车辆工程毕业设计论文-东风轻型货车转向系统设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-东风轻型货车转向系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

拉杆和前梁共同构成 ，如图。 图 与非独立悬架配用的转向传动机构示意图 2． 转向摇臂 循环球式转向器和蜗杆曲柄指销式转向器通过转向摇臂与转向直拉杆相连。 转向摇臂的大端用锥形三角细花键与转向器中摇臂轴的外端连接，小端通 过球头销与转向直拉杆作空间铰链连接 ，如图。 3． 转向直拉杆 转向直拉杆是转向摇臂与转向节臂之间的传动杆件，具有传力和缓冲作用。 在转向轮偏转且因悬架弹性变形而相对于车架跳动时，转向直拉杆与转向摇臂及转向节臂的相对运动都是空间运动，为了不发生运动干涉，三者之间的连接件都是球形铰链 ，如图。 图 转向摇臂示意图 19 图 转向直拉杆示意图 4． 转向横拉杆 转向横拉杆是转向梯形机构的底边，由横拉杆体和旋装在两端 的横拉杆接头组成。 其特点是长度可调，通过调整横拉杆的长度，可以调整前轮前束 ，如图。 与独立悬架配用的转向传动机构 当转向轮采用独立悬架时，为了满足转向轮独立运动的需要，转向桥是断开式的，转向传动机构中的转向梯形也必须断开。 与独立悬架配用的多数是齿轮齿条式转向器，转向器布置在车身上，转向横拉杆通过球头销与齿条及转向节臂相连。 20 图 解放 CA1091型汽车转向横拉杆 9.悬架右摆臂 图 断开式转向传动机构示意图 转向梯形的选择 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关。 无论采用哪一种方案，都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，转向轮应有足够大的转角。 本设计中由于采用的是非独立式悬架，应当选用与 之配用的整体式转向梯形。 整体式转向梯形 整体式转向梯形是由转向横拉杆 转向梯形臂 2 和汽车前轴 3 组成，如下图所示。 21 图 整体式转向梯形 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式悬架时，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者前轴前（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版发生干涉，所以在布置上有困难。 为了保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。 断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。 断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮。 与整体式转向梯形比较，由于其杆系、球头增多，所以结构复杂；制造成本高；并且调整前束比较困难。 横拉杆上断开点的位置 与独立悬架形式有关。 采用 双横臂独立悬架，常用图解法 (基于三心定理 )确定断 开点的位置。 其求法如下 ： 1)延长 BKB 与 AKA ，交于立柱 AB 的瞬心 P 点， 由 P 点作直线 PS。 S 点为转向节臂球销中心在悬架杆 件 (双横臂 )所在平面上的投影。 当悬架摇臂的轴线斜 置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。 2)延长直线 AB 与 BAKK ，交于 ABQ 点，连 ABPQ 直线。 22 3)连接 S 和 B 点，延长直线 SB。 4)作直线 BSPQ ，使直线 ABPQ 与 BSPQ 间夹角等于直线 APK 与 PS 间的夹角。 当S 点 低于 A 点时， BSPQ 线应低于 ABPQ 线。 5)延长 PS 与 BBSKQ ，相交于 D 点，此 D 点便是横拉杆铰接点 (断开点 )的理想的位 置。 图 断开式转向梯形 以上是在前轮没有转向的情况下，确定断开点 D 位置的方法。 此外，还要对车轮向左转和向右 转的几种不同的工况进行校核。 图解方法同上，但 S 点的位置变了；当车轮转向时，可认为 S 点沿 垂直于主销中心线 AB 的平面上画弧 (不计主销后 倾角 )。 如果用这种方法所得到的横拉杆长度在不 同转角下都相同或十分接近，则不仅在汽车直线行驶时，而且在转向时，车轮的跳动都不会对转向产生影响。 双横臂互相平行的悬架能满足此要求，见图 和 c。 23 图 断开点的确定 本章小结 本章对转向传动机构进行设计，由于本设计选用的是非独立式悬架，因此选用与非独立悬架配用的转向传动机构，转向梯形也选用与之配用的整体式转向梯形，为下一章的整体式转向梯形结构优化设计做准备。 第 5 章 转向系的设计计算 本设计主要参照东风 EQ1061T502 轻型货车，其基本参数为：两轴式 4 2 驱动平 24 头货车，最高车速 115km/h,装载质量 3t，最小转弯直径不大于 14m，最大爬坡度不小于。 转向器的结构型式选择及其设计计算 循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球 齿条齿扇式和另一种即循环球 曲柄销式。 它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或球销传动副。 两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。 本设计选用的循环球 齿条齿扇式转向器。 螺杆 — 钢球 — 螺母传动副的设计 表 各类汽车循环球转向器的齿扇模数 齿扇模数 /mmm 乘用车 排量 /mL 550 1000 1600 2020 2020 一一 一一 前桥负荷/kN 一一 一一 商用车 前桥负荷/kN 24 最大装载质量 /kg 350 1000 2500 2700 4000 6000 8000 由设计要求可知最大装载质量为 3000kg，由前面的整体设计知满载时：前轴负荷为 ，即 22020N，所以根据表 ，齿扇模数选。 （ 1） 钢球中心距 D、螺杆外径 D1和螺母内径 D2 钢球 中心距是基本尺寸。 螺杆外径 D1，螺母内径 D2 及钢球直径 d 对确定钢球中 表 循环球式转向器主要参数 齿扇模数/mm 25 摇臂轴直径 /mm 22 26 30 32 32/35 38/40 42/45 钢球中心距 /mm 20 23/25 25 28 60/32 35 40 螺杆外径/mm 20 23/25 25 28 29 34 38 钢球直径/mm 56 螺距 /mm 38 工作圈数 环流行数 2 螺母长度/mm 41 45/52 46/47 58 56/59/ 62 72/78 80/82 齿扇齿数 3/5 5 齿扇整圆齿数 12/13 13 13/14/15 齿扇压力角 22176。 30′ /27176。 30′ 切削角 6176。 30′ 6176。 30′ 7176。 30′ 齿扇宽 /mm 22/25 25/27 25/28 30 28~32 30/34/38 35/38 心距 D 的大小有影响，而 D 又对转向器结构尺寸和强度有影响。 在保证足够的强度条件下，尽可能将 D 值取小些。 选取 D 值的规律是随着扇齿模数的增大，钢球中心距 D也相应增加（表 ）。 设计时先参考同类汽车的参数进行初选，经强度验算后，再进行修正。 螺杆外 26 径 D1 通常在 20~38 范围内变化，设计时应根据转向轴负荷的不同来选定。 螺母内径 D2 应大于 D1，一般要求 D2 D1=（ 5%~ 10%） D。 根据表 ，本设计初选钢球中心距为 32mm，螺杆外径 29mm， D2D1=8%D，所以螺母内径 D2 为 32mm。 （ 2） 钢球直径 d 及数量 n 钢球直径尺寸 d 取得大，能提高承载能力，同时螺杆和螺母传动机构和转向器的尺寸也随之增加。 钢球直径应符合国家标准一般常在 7~ 9mm 范围内选用（表）。 增加钢球数量 n，能提高承载能力，但是钢球流动性变坏，从而使传动效率降低。 因为钢球直径本身有误差，所以共同参加工作的钢球数量并不是全部的钢球数。 经验表明，每个环路中的钢球数以不超过 60 为好。 为保证尽可能多的 钢球都承载，应分组装配。 每个环路中的钢球数为 0c o sD W D Wn dd （ ） 式中， D 为钢球中心距； W 为一个环路中那个的钢球工作圈数； n 为不包括环流导管中的钢球数； 0 为螺线导程角，常取 0 =5176。 ~8176。 ，故 0cos  1。 本设计中钢球直径 d=，工作圈数 W=，由公式（ ）可得钢球数 n 为36。 （ 3） 滚道截面 当螺杆和螺母的滚道截面各由两条圆弧组成，形成四段圆弧滚道截面时，如图 所示，钢球与滚道有四点接触，传动时轴向间隙最小，可满足转向盘自由行程小的要求。 图 中滚道与钢球之间的间隙，除用来储存润滑油之外，还能储存磨损杂质。 为了减少摩擦，螺杆和螺母沟槽的半径 cr 应大于钢球半径 d/2，一般取 cr =（ ~） d。 螺杆滚道应倒角，用来避免该处被啮出毛刺而划伤钢球后降低传动效率。 本设计取 cr ==。 27 图 滚道截面示意图 （ 4） 接触角  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称为接触角  ，  角多取为 45176。 ，以使轴向力和径向力分配均匀。 本设计  取为 45176。 （ 5） 螺距 P 和螺旋线导程角 0 转向盘转动  角，对应螺母移动的距离 s 为 /2sP （ ） 式中， P 为螺纹螺距。 与此同时，齿扇节圆转过的弧长等于 s，相应摇臂转 过 P 角，期间关系为 Psr （ ） 式中， r 为齿扇节圆半径。 联立式（ ）、（ ）得 2/PrP  ，将  对 P 求导，得循环球式转向器角传动比 wi 为 2/wi r P （ ） 28 由式（ ）可知，螺距 P 影响转向器角传动比的值。 螺距 P 一般在 8~ 11mm内选取。 本设计选取螺距 P 为 10mm。 在已知螺旋线导程角 0 和螺距 t 的情况下，钢球中心距 D 也可由下式求得： 0tanPD  （ ） 式中 P — 螺杆与螺母滚道的螺距； 0 — 螺线导程角。 因此根据式（ ）反推出螺旋线导程角 0 为 6176。 根据式（ ）得节圆半径 mmpir w   （ 6） 工作钢球圈数 W 多数情况下，转向器用两个环路，而每个环路的工作钢球圈数 W 又与接触强度有关：增加工作钢球圈数，参加工作的钢球数增多，能降低接触应力，提高承载能力；但钢球受力不均匀。 螺杆增长使刚度降低。 工作钢球圈数有 和 圈两种。 一个环路的工作钢球圈数的选取见表 本设计选取工作钢球圈数 W 为 圈。 （ 7） 导管内径 1d 容纳钢球而且钢球在其内部流动的导管内径 1d d e,式中， e 为钢球直径 d 与导管内径之间的间隙。 e 不易过大，否则钢球流经导管时球心偏离导管中心的距离增大，并使流动阻力增大。 推荐 ~ mm。 导管壁厚取为 1mm。 本设计选取 e 为 ，所以导管内径为。 齿条、齿扇传动副的设计 首先分析转向器的传动间隙，既齿扇和齿条之间的间隙。 该间隙随转向盘转角 的大小不同而改变，这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性。 研究该特性的意义在于，他与直线行驶的稳定性 和转向器的使用寿命有关。 转向器传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度要比两端快。 在中间附近位置因磨损造成的间隙大到无法确保直线行驶稳定性时，必须经调整。