货车转向桥毕业设计说明书

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前言

我国作为一个发展中国家，汽车使用越来越多，而当前由于设计方案所限，不能精确地选择零部件的尺寸和结构，造成有的地方强度不够，而有的地方强度又过剩，严重地影响了产品的开发和设计，造成直接经济损失。特别对于诸如转向桥等部件,因不能准确确定其失效原因和部位，造成不能从根本上解决其失效问题。不同类型的货车在我国的市场中占有相当大的比例，他们的性能的好、坏在一定程度上也影响着汽车在市场上的地位。针对以上问题，本设计选用轻型货车的转向桥作为设计对象，通过合理的计算，结构设计，而达到汽车转向桥具有较好的转向灵敏性。希望取得一个较好的结果，使轻型货车转向桥提到一个新水平。

1 转向桥

本节重点介绍转向桥的定义和安装形式。

1.1 转向桥的定义

转向桥是汽车的重要组成部分，转向桥是利用车桥中的转向节使车轮可以偏移一定角度，并承受地面与车架之间的力及力矩，以实现汽车的转向。

1.2 转向桥的安装形式

一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向从动桥。轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野车均为全轮驱动，故他们的前桥既是转向桥也是驱动桥，称为转向驱动桥。

转向桥按与其匹配的悬架结构不用，又可分为非断开式与断开式两种。与非独立悬架匹配的非断开式的转向桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是转向桥时，其两端经转向主销与转向节相连。断开式转向桥与独立悬架相匹配。

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2 转向桥的结构

2.1 转向桥的组成部分

各种车型的非断开式转向桥的结构型式基本相同，它主要由前梁（由于汽车前桥为转向桥，因此其横梁常称前梁）、转向节、转向主销、转向梯形臂、转向横拉杆等组成。

1)前梁

前梁是非断开式转向从动桥最主要的零件，由中碳钢或中碳合金钢模锻而成。其两端各有一呈拳形的加粗部分作为安装主销前梁拳部。为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字行断面，并相对两端向下偏移一定距离，以便降低汽车发动机的安装位置，从而降低汽车传动系的安装高度并减小传动轴万向节主、从动轴的夹角；为提高前梁的抗扭强度，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连接的向下弯曲部分，则采用上述两种断面逐渐过度的形状。中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽支承面。

非断开式转向从动桥的前梁亦可采用组合式结构，即由无缝钢管的中间部分和模锻成型的两端拳形部分组焊而成。这种组合式前梁适用于批量不大的生产，并可省去大型锻造设备。

2)主销

其结构型式有几种，如图2-1所示，其中（a）、（b）两种型式是最常见的结构。

3)转向节

多用中碳合金钢断模锻成整体式结构，有些大型汽车的转向节，由于其尺寸过大，也有采用组焊式结构的，即其轮轴部分是经压配并焊上去的。

4)转向节臂、转向梯形臂

由中碳钢或中碳合金钢如40、35Cr、40CrNi钢等用模锻加工制成。多采用沿其长度变化尺寸的椭圆形截面以合理地利用材料和提高其强度和刚度。

5)转向横拉杆

应选用刚性好、质量小的20钢，30钢或35钢的无缝钢管制造，其两端的球形铰接作为单独组件，组装好后以组件客体上的螺纹旋到杆的两端端部，使横拉杆的杆长可调，以便用于调节前束。球形铰接的球销与衬垫均采用低碳合金钢如12CrNi3A,20CrNi,20CrMnTi,工 作表面经渗碳淬火，渗碳层深1.5～3.0mm，表面硬度56～63HRC。允许采用40或

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图2-1 主销的结构型式

Fig.2-1 The structural shape of king pin

(a)圆柱实心型；(b)圆柱空心型；(c)上、下端为直径不等的圆柱、中间为锥体的主销；(d)下部圆柱比

上部细的主销

45中碳钢制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处用滚压工艺增强，球形铰接的壳体用35钢或40钢制造。为了提高球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采用等离子或气体等离子金属喷镀工艺；亦可采用耐磨性好的工程塑料制造衬垫。后者在制造过程中可渗入专门的成分（例如尼龙-二硫化钼），对这类衬垫可免去润滑。

6)转向节推理轴承

承受作用于汽车前梁上的重力。为减小摩擦使转向轻便，可采用滚动轴承，如推力球轴承、推力圆锥滚子轴承等。也有采用青铜止推垫片的。

7)主销上、下轴承

承受较大的径向力，多采用滚动轴承（即压入转向节上、下中的衬套），也有采用滚针轴承的结构。后者的效率较高，转向阻力小，且可延长使用寿命。

8)轮毅轴承

多由两个圆锥滚子轴承组对，这种轴承的支承刚度较大，可承受较大负荷。轿车因负荷较轻，前轮毅轴承也有采用也有采用一对单列或一个双列向心轴承的，球轴承的效率高，能延长汽车的滑行距离，有的轿车采用一个双列圆锥滚子轴承。

9)左、右轮胎螺栓

多数为右旋螺纹，但有些汽车为了防松，左侧用左旋，右侧用右旋。

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2.2 转向桥的结构及其影响因素

非断开式转向桥主要由前梁、转向节及转向主销组成。转向节利用主销与前梁铰接并经一对轮毅轴承支承着车轮的轮毅，以达到车轮转向的目的。在左转向节的上耳处安装着转向梯形臂，后者与转向直拉杆相连；而在左、右转向节的下耳处则装有与转向横拉杆联接的转向梯形臂。有的将转向节臂与转向梯形臂联成一体并安装在转向节的下耳处以简化结构。制动底版紧固在转向节的凸缘面上。转向节的销孔内压入带有润滑槽的青铜衬套以减小磨损。为使转向轻便，在转向节下耳与前梁拳部之间可装滚子推力轴承，在转向节上耳与前梁拳部之间装有调整垫片以调整其间隙。带有罗纹的楔形锁销将主销在前梁拳部的孔内，使之不能转动。

为了保持汽车直线行驶的稳定性、转向轻便性及汽车转向后使前轮具有自动回正的性能，转向桥的主销在汽车的纵向和横向平面内部有一定倾角。在纵向平面内，主销上部向后倾斜一个 角，称为主销后倾角。在横向平面内主销上部相内倾斜一个β角，称为主销内倾角。

主销后倾使主销轴与路面的交点位于轮胎接地中心之前，该距离称为后倾拖距。当直线行驶的汽车的转向轮偶然受到外力作用而稍有偏移时，汽车就偏离直线行使而有转向，这时引起的离心力使路面、对车轮作用着一阻碍其侧滑的侧向反力，使车轮产生主销旋转的回正力矩，从而保证了汽车具有较好的直线行使稳定性。此力矩称为稳定力矩。稳定力矩也不宜过大，否则在汽车转向时为了克服此稳定力矩需在转向盘施加更大的力，导致转向沉重。主销后倾角通常在30以内。现在轿车采用低压宽断面斜交轮胎，具有较大的弹性回转力矩，故主销后倾角就可以减小到接近于零，甚至为负值。但在采用子午线轮胎时，由于轮胎的拖距较小，则需选用较大的主销后倾角。

主销内倾也是为了保证汽车直线行驶的稳定性并使转向轻便。主销内倾使主销轴线与路面的交点至车轮中心平面的距离即主销偏移距减小，从而可减小转向时需加在转向盘上的力，使转向轻便，同时也可减小转向轮传到转向盘上的冲击力。主销内倾使前轮转向是不仅有绕主销的转动，而且伴随有车轮轴及前横梁向上的移动，而当松开转向盘是，所储存的上升位能使转向轮自动回正，保证汽车作直线行使。主销内倾角一般为50～80；注销偏移距一般为30～40mm。轻型客车、轻型货车及装有动力转向的汽车可选择较大的主销内倾角及后倾角，以提高其转向车轮的自动回正性能。但主销内倾角也大，即主销偏移距

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图2-2转向桥

Fig.2-2 The steering axle

1.转向推力轴承；2转向节；调整垫片；4.主销；5前梁

不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏移时，随着滚动将伴随着沿路面的滚动，从而增加轮胎与路面的摩擦阻力，使转向变得很沉重。为了克服因左、右前轮制动力不等而导致汽车制动时跑偏，近年来出现了主销偏移距为负值的汽车。

前轮定位除上述主销后倾角，主销内倾角外，还有车轮外倾角及前束，共四项参数。 车前外倾指转向轮安装时，其轮胎中心平面不是垂直与地面，而是向外倾斜一个角度α，称为车轮外倾角。此α角约为0.50～1.50,一般α为10左右。它可以避免汽车重载时车轮产生负外倾即内倾，同时车轮外倾也与拱行路面相适应。由于车轮外倾角使轮胎接地点内缩。缩小了主销偏义距，从而使转向轻便并改善了制动力的方向稳定性。

前束的作用是为了消除汽车在行驶中因车轮外倾导致的车轮前端向外张开的不利影

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响（具有外倾角的车轮在滚动时犹如滚锥，因此当汽车向前行驶时，左、右两前轮的前端会向外张开），为此在车轮安装时，可使汽车两轮的中心平面不平行，且左、右轮前面轮缘间的距离A小于后面轮缘间的距离B，以使前轮在每一瞬间的滚动方向向着正前方。前束值即（B-A），一般汽车约为3～5mm，可通过改变转向横拉杆的长度来调整。设定前束的名义值时，应考虑转向梯形中的弹性和间隙等因素。

在汽车设计、制造、装配调整和使用中必须注意防止可能引起的转向车轮的摆振，它是指汽车行驶时转向车轮绕主销不断受迫振动的现象，它将破坏汽车的正常行驶。

转向车轮的摆振有自激振动与受迫振动两种类型。前者是由于轮胎侧向变形中的迟滞特性的影响，使系统在一个振动周期中路面作用与轮胎的力对系统做正功，即外面对系统输入能量。如果后者的值大于系统内阻尼消耗的能量，则系统将作增幅振动直至能量达到平衡状态。这时系统将在某一振幅下持续震动，形成摆振。其振动频率大致接近系统的固有频率而与车轮转速并不一致。当车轮向车轮及转向系统受到周期性扰动的激励，例如车轮失衡。端面跳动，轮胎的几何和机械特性不均匀及运动学上的干涉等，在车轮转动下都会构成周期性的扰动。在扰动力周期性的持续作用下，便会发生受迫振动。当扰动的激励频率与系统的固有频率一致时便发生共振。其特点是转向车轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般豆油明显的共振车速，共振范围（3-5km/h）。通常在告诉行驶时发生的摆振往往都属于受迫振动型。

转向车轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有设计结构的原因和制造方面的因素，如车轮失衡、轮胎的机械特性、胸的刚度与阻尼、转向车轮的定位角以及陀螺效应的强弱等；又有装配调整方面的影响，如前桥转向系统各环节间的间隙（影响系统的刚度）和摩擦（影响阻尼）等。合理地选择有关参数。优化他们之间的匹配，精心地制造和调整装配，就能有效的控制前轮摆振的发生。在设计中提高转向器总成与转向拉杆系统的刚度及悬架的纵向刚度，提高轮胎的侧向刚度，在转向拉杆系中设置横向减振器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振的一些有效措施。

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3 转向桥的设计计算

3.1 转向桥主要零件尺寸的确定

转向桥采用工子形断面的前梁，可保证其质量最小而在垂向平面内的刚度大、强度高。工字形断面尺寸值见图3-1，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Wv和水平弯曲截面系数Wh可近似取为

Wv=20a3=20×11.53=3.04×104 mm3 (3-1)

Wh=5.5a3 =5.5×11.5=8.36×103 mm3 (3-2)

式中：a——工字形断面的中部尺寸，见图3-1

在设计中为了预选前梁在板簧座处的弯曲截面系数Wv,可采用经统计取得的经验公式：

Wv=ml/2200=820×345/2200=128.60 cm3 (3-3)

式中：m——作用于该前梁上的簧上质量，kg;

l——车轮中线至板簧座中线间的距离，cm;

2200——系数，kg·cm-2。

转向桥前梁拳部之高度约等于前梁工字形断面的高度，而主销直径可取为拳部高度的0.35～0.45倍。主销上、下滚动轴承（即压入转向节上、下孔中的衬套）的长度则取为主销直径的1.25～1.50倍。

图3-1 前梁工字形断面尺寸关系的推荐值

Fig.3-1 n. recommendation D1 of dimension

转向桥主要零件工作应力的计算

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本设计以DD1021汽车为研究对象，其有关参数为：

前轴轴荷：820kg；

整车质心高度：540mm；

滚动半径：314mm。

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、主销后倾角及车轮外倾角均为零，而左、右转向节轴线重合且与主销轴线位于同一侧向垂直平面内，如图（3-2）所示[3]。

图3-2 转向桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图

Fig.3-2 The force analysis of steering axle

（a）制动工况下的弯矩图和转矩图；（b）侧滑工况下的弯矩图

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3.2 非断开式转向从动桥前梁应力计算

3.2.1 在制动情况下的前梁应力计算

制动时前轮承受的制动力Pr和垂向力Z1传给前梁，使前梁承受转矩和弯矩。考虑到制动时汽车质量向前转向桥的转移，则前轮所承受的地面垂向反力为

Z1=G1m1'/2=8200×1.5/2=6150N (3-4)

式中：G1——汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷；

m1'——汽车制动时对前桥的质量转移系数，对前桥和载货汽车的前桥可取1.4~1.7。

前轮所承受的制动力为

Pr=Z1 =6150×1.0=6150N (3-5)

式中： ——轮胎与路面的附着系数。

由Z1和Pr对前梁引起的垂向弯矩Mv和水平方向弯矩Mh在两钢板弹簧座之间达最大值，分别为

Mv=（Z1-gw）l2=(1380 720G1m1'B S8200 1.5=(=1.73×106 N mm gw) 908)2222

(3-6)

1380 720B S=6150×1.0×=2.03×106 N mm (3-7) 22

式中：l2——为轮胎中线至板簧座中线间的距离，mm; Mh=Prl2= Z1

gw——车轮（包括轮毅、制动器等）的重力，N；

B——前轮轮距，mm；

S——前轮上两板簧座中线间的距离，mm。

制动力Pr还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T:

T=Prrr=6150×314=1.93×106 N mm (3-8)

式中：rr——轮胎的滚动半径。

图3-2给出了前梁在汽车制动工况下的弯矩图及转矩图。

前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力 w和扭转应力 （单位均为MPa）分别为

w=MvMh17300002030000==300MPa (3-9) WvWh304008360

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=TT WTJk/ =

max1930000=150MPa (3-10) 12866

式中：WT——前梁在危险断面处的扭转截面系数，mm;

max——前梁横断面的最大厚度，mm;

Jk——前梁横截面的极惯性矩，对工字形断面：

Jk=0.4 h 3 mm4

h——工字形断面矩形元素的长边长，mm;

——工字形断面矩形元素的短边长，mm

前梁应力的许用值为[ w]=340MPa；[ ]=150MPa。

前梁可采用45,30Cr,40Cr等中碳钢或中碳合金钢制造，硬度为241～285HB。

3.2.2 在最大侧向力（侧滑）工况下的前梁应力计算

当汽车承受大侧向力时无纵向力作用，左、右前轮承受的地面垂向反力Z1L,Z1R和侧向反力Y1L、Y1R各不相等，则可推出前轮的地面反力（单位均为N）分别为

G12hg 182002 540 1.0=7308.70N (3-11) Z1L 1 )=1 ）2B121380

2hg 18200G12 540 1.0 Z1R =902 N (3-12) 1 )=1 ）213802B1

2hg 18200G12 540 1.0=7308.70N (3-13) 1 )=1 ）Y1L 2B121380

G12hg 182002 540 1.0 Y1R =902 N (3-14) 1 )=1 ）2B121380

式中：G1——汽车停于水平路面时的前桥轴荷，N；

B1——汽车前轮轮距，mm;

hg——汽车质心高度，mm;

1——轮胎与路面的侧面附着系数。取 1=1.0。

侧滑时左、右钢板弹簧对前梁的垂向作用力（N）为

T1l=0.5G1’+G1 1(hg-rr’)/s=0.5×8200+8200×1.0（540-260）/720=7288.9N (3-15) T1R=0.5G1’-G1 1(hg-rr’)/s=0.5×8200-8200×1.0（540-260）/720=911.1N (3-16) 式中：G1’——汽车满载时车厢分配给前桥的垂向总载荷，N；

rr’——板簧座上表面的离地高度，mm；

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S——两板簧座中心间的距离，mm。

汽车侧滑时左、右前轮轮毂内、外轴承的径向力（单位为N）分别为

S1L=rrb31420Y1L Z1L= 7308.70 7308.70=49991.5N (3-17) a ba b23 2023 20

rra31420S2L=Y1L Z1L= 7308.70 7308.70=56752.9N (3-18) a ba b23 2023 20

rrb31420S1R=Y1R Z1R= 902 902=7004.1N (3-19) a ba b23 2023 20

rra31420S2R=Y1R Z1R= 902 902=6165.2N (3-20) a ba b23 2023 20

式中：rr——轮胎的滚动半径，mm;

a——S1L、S1R至车轮中线的距离，mm;

b——S2L、S2R至车轮中线的距离，mm。

求得Z1L，Z1R，Y1L，Y1R即可求得左、右前轮轮毂内轴承对轮毅的径向支承S1L、S1R

和外轴承对轮毅的径向支承力S2L、S2R，这样就求出了轮毅轴承对轴轮的径向支承反力。根据这些力及前梁在钢板弹簧座处的垂向力T1L,T1R,可绘出前梁与轮轴在汽车侧滑时的垂向受力弯矩图（见图3-3）。由弯矩图可见，前梁的最大弯发生在汽车侧滑方向一侧的主销孔处（Ⅰ—Ⅰ剖面处）；而另一侧则在钢板弹簧座处（Ⅱ—Ⅱ剖面处），可由下式直接求出：

MⅠ—Ⅰ= Y1Lrr -Z1Ll1=7308.7×314-7308.7×99=1.57×106 N mm (3-21)

MⅡ—Ⅱ=Z1Rl2+Y1Rrr=902×340+902×314=5.90×105 N mm (3-22)

式中：M——弯矩，N mm;

Z1L, Z1R——左、右前轮承受地面的垂向反力，N；

Y1L，Y1R——左、右前轮承受地面的侧向反力，N。

3.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算

如下图所示，转向节的危险断面处于轴径为d1的轮轴根部，即Ⅲ—Ⅲ剖面处。

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图3-3 转向节、主销及转向衬套的计算用图

Fig.3-3 The knuckle、king pin、bush’s computation graph

3.3.1 工况下的转向节应力计算

转向节在Ⅲ—Ⅲ剖面处的轴径仅受垂向弯矩Mv和水平方向的弯矩Mh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。这时可按计算其Mv及Mh，但需以I3代替两式中的I2，即gw

Mv=(Z1-gw)l3 =（6150-908）×48.5=2.54×105 N mm (3-23)

Mh= Z1 l3=G1m1’ l3=6150×1.0×48.5=2.98×105 N mm (3-24) 2

式中：Z1——前轮所承受的地面垂向反力，N；

——轮胎与路面的附着系数；

l3——轮胎中心线至Ⅲ—Ⅲ剖面间的距离。

Ⅲ—Ⅲ剖面处的合成弯曲应力 w为

w=2Mv2 Mh

w 2Mv2 Mh

0.1d13= 2 20300002=620 MPa (3-25) 0.1 353

式中：d1——转向节轮轴根部轴径mm。

转向节采用30Cr,40Cr等中碳合金钢制造，心部硬度241～285HB，高频淬火后表面硬度57～65HRC，硬化层深1.5～2.0mm。轮轴根部的圆角滚压处理。

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3.3.2 在汽车侧滑工况下的转向节应力计算

在汽车侧滑时，左、右转向节在危险断面Ⅲ—Ⅲ处的弯矩是不等的，可按下公式求得：

MLⅢ—Ⅲ= Y1lrr- Z1Ll3 =7308.7×314-7308.7×48.5=1.94×106 N mm (3-26)

MRⅢ—Ⅲ=Z1Rl3+Y1Rrr=902×48.5+902×314=3.26×105 N mm (3-27)

左、右转向节在危险断面处的弯曲应力为

wl MlⅢ—Ⅲ Z1Ll3-Y1lrr7308.7 314 7308.7 48.5==452 MPa (3-28) 33w0.1 350.1d1

MRⅢ—Ⅲ Z1Rl3 Y1Rrr902 314 902 48.5 ==76MPa (3-29) 33w0.1d10.1 35 wl

3.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算

在制动和侧滑工况下，在转向节上、下衬套的中点，即与轮轴中心线相距分别为c,d的两点处，在侧向平面和纵向平面内，对主销作用有垂直其轴线方向的力。

3.4.1 在汽车制动工况下的计算

地面对前轮的垂向支承反力Z1所引起的力矩Z1l1,由位于通过主轴线的侧平面内并在转向节上、下衬套中点处垂直地作用于主销的力QMZ所形成的力偶QMZ（c+d）所平衡，故有

QMZ=Z1l16150 99=6277 N (3-30) =(c d)48.5 48.5

制动力矩Prrr由位于纵向平面内并作用于主销的力Qmr所形成的力偶Qmr（c+d）所平衡，故有

Qmr=Prrr/（c+d）=Z1 rrr/ (c+d) =6150×1.0×314/（48.5+48.5）=2.00×104N (3-31) 而作用于主销的制动力Pr则由在转向节上、下衬套中点出作用的主销的力Qru、Qrl所平衡，且有

Qru=6150 48.5Prd==3075 N (3-32) (c d)48.5 48.5

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Qrl=6150 48.5Prc==3075 N (3-33) 48.5 48.5(c d)

由转向桥的俯视图可知，制动时转向横拉杆的作用力N为 N=Prl16150 99==5294 N (3-34) 115l5

力N位于侧向平面内且与轮轴中心线的垂直距离为l4，如将N的着力点移至主销中心线与轮轴中心线交点处，则需对主销作用一侧向力矩Nl。力矩Nl4，由位于侧向平面内并作用于主销的力偶QMN（c+d）所平衡，故有

QMN=Nl45294 99==5403 N (3-35) (c d)48.5 48.5

而力N则在转向节上、下衬套中点处作用于主销的力QNu,QNl所平衡，且有

QNu=Nd5294 48.5==2647 N (3-36) (c d)48.5 48.5

Nc5294 48.5==2647 N (3-37) (c d)48.5 48.5QNl=

由图3-3可知，在转向节上衬套的中点作用于主销的合力Qu和在下衬套的中点作用于主销的合力Ql分别为

Qu=(QMZ QMN QNu)2 (QMr Qru)2 =(6277 5403 2647)2 (20000 3075)2

=1.92×104 N (3-38)

Ql=(QMZ QMN QNl)2 (QMr Qrl)2=(6277 5403 2647)2 (20000 3075)2

=2.72×104 N (3-39)

由上两式可见，在汽车制动工况下，主销的最大载荷发生在转向节下衬套的中点处，其值计算所得到的Ql。

3.4.2 在汽车侧滑工况下的计算

仅有在侧向平面内起作用的力和力矩，且作用于左、右转向节主销的力QMZ是不相等的，他们分别按下式求得：

QMZL=(Z1Ll1 Y1Lrr)/(c d) (7308.7 314 7308.7 99)/(48.5 48.5)

=1.62×104 N (3-40)

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QMZR=(Z1Rl1 Y1Rrr)/(c d) (902 314 902 99)/(48.5 48.5)

=2.00×103 N (3-41) 式中：Z1L，Z1R——汽车左、右前轮承受的地面垂向反作用力，N；

l1——轮胎中心线至主销轴线的距离 mm;

rr——轮胎的滚动半径 mm;

Y1L，Y1R——左、右前轮承受地面的侧向反力，N；

G1——汽车静止于水平路面时的前桥的轴荷，N；

hg——汽车质心高度，mm;

B1——汽车前轮轮距，mm;

1——轮胎与路面的侧向附着系数，计算时可取 =1.0.

取Ql, QMZL, QMZR中最大的作为主销的计算载荷Qj,计算主销在前梁拳部下端处的弯曲力 w和剪应切力 s

w=Qjh27200 21==413 MPa (3-42) 330.1d00.1 24

4Qj4 27200==66 MPa (3-43) 22 d03.14 24 s=

式中:d0——主销直径 mm;

h——转向节下衬套中点至前梁拳部下端面的距离,mm。

主销的许用应力弯曲力[ w]=413MPa;许用剪切应力[ s]=66MPa。

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,56～62HRC。

转向衬套的挤压应力 c为

c=

式中: l——衬套长,mm; Qj27200==8.3 MPa (3-44) ld0136 24

Qj——j计算载荷,取Ql,QMZL,QMZR,中最大值,N;

d0——主销直径,mm。

转向节衬套的许用挤压应力为[ c]=50MPa。

在静载荷下，上式的计算载荷取

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Qj=QMZ=Z1l1/(c+d)=G1l1/(c d)=6277N (3-45) 2

3.5 推力轴承和止推垫片的计算

计算时首先要确定推力轴承和止推垫片的当量静载荷

3.5.1 推力轴承计算

对转向节推力轴承，文献推荐取汽车以等速va=40km/h、沿半径R=50m或以va=20km/h,沿半径R=12m的圆周行使的工况作为计算工况。如果汽车向右转弯则其前外轮即前左轮的地面垂向反力Z1L增大。

汽车前桥的侧滑条件为

2vaP1=m1≥Y1L+Y1R=G1 1=m1g 1=820×10×1.0=8200N (3-46) R

式中：P1——前桥所受的侧向力，N；

m1——汽车满载时的整车质量分配给前桥的部分；

R——汽车转弯半径，mm;

va——汽车行使速度，mm/s;

g——重力加速度，mm/s2；

Y1L、Y1R——地面给左、右前轮的侧向反作用力，N；

1——轮胎与地面的侧向附着系数；

G1——汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N。

由上式可得

2va 1= (3-47) Rg

2G12hgva)()] (3-48) Z1L=[1 (2B1Rg

将上述计算工况的va、R等的有关数据代入(3-44), (3-45)式，并hg/B=0.5, 则有

Z1L=1.25G1/2=0.625G1

可近似地认为推力轴承的轴向载荷F，等于上述前轮的地面垂向反力，即有

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Fa=0.6256G1=0.625×6150=3844 N (3-49)

鉴于转向节推力轴承在工作中的相对转角不大的及轴承滚道圈破坏带来的危险性，轴承的选择按其静承载容量C0进行，且取当量静载荷P0为：

P0=（0.5～0.33）C0

3.5.2 转向节止推垫片的计算

当采用青铜止推垫片代替转向节推力轴承时，在汽车满载情况下，止推垫片的静载荷可取为

Fa=

这时止推垫片的挤压力为 G16150==3075 N (3-50) 22

c=4Fa=1 MPa (3-51) 22 (D d)

式中：d；D——止推垫片的内、外径。

通常取[ c]≤30MPa

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4 转向桥定位参数

转向桥在保证汽车转向功能时，应使转向轮有自动回正作用，以保证汽车稳定直线行使。即当转向轮在偶遇外力作用发生偏移时，一旦作用的外力消失后，应能立即自动回到原来直线行使的位置。这种自动回正作用是由转向轮的定位参数来保证的，也就是转向轮、主销和前轴之间的安装应具有一定的相对位置。这些转向的定位参数有主销后倾角、主销内倾角、前轮外倾角和前轮前束[4]。

4.1 主销后倾角

设计转向桥时，使主销在汽车的纵向平面内，其上部有向后的一个倾角 ，即主销轴线

a) b)

4-1主销后倾角作用示意图

Fig.4-1 The king pin casterangle’s sketch map

和地面垂直线在汽车纵向平面内的夹角，如图4-1所示。

主销后倾角 能形成回正的稳定力矩。当主销具有后倾角时，主销轴线与路面的交点a将位于车轮与路面接触点b的前面，如图4-1a所示。当汽车直线行使时，若转向轮偶然受到外力作用稍有偏移（例如向右偏移），将使汽车行使方向向右偏离。这时，由于汽车本身离心力的作用，在车轮与路面接触点b处，路面对车轮作用着一个侧向反力Fy。反力Fy对车轮形成绕主销轴线作用的力矩FyL，其方向正好与车轮偏移方向相反。在此力矩作用下，将使车轮回到原来中间的位置，从而保证汽车稳定直线行使，故此力矩称为稳定力

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矩。但此力矩不宜过大。否则在转向时为了克服该稳定力矩，驾驶员要在转向盘上施加较大的力（即所谓转向沉重）。因稳定力矩的大小取决力臂L的数值，而力臂L又取决于后倾角 的大小。现在一般采用 角不超过20～30。现在高速汽车由于轮胎气压降低、弹性增加，而引力稳定性增大。因此， 角可以减小到接近于零，甚至为负值。本设计采用主销后倾角为零。

4.2 主销内倾角

在设计转向桥时，主销在汽车的横向平面内，其上部向内倾斜一个 角（即主销轴线与地面垂直线在汽车横向平面内的夹角）称为主销内倾角，如图4-2a所示。

a) b) c)

4-2主销内倾角作用示意图及车轮外倾角

Fig.4-2 The king pin angle of toe-in’s sketch map

主销内倾角 也有使车轮自动回正的作用，如图4-2b所示。当转向轮在外力作用下由中间位置偏转一个角度（为了方便解释，图中画成1800即转到如双点划线所示位置）时，车轮的最低点将陷入路面以下。但实际上车轮下边缘不可能陷入路面以下，车轮将转向车轮连同整个汽车前部向上抬起一个相应的高度，这样，汽车本身的重力有使转向轮回到原来中间位置的效应。

此外，主销的内倾角还使得主销轴线与路面交点到车轮中心平面与地面交线的距离c

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减小（图4-2a），从而可减小转向时驾驶员加在转向盘上的力，使转向操纵轻便，同时也可减小从转向轮到转向盘上的冲击力。但c的值也不宜过小，即内倾角不宜过大，否则在转向时车轮绕主销偏转的过程中，轮胎与路面间将产生较大的滑动，因而增加了轮胎与路面间的摩擦阻力。这不仅使转向变得沉重，而且加速了轮胎的磨损。因此，一般内倾角 不大于80，本设计内倾角 为7.5度。

主销内倾角是在前梁设计中保证的，由机械加工实现的。加工时，将前梁两端主销孔轴线上端向内倾角就形成内倾角 。

4.3 车轮外倾角

除上述主销后倾角和内倾角两个角度保证汽车稳定直线行使外，前轮外倾角 也具有定位作用。 是通过车轮中心的汽车横向平面与车轮平面的交线与地面垂线之间的夹角，如图4-2c所示。如果空车时车轮的安装正好垂直于路面，则满载时，车桥将因承载变形而可能出现车轮内倾，这将加速汽车轮胎的偏磨损。另外，路面对车轮的垂直反作用力及轮毂紧固螺母的负荷，降低了他们的使用寿命。因此，为了使轮胎磨损均匀和减轻轮毂外轴承的负荷，安装车轮时应预先使车轮有一定的外倾角，以防止车轮内倾。同时，车轮有了外倾角也可以与拱形路面相适应。但是，外倾角也不宜过大，否则会是轮胎产生偏磨损。

前轮外倾角是在转向节设计中确定的。设计时使转向节轴颈的轴线与水平面成一角度，该角度即为前轮外倾角 （一般 为10左右）。

4.4 车轮前束

车轮有了外倾角后，在滚动时就类似于滚锥，从而导致两侧车轮向外滚开。由于转向横拉杆和车桥的约束使车轮不可能向外滚开，车轮将在地面上出现边滚边滑的现象，从而增加了轮胎的磨损。为了消除车轮外倾带来的这种不良后果，在安装车轮时，使汽车两前轮的中心面不平行，两轮前边缘距离的B小于后边缘距离A，如图4-3所示。这样可使车轮在每一瞬间时滚动方向接近于向着正前方。从而在很大程度上减轻和消除了由于车轮外倾角而产生的不良后果。

前轮前束可通过改变横拉杆的长度来调整，调整时，可根据各厂家规定的测量位置，使两轮前后距离差A-B符合国家规定的前束值。一般前束值为0～12mm。测量位置除图示

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位置外，还通常取两轮胎中心平面出的前后差值，也可以选取两车轮钢圈内侧面处前后差值。此外，前束也可用角度——前束角表示，如图4-3中的 角。

4-3车轮前束

Fig.4-3 toe in

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