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本課題培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論、專業(yè)知識和基本技能，掌握汽車總成及零部件設計的方法，運用計算機三維軟件進行輕型汽車前橋的設計和分析。???????????????????????????????????????????????????????????
?????本課題將結合某輕型汽車的開發(fā)，進行汽車前橋的設計計算，利用大型三維設計軟件進行汽車前橋關鍵部件的二維設計、三維設計。
完成汽車前橋的設計計算，提交相關的設計計算報告和三維、二維模型圖。
參考:
https://product.360che.com/s15/3887_64_param.html
車輛參數(shù)上“卡車之家”查
躍進?超越C500-33?180馬力?4.2米單排欄板輕卡(SH1042ZFDCWZ4)
字數(shù)15000左右
III
摘 要
隨著市場經濟的發(fā)展，輕型貨運汽車以其機動靈活、經濟省油、高性價比、多功能的特點，逐漸成為市內貨物運輸或短途貨物運輸?shù)闹饕\輸工具，是城市物流系統(tǒng)的主力車型。汽車制造企業(yè)為了占領市場，必須開發(fā)設計出造型美觀、布置合理、結構先進、具有高動經性的輕型貨車。本文首先對輕型貨車的設計特點以及國內外發(fā)展現(xiàn)狀做了相關的概述，而后對轉向前橋進行了詳細的設計計算，主要計算了前橋、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承（即轉向節(jié)村套）、轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。
最后根據(jù)上述的設計工作與計算，完成CAD圖紙繪制及三維模型建立。
關鍵字：輕型貨車，前橋，工字梁，轉向節(jié) ，三維建模
ABSTRACT
With the development of market economy light freight cars with its flexible economic fuel efficient cost-effective multi-function characteristics gradually become citywide goods transportation or short-distance transport of goods transport the main city logistics system is the main models. Auto manufacturing enterprise in order to capture market must develop design the
modeling beautiful decorate reasonable advanced structure high move the vans through sex. Firstly, the small truck design features and development in the world to do the relevant overview and then move before the bridge on a detailed design calculations, mainly calculate the work stress in the Brake and sideslip two conditions of the front axle, steering knuckle, kingpin, kingpin upper and lower bearing (the steering knuckle village sets), Steering knuckle thrust bearing or thrust washer .The design of this work completed by the CAD drawing.
KEY WORDS: light truck, front axle, beam，Knuckle
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
第一章 緒 論 1
1.1前橋的概述 1
1.2 貨車前橋的發(fā)展狀況 3
1.3 課題研究的目的與意義 5
1.4研究的方法及技術路線 6
1.4.1研究方法 6
1.4.2研究技術路線 6
1.5 本文研究的主要內容 6
第2章 輕型汽車前橋的總體結構設計 7
2.1 前橋基本參數(shù)的確定 7
2.2前橋的主要技術條件 8
2.2.1 設計要求 8
2.2.2主要設計參數(shù) 9
第三章 前橋的結構分析 9
3.1 承載結構分析 9
3.2前橋的結構確定 10
3.2.1結構形式 11
3.2.2 整車的結構匹配 11
第4章 前橋主要零部件的設計計算 12
4.1 前橋的受力分析 12
4.1.1緊急制動工況分析 12
4.1.2側滑工況分析 13
4.1.3 工況路面分析 13
4.2 前橋扭矩的計算 14
4.3 轉向節(jié)的設計與計算 21
4.3.1截面系數(shù)計算 21
4.3.2彎矩的計算 21
4.3.3應力的計算 21
4.4主銷的結構設計與計算 22
4.5 前橋標準件的選擇與校核 26
4.5.1 軸承的計算 26
4.5.2 墊片的計算 27
4.6 前橋車輪的尺寸計算 27
總 結 29
致 謝 30
參考文獻 31
31
畢設計業(yè)
第一章 緒 論
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構的不同，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構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，經常需要改變行駛方向，即所謂轉向，這就需有一套能夠按照司機意志行使汽車轉向的機構，它將司機轉動方向盤的動作轉變?yōu)檐囕喌钠D動作。為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉向輕便性及汽車轉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具有一定的傾角。在縱向平面內，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，主銷上部向內傾斜一個?角，稱為主銷內傾角。
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。當直線行駛的汽車的轉向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉時，汽車就偏離直線行駛而有所轉向，這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側滑的側向反力，使車輪產生繞主銷旋轉的回正力矩，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，導致方向盤沉重。后傾角通常在以內。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。
主銷內傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉向輕便。主銷內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，從而可減小轉向時需加在方向盤上的力，使轉向輕便，同時也可減小轉向輪傳到方向盤上的沖擊力。主銷內傾使前輪轉向時不僅有繞主銷的轉動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當松開方向盤時，所儲存的上升位能使轉向輪自動回正，保證汽車作直線行駛。內傾角一般為；主銷偏移距一般為30～40mm。輕型客車、輕型貨車及裝有動力轉向的汽車可選擇較大的主銷內傾角及后傾角，以提高其轉向車輪的自動回正性能。但內傾角也不宜過大，即主銷偏移距不宜過小，否則在轉向過程中車輪繞主銷偏轉時，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，使轉向變得很沉重。為了克服因左、右前輪制動力不等而導致汽車制動時跑偏，近年來出現(xiàn)主銷偏移距為負值的汽車。
前輪定位除上述主銷后傾角、主銷內傾角外，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生負外傾即內傾，同時也與拱形路而相適應。由于車輪外傾使輪胎接地點向內縮，縮小了主銷偏移距，從而使轉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，可通過改變轉向橫拉桿的長度來調整。設定前束的名義值時，應考慮轉向梯形中的彈性和間隙等因素。
在汽車的設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止可能引起的轉向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉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速并不一致，且會在較寬的車速范圍內發(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。當轉向車輪及轉向系統(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上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期性的擾動。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。其特點是轉向輪擺振頻率與車輪轉速一致，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。
轉向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結構設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、轉向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調整方面的影響，如前橋轉向系統(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參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側向剛度，在轉向拉桿系中設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。
1.2 貨車前橋的發(fā)展狀況
輕型載貨汽車的現(xiàn)狀及發(fā)展前景 中國改革開放以來農村的經濟迅速發(fā)展，使農村的貨運量及人口流動急劇的增加，加快運輸機械化成為了農村經濟發(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—輕型貨車營運而生。它解決了農村運輸?shù)募毙?，填補了村級，鄉(xiāng)級，城鎮(zhèn)及城鄉(xiāng)結合部運輸網絡的空白活躍了農村經濟。 輕型貨車的競爭對手是輕型汽車，與輕型汽車相比，輕型貨車有許多的優(yōu)點。入世后輕型貨車沒有收到很大的沖擊，因為它是中國特色的產業(yè)，符合國情，在國外沒有人這樣搞過，但是我們不能回避輕型汽車與輕型回城在市場上的競爭，輕型貨車利用比較低的生產成本和微利的經營的成產方式并引進了先進的汽車技術，堅持三低一高的特色，注重產品質量，使之與在汽車行業(yè)的競爭中得以提高。 2008年，輕型貨車市場增幅回落，月度呈現(xiàn)“前高后低”走勢，全年產銷量分別為1074541輛和1079159輛，同比分別增長4.2%和6.1%，增幅低于2007年。從表1中可以看出，我國輕型貨車已經連續(xù)兩年產銷量超過百萬輛，該細分車型占汽車市場份額達到11.5%，較2007年略有下降，但仍為商用車市場份額最大的車型。下半年受國際金融危機影響，下降趨勢非常明顯，從2008年8月開始，輕型貨車產銷量逐月下滑。分噸位來看，1.8t<總質量≤3.5t和4.5t<總質量≤6t都有個位數(shù)字的增長，而3.5t<總質量≤4.5t系列車型產銷量分別下降4.4%和2.0%，中小噸位輕型貨車，仍然占據(jù)輕型貨車市場的主導地位，但總質量大的寬體輕型貨車，正顯現(xiàn)出更大的市場潛力。前五家企業(yè)的集中度為60.0%，同比略有下降。2009年初，國家為了應對國際金融危機對中國經濟的不利影響，采取了一系列經濟刺激政策，這些政策初見成效。2009年一季度，輕型貨車產銷量分別為319105輛和317879輛，同比分別增長9.9%和4.5%，二月和三月環(huán)比均大幅增長，輕型貨車市場逐漸從金融危機的影響下走出來。寬體輕型貨車具備載重量大的優(yōu)勢，更適應市場需求。隨著人們生活水平的逐步提高，中高端輕型貨車用戶群體不斷擴大，他們對寬體輕型貨車價格的承受力越來越強。為了滿足市場需要，輕型貨車企業(yè)在設計寬體輕型貨車時，在規(guī)格和尺寸方面進行了擴展，更重要的是寬體輕型貨車裝配的發(fā)動機，以及關鍵總成有了明顯變化；很多輕型貨車企業(yè)生產寬體輕型貨車除了滿足市場需求外，也是出于增加利潤的考慮，因為傳統(tǒng)輕型貨車利潤已經很低，有的輕型貨車幾乎沒有什么利潤，寬體輕型貨車接近10萬元的價格，能夠保證企業(yè)正常的利潤。目前，福田的寬體歐馬可、江鈴寬體凱銳等產品都屬于寬體范疇。
傳統(tǒng)輕型貨車的最高承載量為4t、最高車速僅有8090km/h，發(fā)動機功率只有7080kW以及狹小的內部空間，已經不能適應高速公路重載行駛的要求和滿足不了市場多層面的需求。因此，在中型貨車市場逐漸萎縮的情況下，這些大輕型貨車將有可能逐漸占據(jù)本屬于中型貨車的市場的趨勢，最高設計時速和發(fā)動機功率明顯提升。而部分大輕型貨車產品也開始逐漸占據(jù)本屬于中型貨車的市場，寬體、大噸位重載高速高端輕型貨車將成為未來市場主流產品。這些都是市場、道路運輸現(xiàn)代化的需求，具體地表現(xiàn)在高端輕型貨車產品趨向寬駕駛室、長車身、大功率、高時速和加強型底盤。除載重量大，動力強勁的特性外，目前市場上高端輕型貨車不僅外形美觀、內飾設計上快速向轎車配置靠攏，人性化設計和舒適性配置的應用讓中高端輕型貨車的性價比不斷提升。
隨著市場的成熟、用戶運營需求的提高以及國家關于排放、油耗等一系列政策法規(guī)的出臺，低質低價輕型貨車產品的生存空間將急劇萎縮，基數(shù)龐大的輕型貨車產品需要向質量的強勢轉變。從產品競爭力來看，經濟性、可靠性、高性價比已經成為中國輕型貨車的核心競爭力。目前各主流輕型貨車生產廠家已經開始在技術競爭的市場開拓，技術儲備陸續(xù)釋放，對產品進行升級改造，用技術占領市場。前橋是汽車上一個重要的總成件，主要包括轉向節(jié)、轉向主銷、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。這就要求其在結構設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計。
1.3 課題研究的目的與意義
隨著我國交通運輸事業(yè)的迅速發(fā)展，汽車運輸?shù)某休d重量和運行速度都在不斷增加。于是人們對汽車的安全運行也越來越重視，所以對汽車車橋的設計也提出了更高的要求。
前橋通過懸架與車架(或承載式車身)相聯(lián)，兩側安裝著從動午輪，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。前橋還要承受和傳遞制動力矩。前橋按與其匹配的懸架結構的不同，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構不同可分為非斷開式與斷開式兩種。由于小型載貨汽車要求價廉，所以多采用非斷開式前橋。非斷開式的前橋主要有前梁，轉向節(jié)和轉向主銷組成。
車橋通過懸架與車架連接，支撐著汽車大部分重量，并將車輪的牽引力或者制動力，以及側向力經過懸架傳給車架。在汽車使用中，轉向橋的受力狀況比較復雜，因此應具有足夠的強度。為保證轉向車輪的正確定位角度，使操縱輕便并減輕輪胎的磨耗，轉向橋也應有足夠的剛度。此外，還應盡量減輕轉向橋的重量?？傊?，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。這就要求其在結構設計上必須有足夠的強度、剛度和抗疲勞破壞的能力。
前橋承受汽車的前部重量，把汽車的前進推力從車架傳給車輪，并與轉向裝置的有關機件作關節(jié)式聯(lián)系，實施汽車的轉向。前橋是利用它的兩端通過主銷與轉向節(jié)連接，用以轉向節(jié)的擺轉來實現(xiàn)汽車的方向。
1.4研究的方法及技術路線
1.4.1研究方法
（1）通過查閱相關資料，掌握輕型汽車前橋的主要參數(shù)。
（2）充分考慮已有輕型汽車前橋的優(yōu)缺點來確定輕型汽車前橋的總體設計方案，對現(xiàn)有裝置的不足進行分析。
（3）對設計的輕型汽車前橋進行修改和優(yōu)化，最終設計出能滿足要求的輕型汽車前橋。
1.4.2研究技術路線
（1）根據(jù)題目和原始數(shù)據(jù)查看相關資料，了解當今國內外輕型汽車前橋的發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展前景，撰寫文獻綜述和開題報告。
（2）根據(jù)產品功能和技術要求提出多種設計方案，對各種方案進行綜合評價，從中選擇較好的方案，再對所選擇的方案做進一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設計方案。
（3）具體設計輕型汽車前橋的工作裝置等。
（4）對所設計的機械結構中的重要零件進行校核計算，如軸、軸承等，保證設計的合理性和可行性。；
（5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量；
（6）整理各項設計資料，撰寫論文。
1.5 本文研究的主要內容
本論文主要對由轉向節(jié)，主銷，橫梁等組成輕型汽車前橋進行設計。具體內容包括以下五部分:
(1) 輕型汽車前橋的總體設計。
(2) 輕型汽車前橋詳細的機構運動學分析。
(3) 輕型汽車前橋各部分的基本尺寸的計算和驗證。
(4) 輕型汽車前橋主要部件的結構設計。
第2章 輕型汽車前橋的總體結構設計
2.1 前橋基本參數(shù)的確定
為了保持汽車直線行駛的穩(wěn)定性、轉向輕便性及汽車轉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而內都有一定傾角。在縱向平面內，主銷上部向后傾斜一個角，稱為主銷后傾角。在橫向平面內，主銷上部向內傾斜一個β角，稱為主銷內傾角。
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。當直線行駛的汽車的轉向輪偶然受到外力作用而稍有偏轉時，汽車就偏離直線行駛而有所轉向，這時引起的離心力使路面對車輪作用著一阻礙其側滑的側向反力，使車輪產生繞主銷旋轉的回正力矩，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，導致方向盤沉重。后傾角通常在以內?，F(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。
主銷內傾也是為了保證汽車直線行駛的穩(wěn)定性并使轉向輕便。主銷內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，從而可減小轉向時需加在方向盤上的力，使轉向輕便，同時也可減小轉向輪傳到方向盤上的沖擊力。主銷內傾使前輪轉向時不僅有繞主銷的轉動，而且伴隨有車輪軸及前橫梁向上的移動，而當松開方向盤時，所儲存的上升位能使轉向輪自動回正，保證汽車作直線行駛。內傾角一般為；主銷偏移距一般為30～40mm。輕型客車、輕型貨車及裝有動力轉向的汽車可選擇較大的主銷內傾角及后傾角，以提高其轉向車輪的自動回正性能。但內傾角也不宜過大，即主銷偏移距不宜過小，否則在轉向過程中車輪繞主銷偏轉時，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，使轉向變得很沉重。為了克服因左、右前輪制動力不等而導致汽車制動時跑偏，近年來出現(xiàn)主銷偏移距為負值的汽車。
前輪定位除上述主銷后傾角、主銷內傾角外，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生負外傾即內傾，同時也與拱形路而相適應。由于車輪外傾使輪胎接地點向內縮，縮小了主銷偏移距，從而使轉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，可通過改變轉向橫拉桿的長度來調整。設定前束的名義值時，應考慮轉向梯形中的彈性和間隙等因素。
在汽車的設計、制造、裝配調整和使用中必須注意防止可能引起的轉向車輪的擺振，它是指汽車行駛時轉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速并不一致，且會在較寬的車速范圍內發(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。當轉向車輪及轉向系統(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上的干涉等，在車輪轉動下都會構成周期性的擾動。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。其特點是轉向輪擺振頻率與車輪轉速一致，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。
轉向輪擺振的發(fā)生原因及影響因素復雜，既有結構設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、轉向輪的定位角以及陀螺效應的強弱等；又有裝配調整方面的影響，如前橋轉向系統(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參數(shù)、優(yōu)化它們之間的匹配，精心地制造和裝配調整，就能有效地控制前輪擺振的發(fā)生。在設計中提高轉向器總成與轉向拉桿系統(tǒng)的剛度及懸架的縱向剛度，提高輪胎的側向剛度，在轉向拉桿系中設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。
2.2前橋的主要技術條件
2.2.1 設計要求
（1）具有足夠的強度，以保證可靠的承受車輪與車架（或承載式車身）之間的作用力。
（2）保證有正確的車輪定位，使轉向輪運動穩(wěn)定，操縱輕便并減輕輪胎的磨損。從橋要有足夠的剛度，以使車輪定位參數(shù)保持不變。
（3）轉向節(jié)與主銷，轉向節(jié)與前橋之間的摩擦力應盡可能小，以保證轉向操作的輕便性，并有足夠的耐磨性。
（4）轉向輪的擺振應盡可能小，以保證汽車的正常，穩(wěn)定行使。
（5）前橋的質量應盡可能?。阂詼p少非簧上質量，提高汽車行駛平順性。
2.2.2主要設計參數(shù)
(1)驅動形式：單驅，汽車總質量5880kg；整備質量2100kg
(2)貨箱尺寸3300×1610×360；
(3)輪胎型號6.00-15,前單、后雙輪胎；
(4)有關國家以及行業(yè)標準；
(5)參照躍進?超越C500-33相關車型參數(shù)和結構。
第三章 前橋的結構分析
3.1 承載結構分析
各種車型的非斷開式轉向前橋的結構型式基本相同，主要由前梁、轉向節(jié)及轉向主銷組成，如圖3—1所示。轉向節(jié)通過主銷與前梁鉸接并經一對輪轂軸承支撐著輪轂，以實現(xiàn)車輪轉向。在左轉向節(jié)的上耳處安裝著轉向節(jié)臂，后者與轉向直拉桿相連；而在轉向節(jié)的下耳處則裝著與轉向橫拉桿相連接的轉向梯形臂。有的將轉向節(jié)臂與梯形臂連成一體并安裝在轉向節(jié)的下耳處以簡化結構。制動底板緊固在轉向節(jié)的凸緣面上。轉向節(jié)的銷孔內壓人帶有潤滑油槽的青銅襯套以減少磨損。為使轉向輕便，在轉向節(jié)下耳與前梁拳部之間可以裝推力滾子軸承；在轉向節(jié)上耳與前梁拳部之間裝有調整墊片以調整其間隙。帶有螺紋的鎖銷將主銷固定在前梁拳部的孔內，使之不能轉動。
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。中間部分的兩側還要鍛造出鋼板彈簧支座的加寬文承面。
有的汽車的轉向前橋的前梁采用組合式結構，即由其采用無縫鋼管的中間部分與采用模鍛成形的兩端拳形部分組焊而成。這種組合式前梁適于批量不太大的生產并可省去大型緞造設備。
轉向節(jié)多用中碳合金鋼模具成整體式結構。有些大型汽車的轉向節(jié)，由于其尺寸過大，也有采用組焊式結構的，即其輪軸部分是經壓配并焊接上去的。
主銷的幾種結構型式如下圖所示，其中比較常用的是(a)，(b)兩種。
（a） (b) (c) (d)
（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)下部圓柱比上部細的主銷
圖3-1主銷結構形式
轉向節(jié)推力軸承承受作用于汽車前梁上的重力，為減小摩擦使轉向輕便可采用滾動軸承，例如推力球軸承、推力圓錐滾子軸承或圓錐波子軸承等。也有采用青銅止推墊片的。主銷上、下軸承承受較大的徑向力，多采用滑動軸承，也有采用滾針軸承的結構。后者的效率高，轉向阻力小，且可延長使用壽命。
輪轂軸承多由一對單列圓錐滾子軸承組成，這種軸承的剛度較大，可承受較大負荷。轎車因負荷較輕，前輪轂軸承也有采用一對單列或一個雙列向心球軸承的。球軸承的效率較高，能延長汽車的滑行距離。
3.2前橋的結構確定
本設計為輕型載貨車的轉向前橋，因此應該本著耐用經濟的思想進行方案的選擇，為了降低生產成本，又在結構上滿足要求的情況下應盡量簡單。
轉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，結構比較復雜但性能比較好，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。它的結構簡單，承載能力大，這種形式再現(xiàn)在汽車上得到廣泛應用。因此本次設計就采用了非斷開式前橋。
轉向前橋的主要零件有前梁，轉向節(jié)，主銷，注銷上下軸承及轉向節(jié)襯套，轉向節(jié)推力軸承。前梁采用中間部分為無縫鋼管與兩端拳部組焊的形式。主銷采用結構簡單的實心的圓柱形如上圖3-1所示。綜上做出如下的選擇：
3.2.1結構形式
本前橋采用非斷開式轉向前橋
3.2.2 整車的結構匹配
（1）前軸結構形式：工字形斷面加叉形轉向節(jié)主銷固定在前軸兩端的拳部里。
（2）轉向節(jié)結構型式：整體鍛造式。
（3）主銷結構型式：國柱實心主銷。
（4）轉向節(jié)止推軸承結構形式：止推滾柱軸承。
（5）主銷軸承結構形式：滾針軸承
（6）輪轂軸承結構形式：單列向心球軸承
（7）輪胎螺栓：左側左旋，右側右旋
表3-1 輕型貨車整車參數(shù)
汽車總質量Ga（N）
整備質量G1（N）
汽車質心至前軸中民線距離L1（mm）
汽車質心至后軸中心線距離L2(mm)
軸距L（mm）
汽車質心高度hg(mm)
前鋼板彈簧座中心距B〞(mm)
42250
21000
2133
1175
3360
1180
780
主銷中心距B′(mm)
前輪距B1(mm)
車輪滾動半徑rr(mm)
主銷內傾角β
主銷后傾角??
前輪外傾角a
前輪前束（mm）
1415
1584
480
8°
2.5°
1°
2
第4章 前橋主要零部件的設計計算
本車為單橋驅動的兩軸汽車，即前橋為前橋、后橋為驅動橋，由于整體式車橋較斷開式車橋具有經濟性高、強度大、結構緊湊、安裝維修方便的優(yōu)點，所以，本車決定采用整體式前橋。前橋前橋要求采用工字梁結構，前橋后橋均采用非獨立懸架形式。
轉向前橋的設計計算主要是計算前橋、轉向節(jié)、主銷、主銷上下軸承（即轉向節(jié)村套）、轉向節(jié)推力軸承或止推墊片等在制動和側滑兩種工況下的工作應力。
4.1 前橋的受力分析
前軸受力簡圖：
圖4-1汽車向左側滑時前軸受力圖
4.1.1緊急制動工況分析
汽車緊急制動時，縱向力制動力達到最大值，因質量重新分配，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量重新分配分配糸數(shù)
m1===1.631 式（4-1）
垂直反作用力：
Z1l= Z1r==17125.5N 式（4-2）
橫向反作用力：
X1l=X1r= Ф=11987.85N 式（4-3）
4.1.2側滑工況分析
汽車側滑時，因橫向力的作用，汽車前橋左右車輪上的垂直載荷發(fā)生轉移。
（1）確定側向滑移附著糸數(shù)：
在側滑的臨界狀態(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
圖4-2 工字梁
b)計算斷面糸數(shù)
i)Ⅰ-Ⅰ斷面
如圖3所示
①垂直面內抗彎斷面糸數(shù)
=37003.47N.mm 式（4-13）
②水平面內抗彎斷面糸數(shù)
式（4-14）
ⅱ）Ⅱ--Ⅱ 斷面
① 換算斷面簡圖
圖4-3 II—II斷面計算簡圖
② 垂直面內抗彎斷面系數(shù)
Ⅱ--Ⅱ斷面為上，下翼緣不等長的工字形斷面。計算其垂直面內抗彎斷面系數(shù)的關系是確定出形心軸坐標。
形心軸Xc-Xc的坐標：
式（4-15）
=
=30.796
該斷面對形心軸的慣性矩：
式（4-16）
上翼面的抗彎斷面系數(shù)：
式（4-17）
下翼面的抗彎斷面系數(shù)：
式（4-18）
③水平面內抗彎斷面系數(shù)：
式（4-19）
④抗扭斷面系數(shù)
由經驗公式得
式（4-20）
iii) Ⅲ-Ⅲ斷面
1）垂直面內，水平面內的抗彎斷面系數(shù)：
式（4-21）
2）抗扭斷面系數(shù)：
式（4-22）
iv) Ⅳ-Ⅳ斷面
1）垂直面內，水平面內抗彎斷面系數(shù)：
式（4-23）
2）抗扭斷面系數(shù)：
式（4-24）
v) 各斷面尺寸參數(shù)見表：
表4-5 各斷面尺寸參數(shù) 單位： mm
JY1061
Ⅰ-Ⅰ
Ⅱ-Ⅱ
Ⅲ-Ⅲ
Ⅳ-Ⅳ
B
72
92
B1
60
50
12.5
12.5
b
72
58
43
43
60
16
12.5
12.5
t
12
42
h
36
43
15
H
61
68
52
52
vi)斷面系數(shù)計算結果列表見表
表4-6 斷面系數(shù)計算結果 單位：
Ⅰ-Ⅰ
Ⅱ-Ⅱ
Ⅲ-Ⅲ
Ⅳ-Ⅳ
W'
37003.47
34347.214
18913.52
19378.7
W"
21744
27822.97
11402.2
16024.7
W"'
73229
20910.34
20910.34
（5）應力計算
a)計算公式
i)汽車緊急制動時
垂直面內彎曲應力：
式（4-25）
水平面內彎曲應力 ：
式（4-26）
合成應力：
式（4-27）
扭轉應力：
式（4-28）
在矩形短邊中點上的扭轉應力
工字形斷面中所產生的最大應力和最大扭轉應力是作用在梁斷面上的不同點處。對于上翼面長邊中點，其相當應力：
式（4-29）
ii)汽車側滑時
垂直面彎曲應力：
式（4-30）
iii)汽車越過不平路面時
垂直面彎曲應力：
式（4-31）
b) 應力值計算結果列表：
表4-7 應力值計算結果 單位：
Ⅰ-Ⅰ
Ⅱ-Ⅱ
Ⅲ-Ⅲ
Ⅳ-Ⅳ
緊急制動
183.63
155.51
149.25
120.379
134.38
173.29
101.89
45.51
113.38
271.40
402.38
300.30
357.27
496.14
側 滑
91.05
48.10
-125.926
-106.81
越不平路
287.07
238.36
228.77
184.50
（6）CA1040P90K26L2 前軸材料的許用應力
材料：30Cr 調質硬度 ： HB241—281 ：800—937
許用應力：
4.3 轉向節(jié)的設計與計算
4.3.1截面系數(shù)計算
取輪轂內軸承根部處指軸為計算斷面：
式（4-32）
4.3.2彎矩的計算
A緊急制動時 ：
式（4-33）
B側滑時
式（4-34）
C超越不平路面時
式（4-35）
計算用參數(shù)ZB1041LSD6S
， ，
4.3.3應力的計算
A）緊急制動時：
式（4-36）
B）側滑時：
式（4-37）
C）超越不平路面時：
式（4-38）
彎矩、應力計算結果列表見表
表4-8 彎矩、應力計算
功況
M
緊急制動
484397.14
54.17
側滑
-5733267.4
-641.19
超越不平路
525000
58.714
轉向節(jié)的材料、許用應力及強度校核
材料 CA1040P90K26L2 40Gr
許用應力 查YB6-71：
4.4主銷的結構設計與計算
（1）主銷作用力計算簡圖如圖
圖4-4 主銷作用力計算簡圖
（2）主銷受力計算參數(shù)見表
表4-9 主銷受力計算參數(shù)
參數(shù)車行
a
b
c
e
f
l
n
D
h
H
ZB1041LSD6S
67
70
20
497
360
165
480
30
37
40
（3）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：
式（4-39）
主銷受到和u的作用，力u由下式求得：
式（4-40）
力在主銷的兩個支承上反作用力和
式（4-41）
式（4-42）
力u在主銷的兩個支承上反作用力和
式（4-43）
由制動力矩的作用，在主銷的 兩個支撐上產生反作用力和
式（4-44）
作用在主銷下端的 合力（圖14）
式（4-45）
C)汽車側滑時
左主銷上支承的 反作用力：
式（4-46）
左主銷下支承的 反作用力
式（4-47）
右主銷上支承的 反作用力
式（4-48）
右主銷下支承的 反作用力
式(4-49）
D）汽車越過不平路面時
動載荷在主銷上、下支承上產生的作用反力和。
式（4-50）
（4）彎矩計算
在緊急制動和側滑時，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：
=1840691.17N.mm 式（4-51）
B) 汽車側滑時：
=1364969.32N.mm 式（4-52）
C) 汽車越過不平路面時：
=591267.77N.mm 式（4-53）
（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 式（4-54）
B)主銷剪切面積：
=706.86mm2 式（4-55）
D) 主銷襯套擠壓面積：
=1200mm2 式（4-56）
D:主銷外徑，d：主銷內徑
（6） 應力計算
表4-10 彎曲應力、剪切應力、擠壓應力
彎曲應力
剪切應力
擠壓應力
緊急制動時
側滑時
越過不平路面時
公式編號
67
68
69
（7）載荷、彎矩、應力計算結果列表
表4-11 載荷、彎矩、應力計算結果 主銷受力單位：N M單位：其余量單位：
主銷受力
M
緊急制動
49748.41
1840691.17
694.41
70.38
41.457
側滑
34188.36
1364969.32
514.94
48.37
28.49
越過不平路面
15980.21
591267.77
223.06
22.61
13.32
（8）主銷材料及許用應力
CA1040P90K26L2:
許用應力
按力作靜載荷計算時，
4.5 前橋標準件的選擇與校核
4.5.1 軸承的計算
對轉向節(jié)推力軸承，取汽車以等速=40km/h、沿半徑R=50m或以=20km/h、沿半徑R=12m的圓周行駛的工況作為計算工況。 如果汽車向右轉彎，則其前外輪即前左輪的地面垂向反力增大。
汽車的前橋側滑條件為
= 式（4-57）
式中：————前橋所受的側向力，N；
————汽車滿載時的整車質量分配給前橋的部分；
R————汽車轉彎半徑，mm；
————汽車行駛速度，mm/s；
G————重力加速度，；
、————作用在前橋左、右車輪上的側向力（平行前橋，貼于路面）N；
————輪胎與路面的側向附著系數(shù)；
————前橋滿載時靜止于水平路面時前橋給地面的載荷(本車為8540.7N)；
由上式得： =
將此式代入（4-6），得
= 式（4-58）
將上述計算工況的、R等有關數(shù)據(jù)代入式（2-38），并設=0.5,則有
==0.625
可近似的認為推力軸承的軸向載荷等于上述前外輪的地面垂向反力，即有
=0.625 式（4-59）
則=0.625*8540.7=5338N
=（0.5~0.33） 式（4-60）
鑒于轉向節(jié)推力軸承在工作中的相對轉角不大及軸承滾道圈破壞帶來的危險性，根據(jù)=45mm選軸承內徑為d=45mm，軸承的選擇按其靜承載容量進行，且取當量靜載荷 》，故此調心軸承滿足要求。所選取的軸承尺寸為d=45mm，D=85mm，軸承型號為1209E型。
4.5.2 墊片的計算
當采用青銅止推墊片代替轉向節(jié)推力軸承的時候，在汽車滿載的情況下，止推墊片的靜載荷可取為：
=/2 式（4-61）
=4270.35N
這時止推墊片的擠壓應力為
= 式4-62）
式中：d、D————止推墊片的內、外徑。d=45mm，D=55mm。=5.45MPa。
通常取[]30MPa。經校核符合要求。
4.6 前橋車輪的尺寸計算
根據(jù)輪胎的型號6.00-15，經國家標準可知輪輞的型號為4.50E，求得輪輞直徑D=466mm。由下表可得輪輞的各個尺寸：
圖4-5輪輞的尺寸
表4-12輪轂輪廓參數(shù)
A=114mm B=12mm G=20mm
另外球頭銷頭部的直徑選擇可依據(jù)如下
許用接觸應力為[]25~30MPa。球頭銷用合金結構鋼12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液體碳氮共滲鋼35Cr、35CrNi制造。
設計初期，球頭直徑d可根據(jù)表中推薦的數(shù)據(jù)進行