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遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 中文題目：載重汽車轉向橋設計 外文題目：THE DESEGH OF THE TRUCK STEERING AXLE 載重汽車轉向橋設計 摘 要 本設計為載重汽車的轉向橋，此轉向橋需要適應不同路況，不同速度下的穩(wěn)定行駛， 因此對前橋的要求也越來越高。在汽車設計、制造、因此應該本著既能有足夠的承載能 力，又能實現(xiàn)耐用經濟的思想進行方案的選擇，為了降低生產成本，又在結構上滿足要 求的情況下應盡量簡單。 通過設計：（1）保證有足夠的強度：以保證可靠的承受車輪與車架之間的作用力。 （2）保證有足夠的剛度：以使車輪定位參數(shù)不變。 （3）保證轉向輪有正確的定位角度： 以使轉向輪運動穩(wěn)定，操縱輕便并減輕輪胎的磨損。 （4）轉向橋的質量應盡可能?。阂?減少非簧上質量，提高汽車行駛平順性。 通過分析工作原理設計轉向節(jié)、前軸、主銷等零件的尺寸，使各個零部件的強度滿 足校核，并運用 caxa 等繪圖軟件繪制裝配圖和零件圖。 關鍵詞: 轉向橋；定位參數(shù)；轉向節(jié)；前軸；主銷 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） I The design of the truck steering axle Abstract This design is Steering Axle for heavy trucks. The design is need to adapt to different road and under different speeds, so the stability of front axle higher requirements. In car design, manufacture, and should be based on both have enough carrying capacity, and can achieve durable economic thoughts options, in order to reduce the production cost, and meets the requirements in the structure of situations should as far as possible simple. By design: (1) To ensure adequate strength: in order to ensure affordable and reliable force between wheel and frame. By design: (1) To ensure adequate strength: in order to ensure affordable and reliable force between wheel and frame. (2) Ensure adequate rigidity: in order to change the wheel alignment parameters. (3)To ensure the correct positioning of steering wheel angle: to make the steering wheel movement and stability, manipulating light and reduce tire wear. (4) The steering axle of quality should be as small as possible: to reduce the non-sprung mass, improve vehicle ride comfort. Works by analyzing the design of steering knuckle, front axle, kingpin and other parts of the size, so that the strength of the various components to meet the check, and use other mapping software caxa assembly drawing and parts are drawing. Key words: steering axle; positional parameters; knuckle; front axle；kingpin 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 目錄 前 言 .1 1.汽車轉向橋的概況 .2 1.1 汽車轉向橋目前狀況 .2 1.1.1 汽車前橋的分類 .2 1.1.2 前橋各參數(shù)對汽車穩(wěn)定性的作用與影響 .2 1.2 從動橋的結構形式 .5 1.2.1 從動橋總體結構 .5 1.2.2 載重汽車從動橋 .6 1.2.3 載重汽車從動橋 .7 1.2.4 設計意義 .7 2.轉向橋的設計結構參數(shù) .8 2.1 結構參數(shù)選擇 .8 2.2 從動橋總體結構選擇 .8 2.3 確定前橋具體結構型式 .8 3.前軸設計 .9 3.1 前軸強度計算 .9 3.1.1 前軸受力分析簡圖 .9 3.1.2 前軸載荷的計算（分三種工況分析 ） .10 3.2 前軸彎矩及扭矩計算 .11 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1 3.2.1 前軸斷面分析圖 .11 3.2.2 各個斷面彎扭矩計算（分三種工況分析） .12 3.3 斷面系數(shù)計算 .13 3.4 應力計算 .19 3.5 前軸材料的許用應力 .20 4.轉向節(jié)設計 .21 4.1 截面系數(shù)計算 .21 4.2 彎矩計算 .21 4.3 應力計算 .22 4.4 轉向節(jié)的材料、許用應力及強度校核 .22 5.主銷設計 .23 5.1 主銷受力計算參數(shù) .23 5.2 計算載荷 .23 5.3 彎矩計算 .25 5.4 抗彎斷面系數(shù)、剪切面積和主銷襯套擠壓面積的計算 .25 5.5 應力計算 .26 5.6 主銷材料及許用應力 .27 6.轉向傳動機構設計 .28 6.1 轉向傳動機構強度計算 .28 6.1.1 球頭銷 .29 6.1.2 轉向拉桿 .29 2 6.1.3 轉向搖臂 .29 6.2 桿件設計結果 .30 7.經濟技術分析 .31 7.1 我國汽車車橋行業(yè)發(fā)展歷程 .31 7.2 國內汽車車橋產量和市場容量分析 .31 7.3 汽車車橋業(yè)發(fā)展特征及問題透視 .31 7.4 車橋產品結構解析轉向橋經濟性分析 .31 7.5 提高轉向橋經濟性 .32 8.結 論 .33 致 謝 .34 參 考 文 獻 .35 附 錄 .36 0 前 言 隨著我國交通運輸事業(yè)的迅速發(fā)展，汽車運輸?shù)某休d重量和運行速度都在不斷增加， 于是人們對汽車的安全運行也越來越重視，所以對汽車車橋的設計也提出了更高的要求。 前橋通過懸架與車架相連，兩端安裝車輪，其功用是傳遞車架與車輪之間各方向的作用 力及其力矩，因前輪受到垂直力和垂直反力及由其形成的彎矩；水平方向的道路阻力和 側向制動力以及其形成的水平方向的彎矩；由制動力引起的轉矩等各種力均需經過前橋 前梁傳遞給懸架，然后再傳遞給車架，故對前橋前梁有以下的要求：必須有足夠的強度 和剛度，保證可靠的承受和傳遞車輪與車架間的最大作用力。應使轉向節(jié)與主銷和前梁 間的摩擦力盡可能小。應保證車輪正確的定位角和合適的轉向角；從而保證汽車的行駛 穩(wěn)定性和操縱輕便性，減輕輪胎磨耗，以延長前橋的使用壽命。本次設計針對前橋的使 用功能方面進行了設計，本著盡量減少車身重量的目的進行設計，隨著我國汽車行業(yè)的 飛速發(fā)展，轉向橋的制作及設計技術在不久的將來會全面發(fā)展，逐漸趕超歐美、日本等 先進汽車生產國。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 1 1.汽車轉向橋的概況 1.1 汽車轉向橋目前狀況 1.1.1 汽車前橋的分類 從動橋即非驅動橋，又稱從動車橋。它通過懸架與車架(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。 從動橋還要承受和傳遞制動力矩。 根據(jù)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(jù)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(lián)。斷開式從動橋與獨立懸架相匹配。 非斷開式轉向從動橋主要由前梁、轉向節(jié)及轉向主銷組成。轉向節(jié)利用主銷與前梁 鉸接并經一對輪轂軸承支承著車輪的輪轂，以達到車輪轉向的目的。在左轉向節(jié)的上耳 處安裝著轉向節(jié)臂，后者與轉向直拉桿相連；而在轉向節(jié)的下耳處則裝著與轉向橫拉桿 相連接的轉向梯形臂。有的將轉向節(jié)臂與梯形臂連成一體并安裝在轉向節(jié)的下耳處以簡 化結構。轉向節(jié)的銷孔內壓入帶有潤滑油槽的青銅襯套以減小磨損。為使轉向輕便，在 轉向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有調整墊片以調整其間隙。帶有螺紋的楔形鎖銷將主銷固 定在前梁拳部的孔內，使之不能轉動。 1.1.2前橋各參數(shù)對汽車穩(wěn)定性的作用與影響 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 角， 稱為主銷內傾角。 2 圖 1-1 主銷內傾角 Figure 1-1 Kingpin Inclination 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 ；85 主銷偏移距一股為 3040mm。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。 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，3 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。舉一個生活中的例子： 我們在騎自行車拐彎的時候，會自然地將車子向所轉的方向傾斜，讓車輪與地面有一個 夾角，學過物理的人知道，這樣做是為了產生足夠的向心力。汽車也是一樣，右側車輪 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 3 在右轉彎的時候在主銷內傾角和后傾角的共同作用下會向右側傾倒，而左側車輪雖也有 主銷內傾角，卻不會向左側傾倒，因為還有主銷后傾角，把它又拉了回來，甚至也能向 右微微傾斜。不僅如此，兩側車輪的轉動還使右側車身降低，左側車身抬高，整個車身 也向右傾斜，于是產生了足夠的向心力。 圖 1-2 車輪外傾角和主銷后傾角 Figure 1-2 camber and caster angle 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5.101 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。 4 圖 1-3 前束 Figure 1-3 toe 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 35mm，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(35km/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。 1.2 從動橋的結構形式 1.2.1 從動橋總體結構 各種車型的非斷開式轉向從動橋的結構型式基本相同。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 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 5 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(lián)接的向下彎曲部分 則采用兩種斷面逐漸過渡的形狀。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬文承 面。有的汽車的轉向從動橋的前梁采用組合式結構，即由其采用無縫鋼管的中間部分與 采用模鍛成形的兩端拳形部分組焊而成。這種組合式前梁適于批量不太大的生產并可省 去大型緞造設備。轉向節(jié)多用中碳合金鋼模級成整體式結構。有些大型汽車的轉向節(jié)， 由于其尺寸過大，也有采用組焊式結構的，即其輪軸部分是經壓配并焊接上去的。 主銷的幾種結構型式如下圖所示，其中比較常用的是(a)，(b)兩種。 （a） (b) (c) (d) 圖 1-4 主銷結構形式 FIG. 1-1 the kingpin structure (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 (a)Cylindrical solid model (b) cylindrical hollow (c) Ranging in diameter from top to bottom-side columns, the middle of the cone of the main sales (d) lower than the upper part of thin cylindrical kingpin 轉向節(jié)推力軸承承受作用于汽車前梁上的重力，為減小摩擦使轉向輕便可采用滾動 軸承，例如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承或圓錐波子軸承等。也有采用青銅止推墊片 的。主銷上、下軸承承受較大的徑向力，多采用滑動軸承，也有采用滾針軸承的結構。 后者的效率高，轉向阻力小，且可延長使用壽命。 1.2.2 載重汽車從動橋 本設計為載重汽車的轉向前橋，因此應該本著既能有足夠的承載能力，又能實現(xiàn)耐 用經濟的思想進行方案的選擇，為了降低生產成本，又在結構上滿足要求的情況下應盡 量簡單。 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 6 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。與斷開式前橋相比它的結構簡單，經濟性高，強度大、安裝維修方便的優(yōu)點， 這種形式在現(xiàn)在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。 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。前梁采用中間部分為整體鍛件與兩端拳部組焊的形式。主銷采用結構簡單的 實心的圓柱形如上圖 a 所示。 另外為了保證汽車轉彎行駛時所有車輪能繞一個轉向瞬時轉向中心，在不同的圓周上 作無滑動的純滾動，本次設計有進行了轉向梯形的優(yōu)化設計。本方案轉向梯形布置在前 軸之后，進行梯形的最佳參數(shù)和強度計算。 目前國內載重汽車前橋一般可以承受10噸左右的載重量，并且大部分都是采用非斷 開式轉向橋。像早期東風汽車公司生產的EQ1090E型載重貨車，它采用的是鋼材鍛造的并 且斷面為工字型的前梁，采用非斷開式結構。前梁的拳形部分通過主銷相連轉向節(jié)，轉 向節(jié)通過軸承與輪轂相連。這種方式連接穩(wěn)定、可靠，可以完成車輪的靈活轉向。 1.2.3 載重汽車從動橋 本文首先確定主要部件的結構型式和主要設計參數(shù)，然后參考類似轉向橋的結構， 確定出總體設計方案，最后對前梁、主銷、主銷上下軸承、轉向橋、調整墊片，轉向節(jié) 推力軸承等及輪轂等零件的尺寸進行設計，對強度進行校核以及對主要軸承進行了壽命 校核。對前橋進行力學模型的建立，將物理力學模型轉化成數(shù)學模型（數(shù)學公式） 。 2.主要解決的問題： 對以往同類的轉向橋的資料進行總結分析，得到一些新的觀點及思路，針對載重車轉向 橋的主要功用即對車身的支持作用、靈活轉向的作用。通過設計使前橋更可靠、更靈活 1.2.4設計意義： 采用傳統(tǒng)方法對載重汽車轉向橋進行結構尺寸設計，使轉向橋滿足如下的設計要求： （1）保證有足夠的強度：以保證可靠的承受車輪與車架之間的作用力。 （2）保證有足夠的剛度：以使車輪定位參數(shù)不變。 （3）保證轉向輪正確的定位角度：使轉向輪運動穩(wěn)定，操縱輕便并減輕輪胎磨損。 （4）從動橋的質量應盡可能小：以減少非簧上質量，提高汽車行駛平順性。 合理優(yōu)化前梁、轉向節(jié)、等零部件的結構，使各個部分零件能夠合理的配合，以適應復 雜路況。盡可能降低整個橋身的質量，從而減輕車的重量。并且對車輪輪轂進行配合設 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 7 計，使其與轉向橋合理配合達到靈活轉向的目的 2.轉向橋的設計結構參數(shù) 2.1 結構參數(shù)選擇 轉向橋設計參數(shù)參照東風 EQ140 型號汽車前橋數(shù)據(jù)獲得，如表 2-1 所示 表 2-1 汽車總 質量 Ga（ N） 前軸軸載 質量 G1（ N） 汽車質心至前 軸中心線距離 L1（ mm） 汽車質心至后 軸中心線距離 L2(mm) 軸距 L（ mm） 汽車質心 高度 hg(mm) 前鋼板彈 簧座中心 距 B(mm) 42140 23128 2200 1270 3900 1100 850 主銷中 心距 B(mm) 前輪距 B1(mm) 車輪滾動半徑 rr(mm) 主銷內傾角 主銷后 傾角 前輪外傾 角 a 前輪前束 1670 1800 490 6 2 1 24 2.2 從動橋總體結構選擇 本前橋采用非斷開式轉向從動橋 2.3 確定前橋具體結構型式 （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 （7）前輪定位角選擇見表 1 8 3.前軸設計 3.1 前軸強度計算 3.1.1前軸受力分析簡圖 如圖 3-1 所示： 圖 3-1 轉向從動橋在制動和側滑工況下的受力分析簡圖 Figure 3-1 Bridge in the braking and steering yaw driven condition of the force analysis diagram 1制動工況下的彎矩圖和轉矩圖； 2側滑工況下的彎矩圖 1 - braking and torque diagram of bending moment diagram 2 - yaw moment map condition 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 9 3.1.2前軸載荷的計算（分三種工況分析） 一、緊急制動 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 取路面附著系數(shù) =0.7 制動時前軸軸載質量重新分配分配系數(shù) m1= = =1.655 （3-1）12Lhg75.0 垂直反作用力：Z1l= Z 1r= =19138.2N21Gm3865. 橫向反作用力：X1l=X 1r= =13396.89N （3-2）1 二、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=G1，為保證不橫向翻車，須使 V 滑V 翻 ，則有： ，所以gRVG 21 hgRB21 ，得到 =0.822，取 =0.7hB21.28 （2）對車輪接地點取矩 垂直反作用力： Z = =21402.9N)1(1BgGl )8.170(238 Z =1725N （3-3）)(21hl 橫向反作用力 Y1l =14982.03N )1(1BgG Y1r =1207.5 （3-4）21h 10 三、越過不平路面 汽國越過不平路面時，因路面不平引起垂直動載荷，至使垂直反作用力達到最大值 取動載荷系數(shù)因為是載貨汽車所以 =2.5 N （3-5）2891035.211 GZrl 載荷計算結果列表，如下表 3-2： 表 3-2 單位 N Z1 19138.42 緊急制動 X1 13396.89 Z1l 21402.9 Z1r 1725 Y1l 14982 側滑 Y1r 1207.5 越過不平路面 Z1 28910 3.2 前軸彎矩及扭矩計算 3.2.1前軸斷面分析圖 由于前軸為不規(guī)則工字型鋼鍛鑄形成，因此前軸的受力點是變化的，必須取點分段 進行設計與力的校核。 選擇下述三個部位計算分析其斷面的彎矩、扭矩 如下圖 3-2 所示 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 11 圖 3-2 三個不同的斷面部位計算分析其斷面的彎矩、扭矩 Figure 3-2 Calculation of three different sections of the cross section area moment, torque A 斷面位于鋼板彈簧座內側，屬于前軸中部最弱部位。此斷面內彎矩最大（鋼板彈簧 座可視為梁的固定端） ，故兩鋼板彈簧之間這段梁可不考慮受扭） B 斷面處的彎矩，扭矩均較大 C 斷面位于梁端，此斷面內扭矩最大，而彎矩最小 各斷面的計算參數(shù)如下表 3-3 表 3-3 參數(shù) A B C 斷面長度 L 424 325 187 斷面高度 h 136 128 0 3.2.2各個斷面彎扭矩計算（分三種工況分析） 一、緊急制動 垂直面內彎矩 1MiZL 水平面內彎矩 （3-6）Xi 上式中 Li 對應與 A、B、C 斷面分別帶入 La、Lb、Lc、 12 鋼板彈簧外側扭矩 （3-7）1riMnXh 上式中 hi 對應與 A、B、C 斷面分別帶入 ha、hb、 hc。 二、側滑 左側各斷面垂直面內彎矩 （3-11ri(ZY)(h) 8） 上式中 Li,hi 帶入值與緊急制動時一致 三、越過不平路面 垂直面內彎矩 （3-9）1iMZL 式中 Li 帶入與上面計算中一致 彎扭矩計算結果如下表 3-4 所示： 表 3-4 （單位：N） 結果 工況 A B CM 8114960.08 6219928 3578884.54 5680281.36 4353989.25 2505218.43 緊急制動 Mn 4742499.06 4849674.18 6028600.5 側滑 2272998.6 1682275.8 -2889405 越不平路 M12225784 9395750 5406170 3.3 斷面系數(shù)計算 AA 工字形斷面前軸 斷面簡圖 本汽車前軸簡化為換算斷面形狀后如圖 3 所示 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 13 圖 3-3 前軸簡化后 c 斷面計算圖 Figure 3-3 Front axle simplified calculation chart c section 如圖計算斷面系數(shù) 一、求 A 斷面 如圖 3 所示 1）垂直面內抗彎斷面系數(shù) =46584.9N.mm （3-10）683276 31HhbBWI 2）水平面內抗彎斷面系數(shù) （3- 11） 二、B 斷面 換算斷面簡圖如圖 4 mNBtht .386296731426331 14 圖 3-4 前軸 B 斷面計算簡圖 Figure 3-4 Front axle cross section diagram calculation 1）垂直面內抗彎斷面系數(shù) B 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：Fiy1 = （3-12）hBbttHtBt )()2/(*2/1(2/*111 =37.2 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 15 22 hyt9.8145 （3- 12 .6 13） 該斷面對形心軸的慣性矩： （3- 14） 2）上翼面的抗彎斷面系數(shù)： （3-15）3 14.95627.8myJWxc上 3）下翼面的抗彎斷面系數(shù)： （3- 16） 4）水平面內抗彎斷面系數(shù)： （3-17 ） 432131317.842)(mhbyhByJxc .376yH 12 326.1879.4myJWxc下 3321.2865)(mhtbtBW 16 5）抗扭斷面系數(shù) 由經驗公式得 （3- 18） 三、C 斷面 C 斷面計算簡圖如圖 3 33323 214.87487)(9.1)(1. )()(48760923.41)3487(.12476)(6. 1.73)247(.mbBChHWntbBbBhHCB 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 17 如圖 3-5 前軸 C 斷面計算簡圖 Figure 3-5 front axle diagram of a cross section calculation 1）垂直面內，水平面內抗彎斷面系數(shù)： （3-19） 2）抗扭斷面系數(shù)： （3-20） 各斷面尺寸參數(shù)見表 3-5： 表 3-5 單位： mm A-A B-B C-C B 76 96 B1 60 501t 12.5 12.5 b 76 58 431 60 162t 12.5 12.5 t 12 42 h 36 43 H 61 68 52 斷面系數(shù)計算結果列表見表 3-6 表 3-6 單位： 3m A-A B-B C-CW 46584.9 40327.2 19378.7 3224 7.1604536.98mHbW 3334 4.209146. mbW 18 W28629.33 32865.3 16024.7n 83778.4 20910.34 3.4 應力計算 一、汽車緊急制動時 垂直面內彎曲應力 （3-21）WM 水平面內彎曲應力 （3-22） 合成應力 （3-23）合 計算扭轉應力： 在矩形長邊中點上的扭轉應力 （3-24）nWMmax 在矩形短邊中點上的扭轉應力 （3-25）ax 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： （3- 23合d 26） 二、汽車側滑時 垂直面彎曲應力 WM 三、汽車越過不平路面時 垂直面彎曲應力 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 19 應力值計算結果如表 3-7 所示： 表 3-7 單位： 28/10mN A-A B-B C-C 174.19 154.2 120.379 198.4 132.47 101.89max 57.88 251.40緊急制動 d 372.59 373.49 496.14 側 滑 48.79 41.7 -106.81 越不平路 262.4 232.98 184.50 3.5 前軸材料的許用應力 一、材料：30Cr 調質硬度 ： HB241281 ：800937)/(2mNb 二、許用應力： bs)7.06(合 ss7.0 20 4.轉向節(jié)設計 圖 4-1：轉向節(jié)、主銷、及轉向節(jié)襯套的受力計算用圖 Figure 4-1: knuckles, kingpins, and the steering knuckle bushing diagram for calculating the force 計算所需作用力 、 、 按表 1-1 取值1ZX1Y 4.1 截面系數(shù)計算 取輪轂內軸承根部處指軸為計算斷面 （4-64.891325dW 1） 4.2 彎矩計算 一、緊急制動時 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 21 （4-2.85301287.169022121 XZCM制 2） 二、側滑時 （4-60.5834809.12560.9371rY制 3） 三、超越不平路面時 （4-5187207.5981CZM制 4） 4、計算用參數(shù) d1=50 ， c=50 ，d=55，h=36 4.3 應力計算 一、緊急制動時 （4-3.9264.8150WM制 5） 二、側滑時 （4-85.0264.89157側 6） 三、越不平路面時 （4-951.764.85WM越 7） 彎矩、應力計算結果列表見表 4-1 表 4-1 功 況 M 緊急制動 825303.22 155.8 側 滑 -5658732.69 -602.85 超越不平路 518175 57.951 22 4.4 轉向節(jié)的材料、許用應力及強度校核 轉向節(jié)材料選用 ：40Gr 許用應力 查 YB6-71： s 2/980mNb )75.6.(bS 5.主銷設計 主銷作用力計算簡圖如圖 6 如圖 5-1 主銷作用力計算簡圖 Figure 5-1 diagrams the main sales force calculation 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 23 5.1 主銷受力計算參數(shù) 主銷計算參數(shù)如下表 5-1 所示： 表 5-1 單位：mm 參數(shù)車行 a b c e f l 1ln rD h H 參考參數(shù) 67 70 20 500 360 21B 155 21 B 490 30 38 45 5.2 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。 一、 、 、 按表 1 取值1ZXY 二、汽車緊急制動時 力 在主銷的支承反力 和 。1Z1S （5-NbalZ27.90876542.1938 1） 主銷受到 和 u 的作用，力 u 由下式求得：1X （5-56.27189.361lX 2） 力 在主銷的兩個支承上反作用力 和1XS （5-NbaX12.4586701396.812 3）S .12 力 u 在主銷的兩個支承上反作用力 和3S 24 （5-4）NbaS9.25801376.52 .3 由制動力矩 的作用，在主銷的 兩個支撐上產生反作用力 和rX1 4SNbarXS 8.791538.9614 作用在主銷下端的 合力（圖 14） （5-5）NS8.5701 )18.45.5786()3.2964( 22241 （5-6） 三、汽車側滑時 左主銷上支承的 反作用力 （5-7） 左主銷下支承的 反作用力 （5-8） 右主銷上支承的 反作用力 （5-9）NbalZfYSrr 4.39113765205.21 上 右主銷下支承的 反作用力 （5-lerr 6.52.1下 10） 四、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 。 （5-11）1S NbaZfYSll2914137659.2406981上balZeYSl 17.45213769.2054981 下 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 25 NbalZS4.13765289011 5.3 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） 一、汽車緊急制動時 =2116671.44N.mm （5-12）hSM 二、汽車側滑時 =1691918.46N.mm （5-13）下 三、汽車越過不平路面時 =521223.2N.mm （5-14）hS1 5.4 抗彎斷面系數(shù)、剪切面積和主銷襯套擠壓面積的計算 一、主銷抗彎斷面系數(shù) =2646.47mm3 （5-15）)1(324DdW 二、主銷剪切面積 =678.58mm2 （5-16）)(2dF 三、主銷襯套擠壓面積 =1350mm2 （5-17）HD D:主銷外徑，d：主銷內徑 5.5 應力計算 一、 分別計算個工況下的彎曲應力、剪切應力、擠壓應力見表 5-2。 表 5-2 彎曲應力 剪切應力 擠壓應力 緊急制動時 W MFSFSc 26 側滑時 WMF S下FSc下 越過不平路面時 1c1 公式編號 67 68 69 二、載荷、彎矩、應力計算結果列表見表 5-3： 表 5-3 主銷受力單位：N M 單位： 其余量單位： 2m2/mN 主銷受力 M c 緊急制動 S55701.88 2116671.44 788.9 69.5 40.920上 29214 側滑 下 44524.17 1691918.46 越過不平路面 1S13716.4 521223.2 434.3 22.61 13.32 5.6 主銷材料及許用應力 主銷材料采用 20CrNi 許用應力 2/83mN2/.83049c 按力 作靜載荷計算時，21GX2/15mNc 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 27 6.轉向傳動機構設計 6.1 轉向傳動機構強度計算 轉向傳動機構是由轉向搖臂至左、右轉向車輪之間用來傳遞力及運動的轉向桿、臂 系統(tǒng)，其任務是將轉向器輸出端的轉向搖臂的擺動轉變?yōu)樽蟆⒂肄D向車輪繞其轉向主銷 的偏轉，并使它們偏轉到繞同一瞬時轉向中心的不同軌跡圓上，實現(xiàn)車輪無滑動地滾動 轉向。為了使左、右轉向車輪偏轉角之間的關系能滿足這一汽車轉向運動學的要求，則 要由轉向傳動機構中的轉向梯形機構的精確設計來保證。采用最優(yōu)化設計方法優(yōu)選轉向 梯形結構參數(shù)則可得到最佳設計效果。 在非獨立懸架汽車的轉向系中，轉向傳動機構由轉向搖臂、轉向直拉桿、轉向節(jié)臂、 兩個相同的轉向梯形臂和轉向橫拉桿組成。后者與左、右轉向梯形臂又組成轉向梯形機 28 構。轉向器在汽車上應這樣安置：首先應使轉向搖臂下端與縱拉桿鉸接的球頭中心在轉 向過程中是在平行于汽車縱向平面的平面內移動；其次，為了使轉向縱拉桿與縱置鋼板 彈簧協(xié)調運動以避免轉向車輪的擺振，轉向搖臂下端的球頭中心應盡量與轉向節(jié)臂與縱 拉桿鉸接球頭中心：的擺動中心重合。 轉向搖臂、轉向節(jié)臂和梯形臂由中碳鋼或中碳合金鋼如 35Cr，40，40Cr 和 40CrNi 用模鍛加工制成。多采用沿其長度變化尺寸的橢圓形截面以合理地利用材料和提高其強 度與剛度。轉向搖臂與轉向搖臂軸用三角花鍵聯(lián)接，且花鍵軸與花鍵孔具有一定的錐度 以得到無隙配合，裝配時花鍵軸與孔應按標記對中以保證轉向搖臂的正確安裝位置。轉 向搖臂的長度與轉向傳動機構的布置及傳動比等因素有關，一般在初選時對小型汽車可 取 100150mm；中型汽車可取 150200mm；大型汽車可取 300400mm。 轉向傳動機構的桿件應選用剛性好、質量小的 20、30 或 35 號鋼的無縫鋼管制造， 其沿長度方向的外形可根據(jù)總布置的需要確定。 轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接。球形鉸接的主要特點是能夠消除由于鉸接 處的表面磨損而產生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復雜的相對運動。在現(xiàn)代球形鉸接的 結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。整體式轉向橫拉桿兩端和分段式橫拉桿左右邊桿 外端的球形鉸接應作為單獨組件，組裝好后以其殼體上的螺紋旋到桿的端部，以使桿長 可調以便用于調節(jié)前束。其他桿端的球形鉸接，其外殼應與桿件制成一整體。球頭與襯 墊需潤滑，并應采用有效結構措施保持住潤滑材料及防止灰塵污物進入。 6.1.1球頭銷 球頭銷常由于球面部分磨損而損壞，為此用下式驗算接觸應力 j （6-AFj 1） 式中，F(xiàn) 為作用在球頭上的力；A 為在通過球心垂直于 F 力方向的平面內，球面承載 部分的投影面積。 許用接觸應力為 2530 。j2/mN 設計初期，球頭直徑 d 可根據(jù)表 6-1 中推薦的數(shù)據(jù)進行選擇。 表 6-1 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 29 球頭直徑mm 轉向輪負荷N 球頭直徑mm 轉向輪負荷N 20 22 25 27 30 到 6000 6000-9000 9000-12500 12500-16000 16000-24000 35 40 45 50 24000-34000 34000-49000 49000-70000 70000100000 球頭銷用合金結構鋼 12CrNiB、15CrMo、20CrNi 或液體碳氮共滲鋼 35Cr、35CrNi 制 造。 6.1.2轉向拉桿 拉桿應有較小的質量和足夠的剛度。拉桿的形狀應符合布置要求，有時不得不做成 彎的，這就減小了縱向剛度。拉桿應用材料力學中有關壓桿穩(wěn)定性計算公式進行驗 算。穩(wěn)定性安全系數(shù)不小于 1.52.5。拉桿用 20、30 或 40 鋼無縫鋼管制成。 因此設計的拉桿 6.1.3轉向搖臂 在球頭銷上作用的力 F，對轉向搖臂構成彎曲和扭轉力矩的聯(lián)合作用。危險斷面在搖 臂根部，應按第三強度理論驗算其強度 （6-2）224nwWeFd 式中， 、 為危險斷面的抗彎截面系數(shù)和抗扭轉截面系數(shù)；尺寸 d、e 見圖 7-Wn 35。 要求 T 式中， 為材料的屈服點； n 為安全系數(shù)，取 n=1.72.4。 轉向搖臂與轉向搖臂軸經花鍵連接，因此要求驗算花鍵的擠壓應力和切應力。 6.2 桿件設計結果 設計計算結果如表 6-2 所示 表 6-2 30 設計零件 長度 轉向搖臂/mm 130 轉向節(jié)臂/mm 130 轉向梯形臂/mm 200 轉向橫拉桿/mm 1414 7.經濟技術分析 7.1 我國汽車車橋行業(yè)發(fā)展歷程 我國汽車車橋行業(yè)發(fā)展迅速，經過幾十年的時間，已經形成了一定的市場規(guī)模，雖然目 前我國汽車力橋行業(yè)與國外先進技術相比還有所差別，但是相信隨著社會的不斷發(fā)展， 我國汽車車橋行業(yè)將會有更大的進步。 7.2 國內汽車車橋產量和市場容量分析 2003 年我國車橋產量達到800 萬只，2004 年我國車橋產量超過1000 萬只，達到1080 萬只，2005 年我國車橋產量達到1800 萬只，市場容量達到2000 萬只左右。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 31 7.3 汽車車橋業(yè)發(fā)展特征及問題透視 我國汽車車橋業(yè)發(fā)展迅速，市場規(guī)模也在逐漸增長，在發(fā)展的同時也存在一定的問題， 如技術、質量、外觀、功能等眾多問題，與國際產品相比，都有一定的差距，市場競爭 激烈，要想在競爭的市場當中占有一席之地，我國車橋生產企業(yè)產品還需要進一步改善。 7.4 車橋產品結構解析轉向橋經濟性分析 行駛系分為四大主要部分：車橋、車輪、車架和懸架。車橋(也稱車軸)通過懸架和 車架(或承載式車身)相連，兩端安裝汽車車輪。其功能是傳遞車架(或承載式車身)與車 輪之間各方向作用力。 車橋可以是整體式的，有如一個巨大的杠鈴，兩端通過懸架系統(tǒng)支撐著車身，因此 整體式車橋通常與非獨立懸架配合；車橋也可以是斷開式的，象兩把雨傘插在車身兩側， 再各自通過懸架系統(tǒng)支撐車身，所以斷開式車橋與獨立懸架配用。 根據(jù)驅動方式的不同，車橋也分成轉向橋、驅動橋、轉向驅動橋和支持橋四種。其 中轉向橋和支持橋都屬于從動橋。大多數(shù)汽車采用前置后驅動(FR)，因此前橋作為轉向 橋，后橋作為驅動橋；而前置前驅動(FF)汽車則前橋成為轉向驅動橋，后橋充當支持橋。 轉向橋的結構基本相同，由兩個轉向節(jié)和一根橫梁組成。如果把橫梁比做身體，轉向節(jié) 就是他左右搖晃的腦袋，脖子就是我們常說的主銷，車輪就裝在轉向節(jié)上，仿佛腦袋上 帶了個草帽。不過，行駛的時候草帽轉，腦袋卻不轉，中間用軸承分隔開，腦袋只管左 右晃動。 汽車轉向橋是汽車主要的部件之一，它包括承載車身負荷及完成靈活轉向的目的。本次 設計主要完成以下任務： （1）保證有足夠的強度：以保證可靠的承受車輪與車架之間的作用力。 （2）保證有足夠的剛度：以使車輪定位參數(shù)不變。 （3）保證轉向輪正確的定位角度：使轉向輪運動穩(wěn)定，操縱輕便并減輕輪胎磨損。 （4）從動橋的質量應盡可能?。阂詼p少非簧上質量，提高汽車行駛平順性。 合理優(yōu)化前梁、轉向節(jié)、等零部件的結構，使各個部分零件能夠合理的配合，以適 應復雜路況。盡可能降低整個橋身的質量，從而減輕車的重量。并且對車輪輪轂進行配 32 合設計，使其與轉向橋合理配合達到靈活轉向的目的 7.5 提高轉向橋經濟性 1.優(yōu)化零件設計。對轉向節(jié)、主銷、前軸的設計要合理，進行充分的受力分析，在保證 滿足載荷需求的前提下，盡量減小各個零件的尺寸。 2.使用合適的材料。材料的選擇要根據(jù)受力、零件的接觸方式、及各個零件的配合運動 關系進行選擇，本著低成本，高性能的要求進行選擇。建議選擇高強度合金鋼，如 20CrNi 等材料。 本次設計根據(jù)以上兩個方法，對轉向橋的各個零件進行了合理的設計，并且選擇了較為 合適的材料，這樣就大大的提高了轉向橋的經濟性。 8.結 論 本設計參考汽車的轉向從動橋的兩種形式既斷開與非斷開式而確定載重汽車轉向從 動橋的方案:主銷采用實心圓柱形,前軸為工字鋼的組焊形式。 并對其內部參數(shù)進行設計 計算和對主銷、前軸、轉向節(jié)等零件強度進行計算，并最終設計出一個經濟耐用且能夠 與轉向節(jié)和主銷配合緊密，可以在正常環(huán)境下工作的系統(tǒng)。 車輛在制動和側滑情況下,出現(xiàn)重量前移的現(xiàn)象,此時轉向從動橋受力最大。因此本 次設計在制動和側滑兩中工況下對前軸,轉向節(jié)主銷,轉向節(jié)襯套,轉向推力軸承進行應力 校核。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 33 前軸校核:前兩鋼板彈簧座附近斷面處的應力最大,在此處校核其彎曲應力和扭轉應 力的大小。主銷:在汽車制動時它的最大載荷發(fā)生在下轉向節(jié)襯套的中點,對其進行校核。 轉向節(jié)襯套進行擠壓應力校核。推力軸承進行最大當量載荷校核。 致 謝 此次畢業(yè)設計經過十幾周的努力已經結束了，在這十幾周的時間里我已經按照預期 的目的設計好了前期老師所給定的題目，已經基本完成了老師所布置的任務。由于水平 有限，缺乏實際經驗，本設計還有很多不足之處。本設計是在指導老師的積極鼓勵和精 心指導下完成的。指導老師豐富的理論知識、實踐經驗和嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度使我在專業(yè)知 識方面受益。在此要非常感謝指導老師長時間的幫助與指導。 我要感謝幫助所有汽車工程系的老師，你們豐富的理論知識、實踐經驗和嚴謹?shù)闹?學態(tài)度使我在專業(yè)知識方面受益匪淺，你們無微不至的關懷對我論文的完成起到了極大 34 的幫助作用。 在這里，我要特別感謝在設計中給予我大力支持的所有老師，他們淵博的專業(yè)知識， 精益求精的工作作風，嚴以律己、寬以待人的崇高風范，將一直是我工作、學習中的榜 樣。本設計過程中遇到了很多困難，老師們的辛勤指導對本論文的完成起到了至關重要 的作用。在我做畢業(yè)設計的每個階段，從開始的查閱資料，到設計草案的確定和修改， 中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較 為復雜煩瑣，但是指導教師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。在本畢業(yè)設計的過程中，我 向老師學習到的不僅僅是專業(yè)知識，面對困難時的堅韌性格，更學到了如何做人。“欲 做事，先做人”將在我今后的學習和工作中成為我做人的準則，成為我人生路上的寶貴 財富。 能夠順利的完成畢業(yè)設計，在此對各位老師和同學以及在設計期間，曾經對我的畢 業(yè)設計給予幫助的領導、老師、同學表示最誠摯的謝意！ 最后，我要向在百忙之中抽時間對本文進行審閱、評議和參加本人論文答辯的各位老 師再次表示感謝！ 參 考 文 獻 1.劉惟信.汽車設計 M. 清華大學出版社,2001.7 2.邱宜懷.機械設計手冊 M. 機械工業(yè)出版社,1997. 3.劉惟信.汽車車橋設計 M. 清華大學出版社,2004.4 4.王望予.汽車設計 M. 機械工業(yè)出版社,2004.8 5.陳家瑞.汽車構造 M. 機械工業(yè)出版社,2006.1 6.單輝祖.材料力學教程 M.高等教育出版社，2004.1 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 35 7.汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊M.北京理工大學出版社，2001.12 8.鄭泉等.汽車前橋力學分析與軟件開發(fā) J.拖拉機與農用運輸車,2008，35（4）:46 9.韓正銅等.機械精度設計與檢測 M. 中國礦業(yè)大學出版社,2007.8 10.余志生.汽車理論 M.高等教育出版社，2004.1