相关转向纵拉杆、转向垂臂、球头销强度校核规范设计参考.docx

相关转向纵拉杆、转向垂臂、球头销强度校核规范设计参考 　　有关转向纵拉杆、转向垂臂、球头销强度校核规范 设计参考　　一、转向传动机构设计总体要求转向垂臂、转向节臂和梯形臂由中碳钢或中碳合金钢如35cr、40、40cr和40crNi用模锻加工制成多采取沿其长度改变尺寸的椭圆形或矩形截面以合理地利用材料和提升其强度和刚度转向垂臂和转向垂臂轴用渐开线花键联接，且花键轴和花键孔含有一定的锥度以得到无隙配合，装配时花键轴和孔应按标识对中以确保转向垂臂的正确安装位置转向垂臂的长度和转向传动机构的部署及传动比等原因相关，通常在初选时对小型汽车可取100～150mm；　　中型汽车可取150～200mm；　　大型汽车可取300～400mm　　转向传动机构的杆件应选取刚性好、质量小的20、30或35号钢 低碳钢 的无缝钢管制造，其沿长度方向的外形可依据总部署的需要确定　　转向传动机构的各元件间采取球形铰接球形铰接的关键特点是能够消除因为铰接处的表面磨损而产生的间隙，也能满足两铰接件间复杂的相对运动在当代球形铰接的结构中均是用弹簧将球头和衬垫压紧横拉杆左右边杆外端的球形铰接应作为单独组件，组装好后以其壳体上的螺纹旋到杆的端部，以使杆长可调方便用于调整前束。

球头和衬垫需润滑，并应采取有效结构方法保持住润滑材料及预防灰尘污物进入　　球销和衬垫均采取低碳合金钢如12crNi3A、18mnTi或40cr制造，工作表面经 高频常见 渗碳 慢时间长 淬火处理，渗碳层深—，表面硬度HRc56—63，许可采取中碳钢40或45制造并经高频淬火处理，球销的过渡圆角处则用滚压工艺增强球形铰接的壳体则用钢35或40制造　　为了提升球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采取等离子或气体等离子金属喷镀工艺　　二、转向纵拉杆、转向垂臂、球头销校核规范 一 纵拉杆校核规范纵拉杆应有较小的质量和足够的刚度纵拉杆的形状应符合部署要求，有时不得不做成弯的，这就减小了纵向刚度拉杆用20、30或40钢无缝钢管制成　　1、纵拉杆为直杆，可按压杆稳定校核，计算其受压时的纵向弯曲稳定性依据《材料力学》中相关压杆稳定性计算公式进行验算,以下所表示　　――――― 1　　式中——杆的刚度贮备系数，即安全系数通常取~——杆承受的轴向力——弹性模量，=——杆长，按杆两端球铰中心间的距离计——断面惯性矩2、纵拉杆为弯杆，则应计算弯曲应力和拉压应力，合成后校核强度　　1 按原地转向阻力矩计算按哥夫 Gough 经验公式：　　――――― 2　　式中——轮胎和路面间的滑动摩擦系数——前轴负荷——轮胎气压mPa①前轮处于中间直行位置a、从阻力矩算出纵拉杆球头连线的轴向力：按图纸部署，求出此连线至主销的垂距，除阻力矩则为轴向力；　　b、求出轴向力 即球头连线 至拉杆折弯处的最大垂距 力臂 ；　　c、轴向力力臂则为危险断面弯矩 内力 ；　　d、求断面系数和断面积；　　e、求弯曲应力 和拉压应力 ，二者之和则为合成拉压应力 按应力方向求代数和 ；　　f、求安全系数，=，汽车理论推荐的安全系数值~，这种工况取上限。

　　②前轮处于最大转角极限位置 方法同①，数值变大　　a、从阻力矩算出球头连线轴向力，垂距变小，轴向力变大；　　b、求出弯曲力臂，和①相同；　　c、求出危险断面弯矩，比①增大；　　d、求断面系数和断面积；　　e、求弯曲应力和拉压应力，合成 数据比①增大 ，注意力的方向；　　f、求安全系数，这种工况取下限　　2 按油泵卸荷油压或转向机卸荷油压计算a、设定前轴转向节已被螺栓限位 相当于轮被卡住 ，而转向机还未限位转向机输出扭矩按油泵最大卸荷压力或转向机卸荷压力二者之中卸荷油压最小值计算；　　b、限位的极限位置，从图纸求出纵拉杆和垂臂的夹角，找到纵拉杆球头连线相对转向机输出轴的垂距；　　c、此垂距除输出扭矩则是轴向力；　　d、求出轴向力 球头连线 至折弯处垂距 力臂 ，二者相乘则为弯曲力矩；　　e、按上述措施求到合成应力和安全系数，可取下限 ，甚至更小，但必需大于；　　f、若转向节没有被限位之前，或车轮没有被外力卡住，转向机已达成极限位置，转向机输出轴 垂臂轴 已被限位，不论是油压卸荷或是机械式挡住，垂臂已不可能将转向力传给纵拉杆，这时纵拉杆受力并不大，无须校核因此油泵或转向机卸荷的作用取决于它是在转向节被限位以后 指转向机油压卸荷是以行程控制 ，和中途车轮被强制卡住的工况 此工况很罕见 。

　　★ 二 转向垂臂校核规范转向垂臂用模锻制成，断面为椭圆形或矩形为了实现无间隙配合，垂臂和垂臂轴用渐开线花键连接的居多为确保垂臂能正确安装到垂臂轴上，应在它们的侧面做安装记号在球头销上作用的力F，对转向垂臂组成弯曲和扭转力矩的联合作用危险断面在垂臂根部，图1-1所表示，其危险截面在A—A处依据第三强度理论，在危险截面的最大应力点a处，弯扭联合作用的等效应力应为：　　――――― 3　　式中：——弯曲应力——剪应力——材料的屈服极限——相对于的强度贮备系数，取~图1-1转向垂臂和球铰及危险截面处的应力示意图值以下所表示：　　――――― 4　　式中——作用在转向垂臂球形铰接处的力——图1-1所表示——危险截面的弯曲截面系数对于矩形截面的轴，在其截面的直角顶点处扭转剪切应力值为零，最大剪切应力发生于侧边中间的k点为，a点处的应力为，则有――――― 5　　――――― 6　　式中——图1-1所表示——矩形截面的长边和短边长度——和相关的系数，查相关手册选择弯、扭联合作用应力图1-1所表示，其最大合成主应力在a点　　转向垂臂和转向垂臂轴经渐开线花键连接，所以要求验算渐开线花键的挤压应力和切应力渐开线花键联接常依据被联接件的特点、尺寸、使用要求和工作条件，确定其类型、尺寸，然后进行必须的强度校核计算。

计算公式以下：　　――――― 7　　式中——转矩 Nm　　——各齿间载荷不均匀系数，通常=~——齿数——齿的工作高度 mm　　——齿的工作长度 mm　　——平均直径 mm　　渐开线花键——模数——花键联接许用挤压应力，取 三 球头销校核规范球头销常因为球面部分磨损而损坏，为此用下式验算接触应力：　　――――― 8　　式中——作用在球头上的力——球头承载表面在经过球心并和力相垂直的平面上的投影面积除满足上式外，球销弯曲应力应该满足：　　销根部――――― 9　　式中——作用于球头上的力——球头悬臂部分的尺寸——球销计算截面的弯曲截面系数——材料的屈服极限——安全系数，取设计早期，球头直径D可依据表1-1中推荐的数据进行选择　　球头直径D/mm转向轮负荷 双边　　／N 前轴负荷　　球头直径D/mm转向轮负荷 双边　　／N2022252730到60006000～90009000～1250012500～1600016000～240003540455024000～3400034000～4900049000～7000070000～100000表1-1球头直径球头销用合金结构钢12crNiB、15crmo、20crNi或液体碳氮共渗钢40cr、35crNi制造。

　　下午三、设计案例分析 一 转向纵拉杆校核以厦门金龙公交XmQ6891G转向纵拉杆强度校核为例进行案例分析1、原设计案例资料图2-1纵拉杆图配置型号参数A.转向机浙江世宝SB8575D油压力14mpa时，输出扭矩大约；　　油压力10mpa时，输出扭矩大约；　　油压力7mpa时，输出扭矩大约　　B.转向油泵锡柴cA6DF3-20E3发动机自带最大工作压力14mpac.转向纵拉杆绍兴京山6891G-F820-3410010拉杆管径规格，最大落差点至当量杆 球头两端连线 的垂直距离为表2-12021年生产的泉州公交XmQ6891G转向系统配置参数表2、按经典位置原地打转向和油压卸荷工况校核纵拉杆极限应力 1 按原地转向的阻力矩计算：　　①前轮处于中间直行位置值以下所表示：　　a、汽车在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩、、值以下：　　——轮胎和路面间的滑动摩擦系数，通常取——前轴负荷 满载时前轴负荷为45000N　　——轮胎气压 =　　代入式 2　　得出：　　、原地转向纵拉杆所受的轴向力依据转向装置图2-2所表示，中间直行位置时，纵拉杆两端球铰中心连线刚好垂直于转向节臂，纵拉杆的轴向力由以下公式计算，以下：　　――――― 10　　式中——转向节臂的当量长度 =235mm　　得出：　　N图2-2转向装置图c、纵拉杆最大折弯处所受弯矩――――― 11　　式中为纵拉杆折弯处到纵拉杆两端球铰中心连线的最大落差 由图2-1所表示，=　　得出：==、纵拉杆横截面弯曲截面系数、纵拉杆截面积――――― 12　　――――― 13　　式中——纵拉杆横截面外径42mm——纵拉杆横截面内径26mm得出：　　e、危险断面应力左打方向盘，纵拉杆受拉，最大拉应力处为a点压205．8正数拉力右打方向盘，纵拉杆受压，最大压应力处为a点式中——屈服应力极限 查得35钢屈服应力极限为305mPa　　——最大拉应力得出结论：前轮处于中间直行位置时原地转向，纵拉杆的安全系数应该取上限，此纵拉杆的安全系数偏小。

　　②前轮处于最大转角极限位置值以下所表示：　　a、前轮左转快到极限位置，纵拉杆所受轴向力依据左转极限位置装置图2-3所表示，当转角为40度时，=度，由公式――――― 14　　得出N图2-3前轮左转快到极限位置目前轮左转达成极限位置以后，方向盘往右打，此时纵拉杆所受力大小和相等，但方向相反　　b、前轮右转快到极限位置，纵拉杆所受轴向力依据右转极限位置装置图2-4所表示，当转角为度时，=27度，由式 14 得出N图2-4前轮右转快到极限位置目前轮右转达成极限位置以后，方向盘往左打，此时纵拉杆所受力大小和相等，但方向相反　　c、前轮左转达成极限位置，纵拉杆折弯处所受弯矩参考式 11 可知，=、前轮右转达成极限位置，纵拉杆折弯处所受弯矩参考式 11 可知，=、危险断面应力前轮左转达成极限位置左转快到极限位置之前，方向盘继续左打，纵拉杆受拉，最大拉应力处为a点左转已到极限位置以后，方向盘往右打，纵拉杆受压，最大压应力处为a点前轮右转达成极限位置右转快到极限位置之前，方向盘继续右打，纵拉杆受压，最大压应力处为a点右转已到极限位置以后，方向盘往左打，纵拉杆受拉，最大拉应力处为a点结论：前轮转角达成极限位置时原地转向，纵拉杆的安全系数可取下限，此纵拉杆的安全系数太小，最大拉应力几乎达成屈服极限。

　　2 按油泵卸荷油压计算：　　转向盘转向到极限状态之前，转向轮已被限位，分两种情况：　　①转向机没有卸荷，油泵的压力还在继续增加，当转向管路的油压达成最大值 等于14mpa ，此时系统一直保持最大压力状态，转向机输出扭矩也保持在最大值，前桥转向节的转向已经被限制住，然而转向纵拉杆在转向机的带动下还有继续运动的趋势，即转向纵拉杆有最大的拉力 或压力 ，这时应力最大　　②转向机有卸荷，油泵的压力达成一定的压力后，此时转向机卸荷，转向机输出力矩不再增大，管路的油压保持在转向机卸荷时的压力，转向机输出扭矩也保持不变，前桥的转向已经被限制住，然而转向纵拉杆在转向机的带动下还有继续运动的趋势，即转向纵拉杆有较大的拉力 或压力 ，这时应力也很大　　值以下所表示：　　a、前轮转到左极限位置以后，还往左打,纵拉杆所受力，受力图2-5所表示：　　由公式――――― 15　　式中——垂臂所受垂直力，转向机浙江世宝SB8575D，油压14mpa时，输出扭矩大约，垂臂长约215mm，N得出N图2-5左转极限位置，纵拉杆受力示意图b、前轮转到右极限位置以后，还往右。