章煒，宋佳玲

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一種前橋轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂加強(qiáng)的研究

章煒，宋佳玲

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230022）

隨著市場(chǎng)對(duì)輕卡配置的需求越來越高，輕卡軸距2800車型需要增加動(dòng)轉(zhuǎn)配置以滿足市場(chǎng)需求?？紤]動(dòng)轉(zhuǎn)系統(tǒng)對(duì)前橋的轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂的強(qiáng)度要求較高，需要開發(fā)加強(qiáng)型轉(zhuǎn)向節(jié)、彎直臂以滿足加動(dòng)轉(zhuǎn)車型的需要。文章通過一種轉(zhuǎn)向節(jié)、彎直臂的強(qiáng)度加大設(shè)計(jì)，簡(jiǎn)述了轉(zhuǎn)向節(jié)、彎直臂加強(qiáng)的過程，在彎直臂加強(qiáng)的方案設(shè)計(jì)中詳細(xì)闡述了彎直臂加強(qiáng)的設(shè)計(jì)步驟，首先對(duì)原有轉(zhuǎn)向節(jié)、彎直臂和加強(qiáng)后的轉(zhuǎn)向節(jié)、彎直臂進(jìn)行數(shù)據(jù)對(duì)比，其次對(duì)加強(qiáng)后的前橋總成進(jìn)行整車物理搭載間隙校核。對(duì)加強(qiáng)后的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂進(jìn)行疲勞安全系數(shù)理論計(jì)算和利用UG軟件對(duì)加強(qiáng)后的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂進(jìn)行疲勞安全系數(shù)CAE分析。并對(duì)理論計(jì)算的疲勞安全系數(shù)與仿真軟件CAE分析出的疲勞安全系數(shù)進(jìn)行對(duì)比分析，確定加強(qiáng)后的轉(zhuǎn)向節(jié)、彎直臂的疲勞安全系數(shù)滿足設(shè)計(jì)要求。

轉(zhuǎn)向彎臂；轉(zhuǎn)向直臂；強(qiáng)度校核

前言

隨著市場(chǎng)對(duì)輕卡配置的需求越來越高，輕卡軸距2800車型需要增加動(dòng)轉(zhuǎn)配置以滿足市場(chǎng)需求?？紤]動(dòng)轉(zhuǎn)系統(tǒng)對(duì)前軸彎直臂的強(qiáng)度要求較高，需要開發(fā)康28加強(qiáng)型轉(zhuǎn)向節(jié)、彎直臂以滿足加動(dòng)轉(zhuǎn)車型的需要。

1 方案設(shè)計(jì)

現(xiàn)有前橋彎直臂在配機(jī)械方向機(jī)時(shí)的疲勞安全系數(shù)為1.6，滿足設(shè)計(jì)要求，但配動(dòng)轉(zhuǎn)方向機(jī)時(shí)彎直臂的疲勞安全系數(shù)為1.2，不滿足設(shè)計(jì)要求。故要重新設(shè)計(jì)該前橋的彎直臂，彎直臂的加大必然帶來轉(zhuǎn)向節(jié)的變更，故轉(zhuǎn)向節(jié)要和彎直臂一同重新設(shè)計(jì)。

根據(jù)整車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的受力分析找到彎直臂受力最大處為彎直臂與轉(zhuǎn)向節(jié)相交的軸頸處，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂該處尺寸為φ30mm，配動(dòng)轉(zhuǎn)方向機(jī)時(shí)的轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂疲勞安全系數(shù)為1.2不滿足設(shè)計(jì)要求。將該處轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂的軸頸直徑加大到φ36mm，使之配動(dòng)轉(zhuǎn)方向機(jī)時(shí)的疲勞安全達(dá)到2.0以上。

1.1 新老狀態(tài)的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂尺寸對(duì)比

表1

表2

表3

新老狀態(tài)的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂尺寸對(duì)比見表1、表2、表3，轉(zhuǎn)向節(jié)圖紙見圖1、轉(zhuǎn)向彎臂圖紙見圖2、轉(zhuǎn)向直臂圖紙見圖3。

1.2 加強(qiáng)后的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂進(jìn)行整車物理搭載校核

對(duì)加強(qiáng)后的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂進(jìn)行整車物理搭載校核見表4。

表4

校核結(jié)論：各處間隙滿足設(shè)計(jì)要求。

2 加強(qiáng)后的轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂強(qiáng)度分析

2.1 材料的機(jī)械性能（GB/T 699-1999）見表5

表5

圖2

圖3

2.2 整車參數(shù)見表6

表6

總質(zhì)量——Ga，單位：N

前軸荷——G1，單位：N

軸距——L，單位：mm

質(zhì)心高度——hg，單位：mm

板簧中心距——B，單位：mm

主銷中心距——B'，單位：mm

前輪中心距——B1，單位：mm

質(zhì)心到前輪中心線距離——L1，單位：mm

質(zhì)心到后輪中心線距離——L2，單位：mm

車輪滾動(dòng)半徑——rr1，單位：mm

2.3 前橋在各種工況下的受力見圖4

圖4

X1l——左輪縱向反作用力

X1r——右輪縱向反作用力

Y1l——左輪橫向反作用力

Y1r——右輪橫向反作用力

Z1l——左輪垂直反作用力

Z1r——右輪垂直反作用力

2.3.1緊急制動(dòng)

汽車緊急制動(dòng)時(shí)，縱向力制動(dòng)力達(dá)到最大值，因質(zhì)量重新分配，而使前軸上的垂直載荷增大。取路面附著糸數(shù) Ф=0.7。

制動(dòng)時(shí)前軸質(zhì)量重新分配分配糸數(shù)為：

Z1l=Z1r=m1*G1/2 X1l=X1r=Z1l*Ф

2.3.2側(cè)滑

汽車側(cè)滑時(shí)，因橫向力的作用，汽車前橋左右車輪上的垂直載荷發(fā)生轉(zhuǎn)移，側(cè)向力達(dá)到最大值，以左側(cè)滑為例：

取滑移附著系數(shù)μ=0.65

Z1l=G1/2*（1+2hg*μ/B1）

Z1r=G1/2*（1-2hg*μ/B1）

Y1l=μ*Z1l Y1r=μ*Z1r

2.3.3通過不平路面時(shí)

汽車通過不平路面時(shí)，因路面不平引起垂直動(dòng)載荷，至使垂直反作用力達(dá)到最大值。

取動(dòng)載荷系數(shù)為 δ=2.5

Z1l=Z1r=δ*G1/2

具體受力分析見表7。

表7

2.4 轉(zhuǎn)向節(jié)強(qiáng)度校核

轉(zhuǎn)向節(jié)受力如圖5所示，因車輪輪轂安裝在軸承上，轉(zhuǎn)向節(jié)只受彎矩作用，其軸頸根部彎曲應(yīng)力最大。計(jì)算時(shí)忽略主銷后傾角和前輪外傾角的影響。轉(zhuǎn)向節(jié)的參數(shù)見表8。

表8

L——主銷中心到受力中心的距離

x——主銷中心到軸頸根部的距離

C——受力中心到軸頸根部的距離

D——軸頸的直徑

圖5

軸頸斷面系數(shù)

2.4.1彎矩及應(yīng)力計(jì)算

1）緊急制動(dòng)

2）側(cè)滑

3）不平路面

2.4.2轉(zhuǎn)向節(jié)彎矩及應(yīng)力計(jì)算理論結(jié)果見表9

表9

2.4.3轉(zhuǎn)向節(jié)彎矩及應(yīng)力CAE分析結(jié)果見表10

表10

轉(zhuǎn)向節(jié)彎矩及應(yīng)力CAE分析安全系數(shù)=785/375=2.1

2.5 轉(zhuǎn)向彎臂強(qiáng)度分析

彎臂危險(xiǎn)截面為Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-ⅡⅠ-Ⅰ截面承受拉（壓）和彎曲組合變形Ⅱ-Ⅱ截面承受彎曲和扭轉(zhuǎn)組合變形Ｆ＝方向機(jī)輸出力矩／方向機(jī)搖臂長(zhǎng)度。

圖6

本車型的方向機(jī)輸出力矩為1200N·ｍ，方向機(jī)搖臂長(zhǎng)度為180ｍｍ。

Ｆ＝1200/0.18=6667 N

σⅠ=F/AⅠ+MⅠ/WⅠ

σⅡ=MⅡ/WⅡ

τⅡ=Mn/Wn

σ合Ⅱ=（σⅡ2+3τⅡ2）1/2

其中AⅠ=πD2/4，MⅠ=F（LⅠ2+a2）1/2，WⅠ=πD3/32

MⅡ=FLⅡ，WⅡ=bh2/6，Mn=Fa，Wn=αb2h

轉(zhuǎn)向彎臂圖紙見圖6、參數(shù)見表11。

表11

彎臂彎矩及應(yīng)力計(jì)算理論結(jié)果如表12。

表12

彎臂彎矩及應(yīng)力CAE分析結(jié)果見表13。

表13

彎臂彎矩及應(yīng)力CAE分析安全系數(shù)=785/367.1=2.14。

2.6 轉(zhuǎn)向直臂強(qiáng)度分析

由受力分析圖知：錐面大斷面為危險(xiǎn)截面承受彎曲和扭轉(zhuǎn)組合變形根據(jù)力矩平衡條件，直拉桿繞主銷的轉(zhuǎn)矩等于左右直臂繞主銷的轉(zhuǎn)矩和FR=2F橫H。

圖7

R——彎臂繞主銷的轉(zhuǎn)動(dòng)半徑

H——轉(zhuǎn)向梯形高

Ｆ＝方向機(jī)輸出力矩／方向機(jī)搖臂長(zhǎng)度＝1200/0.18 = 6667 N

σ=F橫L1/W

τ=F橫L3/Wn

σ合=（σ2+τ2）1/2

直臂參數(shù)見表14。

表14

轉(zhuǎn)向直臂彎矩及應(yīng)力計(jì)算理論結(jié)果見表15。

表15

轉(zhuǎn)向直臂彎矩及應(yīng)力CAE分析結(jié)果見表16。

2.7轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂的加強(qiáng)部位的安全系數(shù)理論計(jì)算值、CAE分析值對(duì)比見表17。

表16

轉(zhuǎn)向直臂彎矩及應(yīng)力CAE安全系數(shù)=785/213.8=3.7。

表17

2.8 校核結(jié)論

轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂加強(qiáng)部位的安全系數(shù)理論計(jì)算值、CAE分析值均大于2.0，滿足設(shè)計(jì)要求。

3 結(jié)論

本論文通過對(duì)一種前橋轉(zhuǎn)向節(jié)、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂的加強(qiáng)分析，了解了零部件加強(qiáng)設(shè)計(jì)中應(yīng)該注意的事項(xiàng)，如三維模型進(jìn)行物理搭載校核等。在整個(gè)設(shè)計(jì)過程中采用理論計(jì)算法進(jìn)行初步設(shè)計(jì)，后建立三維模型進(jìn)行CAE仿真模擬分析。在設(shè)計(jì)過程中，借助UG三維設(shè)計(jì)軟件對(duì)零部件強(qiáng)度進(jìn)行CAE分析，不但速度快而且精度高。

[1] 王望予.汽車設(shè)計(jì).第4版.機(jī)械工業(yè)出版社.

[2] 劉惟信.汽車工程手冊(cè)·設(shè)計(jì)篇.人民交通出版社.

[3] 王霄鋒.汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì).清華大學(xué)出版社.

[4] 安部正人.車輛操縱動(dòng)力學(xué)理論與應(yīng)用.

Research on a front axle knuckle, turning arm and steering straight arm reinforcement

Zhang Wei, Song Jialing

（Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd., Anhui Hefei 230022）

As the market demands more and more light truck configuration, 2,800 light truck wheelbase needs to increase the dynamic configuration to meet the market demand. Considering that the strength requirement of the steering elbow and steering straight arm of the front bridge is high, it is necessary to develop the enhanced steering knuckle and curved straight arm to meet the needs of the driving model. In this paper, through a steering knuckle, curved straight arm strength increasing design, this paper expounds the process of steering knuckle, curved straight arm to strengthen, in curved straight arm to strengthen the scheme design of detailed in this paper, the design of the curved straight arm strengthen steps, first of all, the original steering knuckle, curved straight arm and strengthen the steering knuckle, curved straight arm after data comparison, secondly to strengthen physical carrying vehicle front axle assembly of clearance after checking. To strengthen after the steering knuckle, steering arm, steering arm straight curved theoretical calculation and fatigue safety factor using UG software to strengthen after the steering knuckle, steering arm, steering arm straight curved fatigue safety coefficient of CAE analysis. And fatigue safety coefficient of the theoretical calculation and simulation software CAE analysis of comparative analysis, the fatigue safety coefficient of steering knuckle after strengthening, bending fatigue safety coefficient of straight arm meet the design requirements.

Turn to the bent arm; Steering arm straight; Strength checking

B

1671-7988(2018)16-102-05

U462.2

B

1671-7988(2018)16-102-05

CLC NO.: U462.2

章煒，男，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司輕型商用車研究院，主要從事底盤設(shè)計(jì)、先進(jìn)技術(shù)研究，整車項(xiàng)目開發(fā)和管理。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.16.037