《關(guān)于轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、球頭銷強(qiáng)度校核規(guī)范(新)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《關(guān)于轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、球頭銷強(qiáng)度校核規(guī)范(新)（20頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、關(guān)于轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、 球頭銷強(qiáng)度校核規(guī)范（設(shè)計(jì)參考） 一、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)總體要求 轉(zhuǎn)向垂臂、轉(zhuǎn)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(zhǎng)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(qiáng)度與剛度。轉(zhuǎn)向垂臂與轉(zhuǎn)向垂臂軸用漸開(kāi)線花鍵聯(lián)接，且花鍵軸與花鍵孔具有一定的錐度以得到無(wú)隙配合，裝配時(shí)花鍵軸與孔應(yīng)按標(biāo)記對(duì)中以保證轉(zhuǎn)向垂臂的正確安裝位置。轉(zhuǎn)向垂臂的長(zhǎng)度與轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置及傳動(dòng)比等因素有關(guān)，一般在初選時(shí)對(duì)小型汽車可取100～150mm；中型汽車可取150～200mm；大型汽車可取300～400mm。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)

2、構(gòu)的桿件應(yīng)選用剛性好、質(zhì)量小的20、30或35號(hào)鋼（低碳鋼）的無(wú)縫鋼管制造，其沿長(zhǎng)度方向的外形可根據(jù)總布置的需要確定。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的各元件間采用球形鉸接。球形鉸接的主要特點(diǎn)是能夠消除由于鉸接處的表面磨損而產(chǎn)生的間隙，也能滿足兩鉸接件間復(fù)雜的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。在現(xiàn)代球形鉸接的結(jié)構(gòu)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(yīng)作為單獨(dú)組件，組裝好后以其殼體上的螺紋旋到桿的端部，以使桿長(zhǎng)可調(diào)以便用于調(diào)節(jié)前束。球頭與襯墊需潤(rùn)滑，并應(yīng)采用有效結(jié)構(gòu)措施保持住潤(rùn)滑材料及防止灰塵污物進(jìn)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(jīng)（高頻常用）滲碳（慢

3、時(shí)間長(zhǎng)）淬火處理，滲碳層深1.5—3.0mm，表面硬度HRC56—63，允許采用中碳鋼40或45制造并經(jīng)高頻淬火處理，球銷的過(guò)渡圓角處則用滾壓工藝增強(qiáng)。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(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、球頭銷校核規(guī)范 （一）縱拉桿校核規(guī)范 縱拉桿應(yīng)有較小的質(zhì)量和足夠的剛度。縱拉桿的形狀應(yīng)符合布置要求，有時(shí)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(wú)縫鋼管制成。 1、 縱拉桿為直桿，可按壓桿穩(wěn)定校核，計(jì)算其受壓時(shí)的縱向彎曲穩(wěn)定性。根據(jù)《材料力學(xué)》中有關(guān)壓桿穩(wěn)定性計(jì)算公式進(jìn)行驗(yàn)算

4、,如下所示。 ―――――（1） 式中 ——桿的剛度儲(chǔ)備系數(shù)，即安全系數(shù)。一般取1.5~2.5 ——桿承受的軸向力 ——彈性模量，= ——桿長(zhǎng)，按桿兩端球鉸中心間的距離計(jì) ——斷面慣性矩 2、 縱拉桿為彎桿，則應(yīng)計(jì)算彎曲應(yīng)力和拉壓應(yīng)力，合成后校核強(qiáng)度。 （1）按原地轉(zhuǎn)向阻力矩計(jì)算 按哥夫（Gough）經(jīng)驗(yàn)公式： ―――――（2） 式中 ——輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù) ——前軸負(fù)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、

5、 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(xiǎn)斷面彎矩（內(nèi)力）； d、 求斷面系數(shù)和斷面積； e、 求彎曲應(yīng)力（）和拉壓應(yīng)力（），兩者之和則為合成拉壓應(yīng)力（按應(yīng)力方向求代數(shù)和）； f、 求安全系數(shù)，= ，汽車?yán)碚撏扑]的安全系數(shù)值1.7~2.4，這種工況取上限2.4。 ② 前輪處于最大轉(zhuǎn)角極限位置（方法同①，數(shù)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①相同； c、 求出危險(xiǎn)斷面彎矩，比①增大； d、 求斷面系數(shù)和斷面積； e、 求彎曲應(yīng)力和拉壓應(yīng)力，合成（數(shù)據(jù)比①增大），注意力的方向；

6、f、 求安全系數(shù)，這種工況取下限1.7。 （2）按油泵卸荷油壓或轉(zhuǎn)向機(jī)卸荷油壓計(jì)算 a、設(shè)定前軸轉(zhuǎn)向節(jié)已被螺栓限位（相當(dāng)于輪被卡?。?，而轉(zhuǎn)向機(jī)還未限位。轉(zhuǎn)向機(jī)輸出扭矩按油泵最大卸荷壓力或轉(zhuǎn)向機(jī)卸荷壓力兩者之中卸荷油壓最小值計(jì)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(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)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(yīng)力和安全系數(shù)，可取下限（1.7），甚至更小，但必須大于1.2； f、 若轉(zhuǎn)向節(jié)沒(méi)有被限位之前，或車輪沒(méi)有被外力卡住，轉(zhuǎn)向機(jī)已

7、達(dá)到極限位置，轉(zhuǎn)向機(jī)輸出軸（垂臂軸）已被限位，不管是油壓卸荷或是機(jī)械式擋住，垂臂已不可能將轉(zhuǎn)向力傳給縱拉桿，這時(shí)縱拉桿受力并不大，不必校核。所以油泵或轉(zhuǎn)向機(jī)卸荷的作用取決于它是在轉(zhuǎn)向節(jié)被限位之后（指轉(zhuǎn)向機(jī)油壓卸荷是以行程控制），以及中途車輪被強(qiáng)制卡住的工況（此工況很罕見(jiàn)）。 ★（二）轉(zhuǎn)向垂臂校核規(guī)范 轉(zhuǎn)向垂臂用模鍛制成，斷面為橢圓形或矩形。為了實(shí)現(xiàn)無(wú)間隙配合，垂臂與垂臂軸用漸開(kāi)線花鍵連接的居多。為保證垂臂能正確安裝到垂臂軸上，應(yīng)在它們的側(cè)面做安裝記號(hào)。在球頭銷上作用的力F，對(duì)轉(zhuǎn)向垂臂構(gòu)成彎曲和扭轉(zhuǎn)力矩的聯(lián)合作用。危險(xiǎn)斷面在垂臂根部，如圖1-1所示，其危險(xiǎn)截面在A—A處。根據(jù)第三強(qiáng)度

8、理論，在危險(xiǎn)截面的最大應(yīng)力點(diǎn)a處，彎扭聯(lián)合作用的等效應(yīng)力應(yīng)為： ―――――（3） 式中：——彎曲應(yīng)力 ——剪應(yīng)力 ——材料的屈服極限 ——相對(duì)于的強(qiáng)度儲(chǔ)備系數(shù)，取1.7~2.4 圖 1-1轉(zhuǎn)向垂臂與球鉸及危險(xiǎn)截面處 的應(yīng)力示意圖 值如下所示： ―――――（4） 式中 ——作用在轉(zhuǎn)向垂臂球形鉸接處的力 ——如圖1-1所示 ——危險(xiǎn)截面的彎曲截面系數(shù) 對(duì)于矩形截面的軸，在其截面的直角頂點(diǎn)處扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力值為零，最大剪切應(yīng)力發(fā)生于側(cè)邊中間的k點(diǎn)為，a點(diǎn)處的應(yīng)力為，則有 ―――――（5） ―――――（6

9、） 式中——如圖1-1所示(偏距) ——矩形截面的長(zhǎng)邊與短邊長(zhǎng)度 ——與有關(guān)的系數(shù)，查有關(guān)手冊(cè)選取 彎、扭聯(lián)合作用應(yīng)力如圖1-1所示，其最大合成主應(yīng)力在a點(diǎn)。 轉(zhuǎn)向垂臂與轉(zhuǎn)向垂臂軸經(jīng)漸開(kāi)線花鍵連接，因此要求驗(yàn)算漸開(kāi)線花鍵的擠壓應(yīng)力和切應(yīng)力。漸開(kāi)線花鍵聯(lián)接常根據(jù)被聯(lián)接件的特點(diǎn)、尺寸、使用要求和工作條件，確定其類型、尺寸，然后進(jìn)行必要的強(qiáng)度校核計(jì)算。計(jì)算公式如下： ―――――（7） 式中 ——轉(zhuǎn)矩 （Nm） ——各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常=0.7~0.8 ——齒數(shù) ——齒的工作高度（mm） ——齒的工作長(zhǎng)度（mm） ——平均直徑（mm） 漸開(kāi)線花鍵：， ——模數(shù)

10、 ——花鍵聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力，取 （三）球頭銷校核規(guī)范 球頭銷常由于球面部分磨損而損壞，為此用下式驗(yàn)算接觸應(yīng)力： ―――――（8） 式中——作用在球頭上的力 ——球頭承載表面在通過(guò)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(yīng)力應(yīng)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(jì)算截面的彎曲截面系數(shù) ——材料的屈服極限 ——安全系數(shù)，取1.5 設(shè)計(jì)初期，球頭直徑D可根據(jù)表1-1中推薦的數(shù)據(jù)進(jìn)行選擇。 球頭直徑D /mm 轉(zhuǎn)向輪負(fù)荷（雙邊）

11、 ／N（前軸負(fù)荷） 球頭直徑D /mm 轉(zhuǎn)向輪負(fù)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 1-1 球頭直徑 球頭銷用合金結(jié)構(gòu)鋼12CrNiB、15CrMo、20CrNi或液體碳氮共滲鋼40Cr、35CrNi制造。 5.15下午 三、設(shè)計(jì)案例分析

12、（一）轉(zhuǎn)向縱拉桿校核 以廈門金龍公交XMQ6891G轉(zhuǎn)向縱拉桿強(qiáng)度校核為例進(jìn)行案例分析 1、原設(shè)計(jì)案例資料 圖 2-1 縱拉桿圖 配 置 型 號(hào) 參 數(shù) A.轉(zhuǎn)向機(jī) 浙江世寶SB8575D 油壓力14Mpa時(shí)，輸出扭矩大約3100N.m； 油壓力10Mpa時(shí)，輸出扭矩大約2300N.m； 油壓力7Mpa時(shí)，輸出扭矩大約1600N.m。 B.轉(zhuǎn)向油泵 錫柴CA6DF3-20E3發(fā)動(dòng)機(jī)自帶 最大工作壓力14Mpa C.轉(zhuǎn)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(diǎn)至當(dāng)量桿（球頭兩端連線）的垂直距

13、離為113.2mm 表 2-1 2007年生產(chǎn)的泉州公交XMQ6891G轉(zhuǎn)向系統(tǒng)配置參數(shù)表 2、按典型位置原地打轉(zhuǎn)向和油壓卸荷工況校核縱拉桿極限應(yīng)力 （1）按原地轉(zhuǎn)向的阻力矩計(jì)算： ① 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(zhuǎn)向阻力矩 、、值如下： ——輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般取0.7 ——前軸負(fù)荷（滿載時(shí)前軸負(fù)荷為45000N） ——輪胎氣壓（=0.8Mpa） 代入式（2） 得出： N.mm b、原地轉(zhuǎn)向縱拉桿所受的軸向力 根據(jù)轉(zhuǎn)向裝置圖2-2所示，中間直行位置時(shí)，縱拉桿兩端球鉸中心連線剛好垂直于轉(zhuǎn)向節(jié)臂

14、，縱拉桿的軸向力由以下公式計(jì)算，如下： ―――――（10） 式中 ——轉(zhuǎn)向節(jié)臂的當(dāng)量長(zhǎng)度（=235 mm） 得出： N 圖 2-2 轉(zhuǎn)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.mm d、縱拉桿橫截面彎曲截面系數(shù)、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(nèi)徑26 mm 得出： e、危險(xiǎn)斷面應(yīng)力 左打方向盤，

15、縱拉桿受拉，最大拉應(yīng)力處為a點(diǎn) 壓 205．8正數(shù)拉力 右打方向盤，縱拉桿受壓，最大壓應(yīng)力處為a點(diǎn) 式中 ——屈服應(yīng)力極限（查得35鋼屈服應(yīng)力極限為305MPa） ——最大拉應(yīng)力 得出 結(jié)論：前輪處于中間直行位置時(shí)原地轉(zhuǎn)向，縱拉桿的安全系數(shù)應(yīng)該取上限2.4，此縱拉桿的安全系數(shù)偏小。 ② 前輪處于最大轉(zhuǎn)角極限位置 值如下所示： a、前輪左轉(zhuǎn)快到極限位置，縱拉桿所受軸向力 根據(jù)左轉(zhuǎn)極限位置裝置圖2-3所示，當(dāng)轉(zhuǎn)角為40度時(shí)，=46.6度，由公式 ―――――（14） 得出 N 圖 2-3 前輪左轉(zhuǎn)快到極限位置 當(dāng)

16、前輪左轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置之后，方向盤往右打，此時(shí)縱拉桿所受力大小與相等，但方向相反。 b、前輪右轉(zhuǎn)快到極限位置，縱拉桿所受軸向力 根據(jù)右轉(zhuǎn)極限位置裝置圖2-4所示，當(dāng)轉(zhuǎn)角為31.2度時(shí)，=27度，由式（14）得出 N 圖 2-4 前輪右轉(zhuǎn)快到極限位置 當(dāng)前輪右轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置之后，方向盤往左打，此時(shí)縱拉桿所受力大小與相等，但方向相反。 c、前輪左轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置，縱拉桿折彎處所受彎矩 參照式（11）可知，= N.mm d、前輪右轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置，縱拉桿折彎處所受彎矩 參照式（11）可知，= N.mm e、危險(xiǎn)斷面應(yīng)力 前輪左轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置

17、 左轉(zhuǎn)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(yīng)力處為a點(diǎn) 左轉(zhuǎn)已到極限位置之后，方向盤往右打，縱拉桿受壓，最大壓應(yīng)力處為a點(diǎn) 前輪右轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置 右轉(zhuǎn)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(yīng)力處為a點(diǎn) 右轉(zhuǎn)已到極限位置之后，方向盤往左打，縱拉桿受拉，最大拉應(yīng)力處為a點(diǎn) 結(jié)論：前輪轉(zhuǎn)角達(dá)到極限位置時(shí)原地轉(zhuǎn)向，縱拉桿的安全系數(shù)可取下限1.7，此縱拉桿的安全系數(shù)太小，最大拉應(yīng)力幾乎達(dá)到屈服極限。 （2）按油泵卸荷油壓計(jì)算： 轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向到極限狀態(tài)之前，轉(zhuǎn)向輪已被限位，分兩種情況

18、： ① 轉(zhuǎn)向機(jī)沒(méi)有卸荷，油泵的壓力還在繼續(xù)增加，當(dāng)轉(zhuǎn)向管路的油壓達(dá)到最大值（等于14Mpa），此時(shí)系統(tǒng)一直保持最大壓力狀態(tài)，轉(zhuǎn)向機(jī)輸出扭矩也保持在最大值，前橋轉(zhuǎn)向節(jié)的轉(zhuǎn)向已經(jīng)被限制住，然而轉(zhuǎn)向縱拉桿在轉(zhuǎn)向機(jī)的帶動(dòng)下還有繼續(xù)運(yùn)動(dòng)的趨勢(shì)，即轉(zhuǎn)向縱拉桿有最大的拉力（或壓力），這時(shí)應(yīng)力最大。 ② 轉(zhuǎn)向機(jī)有卸荷，油泵的壓力達(dá)到一定的壓力后，此時(shí)轉(zhuǎn)向機(jī)卸荷，轉(zhuǎn)向機(jī)輸出力矩不再增大，管路的油壓保持在轉(zhuǎn)向機(jī)卸荷時(shí)的壓力，轉(zhuǎn)向機(jī)輸出扭矩也保持不變，前橋的轉(zhuǎn)向已經(jīng)被限制住，然而轉(zhuǎn)向縱拉桿在轉(zhuǎn)向機(jī)的帶動(dòng)下還有繼續(xù)運(yùn)動(dòng)的趨勢(shì)，即轉(zhuǎn)向縱拉桿有較大的拉力（或壓力），這時(shí)應(yīng)力也很大。 值如下所示： a、前輪轉(zhuǎn)到

19、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(zhuǎn)向機(jī)浙江世寶SB8575D，油壓14Mpa時(shí)，輸出扭矩大約3100N.m，垂臂長(zhǎng)約215mm， N 得出 N 圖 2-5 左轉(zhuǎn)極限位置，縱拉桿受力示意圖 b、前輪轉(zhuǎn)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(zhuǎn)極限位置，縱拉桿受力示意圖 c、左極限時(shí)，縱拉桿折彎處所受力矩 參照式（11）可知， N.m d、右極限時(shí)，縱拉桿折彎處所受力矩 參照式（11）可知， N.

20、m e、危險(xiǎn)斷面應(yīng)力 前輪轉(zhuǎn)到左極限位置之后，還往左打，縱拉桿受拉，最大拉應(yīng)力處為a點(diǎn) 前輪轉(zhuǎn)到右極限位置之后，還往右打，縱拉桿受壓，最大壓應(yīng)力處為a點(diǎn) ，及 取拉應(yīng)力算安全系數(shù) 結(jié)論：按油泵卸荷油壓或轉(zhuǎn)向機(jī)卸荷油壓計(jì)算，縱拉桿的安全系數(shù)應(yīng)該大于1.2。此縱拉桿兩向極限位置的最大拉應(yīng)力已超過(guò)35鋼屈服應(yīng)力極限305MPa，不合格，會(huì)引起塑變損壞。 3、改進(jìn)措施 將縱拉桿的型號(hào)規(guī)格改為mm，最大落差改為93mm。 （1）按原地轉(zhuǎn)向的阻力矩計(jì)算： ① 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、、

21、危險(xiǎn)斷面應(yīng)力： 左打方向盤，縱拉桿受拉，最大拉應(yīng)力處為a點(diǎn) ， 右打方向盤，縱拉桿受壓，最大壓應(yīng)力處為a點(diǎn) ， 結(jié)論：前輪處于中間直行位置時(shí)原地轉(zhuǎn)向，縱拉桿的安全系數(shù)應(yīng)該取上限2.4，此縱拉桿的安全系數(shù)符合要求。 ② 前輪處于最大轉(zhuǎn)角極限位置 值如下所示： 根據(jù)式（14）和式（11）， N.m N.m 危險(xiǎn)斷面應(yīng)力： 前輪左轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置 左轉(zhuǎn)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(yīng)力處為a點(diǎn) ， 左轉(zhuǎn)已到極限位置之后，方向盤往右打，縱拉桿受壓，最大壓應(yīng)力處為a點(diǎn) ，

22、前輪右轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置 右轉(zhuǎn)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(yīng)力處為a點(diǎn) ， 右轉(zhuǎn)已到極限位置之后，方向盤往左打，縱拉桿受拉，最大拉應(yīng)力處為a點(diǎn) ， 結(jié)論：前輪轉(zhuǎn)角達(dá)到極限位置時(shí)原地轉(zhuǎn)向，縱拉桿的安全系數(shù)可取下限1.7。此縱拉桿的安全系數(shù)符合要求。 （2）按油泵卸荷油壓計(jì)算： 值如下所示： 根據(jù)式（15）和式（11）， N.m N.m 危險(xiǎn)斷面應(yīng)力： 前輪轉(zhuǎn)到左極限位置之后，還往左打，縱拉桿受拉，最大拉應(yīng)力處為a點(diǎn) ， 前輪轉(zhuǎn)到右極限位置之后，還往右打，縱拉桿受壓，最大壓應(yīng)力處為a點(diǎn) ， 、及 結(jié)論：按油泵卸荷油壓或轉(zhuǎn)向機(jī)卸

23、荷油壓計(jì)算，縱拉桿的安全系數(shù)應(yīng)該大于1.2。此縱拉 桿的安全系數(shù)符合要求。 結(jié)論：經(jīng)過(guò)強(qiáng)度校核，縱拉桿改進(jìn)后應(yīng)力明顯降低。各工況安全系數(shù)均符合要求（本案例材料為35鋼）。 （二）轉(zhuǎn)向垂臂校核 圖 2-7 轉(zhuǎn)向垂臂與球鉸及危險(xiǎn)截面處的應(yīng)力圖 由轉(zhuǎn)向垂臂校核規(guī)范可知，四個(gè)角點(diǎn)上的剪應(yīng)力等于零。最大剪應(yīng)力發(fā)生于矩形長(zhǎng)邊的中點(diǎn)，且按式（5）計(jì)算；短邊中點(diǎn)的剪應(yīng)力是短邊上的最大剪應(yīng)力，按式（6）計(jì)算。式中 、是一個(gè)與比值h/b有關(guān)的系數(shù)，其數(shù)值可從下

24、表2-2中選取。 計(jì)算： （1）彎曲應(yīng)力 、、值如下所示： ——作用在轉(zhuǎn)向垂臂球形鉸接處的力，按油泵卸荷時(shí)最大輸出力矩計(jì)算（轉(zhuǎn)向機(jī)為浙江世寶SB8575D，油壓14Mpa時(shí)，輸出扭矩大約3100N.m，垂臂長(zhǎng)約215mm， N） ——危險(xiǎn)截面的彎曲截面系數(shù)， 215-30=185mm（如圖2-7所示） 代入式（4）， 得出 = = 170.1 MPa （2） 剪切應(yīng)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(jì)算、，如下： ， 得出 將以上數(shù)值代入式（5）、（6）中

25、，得出 = 89 = 89 MPa (在長(zhǎng)邊中點(diǎn)) MPa(在短邊中點(diǎn)) （3）合成主應(yīng)力 由應(yīng)力圖2-7可知，短邊中點(diǎn)處，彎曲應(yīng)力達(dá)到最大值，同時(shí)短邊的剪應(yīng)力在中點(diǎn)處達(dá)到最大值，此點(diǎn)為截面上的危險(xiǎn)點(diǎn)。長(zhǎng)邊中點(diǎn)處雖剪應(yīng)力達(dá)到最大值，但彎曲應(yīng)力為0。所以應(yīng)校核矩形截面短邊中點(diǎn)處的強(qiáng)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(diào)質(zhì)處理，取=785MPa； ——相對(duì)于的強(qiáng)度儲(chǔ)備系數(shù)，=1.7~2.4 得出 ，安全系數(shù)大于推薦值，滿足強(qiáng)度要求。 h/b 1 1.2 1.5 2 2.5 3 0.208 0.

26、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(wú)窮大 0.282 0.299 0.307 0.313 0.333 0.745 0.743 0.743 0.743 0.743 表 2-2 矩形截面桿扭轉(zhuǎn)時(shí)的系數(shù)、 （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(yīng)校核以下應(yīng)力： （1） 球面接觸應(yīng)力 、值如下所示： —— 作用于球頭上的力，其最大值為 N ——

27、球頭承載表面在通過(guò)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(yīng)力值。因核算工況為油泵卸荷壓力的極端條件，因而認(rèn)為基本可行。 （2） 球銷彎曲應(yīng)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(shù)， 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(shù)推薦值為1.5，此球頭銷的安全系數(shù)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(rèn)為基本可行。 總結(jié)論： 1、原縱拉桿的規(guī)格，最大落差為113.2mm，經(jīng)過(guò)校核，在極限位置處油泵達(dá)到卸荷壓力時(shí)，其應(yīng)力已超過(guò)材料屈服極限（35鋼），會(huì)引起塑變損壞； 2、將縱拉桿的型號(hào)規(guī)格改為，最大落差改為93mm，縱拉桿應(yīng)力明顯降低。各工況安全系數(shù)均符合要求，可見(jiàn)縱拉桿的設(shè)計(jì)應(yīng)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(yīng)與轉(zhuǎn)向機(jī)的使用要求匹配； 4、 轉(zhuǎn)向機(jī)最好配置卸壓裝置，對(duì)轉(zhuǎn)向系的安全性有利。 第20頁(yè)共20頁(yè)