轻型货车的前桥设计

目录
摘要 (1)
Abstract (2)
1 绪论 (3)
1.1 小型载货汽车的发展前景 (3)
1.2 前桥的组成和设计步骤 (3)
2 前桥的基本概况和设计要求 (4)
2.1 前桥简介 (4)
2.2 前桥的基本参数 (5)
2.3 前桥的设计标准 (6)
3 前桥的结构形式 (7)
3.1总述 (7)
3.2前桥的选择 (8)
3.2.1 前桥的结构形式 (8)
3.2.2 整车参数 (8)
4 前桥的设计计算 (9)
4.1 前桥在三种工况下的受力分析 (9)
4.1.1 制动工况下的前桥应力计算 (11)
4.1.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前桥应力计算 (13)
4.1.3 越过不平路面工况的前桥应力计算 (14)
4.2 转向节在制动和侧滑工况下的应力 (14)
4.2.1 在制动工况下的转向节应力计算 (15)
4.2.2 在汽车侧滑工况下得转向节应力计算 (16)
4.3 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 (16)
4.3.1 在制动工况下 (16)
4.3.2 在汽车侧滑工况下 (17)
4.4 转向节推力轴承和止推垫片的计算 (19)
4.4.1 推力轴承的计算 (19)
4.4.2 转向节止推垫片的计算 (21)
4.5 轮辋尺寸的确定 (21)
5 结论 (23)
致谢 (24)
参考文献 (25)
摘要
本文首先对小型载货汽车的设计特点以及国内外发展现状做了相关的概述，而后对转向前桥进行了详细的设计计算，主要计算了前桥、转向节、主销、主销上下轴承（即转向节村套）、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。

本文上述的设计工作均由CAD绘图完成。

关键字：汽车前桥转向节主销
Abstract
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: car front axle Knuckle Kingpin
1 绪论
1.1 小型载货汽车的发展前景
中国改革开放以来，在农村实行家庭联产承包责任制的改革，使农村的经济空前的活跃。

农村的货运量和人口的流动量急剧增加，加快运输机械化成为农村经济发展的迫切需要，正是这一市场的需要使具有中国特色的运输机械-小型载货汽车应运而生。

它解决了农村运输的急需，填补了村际，乡际，城镇及城乡结合部运输网络的空白，活跃了农村经济，为农村富裕劳动力找了一条出路，从而使数以万计的农民走上了小康之路！
小型载货汽车的竞争对手是轻型汽车。

与轻型汽车相比，小型载货汽车有许多优点。

入世后小型载货汽车没有受到多大冲击，因为它是中国特色的产业，符合国情，在国外几乎没人搞过。

但是我们不能回避轻型汽车与小型载货汽车在市场的竞争，小型载货汽车利用比较底的生产成本和微利经营的生产方式并引进先进的汽车技术，坚持“三低一高”的特色，注重产品质量，使之与在汽车行业的竞争中得以提高。

小型载货汽车制造工艺简单，价格便宜，四轮车价格在1～1.5万元/辆，购车农户一般半年左右即可收回10000元投资。

另外，小型载货汽车的养路费为每月每吨70元，是汽车的30%，使用成本为同吨位汽车的1/3到1/2。

公路快速建设也促进了小型载货汽车的发展。

旧中国，全国公路仅13×104 km，而到1997年底，已达1.226×106km，目前全国98%的乡和80%的村都通了公路，使得小型载货汽车有用武之地。

因此，在近十几年里我国小型载货汽车得到快速发展。

1980年全国小型载货汽车产销量不足万辆，1992年产销量达到113万辆，首次超过当年汽车产销量（106.2万辆）。

1998年小型载货汽车产销量达到270万辆，而同期汽车产销量为163万辆。

我们要开发的小型载货汽车要采用设计理念，多进行优化设计，使产品新颖化，品种多样化以适应多种需要。

而在小型载货汽车的设计中，如何适应复杂的路况下保证汽车能快速平稳的行驶，就是一个很重的问题。

前桥是汽车上一个重要的总成件，主要包括转向节、转向主销、前轴等零部件，由于在汽车的行驶过程中，前桥所处的工作环境恶劣，工况复杂，其承受的载荷也多为交变载荷，从而其零部件易出现疲劳裂纹甚至断裂现象。

这就要求其在结构设计上必须有足够的强度、刚度和抗疲劳破坏的能力。

因此就有了本课题的研究和设计。

1.2 前桥的组成和设计步骤
随着我国交通运输事业的迅速发展，汽车运输的承载重量和运行速度都在不断增加。

于是人们对汽车的安全运行也越来越重视，所以对汽车车桥的设计也提出了更高的要求。

前桥通过悬架与车架(或承载式车身)相联，两侧安装着从动午轮，用以在车架(或承载式车身)与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。

前桥还要承受和传递制动力矩。

前桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。

前桥按与之匹配的悬架结构不同可分为非断开式与断开式两种。

由于小型载
货汽车要求价廉，所以多采用非断开式前桥。

非断开式的前桥主要有前梁，转向节和转向主销组成。

一、前桥结构形式
本设计采用非断开式转向前桥
二、前桥设计
1、转向前桥主要零件尺寸的确定：前梁，无缝钢管型断面，可采用常规设计，也可采用计算机程序可靠性优化设计。

2、零件工作应力的计算
（1）在制动工况下的前梁应力计算
（2）在最大侧压力工况下的应力计算
（3）转向节在制动和侧滑工况下的应力计算
（4）主销和转向衬套在制动和侧滑工况下的应力计算
（5）转向节推力轴承和止推垫片的计算
2 前桥的基本概况和设计要求
2.1 前桥简介
前桥即非驱动桥，又称从动车桥。

它通过悬架与车架(或承载式车身)相联，两侧安装着从动车轮，用以在车架(或承载式车身)与车轮之间传递铅垂力、纵向力和横向力。

前桥还要承受和传递制动力矩。

根据从动车轮能否转向，前桥分为前桥与非前桥。

一般汽车多以前桥为前桥。

为提高操纵稳定性和机动性，有些轿车采用全四轮转向。

多轴汽车除前轮转向外，根据对机动性的要求，有时采用两根以上的前桥直至全轮转向。

一般载货汽车采用前置发动机后桥驱动的布置形式，故其前桥为转向前桥。

轿车多采用前置发动机前桥驱动，越野汽车均为全轮驱动，故它们的前桥既是前桥又是驱动桥，称为转向驱动桥。

前桥按与其匹配的悬架结构的不同，也可分为非断开式与断开式两种。

与非独立悬架相匹配的非断开式前桥是一根支承于左、右从动车轮上的刚性整体横梁，当又是前桥时，则其两端经转向主销与转向节相联。

断开式前桥与独立悬架相匹配。

本文设计的是1.5吨专用载货汽车采用前置后轮驱动的载货汽车前桥，因此该前桥作为前桥。

非断开式转向前桥主要由前梁、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毂轴承支承着车轮的轮毂，以达到车轮转向的目的。

在左转向节的上耳处安装着转向节臂，后者与转向直拉杆相连；而在转向节的下耳处则装着与转向横拉杆相连接的转向梯形臂。

有的将转向节臂与梯形臂连成一体并安装在转向节的下耳处以简化结构。

转向节的销孔内压入带有润滑油槽的青铜衬套以减小磨损。

为使转向轻便，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。

带有螺纹的楔形锁销将主销固定在前梁拳部的孔内，使之不能转动。

前桥的功用：前桥也称非驱动桥，又称从动车轴。

它通过悬架与车架（或承载式车身）相联，两端安装从动车轮，用以承受和传递车轮与车架之间的力（垂直力、纵向力、横向力）和力矩，并保证转向轮作正确的转向运动。

2.2 前桥的基本参数
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，前桥的主销在汽车的纵向和横向平而内都有一定倾角。

在纵向平面
内，主销上部向后倾斜一个γ角，称为主销后倾角。

在横向平面内，主销上部向
内倾斜一个β角，称为主销内倾角。

主销后倾使主销轴线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转时，汽车就偏离直线行驶而有所转向，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，使车轮产生绕主销旋转的回正力矩，从而保证了汽车具有较好的直线行驶稳定性。

此力矩称稳定力矩。

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方向盘上施加更大的力，导致方向盘沉重。

后倾角通常在︒3以内。

现代轿车采用低压宽断面斜交轮胎，具有较大的弹性回正力矩，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方向盘上的力，使转向轻便，同时也可减小转向轮传到方向盘上的冲击力。

主销内倾使前轮转向时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，而当松开方向盘时，所储存的上升位能使转向轮自动回正，保证汽车作直线行驶。

内倾角一般为︒
5；主销偏移距一般为30～40mm。

轻型客车、
︒8
~
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。

但内倾角也不宜过大，即主销偏移距不宜过小，否则在转向过程中车轮绕主销偏转时，随着滚动将伴随着沿路面的滑动，从而增加轮胎与路面间的摩擦阻力，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4项参数。

车轮外倾指转向轮在安装时，其轮胎中心平面不是垂直于地面，而是向外倾斜一个角度α，称为车轮外倾角。

此角约为︒
5.0，一般为︒1左右。

~
︒5.1
它可以避免汽车重载时车轮产生负外倾即内倾，同时也与拱形路而相适应。

由于车轮外倾使轮胎接地点向内缩，缩小了主销偏移距，从而使转向轻便并改善了制动时的方向稳定性。

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，可使汽车两前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，以使车轮在每一瞬时的滚动方向是向着正前方。

前束即(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。

在汽车的设计、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轮绕主销不断摆动的现象，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于轮胎的力对系统作正功，即外界对系统输入能量。

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动平衡状态。

这时系统将在某一振幅下持续振动，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，且会在较宽的车速范围内发生。

通常在低速行驶时发生的摆振往往属于自摄振动型。

当转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以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。

其特点是转向轮摆振频率与车轮转速一致，而且一般都有明显的共振车速，共振范围较窄(3～5km/h)。

通常在高速行驶时发生的摆振往往属于受迫振动型。

转向轮摆振的发生原因及影响因素复杂，既有结构设计的原因和制造方面的因素．如车轮失衡、轮胎的机械特性、系统的刚度与阻尼、转向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，如前桥转向系统各个环节间的间隙(影响系统的刚度)和摩擦系数(影响阻尼)等。

合理地选择这些有关参数、优化它们之间的匹配，精心地制造和装配调整，就能有效地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震器以增加阻尼等，都是控制前轮摆振发生的一些有效措施。

2.3前桥的设计标准
2.3.1设计要求：
（1）保证有足够的强度，以保证可靠的承受车轮与车架（或承载式车身）之间的作用力。

（2）保证有正确的车轮定位，使转向轮运动稳定，操纵轻便并减轻轮胎的磨损。

从桥要有足够的刚度，以使车轮定位参数保持不变。

（3）转向节与主销，转向节与前桥之间的摩擦力应尽可能小，以保证转向操作的轻便性，并有足够的耐磨性。

（4）转向轮的摆振应尽可能小，以保证汽车的正常，稳定行使。

（5）前桥的质量应尽可能小：以减少非簧上质量，提高汽车行驶平顺性。

通过对1.5吨专用载货汽车前桥的设计，可以加深我们的设计思想，即：（1）处理好设计的先进性和生产的可能性之间的关系；
（2）协调好产品的继承性和产品的“三化”之间的关系。

2.3.2结构参数：
(1)驱动形式：单驱，装载质量1500kg，汽车总质量2490kg；
(2)货箱尺寸3300×1610×360；
(3)轮胎型号6.00-15,前单、后双轮胎；
(4)有关国家以及行业标准；
(5)参照北汽福田BJ1032V3PB5-1相关车型参数和结构。

3 前桥的结构形式
3.1 总述
各种车型的非断开式转向前桥的结构型式基本相同，如图1—1所示。

作为主要零件的前梁是用中碳钢或中碳合金钢的，其两端各有一呈拳形的加粗部分为安装主销的前梁拳部；为提高其抗弯强度，其较长的中间部分采用工字形断面并相对两端向下偏移一定距离，以降低发动机从而降低传动系的安装位置以及传动轴万向节的夹角。

为提高其抗扭强度，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联接的向下弯曲部分则采用两种断面逐渐过渡的形状。

中间部分的两侧还要锻造出钢板弹簧支座的加宽文承面。

有的汽车的转向前桥的前梁采用组合式结构，即由其采用无缝钢管的中间部分与采用模锻成形的两端拳形部分组焊而成。

这种组合式前梁适于批量不太大的生产并可省去大型缎造设备。

转向节多用中碳合金钢模具成整体式结构。

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接上去的。

主销的几种结构型式如下图所示，其中比较常用的是(a)，(b)两种。

（a） (b) (c) (d)（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
图3-1主销结构形式
转向节推力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，例如推力球轴承、推力圆锥滚子轴承或圆锥波子轴承等。

也有采用青铜止推垫片的。

主销上、下轴承承受较大的径向力，多采用滑动轴承，也有采用滚针轴承的结构。

后者的效率高，转向阻力小，且可延长使用寿命。

3.2前桥的选择
本设计为1.5吨载货车的转向前桥，因此应该本着耐用经济的思想进行方案的选择，为了降低生产成本，又在结构上满足要求的情况下应尽量简单。

转向前桥有断开式和非断开式两种。

断开式前桥与独立悬架相配合，结构比较复杂但性能比较好，多用于轿车等以载人为主的高级车辆。

非断开式又称整体式，它与非独立悬架配合。

它的结构简单，承载能力大，这种形式再现在汽车上得到广泛应用。

因此本次设计就采用了非断开式前桥。

转向前桥的主要零件有前梁，转向节，主销，注销上下轴承及转向节衬套，转向节推力轴承。

前梁采用中间部分为无缝钢管与两端拳部组焊的形式。

主销采用结构简单的实心的圆柱形如上图3-1所示。

综上做出如下的选择：
3.2.1前桥的结构形式
本前桥采用非断开式转向前桥
3.2.2整车参数
（1）前桥结构形式：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前桥加叉形转向节主销。

（2）转向节结构型式：整体锻造式。

（3）主销结构型式：圆柱实心主销。

（4）转向节推力轴承结构形式：滚动轴承(调心球轴承)。

（5）主销轴承结构形式：滚针轴承
（6）轮毂轴承结构形式：单列向心球轴承
（7）轮胎螺栓：左侧左旋，右侧右旋
1.5吨专用载货汽车总布置整车参数见表1：
G= 0.3Ga=0.3*24404=8540.7N
Ga =2490*9.8=24402N
1
表1
距
// B
(mm)
hg(mm) r r(mm) 倾角
1150 840 352 6°2°1° 2
4 前桥的设计计算
本车为单桥驱动的两轴汽车，即前桥为前桥、后桥为驱动桥，由于整体式车桥较断开式车桥具有经济性高、强度大、结构紧凑、安装维修方便的优点，所以，本车决定采用整体式前桥。

前桥前桥要求采用钢管型梁结构，前桥后桥均采用非独立悬架形式。

转向前桥的设计计算主要是计算前桥、转向节、主销、主销上下轴承（即转向节村套）、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。

绘制计算用简图时刻忽略车轮的定位角，即认为主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角均为0，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。

4.1 前桥在三种工况下的受力分析
前桥的受力及弯矩图如下：
图4—1转向前桥在制动和侧滑工况下的受力分析简图
1-制动工况下的弯矩图 2-侧滑工况下的弯矩图
1Z 、1L Z 、1R Z ————作用在前桥左、右车轮上的铅直反力（垂直路面） τP ————作用在前桥左、右车轮上的制动力（垂直前桥，贴于路面） 1L Y 、1R Y ————作用在前桥左、右车轮上的侧向力（平行前桥，贴于路面） 1G ————前桥满载静负荷(本车为8540.7N)
r r ————前车轮轮胎滚动半径（本车352mm ）
g h ————车轮满载重心高度（本车960mm ）
B ————前轮距（本车1345mm ）
s ————前桥两板簧座中心距（本车660mm ）
//B ————两转向节销孔中心线与转向节轴颈中心线交点间的距离（本车1150mm ）
4.1.1制动工况下的前梁应力计算:
制动时前轮承受的制动力τP 和垂向力1Z 传给前桥，使前桥承受转矩和弯矩。

此时制动力τP 最大，侧向力1L Y 、1R Y 为0。

考虑到制动时汽车质量向前前桥的转移，则前轮所承受的地面垂向反力为 1Z ='11m 2
G （4-1） 式中：1G ——汽车满载静止于水平路面时前桥给地面的载荷，N ；
’
1m ——汽车制动时对前桥的质量转移系数，对轿车和载货汽车的前桥
可取1.4~1.7。

此处取1.5。

质量分配给前桥35%。

1Z =⨯2
11G 1m =0.5×8540.7×1.5=6405.525N 前轮所承受的制动力 φτ1Z P =
式中：φ——轮胎与路面的附着系数取为0.6；
τP =6405.525⨯0.6=3843.3 N
由于1Z 和τP 对前梁引起的垂向弯矩v M 和水平方向的弯矩h M 在两钢板弹簧座之间达最大值，分别为：
2
)2()(1121S B g m G l g Z M w w v --=⨯-= N·mm (4-2) 2
21'1212h S B m G l Z l P M -⨯⨯=⨯⨯=⨯=ϕϕτ N·mm (4-3) 式中：2l —见图4—1，其中1l =2
"B B -=211501345-=97.5mm, 2l =2
s -B =26601345-=342.5mm w g —车轮(包括轮毂、制动器等)所受的重力，N ；取w g =900N ；
B —前轮轮距取B=1345 mm ；
s —前梁上两钢板弹簧座中心间的距离取为660 mm
其中1l =2"B B -=211501345-=97.5mm, 2l =2
s -B =26601345-=342.5mm 则 2
6601345)900525.6405(-⨯
-=v M =1885642.313 N·mm 266013453.3843h -⨯=M =1316330.25 N·mm 制动力τP 还使前梁在主销孔至钢板弹簧座之间承受转矩T ：
T=r r P ⨯τ N·
mm 式中：r r —轮胎的滚动半径取为352 mm
则有 T=3843.3×352=135284.16 N·mm
前梁在钢板弹簧座附近危险断面处的弯曲应力w σ和扭转应τ（单位均为MPa ）分别为：
W
T M M W M v w 2
2h 2v ++==σ T W T
=τ （4-4）
式中: V M 为铅直反力1L Z 在垂直平面内的弯矩；h M 为制动力τP 在水平面内的
弯矩；W —前梁弯曲截面系数，W=)(3233d D -π。

在设计中为了预选前梁在板簧座处的弯曲截面系数V W (3mm )，可采用经验公式 V W =2200ml （4-5）
式中，m 为作用在该前梁上的簧上质量（kg ）；l 为车轮中线至板簧座中线间的距离（cm ）,2200为系数（cm kg 2）。

对于该种车辆，选m=74%总m ，l=l 2=342.5mm ，故V W =286863mm 对于圆形截面，W=32/D 3π。

则初步预算出D=67mm.取D=70mm ，d=50mm 。

则W=)(3233d D -π
=124703mm .T W =)-(116D 43
απ=309993mm 。

板簧座处弯曲应力σ和扭转应力τ（危险断面为圆面）
所以将数值代入（5-4）中的σ=184.7MPa ；τ=4.4MPa
前梁可采用45、30Cr 、40Cr 等中碳钢或中碳合金刚制造，硬度应达到HB241~285。

此处采用40Cr ，因此由机械设计手册可查得前桥应力的许用值为
[][]。

；MPa 200MPa 355w ==τσ 经校核此工况下符合强度要求。

故D=70 mm ，d=50 mm 符合要求。

4.1.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算
设向左侧滑，如汽车高速行驶时，急速右转弯。

确定侧向滑移附着系数： 在侧滑的临界状态，横向反作用力等于离心力离F ，并达到最大值
离F =gR V G 2
1,max Y =G 11ϕ,为保证不横向翻车，须使翻滑V V 〈，则有：hg gRB gR 21〈ϕ，所以1ϕ<hg B
2，得到1ϕ<840
*21345=0.80，取1ϕ=0.65。

此时汽车承受最大侧向力时无纵向力的作用，此时前梁仅受弯矩而没有转矩。

左、右前轮承受的地面垂直反作用力1L Z 、1R Z 和横向侧向反力1L Y 、1R Y 各不相等，前轮的地面反力（N ）分别为
1L Z =）（B
h 212G 1g 1ϕ+ （4-6） 1R Z =）（B
h 212G 1g 1ϕ- （4-7） 1L Y =11g 1B
h 212G ϕϕ）（+ （4-8） 1R Y =11g 1B
h 212G ϕϕ）（- （4-9） 式中，1G 为汽车停于水平路面时的前桥轴荷（N ）；B 为汽车前轮轮距（mm ）；g h 为汽车质心高度（mm ）；1ϕ为侧滑附着系数，1ϕ=0.65。

此时L Y 1，R Y 1向右作用。

则有：
N Z L 7737.4)45
1365.084021(28540.71=⨯⨯+=
N Z R 803.3)45
1365.084021(2540.781=⨯⨯-= N Y L 5029.365.0)45
1365.084021(2540.781=⨯⨯⨯+= N Y R 52265.0)45
1365.084021(2540.781=⨯⨯⨯-= 汽车向左侧滑时，前桥在铅直面内的弯矩图如5-1图中的第2种工况，由该弯矩图可见，前梁的最大弯矩出现在侧滑方向一侧拳部的主销孔处，而另一侧出现在板簧座处，可求出 r L 11L 11r Y l -=Z M （4-10） r R 12R 12r Y l -=Z M （4-11） 代入数值得：
1M =7737.4*97.5-5029.3*352=-1015917.1N.mm
2M =803.3*342.5-522*352=91386.25N.mm
则在这两处的弯曲应力分别为
1σ=W M 1=12470
1.1015917=81.5MPa 2σ=
W M 2=1247025.91386=7.4MPa
[][]。

；MPa 200MPa 355w ==τσ 经校核此工况下符合强度要求。

4.1.3 越过不平路面工况的前梁应力计算：
汽国越过不平路面时，因路面不平引起垂直动载荷，至使垂直反作用力达到最大值。

此时仅受弯矩而不受转矩。

作用在前梁铅直面内的弯矩 M=212
l G ⋅⋅δ （4-12） 式中δ———动载荷系数，载货汽车δ＝2．5。

代入数值得
5.342*2
7.8540*5.2M ==3656487.188 N.mm 其中M 在两钢板弹簧座之间达到最大，则弯曲应力σ=W
M =12470188.3656487=293MPa [][]。

；MPa 200MPa 355w ==τσ 经校核此工况下符合强度要求。

4.2 转向节在制动和侧滑工况下的应力
如图4—2所示，转向节的危险断面在轴径为1d 的轮轴根部即III-III 剖面处。

图4—2 转向节，主销及转向节衬套的计算用图
转向节的危险断面处于轴径为d 1的轮轴根部，即剖面Ⅲ处。

转向节采用40Cr 制造，心部硬度HB241~285，高频淬火后表面硬度HRC57~65，硬化层深1.5mm ，轮轴根部的圆角滚压处理，许用弯曲应力为[σ]=550MPa 。

4.2.1在制动工况下的转向节应力计算
转向节在Ⅲ剖面处的轴径仅受垂向弯矩v M 和水平弯矩h M 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，这时可按公式（4-2）和（4-3）计算其v M 和h M ，但需要以l 3替换其中的l 2。

即
v M =(w 1g Z -)⨯l 3=[w 1g Z -]* l 3 （4-13） h M =3'11313m 2
G l Z l P l *==ϕϕτ （4-14） 式中：1d —转向节的轮轴根部轴径取为45mm ，3l =30mm ，[w σ]=550MPa ， 剖面Ⅲ处的合成弯曲应力σ为
σ=W M M 2h
2
v + （4-15） 代入数值得
30)900525.6405(⨯-=v M =165165.75 N·
mm 303.3843h ⨯=M =115299 N·
mm W=3
1d 32π
=8947.33mm 所以σ=22.5MPa ≤[w σ]=550MPa ，符合要求
4.2.2 在汽车侧滑工况下得转向节应力计算
在汽车发生侧滑时，左、右转向节在危险断面Ⅲ-Ⅲ处得弯矩是不等的，可分别按下式求得：
r L 131L -L r Y l Z M -=III III （4-16）。