客車轉向垂臂的設計與校核

江學東

（廈門金龍聯合汽車工業有限公司，福建 廈門 361023）

轉向垂臂是轉向傳動機構的重要一環，是客車轉向系統的安全件[1]。轉向垂臂的設計布置對客車轉向系統的方向盤圈數、轉向力大小、轉向角傳動比及轉向運動干涉等都有重要影響；同時轉向垂臂作為安全件，對保障客車的正常運動至關重要，需要進行強度校核，以保證其可靠性[2-3]。

1 轉向垂臂的設計

首先合理布置轉向器，使連接轉向垂臂的球銷中心靠近懸架跳動點，對長前懸的大型客車會增加中間搖臂以靠近跳動點，保證轉向縱拉桿和前懸掛的運動干涉在允許范圍內[4-6]。根據確定好的轉向器輸出中心A、中間搖臂球銷中心B和C、前橋轉向主銷中心D，可以通過作圖法，根據前橋允許的最大內外輪轉角，保證方向盤圈數在2～3圈，作圖求出轉向垂臂的尺寸和初始傾角。如圖1所示。

圖1中，轉向節臂長度為313 mm，中間搖臂長度為320 mm，最大內外輪轉角分別為47°和36°。通過作圖，可得轉向垂臂長度為300 mm，初始傾角為向前4°，左擺角44.3°，右擺角44.6°，在轉向器所允許的范圍內，左右擺角相差0.3°，保證方向盤左右圈數相等。

我公司大客車配美馳車橋時，由于其轉向節臂長度較短，只有261 mm，就需要相應地縮短轉向垂臂到260 mm來達到方向盤轉向圈數要求。同樣的轉向系統配置混合動力客車時，轉向會比較費力，因為其發動機的轉速通常比較低，油泵輸出壓力不高，轉向器的輸出扭矩達不到最大值。這時也可以通過縮短轉向垂臂來增加輸出力，使轉向更輕便[7-8]。

2 轉向垂臂的校核

轉向垂臂一般由中碳鋼或中碳合金鋼，如35 Cr、40 Cr用模鍛加工制成，斷面為橢圓形或矩形。在球頭銷上作用的力F，對轉向垂臂構成彎曲和扭轉力矩的聯合作用[9]。危險斷面在垂臂根部，如圖2所示，其危險截面在A-A處。根據第三強度理論，在危險截面的最大應力點a處，彎扭聯合作用的等效應力應為[10]

式中：σ為彎曲應力；τ為剪應力；σs為材料的屈服極限；ns為相對于σs的強度儲備系數，取1.7～2.4。

σ值如下所示：

式中： F為作用在轉向垂臂球形鉸接處的力；l為如圖2所示；Wb為危險截面的彎曲截面系數。

對于矩形截面的軸，在其截面的直角頂點處扭轉剪切應力值為零，最大剪切應力發生于側邊中間的k 點為 τk，a 點處的應力為 τa，則有

式中：e為如圖2所示；h、b為矩形截面的長邊與短邊長度；α、η為與h/b有關的系數，查表1選取。

表1 矩形截面桿扭轉時的系數α、η

彎、扭聯合作用應力如圖2所示，其最大合成主應力在a點[10]。

以世寶轉向器SB8575D為例，最大輸出扭矩為3100 N.m。轉向垂臂尺寸參數為l=185 mm，h=50 mm，b=30 mm，e=75 mm，垂臂長度L=215 mm，材料為40 Cr。計算如下所示：

1）彎曲應力。F=3100/0.215=14418.6 N，Wb=bh2/6=15680 mm3，由式 2 得出，σz=170 MPa

2）剪應力。由式（3）和式（4）得出，τmax=89 MPa(在長邊中點)，τa=72 MPa(在短邊中點)

3）合成主應力。由式（1）得出，σz=223 MPa

垂臂材料為40Cr，調質處理，取σs=785 MPa，得出ns=σz/σs=3.5，安全系數大于推薦值，滿足強度要求。

3 結束語

轉向垂臂作為安全件，對轉向系統的性能有重要影響，設計人員應在設計過程中仔細驗算和校核，以保證客車轉向系統的性能和安全。

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