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1、毕业设计说明书重型自卸汽车设计（转向系及前桥设计）摘 要汽车在行驶的过程中，需要按照驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓的汽车转向。汽车的转向系统是一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专用机构，本文的研究内容即是重型自卸汽车的转向系设计。本文针对的是与非独立悬架相匹配的整体式两轮转向机构。利用相关汽车设计和连杆机构运动学的知识，首先对汽车总体参数进行设计，在此基础上，对转向器，转向传动机构进行选择，接着再对转向器和转向传动机构（主要是转向梯形）进行设计，最后，利用软件AUTOCAD完成转向梯形和转向器的设计图纸。转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，在对转向器的设计中，包括了螺杆钢球螺母
2、传动副的设计和齿条齿扇传动副的设计，前者是基于参照同类汽车，确定出钢球中心距，设计出一系列的尺寸，而后者则是根据汽车前轴的载荷来确定出齿扇模数，再由此设计出所有参数的。转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，本文在设计中借鉴同类汽车转向梯形设计的经验尺寸对转向梯形进行尺寸初选。再通过对转向内轮实际达到的最大偏转角时与转向外轮理想最大偏转角度的差值的检验，和作为一个四杆机构对其最小传动角的检验，来判定转向梯形的设计是否符合基本要求。本文在消化，吸收，总结，归纳前人的成果上，系统、全面地对机械动力转向系进行理论分析，设计及优化。为重型自卸汽车转向系的设计开发提供了一种步骤简单的设计方法。关键词：转向
3、系，转向器，转向梯形THE DESIGN OF HEAVY DUMP (THE DESIGN OF STEERING SYSTEM AND RRONT AXLE)ABSTRACTIn a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so-called steering. Vehicle steering system is used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency,
4、the contents of this paper is the study of light vehicle steering system design.This article is aimed at non-independent suspension 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 para
5、meters of the vehicle design, in this basis, 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 linkage to complete the design drawings
6、.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 drive gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of th
7、e ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to determine the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters.Steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linka
8、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 the difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transmiss
9、ion angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in line with the basic requirements.In this paper, digestion, absorption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the systematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretica
10、l analysis, design and optimization. For the light vehicle steering system design and development provides a simple design method steps.Key word: steering system，steering gear，steering trapezoidV目 录前言1第一章 从动桥结构方案的确定21.1从动桥总体方案确定2第二章 转向系结构方案的确定32.1转向系整体方案的分析32.1.1转向器方案的分析32.1.2 循环球式转向器结构及工作原理32.1.2动力
11、转向系统分类42.2转向系整体方案的分析5第三章 从动桥的设计计算63.1从动桥主要零件尺寸的确定63.2 从动桥主要零件工作应力的计算63.2.1 制动工况下的前梁应力计算73.2.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算93.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算103.3.1 在制动工况下103.3.2 在侧滑况下113.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算123.4.1 在制动工况下123.4.2 在侧滑工况下13第四章 转向系统的设计计算154.1 转向系主要性能参数154.1.1 转向器的效率154.1.2 传动比的变化特性164.1.3 给定的主要计算参数164.
12、1.4 转向盘回转总圈数174.2 转向系计算载荷的确定174.3 循环球式转向器的计算184.3.1 循环球式转向器主要参数184.3.2 螺杆、钢球和螺母传动副184.3.3 齿条、齿扇传动副设计194.4 循环球式转向器零件强度的校核214.4.1 钢球与滚道间的接触应力214.4.2 齿的弯曲应力224.5 液压动力转向机构的计算234.5.1 动力转向系统的工作原理234.5.2 转向动力缸的工作分析244.5 转向梯形机构确定、计算及优化275.5.1 转向梯形结构方案分析275.5.2 整体式转向梯形机构优化设计28第六章 结论34参考文献35致 谢36前言自卸车是利用发动机动力
13、驱动液压举升机构，将车厢倾斜一定角度从而达到自动卸货，并依靠箱货自重使其复位的专用汽车。自卸车用途广泛，在矿山、水利工程、城市建设、公路、环卫等行业都有专用的自卸车，在国民经济和社会发展中有着十分重要的地位还作用。这些年来，随着经济的持续快速发展，基础建设投资逐年增加，重型自卸车市场需求量急剧扩大，有着良好的市场前景。在这样的背景下，我们对重型自卸汽车的设计就有着广阔的发展空间和重要的现实意义。本次毕业设计主要是完成重型自卸汽车的前桥和转向系统的设计。对前桥和转向系统的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进行设计；对于转向系统的重要组成部分转向器和转向传动机构进行分析设计，选择
14、合适的机构和零件。转向系要求根据车型好转向轻便、灵敏的原则，选择转向系的类型好计算转向系的各项参数，并对转向梯形进行优化设计；前桥要求根据前桥载荷选择前桥型式好校核前桥各部件的强度。第一章 从动桥结构方案的确定1.1从动桥总体方案确定转向从动桥的主要零件有前梁，转向节，主销、主销上下轴承及转向节衬套，转向节推力轴承，轮毂等。转向前桥有断开式和非断开式两种。断开式前桥与独立悬架相配合，结构比较复杂但性能比较好，多用于轿车等以载人为主的高级车辆。非断开式又称整体式，它与非独立悬架配合。它的结构简单，承载能力大，这种形式现在在汽车上得到广泛应用。因此本次设计就采用了非断开式从动桥，所以前桥采用整体式
15、前桥。作为主要零件的前梁是用中碳钢或中碳合金钢的，其两端各有一呈拳形的加粗部分为安装主销的前梁拳部；为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字形断面并相对两端向下偏移一定距离，以降低发动机从而降低传动系的安装位置以及传动轴万向节的夹角。为提高其抗扭强度，两端与拳部相接的部分采用方形断面，而靠近两端使拳部与中间部分相联接的向下弯曲部分则采用两种断面逐渐过渡的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽文承面。转向节用中碳合金钢模级成整体式结构。转向节通过主销与前梁的拳部相连，使前轮可以绕主销偏转一定的角度使汽车转向。为减小磨损，转向节销孔内设计时压入青铜衬套，衬套上的润滑油槽在上面端部是切通
16、的，用装在转向节上的油嘴注入润滑脂润滑，为使转向轻便，在转向节和前梁拳部设有圆锥推力滚子轴承。第二章 转向系结构方案的确定用来改变或恢复汽车行驶方向的专设机构即称作汽车的转向系。转向系可按转向能源的不同分为机械转向系和动力转向系两大类。2.1转向系整体方案的分析2.1.1转向器方案的分析根据转向器所用传动副的不同，转向器有多种。常见的有循环球式球面蜗杆蜗轮式、蜗杆曲柄销式和齿轮齿条式等。转向器的结构形式，决定了其效率特性以及对角传动比变化特性的要求。选用那种效率特性的转向器应有汽车用途来决定，并和转向系方案有关。经常行驶在好路面上的轿车和市内用客车，可以采用正效率较高的、可逆程度大的转向器。循
17、环球式转向器效率高、工作可靠、平稳，蜗杆和螺母上的螺旋槽在淬火后经过磨削加工，所以耐磨且寿命较长。齿扇和齿条啮合间隙的调整工作容易进行。和其它形式转向器比较，其结构复杂，对主要零件加工精度要求较高。蜗杆曲柄销式转向器角传动比的变化特性和啮合间隙特性变化受限制，不能完全满足设计者的意图。齿轮齿条式转向器的结构简单，因此制造容易，成本低，正、逆效率都高。为了防止和缓和反向冲击传给方向盘，必须选择较大的传动比，或装有吸振装置的减振器。本设计采用循环球式转向器。2.1.2 循环球式转向器结构及工作原理循环球式转向器中一般有两级传动副。第一级是螺杆螺母传动副，第二级是齿条齿扇传动副。转向螺杆的轴颈支撑在
18、两个圆锥滚子轴承上。轴承紧度可用调整垫片调整。转向螺母的下平面上加工成齿条，与齿扇轴内的齿扇部分相啮合。通过转向盘转动转向螺杆时，转向螺母不转动，只能轴向移动，并驱使齿扇轴转动。为了减小转向螺杆和转向螺母之间的摩擦，其间装有小钢球以实现滚动摩擦。二者的螺旋槽能配合形成近似圆形断面轮廓的螺旋管状通道。转向螺母外有两根导管，两端分别插入螺母的一对通孔。导管内装满了钢球。两根导管和螺母内的螺旋管状通道组合成两条各自独立的封闭的钢球流道。转向器工作是两列钢球只是在各自封闭的流道内循环，而不脱出。转向螺母上的齿条式倾斜的，因此与之啮合的齿应当是分度圆上的齿厚沿齿扇轴线按线性关系变化的变厚齿扇。因为循环球
19、转向器的正传动效率很高，操作轻便，使用寿命长。经常用于各种汽车。2.1.2动力转向系统分类目前，轿车上配置的助力转向系统大致分为三类：机械液压助力转向系统、电子液压助力转向系统和电动助力转向系统。）机械式液压动力转向系统机械式的液压动力转向系统一般由液压泵、油管、压力流量控制阀体、V型传动皮带、储油罐等部件构成。液压泵靠发动机皮带直接驱动，无论车是否转向，这套系统都要工作，而且在大转向车速上浪费了能量。驾驶这类车，尤其是低速转弯时，觉得方向比较沉，发动机也比较费力气。又由于液压泵的压力较低时，需要液压泵输出更大的功率以获得比较大的助力，目前采用重型车普遍采用液压助力转向系统。）电控式液压助力转
20、向系统主要由储油罐、助力转向控制单元、电动泵、转向机、助力转向传感器（用来检测转向时方向盘的角度和汽车转向的方向，为防侧倾控制提供转向信息）等构成，其中助力转向控制单元和电动泵是一个整体结构。电子液压转向助力系统克服了传统的液压转向助力系统的缺点。它所采用的液压泵不再靠发动机皮带直接驱动，而是采用一个电动泵，动力来自于蓄电池。它所有的工作的状态都是由电子控制单元根据车辆的行驶速度、转向角度等信号计算出的最理想状态。简单地说，在低速大转向时，电子控制单元驱动电子液压泵以高速运转输出较大功率，使驾驶员打方向省力；汽车在高速行驶时，液压控制单元驱动电子液压泵以较低的速度运转，在不至于影响高速打转向的
21、需要同时，节省一部分发动机功率。）电动助力转向系统电动助力转向系统(Electronic Power Steering)，简称EPS，它利用电动机产生的动力协助驾车者进行动力转向。EPS的构成，不同的车尽管结构部件不一样，但大体是雷同。一般是由转向传感器、电子控制单元、电动机、减速器、机械转向器、以及畜电池电源所构成。汽车在转向时，转向传感器会“感觉”到转向盘的力矩和拟转动的方向，这些信号会通过数据总线发给电子控制单元，电控单元会根据传动力矩、拟转的方向等数据信号，向电动机控制器发出动作指令，从而电动机就会根据具体的需要输出相应大小的转动力矩，从而产生了助力转向。在电子控制单元控制下，汽车能容
22、易地实现可变助力功能，即在车速较低的时候助力能量大，方向盘轻，车速高时助力能量小，方向盘重，这样给安全行车带来好处。如果不转向，则本套系统就不工作，处于休眠状态等待调用。一般高档轿车使用这样的助力转向系统的比较多。2.2转向系整体方案的分析此次毕业设计的是满载质量为64t的重型自卸车，满载时前桥载荷是14.3t，分析可知：采用液压整体式助力转向系，机械转向器采用循环球式转向器，分配阀采用转阀，转向传动机构采用整体式转向梯形，且布置在前桥之后。第三章 从动桥的设计计算3.1从动桥主要零件尺寸的确定转向从动桥采用工字形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大，强度高。工字形断面尺寸的推荐
23、值，见图4-1，图中虚线绘出的是其当量断面。该断面的垂向弯曲截面系数和水平弯曲截面系数（单位为）可近似取为： (3-1)式中：a-工字形断面的中部尺寸。由经验公式：式中：m-作用于前梁上的簧上质量；-车轮中线至板簧中线的距离。取=mm(B为前轮距，为2650mm。S为前梁上两钢板弹簧中心间的距离，取为1200mm)3.2 从动桥主要零件工作应力的计算主要是计算前梁、转向节、主销、主销上下轴承(即转向节衬套)、转向节推力轴承或止推垫片等在制动和侧滑两种工况下的工作应力。绘制计算用简图时可忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角，车轮外倾角均为零，而左右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向
24、垂直平面内。如下所示： 1-制动工况下的弯矩图 2-侧滑工况下的弯矩图图31转向从动桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图3.2.1 制动工况下的前梁应力计算制动时前轮承受的制动力和垂直力传给前梁，使前梁承受弯矩和转矩。考虑到制动时汽车质量向前，转向桥转移，则前轮所承受的地面垂直反力为：式中：汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，143992N；汽车制动时对前桥的质量转移系数，；为整车满载质心高度；为轮胎与路面的附着系数，制动工况时取0.7；b为整车质心到后桥中心线的水平距离（mm)。前轮所承受的制动力：式中：轮胎与路面的附着系数取为0.7；由于和对前梁引起的垂向弯矩和水平方向的弯矩在两钢板弹
25、簧座之间达最大值，分别为：Nmm式中：见图31，取=725mm车轮(包括轮毅、制动器等)所受的重力，N；取=3229N；前轮轮距取B=2650mm；S前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为1200mm则制动力还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T：T=式中：轮胎的滚动半径取680mm则有(a)-断面(b)-断面图32前梁在钢板弹簧座附近危险断面（-断面）处的弯矩和扭矩最大。弯曲应力（单位为）为：式中:前梁应力的许用值为=300,当a=45mm时，=13.2得：扭转应力（单位为）为：，为前轴在危险断面处的扭转截面系数（）。前梁横截面的极惯性矩。前梁横截面的最大宽度。故a=45mm满足使用条件。3
26、.2.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算设车辆向左侧滑，如汽车高速行驶时急速右转弯，侧滑时侧向力达到最大。对右前轮接地点取距：式中：汽车质心高度取为1460mm；车轮与地面附着系数取为0.6；此时，向右作用。则有：-、-断面所受弯矩为：取y=140mm，其中，3.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算如图42所示，转向节的危险断面在轴径为的轮轴根部即III-III剖面处。3.3.1 在制动工况下IIIIII剖面处的轴径仅受垂向弯矩和水平方向的弯矩而不受转矩，因制动力矩不经转向节的轮轴传递而直接由制动底板传给在转向节上的安装平面。所以合成弯矩为：，转向节轴颈根部直径，取；轮胎中心线至-
27、断面的距离，取。图33转向节受力简图则故70mm的轴颈满足要求。转向节采用30Cr，40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度HRC241285，高频淬火后表面硬度HRC5765，硬化层深1.52.0mm。轮轴根部的圆角液压处理。3.3.2 在侧滑况下在侧滑时左、右转向节在危险断面IIIIII处的弯矩是不等的，以向左侧滑为例，有：左右转向节轴颈处的弯矩为：弯曲应力为：因此左右转向节都符合要求。3.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算主销常采用20Cr、20CrNi、20CrMnTi等低碳合金钢制造，渗碳淬火，渗碳层深1.01.5mm，淬火后表面硬度为5662HRC。为简化设计，设主销后倾角
28、和前轮外倾角均为零，并假定力的作用点位于主销衬套中点。受力分析见图3-3、3-4：图34主销受力简图3.4.1 在制动工况下制动时，支撑力在主销上产生两个反向力、，依据主销上力矩平衡关系，得：制动力产生的力矩由转向横拉杆反力矩N平衡，取，即：在主销支撑上产生两个同方向、：取，转向横拉杆反力N在主销支撑上产生两个同向力、：式中，为主销内倾角，=。通过制动底板传来的制动力使转向节产生转动趋势，主销支撑上两个反向力、用以制止其转动趋势：综上：3.4.2 在侧滑工况下以向左侧滑为例，分别计算左右主销上下衬套上的作用力：取、中的最大值作为主销的计算载荷，则，计算主销在前轴拳部下端面处的弯曲应力和剪切应力
29、：式中：h为主销下衬套中点至前轴拳部下端面的距离（mm）：为主销直径（mm）。主销的许用弯曲应力，许用剪切应力。主销衬套的挤压应力为：式中：l为衬套长（mm）。经校核强度满足要求。第四章 转向系统的设计计算4.1 转向系主要性能参数4.1.1 转向器的效率功率从转向轴输入，经转向器输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，；反之称为逆效率，用符号表示，。其中，为转向器中的摩擦功率；为作用在齿条轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动方向盘轻便，要求正效率高；为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动回正，又需要一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮与路面之间的作用力传至方向盘时应尽可
30、能小，防止打手，这又要求此逆效率尽可能低。转向器的正效率：影响转向器正效率的因素有：转向器的类型、结果特点、结构参数和制造质量等。转向器类型、结构特点与效率在前述的几种转向器中，齿轮齿条式、循环球式的正效率比较高。转向器逆效率：根据逆效率大小的不同，转向器又分为可逆式、极限可逆式、和不可逆式三种。循环球式转向器属于可逆式转向器，其逆效率相当高，它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶的安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力能大部分传至转向盘，造成驾驶员“打手”，使之精神紧张；如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。本车设计转向器
31、为循环球式，其传动副之间用滚动摩擦代替滑动摩擦，如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算：式中：螺杆的螺线导程角；摩擦角，；摩擦因数。取，得：，上式表明：增加导成角正逆效率均增大。受增大的影响不宜过大，一般，本车选用。4.1.2 传动比的变化特性1. 转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比和转向系的力传动比。2. 力传动比与转向系角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力和作用在转向节上的转向阻力矩之间的关系 (4-1)式中，a为主销偏移距此处，指从转向节主销轴线的延长线与支撑平面的交点至车轮中心平面与支撑平面交线间的距离。作用在
32、方向盘上的手力为为 (4-2)式中，为作用在方向盘上的力矩；为方向盘的直径。将式(4-1)、(4-2)代入后得到 (4-3)有(4-3)知，当主销偏移矩a小时，力传动比应取大些才能保持转向轻便。4.1.3 给定的主要计算参数轴距L=4580mm轮距前轮2650mm轮胎14.00-24 D=1430mm B=360mm轮胎气压：750静力半径：680mm最小转弯半径小于等于9.3m外轮的最大转角：内轮的最大转角：汽车总重：23t(空载)、64t（满载）前轴载荷：84178.2N（空载）、143992.8N（满载）4.1.4 转向盘回转总圈数根据总布置设计，得到转向轮的最大转角和；在转向系设计之初
33、，可以根据车型和选择的转向器型式，给出大致的转向系角传动比。有了上述参数，可计算转向盘总回转圈数。式中:内转向轮最大转角（度）；外转向轮最大转角（度）；4.2 转向系计算载荷的确定转向系全部零件的强度，是根据作用在转向系零、部件上的力进行确定的。影响这个力的因素很多，如前轴负荷和路面阻力的变化等。驾驶员转向轮所需克服的阻力，主要是车轮转动阻力、车轮稳定阻力和转向系中特别是在转向器和转向节中的摩擦阻力等所组成。汽车在沥青或者混凝土路面上原地转向阻力矩：式中:轮胎和路面的摩擦因数,取0.7;转向轴负荷143992.8N；轮胎气压P0.75Mpa；代入得：作用在方向盘上的手力：对于转向器和动力转向器
34、动力缸以前零件的计算载荷，应取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力4.3 循环球式转向器的计算循环球式转向器中螺杆、钢球和螺母传动副的结构图如图4-1所示。图4-1螺杆,钢球,螺母传动副4.3.1 循环球式转向器主要参数参考汽车设计表7-1，得：齿扇模数m=6.5mm，摇臂轴直径D=45mm，钢球中心距=40mm，螺杆外径=38mm,钢球直径d=8.000mm,螺距P=11.000mm,工作圈数W=2.5，环流行数b=2，螺母长度：82mm，齿扇齿数=5，齿扇整圆齿数Z=15，齿扇压力角为2730，切削角=730，齿扇宽B=38mm。4.3.2 螺杆、钢球和螺母传动副1.螺母内径=+=41.2
35、mm。每个环路中钢球的数量为：个取其中为螺杆的螺线导程角，选8。2.接触角是钢球与螺杆滚道接触点的正压力方向与螺杆滚道法向截面轴线间的夹角，一般取45，以使轴向力和径向力分配均匀。3.转向盘转动角，对应螺母移动距离s为： (4-12)与此同时齿扇节圆转过的弧长等与s，相应摇臂轴转过角，其关系： (4-13)其中r为齿扇节圆半径。联立（4-12）（4-13）得=，将对求导，得转向器角传动比为：=27.854. 滚动截面一般取4.3.3 齿条、齿扇传动副设计循环球式转向器的齿扇为变厚齿扇，它的齿顶和齿根的轮廓是圆锥的一部分，分度圆上的齿厚是变化的，所以此传动副的设计主要是变厚齿扇的设计。表4-1
36、基准剖面（1-1剖面）的齿形计算名称公式结果(mm)分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径分度圆齿厚顶圆压力角顶圆齿厚表4-2 最大变位系数剖面（2-2剖面）齿顶变尖核算名称公式结果（mm）最大变位系数=0.547齿顶圆半径齿顶圆压力角分度圆齿厚=13.90齿顶圆齿厚=2.132图4-2 变厚齿扇齿形计算简图齿扇轴在从动线自左向右看是又窄又低的形状，变位系数逐渐增大，设0-0面与中间面1-1面的间距。齿条在与齿扇配合时，因齿扇为变厚齿扇，则满足啮合间隙特性，齿条变厚方向应与齿扇相反，齿条的齿扇与齿扇的齿槽宽相等。二者啮合为等移距变位齿轮啮合传动。4.4 循环球式转向器零件强度的校核为了进行强度
37、计算，首先要确定其计算载荷，可利用汽车在干燥硬路面上作原地转向时转向轮的转向阻力矩，利用它可求得转向摇臂上的力矩和在转向盘上的切向力。他们均可作为转向系的最大载荷。4.4.1 钢球与滚道间的接触应力用下式计算钢球与滚道之间的接触应力：式中：k系数，根据值查汽车设计表7-3查出，,；滚道截面半径；钢球半径；螺杆外半径；E材料弹性模量，等于；F3钢球与螺杆之间的正压力，可用下式计算 式中：螺杆螺线导程角；接触角；参与工作的钢球数；作用在螺杆上的轴向力。 其中，当接触表面硬度为5864HRC时，许用接触应力=2500。4.4.2 齿的弯曲应力用下式计算齿扇齿的弯曲应力： 式中：作用在齿扇上的圆周力；
38、齿扇的齿高；齿扇的齿宽；基圆齿厚。其中，,取mm，显然符合要求。许用弯曲应力为。螺杆和螺母用20CrMnTi钢制造，表面渗碳。前轴负荷不大的汽车，渗碳层深度在0.81.2mm；前轴负荷大的汽车，渗碳层深度在1.051.45mm。表面硬度为5863HRC。4.5 液压动力转向机构的计算4.5.1 动力转向系统的工作原理为了减轻转向时驾驶员作用到转向盘上的手力和提高行驶安全性，当转向轴轴载质量超过4t时，应该采用动力转向。动力转向系统是在机械式转向系统的基础上加一套动力辅助装置组成的。如下图所示：图4-3转向系统结构图1.转向器动力缸 2.助力缸 3.过渡摇臂采用双助力缸的特点：（1） 两摇臂之间
39、通过联动杆连接，能够保证转向轮转向平稳。（2） 多增设一个动力缸，可减少主动力缸的负荷及相连构件如转向垂臂的负荷。（3） 只要布局合理，就可以避免不同部件之间产生的干涉。4.5.2 转向动力缸的工作分析转向器动力缸的设计（1）作用在活塞上的力存在这样一个平衡条件： 式中，由转向车轮的转向阻力矩所确定的作用于齿扇上的圆周力；活塞与缸筒间的摩擦力；由转向盘切向力所引起的作用在活塞上的轴向力；高压油液对活塞的推力。其中， 联立可得：106.5mm取=120mm式中，转向车轮的转向阻力矩（1.47107 Nmm）；齿扇的啮合半径(48.75mm)；转向传动机构的力传动比(2)；转向传动机构的效率(85
40、%)；活塞与缸筒间的摩擦系数（取0.0085）；齿扇的啮合角()；转向盘上的切向力(700N)；转向盘的半径（取250mm）；活塞杆直径（取38mm）；转向螺杆螺旋滚道的导程角（8）；换算摩擦角(0.5)；动力缸内的油液压力(15MPa)。计算得，=36942N，=2970N,=21384N,=17235N联立可得：106.5mm取=120mm分析得出,液压动力缸的受力基本满足2.活塞行程的计算对于整体式动力转向器，活塞最大位移量可由转向盘总圈数乘以螺杆与螺母滚道的螺距来求得，即 其中，n为转向盘总圈数；t为螺距。3.动力缸缸筒壁厚的计算动力缸壳体壁厚，根据计算轴向平面拉应力来确定，即式中，p
41、为油液压力；为动力缸内径；为动力缸壳体壁厚；n为安全系数，n=3.55.0，此处取4.0。为缸体材料的屈服极限。缸体材料用球墨铸铁采用QT50005，抗拉强度为500MPa，屈服点为350MPa。求得取活塞杆用45钢制造，为提高可靠性和寿命，要求表面镀铬并磨光。1. 助力缸的设计（1）.动力转向器输出扭矩 其中， 得：助力缸应克服的阻力矩：(2) .助力缸的内径对于非独立悬架的重型汽车来说，转向机构偏置于左边，直拉杆在汽车左转向时受到的最大拉力小于右转向时受到的最大压力。因此设计时，要选取右转向时的最大压力（即转向轮处于向右最大偏转位置）来计算。助力缸应产生的推力用下式计算： 其中，为转向节臂
42、长，为过渡摇臂长度，为过渡摇臂轴到动力缸活塞杆之间的距离。推力与工作油液压力和动力缸截面面积之间有如下关系： 且 其中，为助力缸的机械效率，取0.95；为助力缸内径；为活塞杆直径，一般初选时可取.由此可推导出助力缸的内径： 设计时得：图4-4 助力缸安装结构图1.过渡摇臂2.活塞杆3.助力缸4.5 转向梯形机构确定、计算及优化转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值
43、，转向轮应有足够大的转角。5.5.1 转向梯形结构方案分析1.整体式转向梯形图514 整体式转向梯形1转向横拉杆2转向梯形臂3前轴整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图514所示。其中梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。为了保
44、护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。5.5.2 整体式转向梯形机构优化设计汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。此点位置与前轮和后轮的侧偏角大小有关。因影响轮胎侧偏角的因素很多，且难以精确确定，故下面是在忽略侧偏角影响的条件下，分析有关两轴汽车的转向问题。此时，两转向前轮轴线的延长线应交在后轴延长线上，如图517所示。设、分别为内、外转向车轮转角，L为汽车轴距，K为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离。若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内、外转向车轮的转角有如下关系 （558）若自变角为，则因变角的期望值为图517 理想的内、外车轮转角关系简