新版有關(guān)轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、球頭銷(xiāo)強(qiáng)度校核規(guī)范設(shè)計(jì)參考匯編
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1、 新版有關(guān)轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、球頭銷(xiāo)強(qiáng)度校核規(guī)范設(shè)計(jì)參考匯編 關(guān)于轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、 球頭銷(xiāo)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(xiàn)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(chē)可取100~150mm;中型汽車(chē)可取1
2、50~200mm;大型汽車(chē)可取300~400mm。 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)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(mǎn)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(xiāo)與襯
3、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(xiāo)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?lài)婂児に嚒? 二、轉(zhuǎn)向縱拉桿、轉(zhuǎn)向垂臂、球頭銷(xiāo)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??v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。
4、 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,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
5、置 a、 從阻力矩算出縱拉桿球頭連線(xiàn)的軸向力:按圖紙布置,求出此連線(xiàn)至主銷(xiāo)的垂距,除阻力矩則為軸向力;b、 求出軸向力(即球頭連線(xiàn))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(chē)?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(xiàn)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
6、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;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)于輪被卡住),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(xiàn)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(xiàn))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.
7、2;f、 若轉(zhuǎn)向節(jié)沒(méi)有被限位之前,或車(chē)輪沒(méi)有被外力卡住,轉(zhuǎn)向機(jī)已達(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(chē)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(xiàn)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(xiāo)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
8、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)
9、 ―――――(6)式中——如圖1-1所示 ——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(xiàn)花鍵連接,因此要求驗(yàn)算漸開(kāi)線(xiàn)花鍵的擠壓應(yīng)力和切應(yīng)力。漸開(kāi)線(xiàn)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(lèi)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(xiàn)花鍵:, ——模數(shù) ——花鍵
10、聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力,取 (三)球頭銷(xiāo)校核規(guī)范 球頭銷(xiāo)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(mǎn)足上式外,球銷(xiāo)彎曲應(yīng)力應(yīng)該滿(mǎn)足:銷(xiāo)根部 ―――――(9)式中 ——作用于球頭上的力 ——球頭懸臂部分的尺寸 ——球銷(xiāo)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)/N(前軸負(fù)荷)球頭直徑D /mm 轉(zhuǎn)向
11、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(xiāo)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 (一)轉(zhuǎn)向縱拉桿校核 以廈門(mén)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
12、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(xiàn))的垂直距離為113.2mm 表 2-1 202x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 (
13、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(chē)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(mǎn)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(xiàn)剛好垂直于轉(zhuǎn)向節(jié)臂,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
14、 為縱拉桿折彎處到縱拉桿兩端球鉸中心連線(xiàn)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(pán),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(pán),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
15、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)前輪左轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置之后,方向盤(pán)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
16、輪右轉(zhuǎn)達(dá)到極限位置之后,方向盤(pán)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 左轉(zhuǎn)快到極限位置之前,方向盤(pán)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(pán)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(pán)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
17、向盤(pán)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(pán)轉(zhuǎn)向到極限狀態(tài)之前,轉(zhuǎn)向輪已被限位,分兩種情況: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
18、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
19、,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.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)
20、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、、 危險(xiǎn)斷面應(yīng)力:左打方向盤(pán),縱拉桿受拉,最大拉應(yīng)力處為a點(diǎn) , 右打方向盤(pán),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
21、 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(pán)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(pán)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(pán)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(pán)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:
22、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)
23、,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/
24、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,得出 = 89 = 89 MPa MPa (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(mǎn)足強(qiáng)度要求。 h/b 1 1.2 1.5 2
25、2.5 3 0.208 0.219 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(xiāo)校核 球銷(xiāo)的損壞形式主要有球頭的磨損與球銷(xiāo)的斷裂。因此所選定的球銷(xiāo)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 —— 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
26、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(xiāo)彎曲應(yīng)力 、、值如下所示:—— 作用于球頭上的力()—— 球銷(xiāo)懸臂部分的尺寸(如圖2-7所示,)—— 球銷(xiāo)根部截面的彎曲截面系數(shù), 式中—— 球銷(xiāo)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(xiāo)材料為40Cr,屈服極限取785MPa,。球頭銷(xiāo)的安全系數(shù)推薦值為1.5,此球頭銷(xiāo)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。 5、
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