.胎断面宽度即为主销偏移距。.故车架外缘距车轮中心距离为.故不发生干涉。.运动干涉校核和纵拉杆长度的确定参看图已知钢板长度钢板板簧拱高吊耳中径吊耳中心到相邻型螺栓之距.两型螺栓中心距通过做图求得图转向纵拉杆尺寸确定图.转向系的设计及参数确定转向系的效率功率从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号表示，反之称为逆效率，用表示其中从转向轴输入功率转向器中的摩擦功率作用在转向摇臂轴上的功率本车设计转向器为循环球式，其传动副之间用滚动摩擦代替滑动摩擦，如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则螺杆的螺线导程角摩擦角摩擦系数设计时取,.,代入得上两式表明增加导程角正逆效率均增大.受增大的影响不宜过大,般,本车选用。.转向系计算载荷的确定转向系全部零件的强度，是根据作用在转向系零部件上的力进行确定的。影响这个力的因素很多，如前轴负荷和路面阻力的变化等。驾驶员转向轮所需要克服的阻力，主要是车轮转动阻力车轮稳定阻力和转向系中特别是在转向器和转向节中的摩擦阻力等所组成。通过将转向系中的滑动摩擦转变为滚动摩擦，可以使转向器和转向节内摩擦阻力减少到较小的程度。汽车在沥青或者混凝土路面上原地转向阻力矩式中轮胎和路面的滑动摩擦系数取.前轴负荷轮胎气压.作用在方向盘上的力为.,满足设计要求。式中转向摇臂长参考同类车型为转向节臂长方向盘半径转向器的角传动比.转向器的效率设方向盘在内车轮达到时的转角是则有，圈圈。合格。合格图滚道结构形式导管内径导管壁厚取为。四接触角，以使轴向力和径向力分配均匀。五齿条齿扇传动副设计设计参数参照是下表，般将中间剖面规定为基准剖面，剖面向右时，变位系数为正，向右时由正变零，再变为负。此时计算剖面表齿扇参数表截面分度圆直径齿顶高齿根高全齿齿顶圆直径齿根圆直径图齿扇剖面图齿扇轮在从轴线自左向右看是又窄又低的形状，变位系数逐渐增大，设面与中间面面的间距，截面由公式.截面截面.分度圆处的齿厚大端齿厚小端齿厚.齿条在与齿扇配合时，因齿扇为变厚齿扇，则满足啮合间隙特性，齿条变厚方向应与齿扇相反，齿条的齿扇与齿扇的齿槽宽相等。二者啮合为等移距变为齿轮啮合传动。六循环球式转向器零件强度的计算为了进行强度计算，首先要确定其计算载荷，可利用汽车在干燥硬路面上作原地转向时转向轮的转向阻力矩，利用它可求的转向摇臂上得力矩和在转向盘上的切向力。他们均可作为转向系的最大载荷。钢球与滚道间的接触应力式中系数由下式确定查汽车设计表取.钢球半径滚道截面半径螺杆外半径材料弹性模为.钢球与螺杆间正压力，可用下式计算.式中接触角取螺杆螺线导程角取参与工作的钢球数作用在螺杆上的轴向力由以上可知接触应力可以满足要求。七齿的弯曲应力式中作用在齿扇上的圆周力.齿扇的齿高齿扇的齿宽基圆齿厚基圆齿厚的计算公式见机械原理课本由上可知弯曲应力完全满足。螺杆与螺母用刚材料制造，表面渗碳，深度为，表面硬度为。第七章转向梯形的优化设计转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。设计转向梯形的主要任务之是确定转向梯型的最佳参数和进行强度计算。转向梯形有整体式和断开式两种。般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。两轴汽车转向时，若忽略轮胎侧偏影响，两转向前轴的延长线应交于后轴延长线。设，分别是外内转向车轮转角，为两主销中心线延长线到地面交点之间的距离，则梯形机构应保证内外转向车轮的转角有如下关系，若自变角为则因变角的期望值为，现有转向梯形机构仅能满足上式要求。如下图所示，在图上作辅助虚线，利用余弦定理可推得转向梯形所绘出的实际因变角为其中梯形臂长梯形底角图汽车瞬时转向图应使设计的转向梯形所绘出的实际因变角尽可能接近理论上的期望值。其偏差最常使用的中间位置附近小转角范围应尽可能小，以减小高速行驶时轮胎的磨损。而在不经常使用且车速较慢的最大转角时可适当放宽要求，因此在加入加权因子构成评价优略的目标函数为将上式代得其中设计变量外转向轮最大转角，又上图可得其中汽车最小转弯半径为.，主销偏移距为，考虑到此时使用工况下转角小于，且以内的小转角使用的更加频繁，因此取当建立约束条件时应考虑到设计变量及过小时，会使横拉杆上的转向力过大当过大时，将使梯形布置困难，故对的上下限及对的下限应设置约束条件。因越大，梯形越接近矩形．值就越大，而优化过程是求的极小值，故可不必对的上限加以限制。

（图纸） 侧盖.dwg

（图纸） 壳体.dwg

（图纸） 螺杆.dwg

（其他） 农用运输车转向从动桥及转向器转向系设计说明书.doc

（图纸） 上盖.dwg

（图纸） 摇臂轴.dwg

（图纸） 转向操纵机构.dwg

（图纸） 转向机总图.dwg