587_輕型載重貨車設(shè)計(轉(zhuǎn)向系及前橋設(shè)計)（有cad圖）

587_輕型載重貨車設(shè)計(轉(zhuǎn)向系及前橋設(shè)計)（有cad圖）,輕型,載重,貨車,設(shè)計,轉(zhuǎn)向,前橋,cad 輕型載重貨車設(shè)計(轉(zhuǎn)向系及前橋設(shè)計) 摘 要 在本次畢業(yè)設(shè)計中，是關(guān)于輕型載貨汽車的前橋及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計。本著力爭性能可靠，價優(yōu)，易造的設(shè)計構(gòu)想，同時也主要參照拖廠的同類車型，努力去改造，去創(chuàng)新。 轉(zhuǎn)向從動橋是通過懸架和車相連，兩側(cè)安裝著從動車輪，用以傳遞車架與車輪之間的各種力和力矩。汽車的轉(zhuǎn)向系是利用轉(zhuǎn)向節(jié)使車輪可以偏轉(zhuǎn)一定角度以實現(xiàn)汽車的轉(zhuǎn)向。汽車的轉(zhuǎn)向系是用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專設(shè)機(jī)構(gòu)，在行駛中起到重要作用。主要可分為機(jī)械轉(zhuǎn)向系，動力轉(zhuǎn)向系和電動轉(zhuǎn)向系。其中電動轉(zhuǎn)向系是未來汽車轉(zhuǎn)向系的發(fā)展方向。 綜合各種因素，本次設(shè)計采用采用轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)布置在前軸之后的整體式車橋和采用了正效率很高，操縱方便且使用壽命長的機(jī)械式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。本次設(shè)計包括對轉(zhuǎn)向從動橋結(jié)構(gòu)形式的選擇，主要是計算前軸、轉(zhuǎn)向節(jié)、主銷、主銷上下軸承、轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側(cè)滑兩種工況下的應(yīng)力校核。還包括轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)選擇及其設(shè)計計算并對轉(zhuǎn)向梯形進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。設(shè)計中水平有限，但希望能設(shè)計出一輛經(jīng)濟(jì)實用的輕型載貨汽車。 關(guān)鍵詞：運(yùn)輸車，前橋，主銷，轉(zhuǎn)向軸 I THE DESIGNS OF THE STEERING SYSTEM AND FRONT AXLE IN OWN UNLOAD AGRICULTURE TRUCK TO TRANSPORT OF KD1080 ABSTRACT In this graduated designs, my assignment is the light truck’s front axle and steering system. I shall try my best to design my assignment,I want the light truck’s capacity is secure and the price is low. It is also easy to make,at the same time,I refer to the light truck which made in YT factory.I want to improve and innovate it. Steering front axle connects the frame by suspension.Driven wheel are installed at the sides of the fore axle,which transmits kinds of forces and torques into the wheels. The steering knuckle link to the front axle causes the front wheels to turn to the right or left .The steering system enables the driver to guide the automobile or wheeled tractor down the road and turn ringht or left.It is very important for the truck.there are mannnual steering,power steering and electric power steering.The electric power steering system will be the direction in the future. In view of all the factors,I adopt the ladder-shaped organization assigns after the front axle and very efficient that can be handled easily and had long performance life steering box of the circulation ball type. The design includes selection of the structure of the fore axle but most calculate the streys inspection under the break and the second slide of front axle ,steering knuckle inserts, king pin and ball bearing, thrust bearing and stop last spacer. Still include choosing and designing aslo calculating and carrying on optimization design ladder-shapedly of steering. The level is limited in the design, but I hope to design a economical and practical agricultural light truck. KEY WORDS: transporter, the front axle, king pin, steering shaft II 主要符號表 量的名稱 量的符號 單位 汽車前軸靜載荷 N 汽車質(zhì)心高度 mm 轉(zhuǎn)向阻力矩 Mr N.mm 接觸應(yīng)力 σ MPa 前輪承受的制動力 N 前輪承受的垂直力 N 垂向彎矩 N.mm 水平彎矩 N.mm 車輪所受的重力 N 前輪輪距 B mm 兩鋼板彈簧座中心距 S mm 轉(zhuǎn)矩 T N.mm 輪胎的滾動半徑 mm 地面垂向反力 Z N 地面?zhèn)认蚍戳? Y N 力偶矩 Q N.mm 軸承的軸向載荷 N 軸承靜承載容量 KN 軸承當(dāng)量靜載荷 KN 轉(zhuǎn)向軸輸入功率 Kw 轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率 Kw 效率 導(dǎo)程角 rad 附著系數(shù) 目錄 前言 3 第一章 概述 3 第二章 從動橋的方案確定 6 §2.1 從動橋總體方案確定 6 第三章 轉(zhuǎn)向系的方案確定 8 §3.1 轉(zhuǎn)向系整體方案確定 8 §3.2 轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式及選擇 8 §3.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及工作原理 9 第四章 從動橋的設(shè)計計算 11 §4.1從動橋主要零件尺寸的確定 11 §4.2 從動橋主要零件工作應(yīng)力的計算 11 §4.3 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應(yīng)力計算 13 §4.4 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計算 15 §4.5 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計算 16 §4.6轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算 19 第五章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計計算 20 §5.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) 20 §5.1.1轉(zhuǎn)向器的效率 20 §5.1.2傳動比的變化特性 20 §5.2 主要參數(shù)的確定 21 §5.2.1 給定的主要計算參數(shù) 21 §5.2.2 選擇主要轉(zhuǎn)向參數(shù) 21 §5.2.3 車輪的左右最大轉(zhuǎn)角確定 22 §5.3 轉(zhuǎn)向梯形的選擇設(shè)計 23 §5.4 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化 24 §5.5 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 27 §5.5.1 轉(zhuǎn)向器（循環(huán)球式）的效率 27 §5.5.2 主要參數(shù)的選擇 27 §5.5.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副 28 §5.5.4 齒條、齒扇傳動副設(shè)計 29 §5.6 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)確定 30 §5.6.1 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 30 §5.5.2 轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)圈數(shù)n 30 §5.6 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度的校核 31 §5.6.1鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力 31 §5.6.2齒的彎曲應(yīng)力 32 §5.7 轉(zhuǎn)向系其他元件的選擇及材料的確定 32 第六章 轉(zhuǎn)向系主要零件的強(qiáng)度計算 34 §6.1 計算載荷的確定 34 §6.2 主要零件的強(qiáng)度計算 34 總 結(jié) 35 致 謝 37 參考文獻(xiàn) 38 ] 前言 在目前金融危機(jī)的大環(huán)境下，伴隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，輕型貨運(yùn)汽車在國民生產(chǎn)中扮演著更重要的角色。 輕型載貨汽車各個領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用，對于它的設(shè)計是依據(jù)以往理論知識及實踐經(jīng)驗，在滿足其功用的前提下來進(jìn)行的。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來保持或改變汽車行駛方向的機(jī)構(gòu)，它在整體設(shè)計中亦有其重要地位，對轉(zhuǎn)向時車輪正確運(yùn)動和汽車的安全行駛有重大影響，這就要求其工作可靠、操縱輕便。 在目前的設(shè)計和使用方面，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由機(jī)械式和動力式兩類，由于動力式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能減輕駕駛員的負(fù)擔(dān)，而且操作方便，所以到廣泛使用。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由于造價低廉，而且能夠滿足輕型貨車等一大部分汽車的轉(zhuǎn)向需要，固也得到了廣泛的使用。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系由操縱機(jī)構(gòu)、轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)組成，其重點是轉(zhuǎn)向器和傳動機(jī)構(gòu)的設(shè)計?，F(xiàn)今國內(nèi)輕型汽車多才用整體式循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，整體式后置梯形。 本畢業(yè)設(shè)計說明書，主要講述了前橋前懸和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的選擇設(shè)計和方案分析。對前橋前懸和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的分類和工作原理進(jìn)行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進(jìn)行設(shè)計；對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的重要組成部分轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析設(shè)計，選擇合適的機(jī)構(gòu)和零件。第一章 概述 從動橋通過懸架與車架相聯(lián)，兩側(cè)安裝著從動車輪，用以在車架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(zhuǎn)向，從動橋分為轉(zhuǎn)向橋與非轉(zhuǎn)向橋。一般汽車多以前橋為轉(zhuǎn)向橋。為提高操縱穩(wěn)定性和機(jī)動性，有些轎車采用全四輪轉(zhuǎn)向。多軸汽車除前輪轉(zhuǎn)向外，根據(jù)對機(jī)動性的要求，有時采用兩根以上的轉(zhuǎn)向橋直至全輪轉(zhuǎn)向。 一般載貨汽車采用前置發(fā)動機(jī)后橋驅(qū)動的布置形式，故其前橋為轉(zhuǎn)向從動橋。轎車多采用前置發(fā)動機(jī)前橋驅(qū)動，越野汽車均為全輪驅(qū)動，故它們的前橋既是轉(zhuǎn)向橋又是驅(qū)動橋，稱為轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋。 從動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。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(dāng)又是轉(zhuǎn)向橋時，則其兩端經(jīng)轉(zhuǎn)向主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)相聯(lián)。斷開式從動橋與獨立懸架相匹配。 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，轉(zhuǎn)向橋的主銷在汽車的縱向和橫向平而內(nèi)都有一定傾角。在縱向平面內(nèi)，主銷上部向后傾斜一個角，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β角，稱為主銷內(nèi)傾角。還有車輪外傾角及前束。 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(dá)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(jī)械特性不均勻以及運(yùn)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(jī)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(qiáng)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。 第二章 從動橋的方案確定 §2.1 從動橋總體方案確定 轉(zhuǎn)向從動橋的主要零件有前梁，轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷，注銷上下軸承及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套，轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，輪轂等。 轉(zhuǎn)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(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車輛。非斷開式又稱整體式，它與非獨立懸架配合。它的結(jié)構(gòu)簡單，承載能力大，這種形式再現(xiàn)在汽車上得到廣泛應(yīng)用。因此本次設(shè)計就采用了非斷開式從動橋。 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；為提高其抗彎強(qiáng)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(jī)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(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。 轉(zhuǎn)向節(jié)用中碳合金鋼模級成整體式結(jié)構(gòu)。轉(zhuǎn)向節(jié)通過主銷與前梁的拳部相連，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)計時壓入青銅襯套，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。 主銷的幾種結(jié)構(gòu)型式如圖2-1所示，本次設(shè)計用(a)。 （a） (b) (c) (d) 圖2-1主銷結(jié)構(gòu)形式 （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(xì)的主銷 車輪輪轂通過兩個圓錐滾子軸承支撐在轉(zhuǎn)向節(jié)外端的軸頸上，軸承的松緊度可通過調(diào)整螺母進(jìn)行調(diào)整。輪轂外端用沖壓的金屬外罩罩住。輪轂內(nèi)側(cè)有油封，以防潤滑油進(jìn)入制動器內(nèi)。  第三章 轉(zhuǎn)向系的方案確定 §3.1 轉(zhuǎn)向系整體方案確定 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)向系和動力轉(zhuǎn)向系兩大類。在現(xiàn)代汽車結(jié)構(gòu)中，常用機(jī)械式轉(zhuǎn)向系。機(jī)械式轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動方向盤，經(jīng)過轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。有些汽車裝有防傷機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向減振裝置。還有一些汽車的專門裝有動力轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，并借助此機(jī)構(gòu)來減輕駕駛員的手力，以降低駕駛員的勞累程度。 本次設(shè)計采用機(jī)械式轉(zhuǎn)向器。 對轉(zhuǎn)向系的主要要求有： 一、操縱輕便。本次設(shè)計針對輕型載貨貨車，要求方向盤最大手力不超過360N,方向盤的回轉(zhuǎn)圈數(shù)要少。 二、工作安全可靠。 三、在轉(zhuǎn)向后，方向盤有自動回正能力，能保持汽車有穩(wěn)定的直線行駛能力。 四、在前輪受到?jīng)_擊時，轉(zhuǎn)向系傳遞反向沖擊到方向盤上要小。 五、應(yīng)盡量減小轉(zhuǎn)向系統(tǒng)連接處的間隙，間隙應(yīng)能自動補(bǔ)償即調(diào)整，除了設(shè)計應(yīng)正確的選擇導(dǎo)向輪的定位角外，轉(zhuǎn)向盤在中間式的自由行程應(yīng)當(dāng)保證直線行駛的穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)向盤相對導(dǎo)向輪偏轉(zhuǎn)角的靈敏度。 §3. 2轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)形式及選擇 根據(jù)轉(zhuǎn)向器所用傳動副的不同，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。 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)形式，決定了其效率特性以及對角傳動比變化特性的要求。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。 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，對主要零件加工精度要求較高。 蝸桿曲柄銷式轉(zhuǎn)向器角傳動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)計者的意圖。 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比，或裝有吸振裝置的減振器。 本設(shè)計采用循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 §3.3 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)及工作原理 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器中一般有兩級傳動副。第一級是螺桿螺母傳動副，第二級是齒條齒扇傳動副。 轉(zhuǎn)向螺桿的軸頸支撐在兩個圓錐滾子軸承上。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)動轉(zhuǎn)向螺桿時，轉(zhuǎn)向螺母不轉(zhuǎn)動，只能軸向移動，并驅(qū)使齒扇軸轉(zhuǎn)動。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現(xiàn)滾動摩擦。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。 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。因為循環(huán)球轉(zhuǎn)向器的正傳動效率很高，操作輕便，使用壽命長。經(jīng)常用于各種汽車。 綜上最后本次設(shè)計選定循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器。 第四章 從動橋的設(shè)計計算 §4.1從動橋主要零件尺寸的確定 轉(zhuǎn)向從動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5-1，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)和水平彎曲截面系數(shù)（單位為）可近似取為 (4-1) 式中 a----工字形斷面的中部尺寸,a=11.5mm; 由經(jīng)驗公式： (4-2) 式中 m---作用于前梁上的簧上質(zhì)量,m=806kg； l---車輪中線至板簧中線的距離,l=335mm。 §4.2 從動橋主要零件工作應(yīng)力的計算 主要是計算前梁、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和側(cè)滑兩種工況下的工作應(yīng)力。繪制計算用簡圖時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： 圖 4—1轉(zhuǎn)向從動橋在制動和側(cè)滑工況下的受力分析簡圖 1-制動工況下的彎矩圖 2-側(cè)滑工況下的彎矩圖 制動工況下的前梁應(yīng)力計算： 制動時前輪承受的制動力和垂直力傳給前梁，使前梁承受彎矩和轉(zhuǎn)矩。考慮到制動時汽車質(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： (4-3) 式中：——汽車滿載靜止于水平路面時前橋給地面的載荷，N； ——汽車制動時對前橋的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù)，對轎車和載貨汽車的前橋可取1.5；質(zhì)量分配給前橋35%； = 前輪所承受的制動力： (4-4) 式中：——輪胎與路面的附著系數(shù)取為0.6； =5942.10.6=3554.5N 由于和對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： (4-5) N·mm (4-6) 式中：—見圖4—1，取=335 mm —車輪(包括輪毅、制動器等)所受的重力，N；取=980N； —前輪輪距取 B=1320 mm； S—前梁上兩鋼板彈簧座中心間的距離取為650 mm 則 N·mm 制動力還使前梁在主銷孔至鋼板彈簧座之間承受轉(zhuǎn)矩T： T= N·mm (4-7) 式中：—輪胎的滾動半徑取=635/2=317.5 mm 則有 T=3554.5317.5=1129000N·mm 圖4-1給出了前梁在制動工況下的彎矩圖及轉(zhuǎn)矩圖。 前梁在鋼板彈簧座附近危險斷面處的彎曲應(yīng)力（單位為M Pa）為： MPa (4-8) 式中: ，，T ——見式（4-1） 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為： MPa (4-9) 式中：-- 前梁在危險截面處的扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)，mm; --前梁橫斷面的最大厚度，mm; --前梁橫截面的極慣性矩，對工字型斷面： =0.4=3.956 (4-10) h--工字型斷面矩形元素的長邊長，mm; --工字型斷面矩形元素的短邊長，mm; 前梁應(yīng)力的許用值【】=340~500MPa 【】=150~240MPa 前梁可采用45,30,40等中碳鋼或中碳合金鋼制造，硬度241~285HB §4.3 在最大側(cè)向力(側(cè)滑)工況下的前梁應(yīng)力計算 當(dāng)汽車承受最大側(cè)向力時無縱向力作用，左、右前輪承受的地面垂向反力和 與側(cè)向反力，(此時，向右作用),各不相等，前輪的地面反力(單位都為N)分別為： (4-11) (4-12) (4-13) (4-14) 式中：--汽車質(zhì)心高度取為800 mm； --車輪與地面附著系數(shù)取為0.6； --前軸輪距取為1320mm; --滿載時車廂分配給前橋的前軸載荷 806Kg; 側(cè)滑時左、右鋼板彈簧對前梁的垂直作用 則有 ：(4-15) (4-16) 汽車側(cè)滑時左右前輪輪轂內(nèi)外軸承的徑向力（單位為N）分別為 (4-17) (4-18) (4-19) (4-20) 公式中：--車輪的滾動半徑； a--至車輪中線的距離,mm； b--至車輪中線的距離,mm； 求得即可求得左右前輪輪轂內(nèi)軸承對輪轂的徑向支承和外軸承對輪轂的徑向支承，這樣就求出了輪轂軸承對軸輪的徑向支承反力。根據(jù)這些力及前梁在鋼板彈簧座處的垂向力可繪出前梁與輪軸在汽車側(cè)滑時的垂向受力彎矩圖（4-1-2），汽車的最大彎矩發(fā)生在側(cè)滑方向一側(cè)的主銷孔處，另一處在鋼板彈簧座處，可以按下式求得： = (4-21) = (4-22) 公式中：--左右車輪承受地面的垂直反力，N； --左右車輪承受側(cè)滑的反力，N; §4.4 轉(zhuǎn)向節(jié)在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計算 如圖5—2所示，轉(zhuǎn)向節(jié)的危險斷面在軸徑為的輪軸根部即III-III剖面處。 圖4—2 轉(zhuǎn)向節(jié)，主銷及轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的計算用圖 §4.4.1、在制動工況下轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力計算 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，因制動力矩不經(jīng)轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸傳遞而直接由制動底板傳給在轉(zhuǎn)向節(jié)上的安裝平面。這時的，及III—III剖面處的合成彎矩應(yīng)力（MPa）為： (4-23) (4-24) =(4-25) 式中：—轉(zhuǎn)向節(jié)的輪軸根部軸徑取為50mm，=40 mm，=550 MPa， 得： 故50mm的軸頸滿足要求。 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。 §4.4.2、在側(cè)滑工況下轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力計算 在側(cè)滑時左、右轉(zhuǎn)向節(jié)在危險斷面III—III處的彎矩是不等的，可分別下式求得： （4-26） （4-27） 左右轉(zhuǎn)向節(jié)在危險截面處的彎曲應(yīng)力為： （4-28） （4-29） =500MPa,故左右轉(zhuǎn)向節(jié)均滿足要求； §4.5 主銷與轉(zhuǎn)向節(jié)襯套在制動和側(cè)滑工況下的應(yīng)力計算 在制動和側(cè)滑工況下，在轉(zhuǎn)向節(jié)上、下襯套的中心，即與輪軸中心線相距分別為c，d的兩點處，在側(cè)向平面(圖4—2(c))和縱向平面(圖4—2(d))內(nèi)，對主銷作用有垂直其軸線方向的力。 一、在制動工況下 地面對前輪的垂向支承反力所引起的力矩，由位于通過主銷軸線的側(cè)向平面內(nèi)并在轉(zhuǎn)向節(jié)上下襯套中點處垂直地作用于主銷的力所形成的力偶矩（c+d）所平衡(見圖4—2(b))，故有 (4-30) 式中取150，c取70mm，d=70 mm； 制動力矩由位于縱向平面內(nèi)并作用于主銷的力所形成的力偶 （c+d）所平衡(見圖4—2(c))。故有 (4-31) 而作用于主銷的制動力，則由在轉(zhuǎn)向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，平衡(見圖4—2(c))，且有： (4-32) (4-33) 由轉(zhuǎn)向橋的俯視圖(圖4—2(d)的下圖 取=80，=115)可知，制動時轉(zhuǎn)向橫拉桿的作用力N為： N= (4-34) 力N位于側(cè)向平面內(nèi)且與輪軸中心線的垂直距離為，如將N的著力點移至主銷中心線與輪鈾中心線的交點處．則需對主銷作用一側(cè)向力矩N (見圖4—2(b))。力矩N由位于側(cè)向平面內(nèi)并作用于主銷的力偶矩所平（c+d）衡，故有 （4-35） 而力N則內(nèi)存整向節(jié)上下襯套中點處作用于主銷的力，所平衡，且有：= （4-36） = （4-37） 由圖4—2(b)可知，在轉(zhuǎn)向節(jié)上襯套的中點作用于主銷的合力和下襯套的中心作用于主銷的合力分別為： =12500N （4-38） =16600N （4-39） 公式中：--汽車左右前輪承受地面垂直反作用力，N； --車輪中心線到主銷軸線的距離，mm; --輪胎的滾動半徑，mm; --汽車左右前輪承受地面的側(cè)向反力，N； 由上兩式可見，在汽車制動時，主銷的最大載荷發(fā)生在轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套的中點處，其值為=16600N。 二、在側(cè)滑工況下 僅有在側(cè)向平面內(nèi)起作用的力和力矩，且作用于左右轉(zhuǎn)向節(jié)主銷的力是不相等的，它們可分別按下式求得： （4-40） （4-41） 取最大的作為主銷的計算載荷，計算主銷在前梁拳部下端面應(yīng)力和剪切應(yīng)力： (4-42) ； (4-43) 式中：--主銷直徑取為24 mm； h--轉(zhuǎn)向節(jié)下襯套中點至前梁拳部下端面的距離，（見圖4—2(a)）取h=21mm； 其中主銷的許可彎曲應(yīng)力=440MPa；許可剪切應(yīng)力=66MPa。 主銷采用20cr，20CrNi，20crMnTi等低碳合金鋼制造，滲碳淬火，滲碳層深1.0～1.5mm，HRC56～62。 轉(zhuǎn)向節(jié)襯套的擠壓應(yīng)力為： (4-44) 式中：--襯套長為80mm； --取中最大值； --主銷直徑； 在靜載荷下，上式的計算載荷取 N (4-45) 。 (4-46) §4.6轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承的計算 對轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承，取汽車以等速＝40km／h，沿半徑R＝50m的圓周行駛的工況作為計算工況。如果汽車向右轉(zhuǎn)彎，外輪即左前左輪的地面垂向反力增大。 ， (4-47) 將上述計算工況的有關(guān)數(shù)據(jù)代入上式，并設(shè) ＝0.5，則有： ， (4-48) 可近似地認(rèn)為推力軸承的軸向載荷等于上述前外輪的地面垂向外力，即: 。 鑒于轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉(zhuǎn)角不大及軸承滾輪使圓周破壞帶來的危險性，軸承的選擇按其靜承載容量進(jìn)行，且取當(dāng)量靜載荷 》，故此推力軸承滿足要求。 第五章 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計計算 §5.1 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù) §5.1.1轉(zhuǎn)向器的效率 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，用符號表示，；反之稱為逆效率，用符號表示，。 其中，為轉(zhuǎn)向器中的摩擦功率；為作用在齒條軸上的功率。為了保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動回正，又需要一定的逆效率。為了減輕在不平路面上行駛時駕駛員的疲勞，車輪與路面之間的作用力傳至方向盤時應(yīng)盡可能小，防止打手，這又要求此逆效率盡可能低。 轉(zhuǎn)向器的正效率： 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、結(jié)構(gòu)參數(shù)和制造質(zhì)量等。轉(zhuǎn)向器類型、結(jié)構(gòu)特點與效率 在前述的幾種轉(zhuǎn)向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式的正效率比較高。同一類型的轉(zhuǎn)向器，因結(jié)構(gòu)不同效率也不一樣。 轉(zhuǎn)向器逆效率： 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。 齒輪齒條式轉(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，在不平路面上行駛時，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；如果長時間在不平路面上行駛，易使駕駛員疲勞，影響安全駕駛。 §5.1.2傳動比的變化特性 1. 轉(zhuǎn)向系傳動比 轉(zhuǎn)向系的傳動比包括轉(zhuǎn)向系的角傳動比和轉(zhuǎn)向系的力傳動比。 2. 力傳動比與轉(zhuǎn)向系角傳動比的關(guān)系 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 (5-1) 式中，a為主銷偏移距此處a=72，指從轉(zhuǎn)向節(jié)主銷軸線的延長線與支撐平面的交點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 (5-2) 式中，為作用在方向盤上的力矩；為方向盤的直徑。 將式(5-1)、 (5-2)代入后得到 (5-3) 有 (5-3)知，當(dāng)主銷偏移矩a小時，力傳動比應(yīng)取大些才能保持轉(zhuǎn)向輕便。 §5.2 主要參數(shù)的確定 §5.2.1 給定的主要計算參數(shù) 軸距 L=2880mm 輪距 前輪1320mm 輪胎 6.00-20 D=635mm B=293mm 最小轉(zhuǎn)彎半徑小于等于5m §5.2.2 選擇主要轉(zhuǎn)向參數(shù) 汽車在轉(zhuǎn)向時需要有自動回正能力，這需要轉(zhuǎn)向主銷在汽車的縱向和橫向平面內(nèi)各有一定的傾角。所以選定主銷后傾角γ為2°30′，主銷內(nèi)傾角β為7°，車輪外傾角α為1°，前輪前束為10mm。 轉(zhuǎn)向盤由輪轂、輪緣和輪輻構(gòu)成，方向盤的直徑D有一系列尺寸（如表5-1） 表5-1 轉(zhuǎn)向盤直徑 汽車類型 方向盤直徑D，mm 轎車、小型客車、小載重量貨車 400 中型大客車、中等載重量貨車 450、500 大型客車、大載重量貨車 550 可選擇方向盤直徑400mm , 轉(zhuǎn)向軸是用雙萬向節(jié)，軸與萬向節(jié)的連接用花鍵來實現(xiàn)。 §5.2.3 車輪的左右最大轉(zhuǎn)角確定 為了避免在汽車轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生路面對汽車行駛的附加阻力和輪胎的過快磨損，要求轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能保證汽車轉(zhuǎn)向時所有車輪均做純滾動，這就需要所有車輪的軸線都交于一點才能實現(xiàn)。此輕型貨車應(yīng)滿足轉(zhuǎn)向時候最小轉(zhuǎn)彎半徑小于5米，而理想的車輪轉(zhuǎn)角α與β應(yīng)滿足理想關(guān)系式： (5-6) 式中為車輪外轉(zhuǎn)角，β為車輪內(nèi)轉(zhuǎn)角，K為兩側(cè)主銷軸線與地面相交點之間的距離 （K=1320-272=1176mm），為2880mm 。 又因為理想情況下，最小轉(zhuǎn)彎半徑與外轉(zhuǎn)向輪最大偏轉(zhuǎn)角的關(guān)系為： (5-7) 聯(lián)立（5-6）（5-7）式得到： =35.17°， =44.68° 圖5-1 理想內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系簡圖 車輪的內(nèi)外轉(zhuǎn)向角度均大于35度，滿足設(shè)計任務(wù)的要求。 §5.3 轉(zhuǎn)向梯形的選擇設(shè)計 圖5-2 整體式轉(zhuǎn)向梯形 1- 轉(zhuǎn)向橫拉桿 2-轉(zhuǎn)向梯形臂 3-前軸 轉(zhuǎn)向梯形選擇的是整體式后置梯形（如圖5-2），圖視為兩軸式時的圖形，L為假想的軸線距離，即是上圖的l,γ為轉(zhuǎn)向梯形的底角，S為兩個梯形臂延長線與汽車中心線的交點與前軸的距離，一般為2/3l. 由公式 cotγ=0.75 （6-8） 得轉(zhuǎn)向梯形的底角 γ=72.98° 轉(zhuǎn)向梯形臂的長度m，是參考現(xiàn)有汽車梯形臂長度與主銷中心距K之比的統(tǒng)計數(shù)據(jù)后進(jìn)行選擇，一般范圍是： m=(0.11～0.15)K=(129.36～176.4)mm。由于是輕型載重汽車，固可取梯形臂長度 m=150mm 。 由圖形可知，轉(zhuǎn)向橫拉桿的長度跟K和γ有關(guān)，其關(guān)系式為： =K-2×m×cosγ=1088mm (5-9) 則橫拉桿長度為1088 mm。 §5.4 轉(zhuǎn)向梯形的優(yōu)化 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)用來保證汽車轉(zhuǎn)彎行駛時所有車輪能繞一個瞬時轉(zhuǎn)向中心，在不同的圓周上做無滑動的純滾動。兩軸汽車轉(zhuǎn)向時，若忽略輪胎側(cè)偏影響，兩轉(zhuǎn)向前軸的延長線。 轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的優(yōu)化問題是一個小型的約束非線性規(guī)劃化問題，可用符合形法來求解。優(yōu)化設(shè)計程序如下： #include #include"math.h" #define HUDU 3.1415926/180 main( ) { int m1; int m; double r; double g; double fx=0; double a; double b; double c; double d; double e; double f; double n; double r1; double min=100000; for(m=246;m<=336;m++) for(r=69.5;r<=90;r+=0.5) { for(g=1;g<=30;g++) { a=sin(r*HUDU+g*HUDU); b=sqrt(pow(2237/m,2)+1-2*2237/m*cos(r*HUDU+g*HUDU)); c=atan(1/(1/tan(g*HUDU))-2237/4580); d=2237/m*(2*cos(r*HUDU)-cos(r*HUDU+g*HUDU))-cos(2*r*HUDU); e=a/b; f=d/b; 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; if(fabs(e)>1)||fabs(f)>1 { e=1; f=1; } if(g<=10) fx+=1.5*fabs((r-asin(e))/c-acos(f)/c-1); else { if(10fx) { if(n>=0) min=fx;j=m;r1=r ;} } printf("%d\n%f",m1,r1); } 優(yōu)化的結(jié)果為： 轉(zhuǎn)向梯形臂長m=149.72mm,轉(zhuǎn)向梯形底角7233 §5.5 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的設(shè)計 §5.5.1 轉(zhuǎn)向器（循環(huán)球式）的效率 為保證轉(zhuǎn)向時駕駛員轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的輕便，要求正效率高；為了保證汽車轉(zhuǎn)向后轉(zhuǎn)向輪和轉(zhuǎn)向盤能自動回正，又需要一定的逆效率；為減輕駕駛員在不平路面上的疲勞，防止打手，又要求逆效率盡可能低。 正效率的計算公式： （5-10） 其中為螺桿的螺線導(dǎo)程角，選6°；為摩擦角，=?；?為摩擦因數(shù)，選0.04，則=2.29°。 數(shù)據(jù)代入（4-10）解得 =72.1%。 逆效率的計算公式： =71.3% （5-11） §5.5.2 主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)參考《汽車設(shè)計》表7-1 模數(shù) 搖臂軸 直徑 螺桿 外徑 鋼球 直徑 螺距 工作 圈數(shù) 環(huán)流數(shù) m=4 D=25 =25 d=6.350 P=9.525 1.5 b=2 螺母 長度 齒扇 齒數(shù) 齒扇整圈齒數(shù) 齒扇 壓力角 切削角 齒扇寬 46 5 13 27.5 6.5 B=25 §5.5.3 螺桿、鋼球和螺母傳動副 螺母內(nèi)徑=+8%=27mm （5-12） 每個環(huán)路中鋼球的數(shù)量為： =19 （5-13） 其中為螺桿的螺線導(dǎo)程角，選6°。 接觸角θ是鋼球與螺桿滾道接觸點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°，以使軸向力和徑向力分配均勻。 圖5-3 螺桿,鋼球,螺母傳動副 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動角，對應(yīng)螺母移動距離s為： （5-14） 與此同時齒扇節(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： S=r (5-15) 其中r為齒扇節(jié)圓半徑。 聯(lián)立（5-14）（5-15）得= ，將對求導(dǎo)，得轉(zhuǎn)向器角傳動比為： =17.142 （5-16） §5.5.4 齒條、齒扇傳動副設(shè)計 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，所以此傳動副的設(shè)計主要是變厚齒扇的設(shè)計。 圖5-4 變厚齒扇齒形計算簡圖 將中間剖面1-1規(guī)定為基準(zhǔn)剖面。由1-1剖面向右時，變位系數(shù)為正，向左則正變?yōu)榱悖?-0剖面），再變?yōu)樨?fù)。在切削角一定的情況下，各剖面的變位系數(shù)取決于距基準(zhǔn)剖面1-1的距離a; 一、在0-0剖面處的齒形系數(shù) 齒頂高系數(shù)：=0.8； 齒頂高=3.2mm； （5-17） 齒根高系數(shù)：=0.95； 齒根高=3.8mm；（5-18） 頂隙系數(shù)：=0.25； 全齒高h(yuǎn)==7mm （5-19） 分度圓直徑： =52mm （5-20） 齒頂圓直徑: =58.4mmm; （5-21） 齒根圓直徑:： =44.4mm: （5-22） 二、變厚齒扇小端（3-3剖面）齒形系數(shù)： 變位系數(shù)： （5-23） 齒頂圓直徑: （5-24） 齒根圓直徑：mm （5-25） 小端齒厚 ：m=5.59mm （5-26） 三、變厚齒扇大端（2-2剖面）處齒形系數(shù): 變位系數(shù)： （5-27） 齒頂圓直徑： （5-28） 齒根圓直徑： （5-29） 大端齒厚 ：m=7.56mm （5-30） §5.6 轉(zhuǎn)向系主要性能參數(shù)確定 §5.6.1 轉(zhuǎn)向系的角傳動比 = （5-31） 式中為轉(zhuǎn)向器的角傳動比，=17.142；為轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比，一般選擇=1。代入（6-9） 得 =17.142 其中 式中為轉(zhuǎn)向搖臂長（mm），所以==162mm。 §5.5.2 轉(zhuǎn)向盤旋轉(zhuǎn)圈數(shù)n (5-32) 式中為轉(zhuǎn)向盤從一個極限位置到另一個極限位置所轉(zhuǎn)過的角度，且： =17.142（35.17°+44.68°）=1368.79° 所以 n=1368.79°÷360°=3.8 (圈) §5.6 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強(qiáng)度的校核 為了進(jìn)行強(qiáng)度計算，首先要確定其計算載荷，可利用汽車在干燥硬路面上作原地轉(zhuǎn)向時轉(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。 §5.6.1鋼球與滾道間的接觸應(yīng)力 用下式計算鋼球與滾道之間的接觸應(yīng)力σ： 式中： k——系數(shù)，根據(jù)值查《汽車設(shè)計》表7-3查出， , ； --滾道截面半徑； r--鋼球半徑； --螺桿外半徑； E--材料彈性模量，等于； --鋼球與螺桿之間的正壓力， 可用下式計算 式中：--螺桿螺線導(dǎo)程角； --接觸角； --參與工作的鋼球數(shù)； --作用在螺桿上的軸向力。 其中， 當(dāng)接觸表面硬度為58—64HRC時，許用接觸應(yīng)力[σ]=2500。 §5.6.2齒的彎曲應(yīng)力 用下式計算齒扇齒的彎曲應(yīng)力： 式中：--作用在齒扇上的圓周力； --齒扇的齒高； B--齒扇的齒寬； --基圓齒厚。 其中，, 取mm ，顯然符合要求。 許用彎曲應(yīng)力為。 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58—63HRC。 §5.7 轉(zhuǎn)向系其他元件的選擇及材料的確定 轉(zhuǎn)向主銷選用圓柱實心型，D=40mm；一般選用20Cr。轉(zhuǎn)向節(jié)臂和梯形臂有中碳鋼或中合金鋼如35Cr，40，40Cr等模鍛加工而成，一般選用40Cr。轉(zhuǎn)向縱、橫拉桿應(yīng)選用質(zhì)量較輕剛性較好的20，30或40無縫鋼管制造，選用40鋼。球頭銷用合金結(jié)構(gòu)鋼12CrNiB、15CrMo