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

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1、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 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） 1、轉向傳動機構設計整體要求 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。多采取沿其長度變化尺寸的橢圓形或矩形截面以公道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(lián)接，且花鍵軸與花鍵孔具有1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，1般在初選時對小型汽車可取100～150mm；中型汽車可取150～200mm；

2、大型汽車可取300～400mm。 　　 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肯定。 　　 轉向傳動機構的各元件間采取球形鉸接。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(xiàn)代球形鉸接的結構中均是用彈簧將球頭與襯墊壓緊。橫拉桿左右側桿外真?zhèn)€球形鉸接應作為單獨組件，組裝好后以其殼體上的羅紋旋到桿的端部，以使桿長可調以便用于調理前束。球頭與襯墊需潤滑，并應采取有效結構措施保持住潤滑材料及避免灰塵污物進入。 　　 球銷與襯墊均采取低碳合金鋼如12CrN

3、i3A、18MnTi或40Cr制造，工作表面經（高頻經常使用）滲碳（慢時間長）淬火處理，滲碳層深1.5—3.0mm，表面硬度HRC56—63，允許采取中碳鋼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，可采取等離子或氣體等離子金屬噴鍍工藝。 　　 2、轉向縱拉桿、轉向垂臂、球頭銷校核規(guī)范 （1）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，有時不能不做成彎的，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

4、校核，計算其受壓時的縱向曲折穩(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,以下所示。 　　 ―――――（1） 式中 ——桿的剛度儲備系數，即安全系數。1般取1.5~2.5 ——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，則應計算曲折應力和拉壓應力，合成后校核強度。 　?。?）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磨擦系數 ——前軸負荷 ——輪胎氣壓MPa ① 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

5、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、 求曲折應力（）和拉壓應力（），二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1.7~2.4，這類工況取上限2.4。 　?、?前輪處于最大轉角極限位置（方法同①，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、 求出曲折力臂，與①相同； c、 求出危險斷面彎矩，比①增大； d、 求斷面系數和斷面積； e、 求曲折

6、應力和拉壓應力，合成（數據比①增大），注意力的方向； f、 求安全系數，這類工況取下限1.7。 　?。?）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（相當于輪被卡住），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二者當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），二者相乘則為曲折力矩； e、 按上述辦法求到合成應力和安全系數，可取下限（1.7），乃至更小，但必須大于1.2； f、 若轉向

7、節(jié)沒有被限位之前，或車輪沒有被外力卡住，轉向機已到達極限位置，轉向機輸出軸（垂臂軸）已被限位，不論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，這時候縱拉桿受力其實不大，沒必要校核。所以油泵或轉向機卸荷的作用取決于它是在轉向節(jié)被限位以后（指轉向機油壓卸荷是以行程控制），和中途車輪被強迫卡住的工況（此工況很罕見）。 　　 ★（2）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(xiàn)無間隙配合，垂臂與垂臂軸用漸開線花鍵連接的占多數。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，對轉向垂臂構成曲折和改變力矩的聯(lián)合作用。危險斷面在垂臂根

8、部，如圖1⑴所示，其危險截面在A—A處。根據第3強度理論，在危險截面的最大應力點a處，彎扭聯(lián)合作用的等效應力應為： ―――――（3） 式中：——曲折應力 ——剪應力 ——材料的屈服極限 ——相對的強度儲備系數，取1.7~2.4 圖 1⑴轉向垂臂與球鉸及危險截面處 的應力示意圖 值以下所示： ―――――（4） 式中 ——作用在轉向垂臂球形鉸接處的力 ——如圖1⑴所示 ——危險截面的曲折截面系數 對矩形截面的軸，在其截面的直角頂點處改變剪切應力值為零，最大剪切應力產生于側邊中間的k點為，a點處的應力為，則有 ―――――（5）

9、―――――（6） 式中——如圖1⑴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(lián)合作用應力如圖1⑴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(lián)接常根據被聯(lián)接件的特點、尺寸、使用要求和工作條件，肯定其類型、尺寸，然落后行必要的強度校核計算。計算公式以下： ―――――（7） 式中 ——轉矩 （Nm） ——各齒間載荷不均勻系數，通常=0.7~0.8 ——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

10、聯(lián)接許用擠壓應力，取 （3）球頭銷校核規(guī)范 球頭銷常由于球臉部分磨損而破壞，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，球銷曲折應力應當滿足： 銷根部 ―――――（9） 式中 ——作用于球頭上的力 ——球頭懸臂部份的尺寸 ——球銷計算截面的曲折截面系數 ——材料的屈服極限 ——安全系數，取1.5 設計早期，球頭直徑D可根據表1⑴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

11、 轉向輪負荷（雙邊） ／N 20 22 25 27 30 到6000 6000～9000 9000～12500 12500～16000 16000～24000 35 40 45 50 24000～34000 34000～49000 49000～70000 70000～100000 表 1⑴ 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 3、設計案例分析 （1）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

12、 2⑴ 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CA6DF3⑵0E3發(fā)動機自帶 最大工作壓力14Mpa C.轉向縱拉桿 紹興京山 6891G-F820⑶410010 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 2⑴ 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

13、原地轉向的阻力矩計算： ① 前輪處于中間直行位置 值以下所示： a、 汽車在瀝青或混凝土路面上的原地轉向阻力矩 、、值以下： ——輪胎和路面間的滑動磨擦系數，1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.mm b、原地轉向縱拉桿所受的軸向力 根據轉向裝置圖2⑵所示，中間直行位置時，縱拉桿兩端球鉸中心連線恰好垂直于轉向節(jié)臂，縱拉桿的軸向力由以下公式計算，以下： ―――――（10） 式中 ——轉向節(jié)臂確當量長度（=235 mm） 得出： N 圖 2⑵ 轉向裝置圖 c、縱拉桿最大折彎地方受彎矩 ―――――（

14、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2⑴所示，=113.2 mm） 得出：==1199580 N.mm d、縱拉桿橫截面曲折截面系數、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 205．8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

15、置時原地轉向，縱拉桿的安全系數應當取上限2.4，此縱拉桿的安全系數偏小。 　　 ② 前輪處于最大轉角極限位置 值以下所示： 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2⑶所示，當轉角為40度時，=46.6度，由公式 ―――――（14） 得出 N 圖 2⑶ 前輪左轉快到極限位置 當前輪左轉到達極限位置以后，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2⑷所示，當轉角為31.2度時，=27度，由式（14）得出 N 圖 2⑷ 前輪右轉快到極限位置

16、 當前輪右轉到達極限位置以后，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、前輪左轉到達極限位置，縱拉桿折彎地方受彎矩 參照式（11）可知，= N.mm d、前輪右轉到達極限位置，縱拉桿折彎地方受彎矩 參照式（11）可知，= N.mm e、危險斷面應力 前輪左轉到達極限位置 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 左轉已到極限位置以后，方向盤往右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點 前輪右轉到達極限位置 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 右轉已到極限位置以后

17、，方向盤往左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點 結論：前輪轉角到達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，最大拉應力幾近到達屈服極限。 　　 （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： ① 轉向機沒有卸荷，油泵的壓力還在繼續(xù)增加，當轉向管路的油壓到達最大值（等于14Mpa），此時系統(tǒng)1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)的轉向已被限制住，但是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），這時候應力最大。 　　② 轉向機有卸荷，油泵的壓力到達1

18、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，前橋的轉向已被限制住，但是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），這時候應力也很大。 　　值以下所示： a、前輪轉到左極限位置以后，還往左打,縱拉桿所受力，受力如圖2⑸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 2⑸ 左轉極限位置，縱拉桿受力示意圖 b、前輪轉到右極限位置以后，還往右打,

19、縱拉桿所受力，受力如圖2⑹所示： 由式（15）可知， N 圖 2⑹ 右轉極限位置，縱拉桿受力示意圖 c、左極限時，縱拉桿折彎地方受力矩 參照式（11）可知， N.m d、右極限時，縱拉桿折彎地方受力矩 參照式（11）可知， N.m e、危險斷面應力 前輪轉到左極限位置以后，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以后，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當大于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，會引發(fā)

20、塑變破壞。 　　 3、改進措施 將縱拉桿的型號規(guī)格改成mm，最大落差改成93mm。 　?。?）按原地轉向的阻力矩計算： ① 前輪處于中間直行位置 值以下所示： 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當取上限2.4，此縱拉桿的安全系數符合要求。 　　 ② 前輪處于最大轉角極限位置 值以下所示： 根據式（14）和式（11）， N.m

21、 N.m 危險斷面應力： 前輪左轉到達極限位置 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 ， 左轉已到極限位置以后，方向盤往右打，縱拉桿受壓，最大壓應力處為a點 ， 前輪右轉到達極限位置 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 ， 右轉已到極限位置以后，方向盤往左打，縱拉桿受拉，最大拉應力處為a點 ， 結論：前輪轉角到達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。 　?。?）按油泵卸荷油壓計算： 值以下所示： 根據式（15）和式（11）， N.m N.m 危險斷面應力： 前輪

22、轉到左極限位置以后，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以后，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當大于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下降。各工況安全系數均符合要求（本案例材料為35鋼）。 　　 （2）轉向垂臂校核 圖 2⑺ 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，4個角點上的剪應力等于零。最大剪應力產生于矩形長邊的中點，且按式（5）

23、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1個與比值h/b有關的系數，其數值可從下表2⑵當選取。 　　 計算： （1）曲折應力 、、值以下所示： ——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） ——危險截面的曲折截面系數， 215⑶0=185mm（如圖2⑺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2⑺所示） h/b=56/30=1.86

24、7 利用插值法，計算、，以下： ， 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2⑺可知，短邊中點處，曲折應力到達最大值，同時短邊的剪應力在中點處到達最大值，此點為截面上的危險點。長邊中點處雖剪應力到達最大值，但曲折應力為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1般為40Cr或40CrNi，調質處理，取=785MPa； ——相對的強度儲備系數，=1.7~2.4 得出 ，安全系數大于推薦值，滿足強度要求。 　　 h/b 1 1.2

25、1.5 2 2.5 3 0.208 0.219 0.231 0.246 0.258 0.267 1 0.93 0.858 0.796 0.767 0.753 h/b 4 6 8 10 無窮大 0.282 0.299 0.307 0.313 0.333 0.745 0.743 0.743 0.743 0.743 表 2⑵ 矩形截面桿改變時的系數、 （3）球頭銷校核 球銷的破壞情勢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 、值以下所示： —— 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

26、面積 由圖2⑺可知，力F垂直于紙面，則A面以下圖所示 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，因此認為基本可行。 　　 （2） 球銷曲折應力 、、值以下所示： —— 作用于球頭上的力（） —— 球銷懸臂部份的尺寸（如圖2⑺所示，） —— 球銷根部截面的曲折截面系數， 式中—— 球銷根部截面直徑（如圖2⑺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，因此認為基本可行。 　　總結論： 1、原縱拉桿的規(guī)格，最大落差為113.2mm，經過校核，在極限位置處油泵到達卸荷壓力時，其應力已超過材料屈服極限（35鋼），會引發(fā)塑變破壞； 2、將縱拉桿的型號規(guī)格改成，最大落差改成93mm，縱拉桿應力明顯下降。各工況安全系數均符合要求，可見縱拉桿的設計應盡可能減小折彎落差，并選擇適合的桿件斷面尺寸； 3、 最好將油泵最大油壓14MPa（10MPa）略為降落，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益。 　　5、