某4×2重型載貨車前橋轉(zhuǎn)向設(shè)計(jì)

祿正偉

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某4×2重型載貨車前橋轉(zhuǎn)向設(shè)計(jì)

祿正偉

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章針對(duì)某4×2重型載貨車的開發(fā)，進(jìn)行前橋轉(zhuǎn)向設(shè)計(jì)。為了確保轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能，進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核和干涉校核。同時(shí)整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)安全性要求很高，所以必須保證關(guān)鍵零部件的強(qiáng)度滿足使用要求，文章對(duì)轉(zhuǎn)向垂臂和直拉桿進(jìn)行了強(qiáng)度校核。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；運(yùn)動(dòng)校核；干涉校核；強(qiáng)度校核

CLC NO.:U463.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)08-31-04

前言

由于車輪的跳動(dòng)、前輪轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)等原因造成零部件之間有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，并可能產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉而造成設(shè)計(jì)上的失誤，干涉量過大就有可能造成車輛在行駛過程中，當(dāng)車輛遇到顛簸的路面或者進(jìn)行緊急制動(dòng)的時(shí)候，會(huì)引起懸架系統(tǒng)和整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)，嚴(yán)重的可能導(dǎo)致方向盤“打手”，嚴(yán)重的影響了駕駛的舒適性，久之會(huì)引起駕駛員疲勞，引發(fā)事故。所以轉(zhuǎn)向系和懸架系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)校核和強(qiáng)度校核優(yōu)為重要。

1、轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)校核

1.1 運(yùn)動(dòng)校核并確認(rèn)方向機(jī)垂臂的長(zhǎng)度、垂臂的初始夾角

汽車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系與懸架系統(tǒng)是一個(gè)彼此獨(dú)立又互相聯(lián)系的運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)，圖1表示校核轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系裝置與懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)是否協(xié)調(diào)的校核圖：

圖1 轉(zhuǎn)向系與懸架系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)模型

校核的基本原理：轉(zhuǎn)向系和前橋總成的連接點(diǎn)就是轉(zhuǎn)向彎臂的球頭，所以運(yùn)動(dòng)校核的焦點(diǎn)就是分析轉(zhuǎn)向彎臂球頭的運(yùn)動(dòng)軌跡，球頭作為轉(zhuǎn)向系的一部分是繞著方向機(jī)搖臂的球頭做弧線運(yùn)動(dòng)，同時(shí)彎臂球頭又是前橋總成的一部分，前橋和懸架連接，前橋隨著載荷及路面對(duì)輪胎的作用力而運(yùn)動(dòng)，從而引起懸架的運(yùn)動(dòng)，也就是說彎臂球頭又繞著懸架的擺動(dòng)中心運(yùn)動(dòng)，通過以上原理畫出彎臂球頭分別繞著懸架的擺動(dòng)中心運(yùn)動(dòng)和繞著方向機(jī)搖臂的球頭運(yùn)動(dòng)的軌跡，再通過計(jì)算得出懸架的靜撓度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)給出懸架的動(dòng)撓度（6～9cm）以彎臂球頭的中心畫出平行的兩條直線和兩條運(yùn)動(dòng)軌跡相交，得出的線段的長(zhǎng)度就是運(yùn)動(dòng)干涉量。運(yùn)動(dòng)干涉量越小越好。

由于前橋總成是成熟的借用件，影響干涉量的就只有搖臂的長(zhǎng)度及搖臂和豎直方向的夾角，根據(jù)前橋、方向機(jī)和懸架系統(tǒng)的參數(shù)，作出相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)校核圖。如下圖2所示：

圖2 運(yùn)動(dòng)校核圖

產(chǎn)品的校核中通過改變搖臂的長(zhǎng)度和夾角得出如下表1數(shù)據(jù)，通過權(quán)衡選出兩種方案進(jìn)行優(yōu)化分析（帶下劃線所示）：

表1 干涉校核表

1.2 方向機(jī)垂臂落差校核

經(jīng)過尺寸鏈計(jì)算，確定垂臂的落差為40mm，計(jì)算校核如下圖3所示：

圖3 垂壁落差校核圖

垂臂相關(guān)的參數(shù)確定要滿足幾個(gè)基本的要求：

1）當(dāng)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角的時(shí)候，方向機(jī)搖臂必須有一定的轉(zhuǎn)動(dòng)余量。

2）當(dāng)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角的時(shí)候，轉(zhuǎn)向直拉桿和搖臂的夾角要保證車輛在轉(zhuǎn)向的時(shí)候不能發(fā)生鎖死現(xiàn)象。

3）由于直拉桿是剛性元件，彎臂在轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)到極限的時(shí)候其掃過的弦長(zhǎng)要小于搖臂轉(zhuǎn)到極限位置所掃過的弦長(zhǎng)、將前面所得到的兩組數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。校核如下圖4和5所示：

§垂臂的長(zhǎng)度為：185mm 垂臂的初始夾角為0°

圖4 垂臂校核圖Ⅰ

§垂臂的長(zhǎng)度為：200mm 垂臂的初始夾角為4°

圖5 垂臂校核圖Ⅱ

分析結(jié)果：通過分析校核確定垂臂的長(zhǎng)度為：200mm ；垂臂的初始夾角為4°；直拉桿長(zhǎng)度980 mm。

2、前橋最小轉(zhuǎn)彎半徑計(jì)算較核

前輪最小轉(zhuǎn)彎半徑的計(jì)算：

Rimin為汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑

L為汽車軸距：5000mm

K為主銷延長(zhǎng)線接地點(diǎn)距離：1848mm

a為車輪轉(zhuǎn)臂：92mm

θimax為汽車前橋最大內(nèi)轉(zhuǎn)角

3、彎臂強(qiáng)度校核

彎臂選用材料為：42CrMo，材料參數(shù)如下表2：

表2 材料參數(shù)表

彎臂受到直拉桿的推力克服輪胎的最大阻力矩為Mr（原地轉(zhuǎn)向阻力矩Mr），通過有限分析計(jì)算結(jié)果如下圖6：

圖6 彎臂強(qiáng)度CAE分析圖

最大應(yīng)力（見圖）σ（max）=286MPa。

彎臂的安全系數(shù)N=σs/σ(max）

材料屈服強(qiáng)度：σs=930MPa

N=3.25

滿足安全件的設(shè)計(jì)強(qiáng)度要求。

4、直拉桿強(qiáng)度的校核

汽車在瀝青或者混凝土的原地轉(zhuǎn)向阻力矩Mr作為轉(zhuǎn)向

輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)f

輪胎氣壓p

前軸負(fù)荷G1

直拉桿工作時(shí)主要是產(chǎn)生拉壓變形，故只校核其拉壓應(yīng)力。汽車原

地轉(zhuǎn)向時(shí)，作用在直拉桿上的力為F，產(chǎn)生的拉（壓）應(yīng)力為σ。

4.1 其中轉(zhuǎn)向拉力的值確定從兩個(gè)方面

1）轉(zhuǎn)向阻力矩在直拉桿上產(chǎn)生的拉（壓）力

轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)l2

2）動(dòng)力轉(zhuǎn)向器在直拉桿上產(chǎn)生的拉（壓）力

兩者的比較以后取較大的值（即17200N）進(jìn)行強(qiáng)度校核，直拉桿如下圖7：

圖7 直拉桿圖

4.2 對(duì)此直拉桿桿進(jìn)行加力分析，其中可以從兩方面進(jìn)行計(jì)算

1）轉(zhuǎn)向拉桿對(duì)于力學(xué)連線的偏心率e = 112mm。

于力學(xué)連線的偏心率處產(chǎn)生的力矩：

轉(zhuǎn)向拉桿的截面特性：φ42×8

其慣性矩為：

桿身的材料組成為45號(hào)鋼

2）對(duì)轉(zhuǎn)向直拉桿簡(jiǎn)化成為二力桿，其中截面如下圖8：φ42×8

圖8 直拉桿截面圖

經(jīng)計(jì)算，該截面面積S=854.5mm2

<< 許用應(yīng)力 = 598 Mpa

因此可以從這兩方面證明，轉(zhuǎn)向直拉桿的強(qiáng)度是能滿足的

5、直拉桿的設(shè)計(jì)（尺寸確定）以及相關(guān)部件的干涉校核

根據(jù)整車轉(zhuǎn)向系相關(guān)參數(shù)和輪胎參數(shù)進(jìn)行直拉桿的設(shè)計(jì)，相關(guān)參數(shù)如下表3和表4：

表3 轉(zhuǎn)向系相關(guān)參數(shù)表

表4 輪胎參數(shù)表

根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求，確定了直拉桿的尺寸，根據(jù)設(shè)計(jì)尺寸做出直拉桿尺寸圖，并進(jìn)行干涉校核。 校核如下圖9所示：

圖9 直拉桿干涉校核圖

直拉桿干涉校核結(jié)果如下表5所示：

表5 干涉校核結(jié)果

從以上的校核可以得出直拉桿的設(shè)計(jì)是滿足設(shè)計(jì)要求，同時(shí)考慮到要安裝9.00-20輪胎總成，所以在校核的時(shí)候也考慮了進(jìn)去。

6、結(jié)論

通過以上計(jì)算分析，此4×2載貨車的前橋轉(zhuǎn)向設(shè)計(jì)滿足整車使用要求，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)校核間隙合理，最小轉(zhuǎn)彎半徑滿足要求，同時(shí)零部件強(qiáng)度分析 滿足安全件的設(shè)計(jì)強(qiáng)度要求。

[1] 張洪欣.汽車設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社,1989.

[2] 徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).機(jī)械工業(yè)出版社,1991.

[3] 康展權(quán).汽車工程手冊(cè).設(shè)計(jì)篇.人民交通出版社.2001.

[4] 劉鴻文.材料力學(xué).高等教育出版社.1991.

The front axle steering design of a 4×2 heavy tractor

Lu Zhengwei
( Anhui Jianghuai Automobile Group. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

This paper aiming at the development of a 4×2 heavy truck, the front axle steering design. In order to ensure the performance of the steering system, motion checking and interference checking. At the same time, the safety requirements of the whole steering system are very high, therefore ,it is necessary to ensure that the strength of the key components to meet the use requirements.in this paper, the strength of the steering knuckle arm and steering draglink is checked.

steering system; motion checking; interference checking; strength checking

U463.4

A

1671-7988 (2017)08-31-04

祿正偉，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.08.010