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本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計
EQ1040前橋與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計
系部名稱：
專業(yè)班級：
學(xué)生姓名：
指導(dǎo)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(chǎn)銷量躍居世界第一。與此同時，中國卡車行業(yè)的年產(chǎn)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(jù)最新數(shù)據(jù)顯示，2010年1-5月中國卡車行業(yè)生產(chǎn)整車近125萬輛，同比增幅超過30%，盡管我國經(jīng)濟遭受金融危機的巨大沖擊，但隨著國家4萬億元擴大內(nèi)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(chǔ)建設(shè)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(guān)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(diào)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(shè)、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(jīng)濟建設(shè)的卡車產(chǎn)業(yè)帶來新的發(fā)展機遇
關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向橋；轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器的概述………………………………………………………………5
1.3 研究內(nèi)容……………………………………………………………………………6
第2章 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計………………………………………………………5
2.1轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式選擇………………………………………………………………7
2.2轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)設(shè)計……………………………………………………………………7
2.3車型的選取與技術(shù)參數(shù)分析………………………………………………………8
2.4轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定……………………………………………………………8
2.5各零件主要結(jié)構(gòu)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(diào)整裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………………………13
2.6本章小結(jié)……………………………………………………………………………13
第3章 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算……………………………………………14
3.1鋼球與滾道間的接觸應(yīng)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(jié)…………………………………………………………………………18
第4章 轉(zhuǎn)向橋設(shè)計……………………………………………………………………19
4.1結(jié)構(gòu)參數(shù)選擇……………………………………………………………………20
4.2轉(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)形式…………………………………………………………………20
4.3選擇前橋結(jié)構(gòu)型式及參數(shù)………………………………………………………20
4.4前輪定位角.......................................................20
4.5本章小結(jié).........................................................20
第5章 轉(zhuǎn)向橋設(shè)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(jié)…………………………………………………………………………30
第6章 轉(zhuǎn)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(yīng)力計算…………………………………………………………………………31
6.4轉(zhuǎn)向節(jié)的材料、許用應(yīng)力及強度校核……………………………………………32
6.5本章小結(jié)…………………………………………………………………………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(yīng)力計算…………………………………………………………………………35
7.5本章小結(jié)…………………………………………………………………………36
結(jié) 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(chǎn)銷量躍居世界第一。與此同時，中國卡車行業(yè)的年產(chǎn)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(jù)最新數(shù)據(jù)顯示，2010年1-5月中國卡車行業(yè)生產(chǎn)整車近125萬輛，同比增幅超過30%。
盡管我國經(jīng)濟遭受金融危機的巨大沖擊，但隨著國家4萬億元擴大內(nèi)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(chǔ)建設(shè)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(guān)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(diào)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(shè)、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(jīng)濟建設(shè)的卡車產(chǎn)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(chǎn)巨頭都瞄準(zhǔn)中國卡車市場“這塊肥肉”，同時國內(nèi)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(shù)要求和安全性也同樣存在這比拼。正所謂：“領(lǐng)導(dǎo)時代，駕馭未來?！币虼?，品質(zhì)與創(chuàng)新是卡車喊個的立足之本。
中國改革開放以來，在農(nóng)村實行家庭聯(lián)產(chǎn)承包責(zé)任制的改革，使農(nóng)村的經(jīng)濟空前的活躍。農(nóng)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(nóng)村經(jīng)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(yīng)運而生。它解決了農(nóng)村運輸?shù)募毙?，填補了村際，鄉(xiāng)際，城鎮(zhèn)及城鄉(xiāng)結(jié)合部運輸網(wǎng)絡(luò)的空白，活躍了農(nóng)村經(jīng)濟，為農(nóng)村富裕勞動力找了一條出路，從而使數(shù)以萬計的農(nóng)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(chǎn)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?yán)帽容^底的生產(chǎn)成本和微利經(jīng)營的生產(chǎn)方式并引進先進的汽車技術(shù)，堅持“三低一高”的特色，注重產(chǎn)品質(zhì)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(nóng)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(shè)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(chǎn)銷量不足萬輛，1992年產(chǎn)銷量達到113萬輛，首次超過當(dāng)年汽車產(chǎn)銷量（106.2萬輛）。1998年小型載貨汽車產(chǎn)銷量達到270萬輛，而同期汽車產(chǎn)銷量為163萬輛。
我們要開發(fā)的小型載貨汽車要采用設(shè)計理念，多進行優(yōu)化設(shè)計，使產(chǎn)品新穎化，品種多樣化以適應(yīng)多種需要。而在小型載貨汽車的設(shè)計中，如何適應(yīng)復(fù)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(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)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(fù)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(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)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(cè)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jīng)常需要改變行駛方向，即所謂轉(zhuǎn)向，這就需有一套能夠按照司機意志行使汽車轉(zhuǎn)向的機構(gòu)，它將司機轉(zhuǎn)動方向盤的動作轉(zhuǎn)變?yōu)檐囕喌钠D(zhuǎn)動作。為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向輕便性及汽車轉(zhuǎn)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(nèi)具有一定的傾角。在縱向平面內(nèi)，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(nèi)，主銷上部向內(nèi)傾斜一個?角，稱為主銷內(nèi)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(dāng)直線行駛的汽車的轉(zhuǎn)向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉(zhuǎn)時，汽車就偏離直線行駛而有所轉(zhuǎn)向，這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側(cè)滑的側(cè)向反力，使車輪產(chǎn)生繞主銷旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(dǎo)致方向盤沉重。后傾角通常在以內(nèi)。現(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(fù)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(nèi)傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉(zhuǎn)向輕便。主銷內(nèi)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(zhuǎn)向時需加在方向盤上的力，使轉(zhuǎn)向輕便，同時也可減小轉(zhuǎn)向輪傳到方向盤上的沖擊力。主銷內(nèi)傾使前輪轉(zhuǎn)向時不僅有繞主銷的轉(zhuǎn)動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當(dāng)松開方向盤時，所儲存的上升位能使轉(zhuǎn)向輪自動回正，保證汽車作直線行駛。內(nèi)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(zhuǎn)向的汽車可選擇較大的主銷內(nèi)傾角及后傾角，以提高其轉(zhuǎn)向車輪的自動回正性能。但內(nèi)傾角也不宜過大，即主銷偏移距不宜過小，否則在轉(zhuǎn)向過程中車輪繞主銷偏轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向變得很沉重。為了克服因左、右前輪制動力不等而導(dǎo)致汽車制動時跑偏，近年來出現(xiàn)主銷偏移距為負(fù)值的汽車。
前輪定位除上述主銷后傾角、主銷內(nèi)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(zhuǎn)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(chǎn)生負(fù)外傾即內(nèi)傾，同時也與拱形路而相適應(yīng)。由于車輪外傾使輪胎接地點向內(nèi)縮，縮小了主銷偏移距，從而使轉(zhuǎn)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(dǎo)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(dāng)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(zhuǎn)向橫拉桿的長度來調(diào)整。設(shè)定前束的名義值時，應(yīng)考慮轉(zhuǎn)向梯形中的彈性和間隙等因素。
在汽車的設(shè)計、制造、裝配調(diào)整和使用中必須注意防止可能引起的轉(zhuǎn)向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)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(nèi)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(zhuǎn)速并不一致，且會在較寬的車速范圍內(nèi)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(dāng)轉(zhuǎn)向車輪及轉(zhuǎn)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(xué)上的干涉等，在車輪轉(zhuǎn)動下都會構(gòu)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(dāng)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(zhuǎn)向輪擺振頻率與車輪轉(zhuǎn)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(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(zhuǎn)向輪的定位角以及陀螺效應(yīng)的強弱等；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。
汽車轉(zhuǎn)向系是保持或者改變汽車行駛方向的機構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛中，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)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(zhuǎn)向系和前橋?qū)ζ囆旭偟牟倏v性、穩(wěn)定性和安全性都具有重要的意義。
1.汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分類與組成機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng):
（1）以駕駛員體力為轉(zhuǎn)向能源，所有傳力件是機械零件。
（2）主要由轉(zhuǎn)向操縱機構(gòu)、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)組成。
2.動力轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向能源。
（2）組成：在機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加轉(zhuǎn)向加力裝置。
1.2循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器概述
轉(zhuǎn)向器是轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)形式[1]。
其中，循環(huán)球——齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器是目前國內(nèi)外汽車上較為流行的一種結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(diào)整裝置調(diào)整。轉(zhuǎn)向螺母外側(cè)的下平面上加工成齒條，與齒扇軸（即搖臂軸）上的齒扇嚙合。可見轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向螺桿時，轉(zhuǎn)向螺母不能轉(zhuǎn)動，只能軸向移動，并驅(qū)使齒扇軸轉(zhuǎn)動。
為了減少轉(zhuǎn)向螺桿和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)面有兩對通孔，可將鋼球從此孔塞入螺旋形通道內(nèi)。兩根U形鋼球?qū)Ч艿膬啥瞬迦肼菽競?cè)面的兩對通孔中。導(dǎo)管內(nèi)也裝滿了鋼球。這樣，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立的封閉的鋼球“流道”。
轉(zhuǎn)向螺桿轉(zhuǎn)動時，通過鋼球?qū)⒘鹘o轉(zhuǎn)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(nèi)滾動，形成“球流”。鋼球在管狀通道內(nèi)繞行一定圈數(shù)后，流出螺母而進入導(dǎo)管的一端，再由導(dǎo)管另一端流回螺旋管狀通道。故在轉(zhuǎn)向器工作時，兩列鋼球只是在各自的封閉流道內(nèi)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(guān)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(diào)整兩者的嚙合間隙。調(diào)整螺栓旋裝在側(cè)蓋上。齒扇軸內(nèi)有切槽，調(diào)整螺栓的圓柱形端頭即嵌入此切槽中。將調(diào)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(zhuǎn)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(jīng)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(zhuǎn)向盤。不過對于前軸載荷質(zhì)量不大而又經(jīng)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(zhuǎn)向器已廣泛應(yīng)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(nèi)容
設(shè)計的主要內(nèi)容包括：
（1）前橋的結(jié)構(gòu)形式選擇
（2）轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式及選擇
（3）前橋主要零件工作應(yīng)力的計算
（4）轉(zhuǎn)向系的設(shè)計及參數(shù)確定
（5）循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計與計算
（6）利用CAD畫裝配圖、零件圖。
第2章 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器設(shè)計
2.1轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式選擇
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器由螺桿和螺母共同形成的螺旋槽內(nèi)裝鋼球構(gòu)成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構(gòu)成的傳動副組成。
循環(huán)球式轉(zhuǎn)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(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，因而傳動效率可達到75%~85%；在結(jié)構(gòu)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(jīng)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(zhuǎn)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(diào)整工作容易進行。
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的主要缺點是：逆效率高，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造困難，制造精度要求高。
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器主要用于商用車上。
2.2轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)設(shè)計
循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。
10
8
7
6
5
4
3
9
1
2
1-間隙調(diào)整裝置;2-下端蓋;3-角接觸球軸承;4-轉(zhuǎn)向螺桿; 5-轉(zhuǎn)向螺母;
6-鋼球; 7-齒扇; 8-轉(zhuǎn)向器殼體; 9-轉(zhuǎn)向柱管總成; 8-轉(zhuǎn)向軸
圖2-1 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器示意圖
2.3車型的選取與技術(shù)參數(shù)分析
設(shè)計該轉(zhuǎn)向器時以EQ1040型輕型載貨汽車為例，其影響轉(zhuǎn)向器設(shè)計的技術(shù)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(zhì)量（包括全部乘員）為3890㎏。
轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向搖臂;2,4-轉(zhuǎn)向縱拉桿及橫拉桿;3-轉(zhuǎn)向節(jié)臂;5-轉(zhuǎn)向梯形臂
圖2-2 轉(zhuǎn)向系簡圖
2.4轉(zhuǎn)向系計算載荷的確定
為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應(yīng)有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸的負(fù)荷，路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)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(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向軸負(fù)荷，N；
——輪胎氣壓，MPa，查《汽車工程設(shè)計手冊》=0.67MPa。
即
N·㎜
作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為
(2.2)
式中，——轉(zhuǎn)向搖臂長，㎜；
——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長，㎜；
——轉(zhuǎn)向盤直徑，㎜；
——轉(zhuǎn)向器角傳動比；
B，D-鋼球與滾道接觸點；-轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向器正效率。
即
2.5各零件主要結(jié)構(gòu)與參數(shù)確定
2.5.1螺桿、鋼球、螺母傳動副
根據(jù)該車型前橋負(fù)荷及汽車的裝載質(zhì)量的不同參考《機械設(shè)計手冊》 選取，得齒扇㎜。
根據(jù)齒扇的模數(shù)，參照《汽車設(shè)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(shè)計手冊》滾動螺旋傳動的公稱直徑㎜，螺距=10㎜；根據(jù)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(nèi)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?。?
——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(jīng)過滾動的鋼球?qū)⒘τ陕輻U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(yīng)的螺旋槽構(gòu)成鋼球的螺旋滾道。轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向盤經(jīng)轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)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(cè)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(dǎo)孔，并分別插入鋼球?qū)Ч艿膬啥藢?dǎo)管。鋼球?qū)Ч苁怯射摪鍥_壓成具有半圓截面的滾道，然后對接成導(dǎo)管，并經(jīng)氰化處理使之耐磨。插入螺母螺旋滾道兩個導(dǎo)孔的鋼球的兩個導(dǎo)管的中心線應(yīng)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(dǎo)程角約為6°~11°。轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向器左置，轉(zhuǎn)向螺桿為左旋。鋼球的數(shù)量影響轉(zhuǎn)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(jīng)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?qū)Ч苤械模┛捎上率酱_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(dāng)轉(zhuǎn)向器的鋼球工作圈數(shù)需大于2.5時，則應(yīng)采用兩個獨立的環(huán)路；取W=1.5；
——鋼球直徑，㎜；
——螺線導(dǎo)程角，°。
則
螺線導(dǎo)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(jù)《汽車設(shè)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(zhǔn)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?fù)值。設(shè)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(zhǔn)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(diào)整裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計
間隙調(diào)整裝置的結(jié)構(gòu)如圖2-5所示:
1-齒扇；2-側(cè)蓋；3-滾針軸承；4-調(diào)整塊；5-調(diào)整螺栓；6-調(diào)整螺母
圖2-5 間隙調(diào)整裝置示意圖
隨著工作時間的增長，轉(zhuǎn)向螺母和齒扇的磨損也變得嚴(yán)重，為了使轉(zhuǎn)向螺母和齒扇能夠正常工作，因此需要設(shè)計間隙調(diào)整裝置。調(diào)整螺釘旋裝在側(cè)蓋上，齒扇軸內(nèi)側(cè)端部有切槽，調(diào)整螺釘?shù)膱A柱形端頭即嵌入此切槽中。將調(diào)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(jié)
本章主要明確了轉(zhuǎn)向器設(shè)計的總體方案，確定了轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式。通過對車型的選取與技術(shù)參數(shù)的分析來確定轉(zhuǎn)向系載荷及各零件主要結(jié)構(gòu)與參數(shù)。
第3章 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算
3.1鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力
鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力為
(3.1)
式中，——系數(shù)，根據(jù)A/B查《汽車設(shè)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(zhuǎn)向盤圓周力,N；
——轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑,㎜；
——螺桿螺線導(dǎo)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(dāng)鋼球與滾道的接觸表面的硬度為HRC58~64時，許用接觸應(yīng)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?cè)?shù)應(yīng)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(dǎo)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(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩，㎜；
——齒扇的嚙合半徑，㎜；
轉(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩如下：
在實際中常取轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比計算轉(zhuǎn)向搖臂軸上的力矩
(3.9)
式中, ——轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率，一般取0.85~0.9；
轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)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(zhuǎn)向系的結(jié)構(gòu)關(guān)系可知：當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角時，轉(zhuǎn)向螺母及其齒條的移動量應(yīng)為
(3.11)
式中，——螺桿或螺母的螺距,㎜。
這時，齒扇轉(zhuǎn)過角。設(shè)齒扇的嚙合半徑為，則角所對應(yīng)的嚙合圓弧長應(yīng)等于，即
(3.12)
且循環(huán)球轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)在其危險斷面上作用著彎矩和扭矩，其彎矩和轉(zhuǎn)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(dǎo)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(dāng)量應(yīng)力[9]為
(3.17)
式中，，，——螺桿按其內(nèi)徑計算的橫斷面積、彎曲截面系數(shù)和扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)。
——許用應(yīng)力，N；
(3.18)
——螺材料的屈服極限，MPa。
由于 (3.19)
(3.20)
(3.21)
得
根據(jù)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(xué)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(yīng)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(shè)計實用手冊》零件材料的牌號及力學(xué)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(jié)
這一章重點在于對鋼球與滾道間的接觸應(yīng)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(zhuǎn)向橋設(shè)計
轉(zhuǎn)向橋是利用轉(zhuǎn)向節(jié)使車輪偏轉(zhuǎn)一定的角度以實現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)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(cè)向力以及這些力形成的力矩。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)基本相同，主要有前軸（梁）、轉(zhuǎn)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(zhì)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(nèi)。為防止主銷在孔內(nèi)轉(zhuǎn)動，用帶有螺紋的楔形銷將其固定。
(3)轉(zhuǎn)向節(jié)：轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向節(jié)連同前輪可以繞主銷偏轉(zhuǎn)，實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向。為了限制前輪最大偏轉(zhuǎn)角，在前軸兩端還制有最大轉(zhuǎn)向角限位凸塊(或安裝限位螺釘)。
轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向靈活。為了減少磨損，在銷孔內(nèi)壓入青銅或尼龍襯套。襯套上開有潤滑油槽，由安裝在轉(zhuǎn)向節(jié)上的油嘴注入潤滑脂潤滑。為使轉(zhuǎn)向靈活輕便，還在轉(zhuǎn)向節(jié)下耳的上方與前軸之間裝有推力軸承11；在轉(zhuǎn)向節(jié)上耳與前軸之間，裝有調(diào)整墊片8，用以調(diào)整軸向間隙。
左轉(zhuǎn)向節(jié)的上耳裝有與轉(zhuǎn)向節(jié)臂9制成一體的凸緣，在下耳上裝有與轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向節(jié)上、下耳處的鍵槽相配合，轉(zhuǎn)向節(jié)即通過矩形鍵及帶有鍵形套的雙頭螺栓與轉(zhuǎn)向節(jié)上下臂連接。
(4)輪轂：輪轂通過內(nèi)外兩個滾錐軸承套裝在轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸上。軸承的松緊度可以由調(diào)整螺母調(diào)整，調(diào)好后的輪轂應(yīng)能正、反方向自由轉(zhuǎn)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(yīng)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(nèi)側(cè)裝有油封 (有的油封裝在轉(zhuǎn)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(nèi)。
4.1結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)形式
本前橋采用非斷開式轉(zhuǎn)向橋
4.3選擇前橋結(jié)構(gòu)型式及參數(shù)
（1）前軸結(jié)構(gòu)形式：工字形斷面加叉形轉(zhuǎn)向節(jié)主銷固定在前軸兩端的拳部里。
（2）轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)型式：整體鍛造式。
（3）主銷結(jié)構(gòu)型式:圓柱實心主銷。
（4）轉(zhuǎn)向節(jié)止推軸承結(jié)構(gòu)形式：止推滾柱軸承。
（5）主銷軸承結(jié)構(gòu)形式：滾針軸承
（6）輪轂軸承結(jié)構(gòu)形式：單列向心球軸承
4.4本章小結(jié)
本章敘述了轉(zhuǎn)向橋的結(jié)構(gòu)形式，對其結(jié)構(gòu)參數(shù)進行分析，結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇。確定了前橋梁的結(jié)構(gòu)形式為“工”字形式的梁。從而確定了前輪的定位角。
第5章 轉(zhuǎn)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(cè)滑時前軸受力圖
5.1.2前軸載荷計算
?。┚o急制動
工 汽車緊急制動時，縱向力制動力達到最大值，因質(zhì)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(zhì)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(cè)滑
汽車側(cè)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(zhuǎn)移。
（1）確定側(cè)向滑移附著糸數(shù)：
在側(cè)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(nèi)抗彎斷面糸數(shù)
=37003.48N.mm
②水平面內(nèi)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(nèi)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(nèi)抗彎斷面系數(shù)的關(guān)系是確定出形心軸坐標(biāo)。
形心軸Xc-Xc的坐標(biāo)：
=
=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(nèi)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(nèi)，水平面內(nèi)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(nèi)，水平面內(nèi)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(jié)果如下表
表5-8 斷面系數(shù)計算結(jié)果
（5）應(yīng)力計算
a)計算公式
i)汽車緊急制動時
垂直面內(nèi)彎曲應(yīng)力
水平面內(nèi)彎曲應(yīng)力
合成應(yīng)力
扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：
在矩形長邊中點上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
在矩形短邊中點上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
工字形斷面中所產(chǎn)生的最大應(yīng)力和最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(dāng)應(yīng)力：
ii)汽車側(cè)滑時
垂直面彎曲應(yīng)力
iii)汽車越過不平路面時
垂直面彎曲應(yīng)力
b) 應(yīng)力值計算結(jié)果列表：5-9
（6）EQ1040 前軸材料的許用應(yīng)力
材料：30Cr 調(diào)質(zhì)硬度 ： HB241—281 ：800—937
c) 許用應(yīng)力：
表5-9 應(yīng)力值計算結(jié)果
5.3本章小結(jié)
本章主要是對轉(zhuǎn)向橋強度計算，對緊急制動，側(cè)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(nèi)部結(jié)構(gòu)，對斷面在各種情況下進行計算分析。
第6章 轉(zhuǎn)向節(jié)強度計算
6.1截面系數(shù)計算
取輪轂內(nèi)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(cè)滑時
C超越不平路面時
計算用參數(shù)EQ1040
， ，
6.3應(yīng)力計算
A）緊急制動時
B）側(cè)滑時
C）超越不平路面時
彎矩、應(yīng)力計算結(jié)果見列表6-1
表6-1 彎矩、應(yīng)力計算結(jié)果
6.4轉(zhuǎn)向節(jié)的材料、許用應(yīng)力及強度校核
材料 EQ1040 40Gr
許用應(yīng)力 查YB6-71：
6.5本章小結(jié)
本章對截面系數(shù)計算，彎矩計算，應(yīng)力計算，確定了轉(zhuǎn)向節(jié)強度，材料及許用應(yīng)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(chǎn)生反作用力和
C)汽車側(cè)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(chǎn)生的作用反力和。
7.3彎矩計算
在緊急制動和側(cè)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(cè)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(nèi)徑
7.4應(yīng)力計算
分別計算各工況下的彎曲應(yīng)力、剪切應(yīng)力、擠壓應(yīng)力如下表
表7-3 彎曲應(yīng)力、剪切應(yīng)力、擠壓應(yīng)力計算結(jié)果