一種前橋轉向節、轉向彎臂、轉向直臂加強的研究

章煒，宋佳玲

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一種前橋轉向節、轉向彎臂、轉向直臂加強的研究

章煒，宋佳玲

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230022）

隨著市場對輕卡配置的需求越來越高，輕卡軸距2800車型需要增加動轉配置以滿足市場需求。考慮動轉系統對前橋的轉向彎臂、轉向直臂的強度要求較高，需要開發加強型轉向節、彎直臂以滿足加動轉車型的需要。文章通過一種轉向節、彎直臂的強度加大設計，簡述了轉向節、彎直臂加強的過程，在彎直臂加強的方案設計中詳細闡述了彎直臂加強的設計步驟，首先對原有轉向節、彎直臂和加強后的轉向節、彎直臂進行數據對比，其次對加強后的前橋總成進行整車物理搭載間隙校核。對加強后的轉向節、轉向彎臂、轉向直臂進行疲勞安全系數理論計算和利用UG軟件對加強后的轉向節、轉向彎臂、轉向直臂進行疲勞安全系數CAE分析。并對理論計算的疲勞安全系數與仿真軟件CAE分析出的疲勞安全系數進行對比分析，確定加強后的轉向節、彎直臂的疲勞安全系數滿足設計要求。

轉向彎臂；轉向直臂；強度校核

前言

隨著市場對輕卡配置的需求越來越高，輕卡軸距2800車型需要增加動轉配置以滿足市場需求。考慮動轉系統對前軸彎直臂的強度要求較高，需要開發康28加強型轉向節、彎直臂以滿足加動轉車型的需要。

1 方案設計

現有前橋彎直臂在配機械方向機時的疲勞安全系數為1.6，滿足設計要求，但配動轉方向機時彎直臂的疲勞安全系數為1.2，不滿足設計要求。故要重新設計該前橋的彎直臂，彎直臂的加大必然帶來轉向節的變更，故轉向節要和彎直臂一同重新設計。

根據整車轉向系統的受力分析找到彎直臂受力最大處為彎直臂與轉向節相交的軸頸處，現有轉向彎臂、轉向直臂該處尺寸為φ30mm，配動轉方向機時的轉向彎臂、轉向直臂疲勞安全系數為1.2不滿足設計要求。將該處轉向彎臂、轉向直臂的軸頸直徑加大到φ36mm，使之配動轉方向機時的疲勞安全達到2.0以上。

1.1 新老狀態的轉向節、轉向彎臂、轉向直臂尺寸對比

表1

表2

表3

新老狀態的轉向節、轉向彎臂、轉向直臂尺寸對比見表1、表2、表3，轉向節圖紙見圖1、轉向彎臂圖紙見圖2、轉向直臂圖紙見圖3。

1.2 加強后的轉向節、轉向彎臂、轉向直臂進行整車物理搭載校核

對加強后的轉向節、轉向彎臂、轉向直臂進行整車物理搭載校核見表4。

表4

校核結論：各處間隙滿足設計要求。

2 加強后的轉向節、轉向彎臂、轉向直臂強度分析

2.1 材料的機械性能（GB/T 699-1999）見表5

表5

圖2

圖3

2.2 整車參數見表6

表6

總質量——Ga，單位：N

前軸荷——G1，單位：N

軸距——L，單位：mm

質心高度——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

質心到前輪中心線距離——L1，單位：mm

質心到后輪中心線距離——L2，單位：mm

車輪滾動半徑——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

汽車緊急制動時，縱向力制動力達到最大值，因質量重新分配，而使前軸上的垂直載荷增大。取路面附著糸數 Ф=0.7。

制動時前軸質量重新分配分配糸數為：

Z1l=Z1r=m1*G1/2 X1l=X1r=Z1l*Ф

2.3.2側滑

汽車側滑時，因橫向力的作用，汽車前橋左右車輪上的垂直載荷發生轉移，側向力達到最大值，以左側滑為例：

取滑移附著系數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

汽車通過不平路面時，因路面不平引起垂直動載荷，至使垂直反作用力達到最大值。

取動載荷系數為 δ=2.5

Z1l=Z1r=δ*G1/2

具體受力分析見表7。

表7

2.4 轉向節強度校核

轉向節受力如圖5所示，因車輪輪轂安裝在軸承上，轉向節只受彎矩作用，其軸頸根部彎曲應力最大。計算時忽略主銷后傾角和前輪外傾角的影響。轉向節的參數見表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

2.4.1彎矩及應力計算

1）緊急制動

2）側滑

3）不平路面

2.4.2轉向節彎矩及應力計算理論結果見表9

表9

2.4.3轉向節彎矩及應力CAE分析結果見表10

表10

轉向節彎矩及應力CAE分析安全系數=785/375=2.1

2.5 轉向彎臂強度分析

彎臂危險截面為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組合變形Ｆ＝方向機輸出力矩／方向機搖臂長度。

圖6

本車型的方向機輸出力矩為1200N·ｍ，方向機搖臂長度為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

轉向彎臂圖紙見圖6、參數見表11。

表11

彎臂彎矩及應力計算理論結果如表12。

表12

彎臂彎矩及應力CAE分析結果見表13。

表13

彎臂彎矩及應力CAE分析安全系數=785/367.1=2.14。

2.6 轉向直臂強度分析

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

圖7

R——彎臂繞主銷的轉動半徑

H——轉向梯形高

Ｆ＝方向機輸出力矩／方向機搖臂長度＝1200/0.18 = 6667 N

σ=F橫L1/W

τ=F橫L3/Wn

σ合=（σ2+τ2）1/2

直臂參數見表14。

表14

轉向直臂彎矩及應力計算理論結果見表15。

表15

轉向直臂彎矩及應力CAE分析結果見表16。

2.7轉向節、轉向彎臂、轉向直臂的加強部位的安全系數理論計算值、CAE分析值對比見表17。

表16

轉向直臂彎矩及應力CAE安全系數=785/213.8=3.7。

表17

2.8 校核結論

轉向節、轉向彎臂、轉向直臂加強部位的安全系數理論計算值、CAE分析值均大于2.0，滿足設計要求。

3 結論

本論文通過對一種前橋轉向節、轉向彎臂、轉向直臂的加強分析，了解了零部件加強設計中應該注意的事項，如三維模型進行物理搭載校核等。在整個設計過程中采用理論計算法進行初步設計，后建立三維模型進行CAE仿真模擬分析。在設計過程中，借助UG三維設計軟件對零部件強度進行CAE分析，不但速度快而且精度高。

[1] 王望予.汽車設計.第4版.機械工業出版社.

[2] 劉惟信.汽車工程手冊·設計篇.人民交通出版社.

[3] 王霄鋒.汽車懸架和轉向系統設計.清華大學出版社.

[4] 安部正人.車輛操縱動力學理論與應用.

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股份有限公司輕型商用車研究院，主要從事底盤設計、先進技術研究，整車項目開發和管理。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.16.037