车辆与动力工程学院毕业设计说明书
QMZR?Z1Rl1?Y1Rrr8604.1?180?2581.2?509??12610.5N
c?d227 取Q1,QMZL,QMZR中最大的作为主销的计算载荷Qj?Q1?52269N，计算主销在前梁拳部下端面应力?w和剪切应力?s：
?w?Qj0.1d30h MPa ； ?s?4Qj?d20 MPa；
式中：d0—主销直径取为38 mm；
h —转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离，见图5—3(a),取h=43mm； ?w? ?s?52269?43?409.6MPa???w? ;
0.1?3834?52269?46.1MPa
3.14?382其中??w?=500MPa；??s?=100MPa。
主销采用20cr，20CrNi，20crMnTi等低碳合金钢制造，渗碳淬火，渗碳层深1.0～1.5mm，HRC56～62。
转向节衬套的挤压应力?c为：
?c?Qjld0?52669?31.3???c??50MPa
44?38式中：l—衬套长为44mm。
在静载荷下，上式的计算载荷取
Qj?QMZ?Z1l125239.9?180??20014 N c?d227?c?Qjld0?52269?12MPa?[44?38?]?15MPa。
c
§4.6转向节推力轴承的计算
对转向节推力轴承，取汽车以等速na＝40km／h，沿半径R＝50m的圆周行驶的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯，外轮即左前左轮的地面垂向反力Z1L增大。
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22hgVaG1Z1L?[1?()()]，将上述计算工况的有关数据代入上式，并设
2RgB1hgB1＝0.5，
2V汽车前桥的侧滑条件为：前桥侧向力P1=m1a?Y1L?Y1R?m1g?1
RV所以，?1?a
Rg则有：Z1L?21.25G1?0.625G1 ， 2可近似地认为推力轴承的轴向载荷Fa等于上述前外轮的地面垂向外力，即:
Fa?0.625G1?21033.3N。
鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大及轴承滚轮使圆周破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量C0r?42.8KN进行，且取当量静载荷P0?0.4C0r?17.12KN 》Fa，故此推力轴承满足要求。
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第六章 转向系统的设计计算
§6.1 转向系主要性能参数
§6.1.1转向器的效率
功率p1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，
???(p?p)(p1?p2)???32p3p3；反之称为逆效率，用符号??表示，。
其中，p2为转向器中的摩擦功率；p3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。同一类型的转向器，因结构不同效率也不一样。
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。
齿轮齿条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。
§6.1.2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。
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转向器角传动比可以设计成减小、增大或保持不变的。影响选取角传动比变化规律的主要因素是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。 若转向轴负荷小或采用动力转向的汽车，不存在转向沉重问题，应取较小的转向器角传动比，以提高汽车的机动能力。若转向轴负荷大，汽车低速急转弯时的操纵轻便性问题突出，应选用大些的转向器角传动比。 汽车以较高车速转向行驶时，要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。汽车高速直线行驶时，转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。否则转向过分敏感，使驾驶员精确控制转向轮的运动有困难。 转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的下凹形曲线，如图6-1所示。
图6-1转向器角传动比变化特性曲线 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Fw和作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间的关系
Fw?Mra (6-1)
式中，a为主销偏移距此处a=50mm，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。作用在方向盘上的手力为
Fh为
Fh?2MhDsw 式中，
Mh
Dsw(6-2)
为方向盘的直径。
为作用在方向盘上的力矩；
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ip?将式(6-1)、 (6-2)代入
ip?2FwFh后得到
Mr×DswMh×a (6-3)
由 (6-3)知，当主销偏移矩a小时，力传动比ip应取大些才能保持转向轻便。
§6.2 主要参数的确定
§6.2.1 给定的主要计算参数 轴距 L=3950mm
轮距 前轮1940mm 后轮1860mm
前悬1350mm 后悬2100
满载总质量 10100kg 额定最大装载质量4500kg §6.2.2 选择主要转向参数
汽车在转向时需要有自动回正能力，这需要转向主销在汽车的纵向和横向平面内各有一定的倾角。所以选定主销后倾角γ为2°30′，主销内倾角β为7°，车轮外倾角α为1°，前轮前束为10mm。
转向盘由轮毂、轮缘和轮辐构成，方向盘的直径D有一系列尺寸（如表6-1） 表6-1 汽车类型与方向盘对照表
汽车类型 轿车、小型客车、小载重量货车 中型大客车、中等载重量货车 大型客车、大载重量货车 方向盘直径D，mm 400 450、500 550 由本次设计条件可选择方向盘直径500mm , 转向轴是用双万向节，轴与万向节的连接用花键来实现。
§6.2.3 车轮的左右最大转角确定
为了避免在汽车转向时产生路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎的过快磨损，要求转向系统能保证汽车转向时所有车轮均做纯滚动，这就需要所有车轮的轴线都交于一点才能实现。此自卸汽车应满足转向时候最小转弯半径小于7.5-9.5米，而理想的车轮转角α与β应满足理想关系式：
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