轉向縱拉桿轉向垂臂球頭銷強度校核規(guī)范(新)

關于轉向縱拉桿、轉向垂臂、球頭銷強度校核規(guī)范（設計參考）一、轉向傳動機構設計總體要求轉向垂臂、轉向節(jié)臂和梯形臂由中碳鋼或中碳合金鋼如35Cr、40、40Cr和40CrNi用模鍛加工制成。多采用沿其長度變化尺寸的橢圓形或矩形截面以合理地利用材料和提高其強度與剛度。轉向垂臂與轉向垂臂軸用漸開線花鍵聯接，且花鍵軸與花鍵孔具有一定的錐度以得到無隙配合，裝配時花鍵軸與孔應按標記對中以保證轉向垂臂的正確安裝位置。轉向垂臂的長度與轉向傳動機構的布置及傳動比等因素有關，一般在初選時對小型汽車可取100150mm；中型汽車可取150200mm；大型汽車可取300400mm。 轉向傳動機構的桿件應選用剛性好、質量小的20、30或35號鋼（低碳鋼）的無縫鋼管制造，其沿長度方向的外形可根據總布置的需要確定。 轉向傳動機構的各元件間采用球形鉸接。球形鉸接的主要特點是能夠消除由于鉸接處的表面磨損而產生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復雜的相對運動。在現代球形鉸接的結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。橫拉桿左右邊桿外端的球形鉸接應作為單獨組件，組裝好后以其殼體上的螺紋旋到桿的端部，以使桿長可調以便用于調節(jié)前束。球頭與襯墊需潤滑，并應采用有效結構措施保持住潤滑材料及防止灰塵污物進入。 球銷與襯墊均采用低碳合金鋼如12CrNi3A、18MnTi或40Cr制造，工作表面經（高頻常用）滲碳（慢時間長）淬火處理，滲碳層深1.53.0mm，表面硬度HRC5663，允許采用中碳鋼40或45制造并經高頻淬火處理，球銷的過渡圓角處則用滾壓工藝增強。球形鉸接的殼體則用鋼35或40制造。 為了提高球頭和襯墊工作表面的耐磨性，可采用等離子或氣體等離子金屬噴鍍工藝。二、轉向縱拉桿、轉向垂臂、球頭銷校核規(guī)范（一）縱拉桿校核規(guī)范縱拉桿應有較小的質量和足夠的剛度?？v拉桿的形狀應符合布置要求，有時不得不做成彎的，這就減小了縱向剛度。拉桿用20、30或40鋼無縫鋼管制成。1、 縱拉桿為直桿，可按壓桿穩(wěn)定校核，計算其受壓時的縱向彎曲穩(wěn)定性。根據材料力學中有關壓桿穩(wěn)定性計算公式進行驗算,如下所示。 （1）式中 桿的剛度儲備系數，即安全系數。一般取1.52.5桿承受的軸向力彈性模量，= 桿長，按桿兩端球鉸中心間的距離計斷面慣性矩2、 縱拉桿為彎桿，則應計算彎曲應力和拉壓應力，合成后校核強度。（1）按原地轉向阻力矩計算 按哥夫（Gough）經驗公式： （2）式中 輪胎和路面間的滑動摩擦系數 前軸負荷輪胎氣壓MPa 前輪處于中間直行位置a、 從阻力矩算出縱拉桿球頭連線的軸向力：按圖紙布置，求出此連線至主銷的垂距，除阻力矩則為軸向力；b、 求出軸向力（即球頭連線）至拉桿折彎處的最大垂距（力臂）；c、 軸向力力臂則為危險斷面彎矩（內力）；d、 求斷面系數和斷面積；e、 求彎曲應力（）和拉壓應力（），兩者之和則為合成拉壓應力（按應力方向求代數和）；f、 求安全系數，= ，汽車理論推薦的安全系數值1.72.4，這種工況取上限2.4。 前輪處于最大轉角極限位置（方法同，數值變大）a、 從阻力矩算出球頭連線軸向力，垂距變小，軸向力變大；b、 求出彎曲力臂，與相同；c、 求出危險斷面彎矩，比增大；d、 求斷面系數和斷面積；e、 求彎曲應力和拉壓應力，合成（數據比增大），注意力的方向；f、 求安全系數，這種工況取下限1.7。（2）按油泵卸荷油壓或轉向機卸荷油壓計算a、設定前軸轉向節(jié)已被螺栓限位（相當于輪被卡?。?，而轉向機還未限位。轉向機輸出扭矩按油泵最大卸荷壓力或轉向機卸荷壓力兩者之中卸荷油壓最小值計算；b、 限位的極限位置，從圖紙求出縱拉桿與垂臂的夾角，找到縱拉桿球頭連線相對轉向機輸出軸的垂距；c、 此垂距除輸出扭矩則是軸向力；d、 求出軸向力（球頭連線）至折彎處垂距（力臂），兩者相乘則為彎曲力矩；e、 按上述辦法求到合成應力和安全系數，可取下限（1.7），甚至更小，但必須大于1.2；f、 若轉向節(jié)沒有被限位之前，或車輪沒有被外力卡住，轉向機已達到極限位置，轉向機輸出軸（垂臂軸）已被限位，不管是油壓卸荷或是機械式擋住，垂臂已不可能將轉向力傳給縱拉桿，這時縱拉桿受力并不大，不必校核。所以油泵或轉向機卸荷的作用取決于它是在轉向節(jié)被限位之后（指轉向機油壓卸荷是以行程控制），以及中途車輪被強制卡住的工況（此工況很罕見）。（二）轉向垂臂校核規(guī)范轉向垂臂用模鍛制成，斷面為橢圓形或矩形。為了實現無間隙配合，垂臂與垂臂軸用漸開線花鍵連接的居多。為保證垂臂能正確安裝到垂臂軸上，應在它們的側面做安裝記號。在球頭銷上作用的力F，對轉向垂臂構成彎曲和扭轉力矩的聯合作用。危險斷面在垂臂根部，如圖1-1所示，其危險截面在AA處。根據第三強度理論，在危險截面的最大應力點a處，彎扭聯合作用的等效應力應為： （3）式中：彎曲應力 剪應力 材料的屈服極限 相對于的強度儲備系數，取1.72.4圖 1-1轉向垂臂與球鉸及危險截面處的應力示意圖值如下所示： （4）式中 作用在轉向垂臂球形鉸接處的力如圖1-1所示 危險截面的彎曲截面系數對于矩形截面的軸，在其截面的直角頂點處扭轉剪切應力值為零，最大剪切應力發(fā)生于側邊中間的k點為，a點處的應力為，則有 （5） （6）式中如圖1-1所示(偏距)矩形截面的長邊與短邊長度與有關的系數，查有關手冊選取彎、扭聯合作用應力如圖1-1所示，其最大合成主應力在a點。轉向垂臂與轉向垂臂軸經漸開線花鍵連接，因此要求驗算漸開線花鍵的擠壓應力和切應力。漸開線花鍵聯接常根據被聯接件的特點、尺寸、使用要求和工作條件，確定其類型、尺寸，然后進行必要的強度校核計算。計算公式如下： （7）式中 轉矩 （Nm）各齒間載荷不均勻系數，通常=0.70.8齒數齒的工作高度（mm）齒的工作長度（mm）平均直徑（mm）漸開線花鍵：，模數花鍵聯接許用擠壓應力，?。ㄈ┣蝾^銷校核規(guī)范球頭銷常由于球面部分磨損而損壞，為此用下式驗算接觸應力： （8）式中作用在球頭上的力球頭承載表面在通過球心并與力相垂直的平面上的投影面積除滿足上式外，球銷彎曲應力應該滿足：銷根部 （9）式中 作用于球頭上的力球頭懸臂部分的尺寸 球銷計算截面的彎曲截面系數 材料的屈服極限 安全系數，取1.5 設計初期，球頭直徑D可根據表1-1中推薦的數據進行選擇。球頭直徑D/mm轉向輪負荷（雙邊）N（前軸負荷）球頭直徑D/mm轉向輪負荷（雙邊）N2022252730到600060009000900012500125001600016000240003540455024000340003400049000490007000070000100000表 1-1 球頭直徑球頭銷用合金結構鋼12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液體碳氮共滲鋼40Cr、35CrNi制造。5.15下午三、設計案例分析（一）轉向縱拉桿校核以廈門金龍公交XMQ6891G轉向縱拉桿強度校核為例進行案例分析 1、原設計案例資料 圖 2-1 縱拉桿圖配 置型 號參 數A.轉向機浙江世寶SB8575D油壓力14Mpa時，輸出扭矩大約3100N.m；油壓力10Mpa時，輸出扭矩大約2300N.m；油壓力7Mpa時，輸出扭矩大約1600N.m。B.轉向油泵錫柴CA6DF3-20E3發(fā)動機自帶最大工作壓力14MpaC.轉向縱拉桿紹興京山6891G-F820-3410010拉桿管徑規(guī)格42X8.0mm，最大落差點至當量桿（球頭兩端連線）的垂直距離為113.2mm表 2-1 2007年生產的泉州公交XMQ6891G轉向系統(tǒng)配置參數表2、按典型位置原地打轉向和油壓卸荷工況校核縱拉桿極限應力（1）按原地轉向的阻力矩計算： 前輪處于中間直行位置 值如下所示： a、 汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩、值如下：輪胎和路面間的滑動摩擦系數，一般取0.7前軸負荷（滿載時前軸負荷為45000N）輪胎氣壓（=0.8Mpa）代入式（2）得出： N.mmb、原地轉向縱拉桿所受的軸向力根據轉向裝置圖2-2所示，中間直行位置時，縱拉桿兩端球鉸中心連線剛好垂直于轉向節(jié)臂，縱拉桿的軸向力由以下公式計算，如下： （10）式中 轉向節(jié)臂的當量長度（=235 mm）得出： N圖 2-2 轉向裝置圖c、縱拉桿最大折彎處所受彎矩（11）式中 為縱拉桿折彎處到縱拉桿兩端球鉸中心連線的最大落差（由圖2-1所示，=113.2 mm）得出：=1199580 N.mmd、縱拉桿橫截面彎曲截面系數、縱拉桿截面積 （12） （13）式中 縱拉桿橫截面外徑42 mm 縱拉桿橫截面內徑26 mm得出： e、危險斷面應力左打方向盤，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點壓2058正數拉力右打方向盤，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點 式中 屈服應力極限（查得35鋼屈服應力極限為305MPa）最大拉應力得出 結論：前輪處于中間直行位置時原地轉向，縱拉桿的安全系數應該取上限2.4，此縱拉桿的安全系數偏小。 前輪處于最大轉角極限位置值如下所示：a、前輪左轉快到極限位置，縱拉桿所受軸向力根據左轉極限位置裝置圖2-3所示，當轉角為40度時，=46.6度，由公式 （14）得出 N圖 2-3 前輪左轉快到極限位置 當前輪左轉達到極限位置之后，方向盤往右打，此時縱拉桿所受力大小與相等，但方向相反。b、前輪右轉快到極限位置，縱拉桿所受軸向力根據右轉極限位置裝置圖2-4所示，當轉角為31.2度時，=27度，由式（14）得出 N圖 2-4 前輪右轉快到極限位置 當前輪右轉達到極限位置之后，方向盤往左打，此時縱拉桿所受力大小與相等，但方向相反。 c、前輪左轉達到極限位置，縱拉桿折彎處所受彎矩參照式（11）可知，= N.mmd、前輪右轉達到極限位置，縱拉桿折彎處所受彎矩 參照式（11）可知，= N.mme、危險斷面應力前輪左轉達到極限位置左轉快到極限位置之前，方向盤繼續(xù)左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點左轉已到極限位置之后，方向盤往右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點前輪右轉達到極限位置右轉快到極限位置之前，方向盤繼續(xù)右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點右轉已到極限位置之后，方向盤往左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點結論：前輪轉角達到極限位置時原地轉向，縱拉桿的安全系數可取下限1.7，此縱拉桿的安全系數太小，最大拉應力幾乎達到屈服極限。（2）按油泵卸荷油壓計算：轉向盤轉向到極限狀態(tài)之前，轉向輪已被限位，分兩種情況： 轉向機沒有卸荷，油泵的壓力還在繼續(xù)增加，當轉向管路的油壓達到最大值（等于14Mpa），此時系統(tǒng)一直保持最大壓力狀態(tài)，轉向機輸出扭矩也保持在最大值，前橋轉向節(jié)的轉向已經被限制住，然而轉向縱拉桿在轉向機的帶動下還有繼續(xù)運動的趨勢，即轉向縱拉桿有最大的拉力（或壓力），這時應力最大。 轉向機有卸荷，油泵的壓力達到一定的壓力后，此時轉向機卸荷，轉向機輸出力矩不再增大，管路的油壓保持在轉向機卸荷時的壓力，轉向機輸出扭矩也保持不變，前橋的轉向已經被限制住，然而轉向縱拉桿在轉向機的帶動下還有繼續(xù)運動的趨勢，即轉向縱拉桿有較大的拉力（或壓力），這時應力也很大。值如下所示： a、前輪轉到左極限位置之后，還往左打,縱拉桿所受力，受力如圖2-5所示：由公式 （15）式中 垂臂所受垂直力，轉向機浙江世寶SB8575D，油壓14Mpa時，輸出扭矩大約3100N.m，垂臂長約215mm， N得出 N圖 2-5 左轉極限位置，縱拉桿受力示意圖 b、前輪轉到右極限位置之后，還往右打,縱拉桿所受力，受力如圖2-6所示： 由式（15）可知， N圖 2-6 右轉極限位置，縱拉桿受力示意圖 c、左極限時，縱拉桿折彎處所受力矩 參照式（11）可知， N.m d、右極限時，縱拉桿折彎處所受力矩參照式（11）可知， N.me、危險斷面應力前輪轉到左極限位置之后，還往左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點前輪轉到右極限位置之后，還往右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點，及 取拉應力算安全系數結論：按油泵卸荷油壓或轉向機卸荷油壓計算，縱拉桿的安全系數應該大于1.2。此縱拉桿兩向極限位置的最大拉應力已超過35鋼屈服應力極限305MPa，不合格，會引起塑變損壞。3、改進措施將縱拉桿的型號規(guī)格改為mm，最大落差改為93mm。（1）按原地轉向的阻力矩計算： 前輪處于中間直行位置 值如下所示：由式（11）、式（12）、式（13）可知， N.m、危險斷面應力：左打方向盤，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點，右打方向盤，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點，結論：前輪處于中間直行位置時原地轉向，縱拉桿的安全系數應該取上限2.4，此縱拉桿的安全系數符合要求。 前輪處于最大轉角極限位置 值如下所示：根據式（14）和式（11）， N.m N.m危險斷面應力：前輪左轉達到極限位置左轉快到極限位置之前，方向盤繼續(xù)左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點，左轉已到極限位置之后，方向盤往右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點，前輪右轉達到極限位置右轉快到極限位置之前，方向盤繼續(xù)右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點，右轉已到極限位置之后，方向盤往左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點，結論：前輪轉角達到極限位置時原地轉向，縱拉桿的安全系數可取下限1.7。此縱拉桿的安全系數符合要求。（2）按油泵卸荷油壓計算： 值如下所示：根據式（15）和式（11）， N.m N.m危險斷面應力：前輪轉到左極限位置之后，還往左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點，前輪轉到右極限位置之后，還往右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點，、及結論：按油泵卸荷油壓或轉向機卸荷油壓計算，縱拉桿的安全系數應該大于1.2。此縱拉 桿的安全系數符合要求。結論：經過強度校核，縱拉桿改進后應力明顯降低。各工況安全系數均符合要求（本案例材料為35鋼）。（二）轉向垂臂校核圖 2-7 轉向垂臂與球鉸及危險截面處的應力圖由轉向垂臂校核規(guī)范可知，四個角點上的剪應力等于零。最大剪應力發(fā)生于矩形長邊的中點，且按式（5）計算；短邊中點的剪應力是短邊上的最大剪應力，按式（6）計算。式中 、是一個與比值h/b有關的系數，其數值可從下表2-2中選取。計算：（1）彎曲應力 、值如下所示： 作用在轉向垂臂球形鉸接處的力，按油泵卸荷時最大輸出力矩計算（轉向機為浙江世寶SB8575D，油壓14Mpa時，輸出扭矩大約3100N.m，垂臂長約215mm， N）危險截面的彎曲截面系數，215-30=185mm（如圖2-7所示）代入式（4），得出 = = 170.1 MPa（2） 剪切應力1087162.4 N.mm（式中e值如圖2-7所示） h/b=56/30=1.867利用插值法，計算、，如下：，得出 將以上數值代入式（5）、（6）中，得出 = 89 = 89 MPa (在長邊中點) MPa(在短邊中點)（3）合成主應力由應力圖2-7可知，短邊中點處，彎曲應力達到最大值，同時短邊的剪應力在中點處達到最大值，此點為截面上的危險點。長邊中點處雖剪應力達到最大值，但彎曲應力為0。所以應校核矩形截面短邊中點處的強度。由式（3）得出： MPa又式中材料的屈服極限，材料一般為40Cr或40CrNi，調質處理，取=785MPa；相對于的強度儲備系數，=1.72.4得出 ，安全系數大于推薦值，滿足強度要求。h/b11.21.522.530.2080.2190.2310.2460.2580.26710.930.8580.7960.7670.753h/b46810無窮大0.2820.2990.3070.3130.3330.7450.7430.7430.7430.743表 2-2 矩形截面桿扭轉時的系數、（三）球頭銷校核球銷的損壞形式主要有球頭的磨損與球銷的斷裂。因此所選定的球銷應校核以下應力：（1） 球面接觸應力、值如下所示： 作用于球頭上的力，其最大值為 N 球頭承載表面在通過球心并與力相垂直的平面上的投影面積由圖2-7可知，力F垂直于紙面，則A面如下圖所示得出 代入式（8）得出 =略大于許用應力值。因核算工況為油泵卸荷壓力的極端條件，因而認為基本可行。（2） 球銷彎曲應力、值如下所示： 作用于球頭上的力（） 球銷懸臂部分的尺寸（如圖2-7所示，） 球銷根部截面的彎曲截面系數， 式中 球銷根部截面直徑（如圖2-7所示，）得出 1534 代入式（9）得出 =537 MPa此頭銷材料為40Cr，屈服極限取785MPa，。球頭銷的安全系數推薦值為1.5，此球頭銷的安全系數略小，但差別很小。因核算工況為油泵卸荷壓力的極端條件，因而認為基本可行?？偨Y論：1、原縱拉桿的規(guī)格，最大落差為113.2mm，經過校核，在極限位置處油泵達到卸荷壓力時，其應力已超過材料屈服極限（35鋼），會引起塑變損壞；2、將縱拉桿的型號規(guī)格改為，最大落差改為93mm，縱拉桿應力明顯降低。各工況安全系數均符合要求，可見縱拉桿的設計應盡量減小折彎落差，并選擇合適的桿件斷面尺寸；3、 最好將油泵最大油壓14MPa（10MPa）略為下降，但還應與轉向機的使用要求匹配；4、 轉向機最好配置卸壓裝置，對轉向系的安全性有利。20 / 20文檔可自由編輯打印