转向纵拉杆、转向垂臂、球头销强度校核

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Mr
f 3
G13 ―――――（2） p
式中 f ——轮胎和路面间的滑动摩擦系数
G1 ——前轴负荷
p ——轮胎气压MPa
① 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：按图纸布置，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（
b
M Fr Wz A
压
1199580 10597 181MPa 6202 854
a

M Fr Wz A
1199580 10597 205.8MPa 6202 854
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
b

M Fr Wz A
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式中 D ——纵拉杆横截面外径 42 mm d ——纵拉杆横截面内径 26 mm 得出：
Wz
4 3.14 423 6202 mm3 1 26 42 32


A
3.14 422 26 2 4
854 mm 2
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
1199580 10597 181MPa 6202 854 M Fr Wz A
a

1199580 10597 205.8MPa 6202 854
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ns
s 式中 s ——屈服应力极限（查得 35 钢屈服应力极限为 305MPa） max
（1）按原地转向的阻力矩计算： ① 前轮处于中间直行位置
M r , Fr , M ,Wz , A 值如下所示：
a、 汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩 M r
f 、 G1 、 p 值如下： f ——轮胎和路面间的滑动摩擦系数，一般取 0.7
G1 ——前轴负荷（满载时前轴负荷为 45000N）
s ，汽车理论推荐的安全系数值 1.7~2.4，这种工况取 合
f、求安全系数，这种工况取下限 1.7。
（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两者之中卸荷油压 最小值计算； b、 限位的极限位置，从图纸求出纵拉杆与垂臂的夹角，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） ，两者相乘则为弯曲力矩； e、 按上述办法求到合成应力和安全系数， ns 可取下限（1.7） ，甚至更小，但 必须大于 1.2； f、 若转向节没有被限位之前，或车轮没有被外力卡住，转向机已达到极限位 置，转向机输出轴（垂臂轴）已被限位，不管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，不必校核。 所以油泵或转向机卸荷的作用取决于它是在转向节被限位之后（指转向机
m ——模数 p ——花键联接许用挤压应力，取 80 ~ 120 MPa
（三）球头销校核规范 球头销常由于球面部分磨损而损坏，为此用下式验算接触应力 j ：
j
F 25 ~ 30 MPa A
―――――（8）
式中 F ——作用在球头上的力
A ——球头承载表面在通过球心并与力 F 相垂直的平面上的投影面积
关于转向纵拉杆、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。 多采用沿其长度变化尺寸的椭圆形或矩形截面以合理地利用材料和提高其强度 与刚度。 转向垂臂与转向垂臂轴用渐开线花键联接， 且花键轴与花键孔具有一定的锥度以得 到无隙配合， 装配时花键轴与孔应按标记对中以保证转向垂臂的正确安装位置。 转向垂臂的 长度与转向传动机构的布置及传动比等因素有关，一般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用刚性好、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根据总布置的需要确定。 转向传动机构的各元件间采用球形铰接。 球形铰接的主要特点是能够消除由于铰接处的 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。 在现代球形铰接的结构中均 是用弹簧将球头与衬垫压紧。 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，以使杆长可调以便用于调节前束。球头与衬垫需润滑，并应 采用有效结构措施保持住润滑材料及防止灰尘污物进入。 球销与衬垫均采用低碳合金钢如 12CrNi3A、18MnTi 或 40Cr 制造，工作表面经（高频常 用）渗碳（慢时间长）淬火处理，渗碳层深 1.5—3.0mm，表面硬度 HRC56—63，允许采用中 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。 为了提高球头和衬垫工作表面的耐磨性，可采用等离子或气体等 离子金属喷镀工艺。
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5.15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
A.转向机
型 号
浙江世宝 SB8575D
参
数
油压力 14Mpa 时，输出扭矩大约 3100N.m； 油压力 10Mpa 时，输出扭矩大约 2300N.m； 油压力 7Mpa 时，输出扭矩大约 1600N.m。 最大工作压力 14Mpa
p ——轮胎气压（ p =0.8Mpa）
代入式（2）
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0.7 450003 得出： M r 2490293.7 N.mm 3 0.8
b、原地转向纵拉杆所受的轴向力 Fr 根据转向装置图 2-2 所示，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，如下：
lmax =113.2 mm）
得出： M = 10597 113.2 =1199580 N.mm d、纵拉杆横截面弯曲截面系数 Wz 、纵拉杆截面积 A
4 D3 WZ 1 d D 32 ―――――（12）

A
D2 d 2
4
―――――（13）
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布置要求， 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。根据《材料力学》 中有关压杆稳定性计算公式进行验算,如下所示。
a max
式中 e ——如图1-1所示(偏距)
h, b ——矩形截面的长边关的系数，查有关手册选取
弯、扭联合作用应力如图1-1所示，其最大合成主应力在a点。 转向垂臂与转向垂臂轴经渐开线花键连接， 因此要求验算渐开线花键的挤压应力和切应 力。渐开线花键联接常根据被联接件的特点、尺寸、使用要求和工作条件，确定其类型、尺 寸，然后进行必要的强度校核计算。计算公式如下：
p
2000T p zhg lg Dm
―――――（7）
式中 T ——转矩 （Nm）
——各齿间载荷不均匀系数，通常 =0.7~0.8
z ——齿数
hg ——齿的工作高度（mm） lg ——齿的工作长度（mm）
Dm ——平均直径（mm）
渐开线花键： Dm mz ， hg m
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除满足上式外，球销弯曲应力 wan 应该满足： 销根部 wan FC / Wb
s ―――――（9） ns
式中 F ——作用于球头上的力
C ——球头悬臂部分的尺寸
Wb ——球销计算截面的弯曲截面系数
s ——材料的屈服极限
ns ——安全系数，取1.5
设计初期，球头直径D可根据表1-1中推荐的数据进行选择。 球头直径 D /mm 20 22 25 27 30 转向轮负荷 （双边） 球头直径 D 转向轮负荷（双边） ／N（前轴负荷） 到 6000 6000～9000 9000～12500 12500～16000 16000～24000 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。 /mm 35 40 45 50 ／N 24000～34000 34000～49000 49000～70000 70000～100000
Fr
Mr l1
―――――（10）
式中 l1 ——转向节臂的当量长度（ l1 =235 mm） 得出： Fr
2490293.7 10597 N 235
图 2-2 转向装置图 c、纵拉杆最大折弯处所受弯矩 M
M Fr lmax ―――――（11）
式中 lmax 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 所示，
n
式中
2 EJ ―――――（1） Fl 2
n ——杆的刚度储备系数，即安全系数。一般取 1.5~2.5 F ——杆承受的轴向力
E ——弹性模量， E = 2 105 MPa
l ——杆长，按杆两端球铰中心间的距离计 J ——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：