&l

70、t;/p><p>　　式中，為作用在方向盤上的力矩；為方向盤的直徑。</p><p>　　將式(4-1)、(4-2)代入后得到</p><p><b>　　(4-3)</b></p><p>　　有(4-3)知，當(dāng)主銷偏移矩a小時(shí)，力傳動(dòng)比應(yīng)取大些才能保持轉(zhuǎn)向輕便。</p><p>　　§4

71、.1.3 給定的主要計(jì)算參數(shù)</p><p>　　軸距L=4580mm</p><p>　　輪距前輪2650mm</p><p>　　輪胎14.00-24 D=1430mm B=360mm</p><p>　　輪胎氣壓：750靜力半徑：680mm</p><p>　　最小轉(zhuǎn)彎半徑小于等于9.3m</p>

72、<p>　　外輪的最大轉(zhuǎn)角：內(nèi)輪的最大轉(zhuǎn)角：</p><p>　　汽車總重：23t(空載)、64t（滿載）</p><p>　　前軸載荷：84178.2N（空載）、143992.8N（滿載）</p><p>　　§4.1.4 轉(zhuǎn)向盤回轉(zhuǎn)總?cè)?shù)</p><p>　　根據(jù)總布置設(shè)計(jì)，得到轉(zhuǎn)向輪的最大轉(zhuǎn)角和；在轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)之初，可

73、以根據(jù)車型和選擇的轉(zhuǎn)向器型式，給出大致的轉(zhuǎn)向系角傳動(dòng)比。</p><p>　　有了上述參數(shù)，可計(jì)算轉(zhuǎn)向盤總回轉(zhuǎn)圈數(shù)。</p><p>　　式中:――內(nèi)轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角（度）；</p><p>　　——外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角（度）；</p><p>　　§4.2 轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷的確定</p><p>　　轉(zhuǎn)向系全部零件

74、的強(qiáng)度，是根據(jù)作用在轉(zhuǎn)向系零、部件上的力進(jìn)行確定的。影響這個(gè)力的因素很多，如前軸負(fù)荷和路面阻力的變化等。駕駛員轉(zhuǎn)向輪所需克服的阻力，主要是車輪轉(zhuǎn)動(dòng)阻力、車輪穩(wěn)定阻力和轉(zhuǎn)向系中特別是在轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)中的摩擦阻力等所組成。</p><p>　　汽車在瀝青或者混凝土路面上原地轉(zhuǎn)向阻力矩：</p><p>　　式中:――輪胎和路面的摩擦因數(shù),取＝0.7;</p><p>　

75、　――轉(zhuǎn)向軸負(fù)荷＝143992.8N；</p><p>　　――輪胎氣壓P＝0.75Mpa；</p><p><b>　　代入得：</b></p><p>　　作用在方向盤上的手力：對(duì)于轉(zhuǎn)向器和動(dòng)力轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸以前零件的計(jì)算載荷，應(yīng)取駕駛員作用在轉(zhuǎn)向盤輪緣上的最大瞬時(shí)力</p><p>　　§4.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)

76、向器的計(jì)算</p><p>　　循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器中螺桿、鋼球和螺母傳動(dòng)副的結(jié)構(gòu)圖如圖4-1所示。</p><p>　　圖4-1螺桿,鋼球,螺母傳動(dòng)副</p><p>　　§4.3.1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)</p><p>　　參考《汽車設(shè)計(jì)》表7-1，得：</p><p>　　齒扇模數(shù)m=6.5mm，搖臂軸直

77、徑D=45mm，鋼球中心距=40mm，螺桿外徑=38mm,鋼球直徑d=8.000mm,螺距P=11.000mm,工作圈數(shù)W=2.5，環(huán)流行數(shù)b=2，螺母長度：82mm，齒扇齒數(shù)=5，齒扇整圓齒數(shù)Z=15，齒扇壓力角為27°30´，切削角=7°30´，齒扇寬B=38mm。</p><p>　　§4.3.2 螺桿、鋼球和螺母傳動(dòng)副</p><p&g

78、t;　　1.螺母內(nèi)徑=+==41.2mm。</p><p>　　每個(gè)環(huán)路中鋼球的數(shù)量為：</p><p><b>　　個(gè)取</b></p><p>　　其中為螺桿的螺線導(dǎo)程角，選8°。</p><p>　　2.接觸角θ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

79、軸向力和徑向力分配均勻。</p><p>　　3.轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)角，對(duì)應(yīng)螺母移動(dòng)距離s為：</p><p><b>　　(4-12)</b></p><p>　　與此同時(shí)齒扇節(jié)圓轉(zhuǎn)過的弧長等與s，相應(yīng)搖臂軸轉(zhuǎn)過角，其關(guān)系：</p><p><b>　　(4-13)</b></p><

80、p>　　其中r為齒扇節(jié)圓半徑。</p><p>　　聯(lián)立（4-12）（4-13）得=，將對(duì)求導(dǎo)，得轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比為：</p><p><b>　　=27.85</b></p><p><b>　　滾動(dòng)截面</b></p><p><b>　　一般取</b></p&g

81、t;<p>　　§4.3.3 齒條、齒扇傳動(dòng)副設(shè)計(jì)</p><p>　　循環(huán)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)。</p><p>　　表4-1 基準(zhǔn)剖面（1-1剖面）的齒形計(jì)算</p><p>　　表4-2 最大變位系數(shù)剖面（2-2剖面）齒頂變尖核算&

82、lt;/p><p>　　圖4-2 變厚齒扇齒形計(jì)算簡圖</p><p>　　齒扇軸在從動(dòng)線自左向右看是又窄又低的形狀，變位系數(shù)逐漸增大，設(shè)0-0面與中間面1-1面的間距。</p><p>　　齒條在與齒扇配合時(shí)，因齒扇為變厚齒扇，則滿足嚙合間隙特性，齒條變厚方向應(yīng)與齒扇相反，齒條的齒扇與齒扇的齒槽寬相等。二者嚙合為等移距變位齒輪嚙合傳動(dòng)。</p><

83、p>　　§4.4 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度的校核</p><p>　　為了進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，首先要確定其計(jì)算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向阻力矩，利用它可求得轉(zhuǎn)向搖臂上的力矩和在轉(zhuǎn)向盤上的切向力。他們均可作為轉(zhuǎn)向系的最大載荷。</p><p>　　§4.4.1 鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力</p><p>　　用下式計(jì)算鋼球與滾

84、道之間的接觸應(yīng)力σ：</p><p>　　式中：k——系數(shù)，根據(jù)值查《汽車設(shè)計(jì)》表7-3查出，,；</p><p><b>　　——滾道截面半徑；</b></p><p><b>　　——鋼球半徑；</b></p><p><b>　　——螺桿外半徑；</b></p>

85、;<p>　　E——材料彈性模量，等于；</p><p>　　F3——鋼球與螺桿之間的正壓力，</p><p><b>　　可用下式計(jì)算</b></p><p>　　式中：—螺桿螺線導(dǎo)程角；</p><p><b>　　—接觸角；</b></p><p>　　—

86、參與工作的鋼球數(shù)；</p><p>　　—作用在螺桿上的軸向力。</p><p><b>　　其中，</b></p><p>　　當(dāng)接觸表面硬度為58—64HRC時(shí)，許用接觸應(yīng)力[σ]=2500。</p><p>　　§4.4.2 齒的彎曲應(yīng)力</p><p>　　用下式計(jì)算齒扇齒的彎曲

87、應(yīng)力：</p><p>　　式中：—作用在齒扇上的圓周力；</p><p><b>　　—齒扇的齒高；</b></p><p><b>　　—齒扇的齒寬；</b></p><p><b>　　—基圓齒厚。</b></p><p><b>　　其

88、中，,取mm</b></p><p><b>　　，顯然符合要求。</b></p><p><b>　　許用彎曲應(yīng)力為。</b></p><p>　　螺桿和螺母用20CrMnTi鋼制造，表面滲碳。前軸負(fù)荷不大的汽車，滲碳層深度在0.8～1.2mm；前軸負(fù)荷大的汽車，滲碳層深度在1.05～1.45mm。表面硬度為

89、58—63HRC。</p><p>　　§4.5 液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的計(jì)算</p><p>　　§4.5.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理</p><p>　　為了減輕轉(zhuǎn)向時(shí)駕駛員作用到轉(zhuǎn)向盤上的手力和提高行駛安全性，當(dāng)轉(zhuǎn)向軸軸載質(zhì)量超過4t時(shí)，應(yīng)該采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向。動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上加一套動(dòng)力輔助裝置組成的。如下圖所示：</p&g

90、t;<p>　　圖4-3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　1.轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸 2.助力缸 3.過渡搖臂</p><p>　　采用雙助力缸的特點(diǎn)：</p><p>　　兩搖臂之間通過聯(lián)動(dòng)桿連接，能夠保證轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向平穩(wěn)。</p><p>　　多增設(shè)一個(gè)動(dòng)力缸，可減少主動(dòng)力缸的負(fù)荷及相連構(gòu)件如轉(zhuǎn)向垂臂的負(fù)荷。</p>&

91、lt;p>　　只要布局合理，就可以避免不同部件之間產(chǎn)生的干涉。</p><p>　　§4.5.2 轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸的工作分析</p><p><b>　　轉(zhuǎn)向器動(dòng)力缸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　　（1）作用在活塞上的力存在這樣一個(gè)平衡條件：</p><p>　　式中，—由轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩所確定的作用于

92、齒扇上的圓周力；</p><p>　　—活塞與缸筒間的摩擦力；</p><p>　　—由轉(zhuǎn)向盤切向力所引起的作用在活塞上的軸向力；</p><p>　　—高壓油液對(duì)活塞的推力。</p><p><b>　　其中，</b></p><p><b>　　聯(lián)立可得：</b><

93、/p><p>　　106.5mm取=120mm</p><p><b>　　式中，</b></p><p>　　——轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩（1.47×107 N·mm）；</p><p>　　——齒扇的嚙合半徑(48.75mm)；</p><p>　　——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力傳動(dòng)比(2)

94、；</p><p>　　——轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的效率(85%)；</p><p>　　——活塞與缸筒間的摩擦系數(shù)（取0.0085）；</p><p>　　——齒扇的嚙合角()；</p><p>　　——轉(zhuǎn)向盤上的切向力(700N)；</p><p>　　——轉(zhuǎn)向盤的半徑（取250mm）；</p><p&g

95、t;　　——活塞桿直徑（取38mm）；</p><p>　　—轉(zhuǎn)向螺桿螺旋滾道的導(dǎo)程角（8°）；</p><p>　　—換算摩擦角(0.5°)；</p><p>　　—?jiǎng)恿Ω變?nèi)的油液壓力(15MPa)。</p><p>　　計(jì)算得，=36942N，=2970N,=21384N,=17235N</p><

96、p><b>　　聯(lián)立可得：</b></p><p>　　106.5mm取=120mm</p><p>　　分析得出,液壓動(dòng)力缸的受力基本滿足</p><p><b>　　2.活塞行程的計(jì)算</b></p><p>　　對(duì)于整體式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器，活塞最大位移量可由轉(zhuǎn)向盤總?cè)?shù)乘以螺桿與螺母滾道的螺距

97、來求得，即</p><p>　　其中，n為轉(zhuǎn)向盤總?cè)?shù)；t為螺距。</p><p>　　3.動(dòng)力缸缸筒壁厚的計(jì)算</p><p>　　動(dòng)力缸殼體壁厚，根據(jù)計(jì)算軸向平面拉應(yīng)力來確定，即</p><p>　　式中，p為油液壓力；為動(dòng)力缸內(nèi)徑；為動(dòng)力缸殼體壁厚；n為安全系數(shù)，n=3.5～5.0，此處取4.0。為缸體材料的屈服極限。缸體材料用球墨鑄鐵

98、采用QT500－05，抗拉強(qiáng)度為500MPa，屈服點(diǎn)為350MPa。</p><p><b>　　求得取</b></p><p>　　活塞桿用45鋼制造，為提高可靠性和壽命，要求表面鍍鉻并磨光。</p><p><b>　　助力缸的設(shè)計(jì)</b></p><p>　?。?）.動(dòng)力轉(zhuǎn)向器輸出扭矩<

99、/p><p>　　其中， </p><p><b>　　得：</b></p><p>　　助力缸應(yīng)克服的阻力矩：</p><p><b>　　.助力缸的內(nèi)徑</b></p><p>　　對(duì)于非獨(dú)立懸架的重型汽車來說，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)偏置于左邊，直拉桿在汽車

100、左轉(zhuǎn)向時(shí)受到的最大拉力小于右轉(zhuǎn)向時(shí)受到的最大壓力。因此設(shè)計(jì)時(shí)，要選取右轉(zhuǎn)向時(shí)的最大壓力（即轉(zhuǎn)向輪處于向右最大偏轉(zhuǎn)位置）來計(jì)算。</p><p>　　助力缸應(yīng)產(chǎn)生的推力用下式計(jì)算：</p><p>　　其中，為轉(zhuǎn)向節(jié)臂長，為過渡搖臂長度，為過渡搖臂軸到動(dòng)力缸活塞桿之間的距離。</p><p>　　推力與工作油液壓力和動(dòng)力缸截面面積之間有如下關(guān)系：</p>

101、<p><b>　　且 </b></p><p>　　其中，為助力缸的機(jī)械效率，取0.95；為助力缸內(nèi)徑；為活塞桿直徑，一般初選時(shí)可取.</p><p>　　由此可推導(dǎo)出助力缸的內(nèi)徑：</p><p><b>　　設(shè)計(jì)時(shí)</b></p><p><b>　　得：</b&g

102、t;</p><p>　　圖4-4 助力缸安裝結(jié)構(gòu)圖</p><p>　　1.過渡搖臂2.活塞桿3.助力缸</p><p>　　§4.5 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)確定、計(jì)算及優(yōu)化</p><p>　　轉(zhuǎn)向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉(zhuǎn)向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。無論采用哪一種方案，必須正確選擇轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)，做到汽車轉(zhuǎn)彎時(shí)

103、，保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，使在不同圓周上運(yùn)動(dòng)的車輪，作無滑動(dòng)的純滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)。同時(shí)，為達(dá)到總體布置要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑值，轉(zhuǎn)向輪應(yīng)有足夠大的轉(zhuǎn)角。</p><p>　　§5.5.1 轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)方案分析</p><p><b>　　1.整體式轉(zhuǎn)向梯形</b></p><p>　　圖5－14 整體式轉(zhuǎn)向梯形</p>

104、<p>　　1—轉(zhuǎn)向橫拉桿2—轉(zhuǎn)向梯形臂3—前軸</p><p>　　整體式轉(zhuǎn)向梯形是由轉(zhuǎn)向橫拉桿1，轉(zhuǎn)向梯形臂2和汽車前軸3組成，如圖5－14所示。其中梯形臂呈收縮狀向后延伸。這種方案的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整前束容易，制造成本低；主要缺點(diǎn)是一側(cè)轉(zhuǎn)向輪上、下跳動(dòng)時(shí)，會(huì)影響另一側(cè)轉(zhuǎn)向輪。</p><p>　　當(dāng)汽車前懸架采用非獨(dú)立懸架時(shí)，應(yīng)當(dāng)采用整體式轉(zhuǎn)向梯形。整體式轉(zhuǎn)向梯形的橫拉桿

105、可位于前軸后或前軸前(稱為前置梯形)。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)位置低或前輪驅(qū)動(dòng)汽車，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必須向前外側(cè)方向延伸，因而會(huì)與車輪或制動(dòng)底板發(fā)生干涉，所以在布置上有困難。為了保護(hù)橫拉桿免遭路面不平物的損傷，橫拉桿的位置應(yīng)盡可能布置得高些，至少不低于前軸高度。</p><p>　　§5.5.2 整體式轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)</p><p>　　汽車轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，受彈性輪胎側(cè)偏角的

106、影響，所有車輪不是繞位于后軸沿長線上的點(diǎn)滾動(dòng)，而是繞位于前軸和后軸之間的汽車內(nèi)側(cè)某一點(diǎn)滾動(dòng)。此點(diǎn)位置與前輪和后輪的側(cè)偏角大小有關(guān)。因影響輪胎側(cè)偏角的因素很多，且難以精確確定，故下面是在忽略側(cè)偏角影響的條件下，分析有關(guān)兩軸汽車的轉(zhuǎn)向問題。此時(shí)，兩轉(zhuǎn)向前輪軸線的延長線應(yīng)交在后軸延長線上，如圖5－17所示。設(shè)、分別為內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪轉(zhuǎn)角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延長線到地面交點(diǎn)之間的距離。若要保證全部車輪繞一個(gè)瞬時(shí)轉(zhuǎn)向中心行駛，則梯形機(jī)構(gòu)

107、應(yīng)保證內(nèi)、外轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)角有如下關(guān)系</p><p><b>　　（5－58）</b></p><p>　　若自變角為，則因變角的期望值為</p><p>　　圖5－17 理想的內(nèi)、外車輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖</p><p><b>　?。?－59）</b></p><p>　　現(xiàn)有

108、轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)僅能近似滿足上式關(guān)系。以圖5－17所示的后置梯形機(jī)構(gòu)為例，在圖上作輔助用虛線，利用余弦定理可推得轉(zhuǎn)向梯形所給出的實(shí)際因變角為</p><p><b>　　（5－60）</b></p><p>　　式中，m為梯形臂長；為梯形底角。</p><p>　　所設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向梯形給出的實(shí)際因變角，應(yīng)盡可能接近理論上的期望值。其偏差在最常使用的中間

109、位置附近小角范圍內(nèi)應(yīng)盡量小，以減少高速行駛時(shí)輪胎的磨損；而在不經(jīng)常</p><p>　　使用且車速較低的最大轉(zhuǎn)角時(shí)，可適當(dāng)放寬要求。因此，再引入加權(quán)因子，構(gòu)成評(píng)價(jià)設(shè)計(jì)優(yōu)劣的目標(biāo)函數(shù)為</p><p><b>　　×100％ </b></p><p>　　將式（5－59）、式（5－60）代人式（5－61）得</p><

110、;p><b>　　×100％</b></p><p>　　式中，x為設(shè)計(jì)變量，；為外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角，由圖5－17得</p><p><b>　?。?－62）</b></p><p>　　式中，為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑；為主銷偏移距。</p><p>　　考慮到多數(shù)使用工況下轉(zhuǎn)角小于20&#

111、176;，且10°以內(nèi)的小轉(zhuǎn)角使用得更加頻繁，因此取</p><p><b>　?。?－63）</b></p><p>　　建立約束條件時(shí)應(yīng)考慮到：設(shè)計(jì)變量m及過小時(shí)，會(huì)使橫拉桿上的轉(zhuǎn)向力過大；當(dāng)m過大時(shí)，將使梯形布置困難，故對(duì)m的上、下限及對(duì)的下限應(yīng)設(shè)置約束條件。因越大，梯形越接近矩形，值就越大，而優(yōu)化過程是求的極小值，故可不必對(duì)的上限加以限制。綜上所述，

112、各設(shè)計(jì)變量的取值范圍構(gòu)成的約束條件為</p><p><b>　　（5－64）</b></p><p><b>　?。?－65）</b></p><p><b>　　（5－66）</b></p><p>　　梯形臂長度m設(shè)計(jì)時(shí)常取在，。梯形底角了。</p><

113、;p>　　此外，由機(jī)械原理得知，四連桿機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)角不宜過小，通常取≥＝40°。如圖5—17所示，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)在汽車向右轉(zhuǎn)彎至極限位置時(shí)達(dá)到最小值，故只考慮右轉(zhuǎn)彎時(shí)≥即可。利用該圖所作的輔助用虛線及余弦定理，可推出最小傳動(dòng)角約束條件為</p><p>　　≥0 （5－67）</p><p>　　式中，為最小傳動(dòng)角。</p><p>　　

114、已知，故由式(7—32)可知，為設(shè)計(jì)變量m及的函數(shù)。由式(5－64)、式(5－65)、式(5－66)和式(5－67)四項(xiàng)約束條件所形成的可行域，如圖5－18所示的幾種情況。圖5－18b適用于要求較大，而可小些的車型；圖5－18c適用于要求較大，而小些的車型；圖5－18a適用介于圖5—18b、c之間要求的車型。</p><p>　　圖5－18 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的可行域</p><p>　

115、　由上述數(shù)學(xué)模型可知，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，是一個(gè)小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復(fù)合形法來求解。</p><p>　　#include<stdio.h></p><p>　　#include"math.h"</p><p>　　#define HUDU 3.1415926/180</p><p><

116、b>　　main()</b></p><p><b>　　{</b></p><p><b>　　int m1;</b></p><p><b>　　int m;</b></p><p><b>　　double r;</b></p

117、><p><b>　　double g;</b></p><p><b>　　double=0;</b></p><p><b>　　double a;</b></p><p><b>　　double b;</b></p><p>&

118、lt;b>　　double c;</b></p><p><b>　　double d;</b></p><p><b>　　double e;</b></p><p><b>　　double f;</b></p><p><b>　　double

119、 n;</b></p><p>　　double r1;</p><p>　　double min=100000;</p><p>　　for(m=246;m<=336;m++)</p><p><b>　　{</b></p><p>　　for(r=69.5;r<=90;

120、r+=0.5)</p><p><b>　　{</b></p><p>　　for(g=1;g<=30;g++)</p><p><b>　　{</b></p><p>　　a=sin(r*HUDU+g*HUDU);</p><p>　　b=(pow(2237/m,2)

121、+1-2*2237/m*cos(r*HUDU+g*HUDU));</p><p>　　c=(1/(1/tan(g*HUDU))-2237/4580);</p><p>　　d=2237/m*(2*cos(r*HUDU)-cos(r*HUDU+g*HUDU))-cos(2*r*HUDU);</p><p><b>　　e=a/b;</b><

122、/p><p><b>　　f=d/b;</b></p><p>　　n=(cos(40*HUDU)-2*cos(r*HUDU)+cos(r*HUDU+30*HUDU))/((cos(40*HUDU)-cos(r*HUDU))*cos(r*HUDU))-2*m/2237;</p><p>　　if(fabs(e)>1)||fabs(f)>

123、1</p><p><b>　　{</b></p><p><b>　　e=1;</b></p><p><b>　　f=1;}</b></p><p><b>　　if(g<=10)</b></p><p>　　+=1.5

124、*fabs((r-(e))/c-(f)/c-1);</p><p><b>　　else</b></p><p>　　{if(10<g<=20)</p><p>　　+=1.0*fabs((r-(e))/c-(f)/c-1);</p><p><b>　　else</b></p&g