一种前桥转向节、转向弯臂、转向直臂加强的研究

章炜，宋佳玲



一种前桥转向节、转向弯臂、转向直臂加强的研究

章炜，宋佳玲

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230022）

随着市场对轻卡配置的需求越来越高，轻卡轴距2800车型需要增加动转配置以满足市场需求。考虑动转系统对前桥的转向弯臂、转向直臂的强度要求较高，需要开发加强型转向节、弯直臂以满足加动转车型的需要。文章通过一种转向节、弯直臂的强度加大设计，简述了转向节、弯直臂加强的过程，在弯直臂加强的方案设计中详细阐述了弯直臂加强的设计步骤，首先对原有转向节、弯直臂和加强后的转向节、弯直臂进行数据对比，其次对加强后的前桥总成进行整车物理搭载间隙校核。对加强后的转向节、转向弯臂、转向直臂进行疲劳安全系数理论计算和利用UG软件对加强后的转向节、转向弯臂、转向直臂进行疲劳安全系数CAE分析。并对理论计算的疲劳安全系数与仿真软件CAE分析出的疲劳安全系数进行对比分析，确定加强后的转向节、弯直臂的疲劳安全系数满足设计要求。

转向弯臂；转向直臂；强度校核

前言

随着市场对轻卡配置的需求越来越高，轻卡轴距2800车型需要增加动转配置以满足市场需求。考虑动转系统对前轴弯直臂的强度要求较高，需要开发康28加强型转向节、弯直臂以满足加动转车型的需要。

1 方案设计

现有前桥弯直臂在配机械方向机时的疲劳安全系数为1.6，满足设计要求，但配动转方向机时弯直臂的疲劳安全系数为1.2，不满足设计要求。故要重新设计该前桥的弯直臂，弯直臂的加大必然带来转向节的变更，故转向节要和弯直臂一同重新设计。

根据整车转向系统的受力分析找到弯直臂受力最大处为弯直臂与转向节相交的轴颈处，现有转向弯臂、转向直臂该处尺寸为φ30mm，配动转方向机时的转向弯臂、转向直臂疲劳安全系数为1.2不满足设计要求。将该处转向弯臂、转向直臂的轴颈直径加大到φ36mm，使之配动转方向机时的疲劳安全达到2.0以上。

1.1 新老状态的转向节、转向弯臂、转向直臂尺寸对比

表1

表2

表3

新老状态的转向节、转向弯臂、转向直臂尺寸对比见表1、表2、表3，转向节图纸见图1、转向弯臂图纸见图2、转向直臂图纸见图3。

1.2 加强后的转向节、转向弯臂、转向直臂进行整车物理搭载校核

对加强后的转向节、转向弯臂、转向直臂进行整车物理搭载校核见表4。

表4

校核结论：各处间隙满足设计要求。

2 加强后的转向节、转向弯臂、转向直臂强度分析

2.1 材料的机械性能（GB/T 699-1999）见表5

表5

图2

图3

2.2 整车参数见表6

表6

总质量——Ga，单位：N

前轴荷——G1，单位：N

轴距——L，单位：mm

质心高度——hg，单位：mm

板簧中心距——B，单位：mm

主销中心距——B'，单位：mm

前轮中心距——B1，单位：mm

质心到前轮中心线距离——L1，单位：mm

质心到后轮中心线距离——L2，单位：mm

车轮滚动半径——rr1，单位：mm

2.3 前桥在各种工况下的受力见图4

图4

X1l——左轮纵向反作用力

X1r——右轮纵向反作用力

Y1l——左轮横向反作用力

Y1r——右轮横向反作用力

Z1l——左轮垂直反作用力

Z1r——右轮垂直反作用力

2.3.1紧急制动

汽车紧急制动时，纵向力制动力达到最大值，因质量重新分配，而使前轴上的垂直载荷增大。取路面附着糸数 Ф=0.7。

制动时前轴质量重新分配分配糸数为：

Z1l=Z1r=m1*G1/2 X1l=X1r=Z1l*Ф

2.3.2侧滑

汽车侧滑时，因横向力的作用，汽车前桥左右车轮上的垂直载荷发生转移，侧向力达到最大值，以左侧滑为例：

取滑移附着系数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通过不平路面时

汽车通过不平路面时，因路面不平引起垂直动载荷，至使垂直反作用力达到最大值。

取动载荷系数为 δ=2.5

Z1l=Z1r=δ*G1/2

具体受力分析见表7。

表7

2.4 转向节强度校核

转向节受力如图5所示，因车轮轮毂安装在轴承上，转向节只受弯矩作用，其轴颈根部弯曲应力最大。计算时忽略主销后倾角和前轮外倾角的影响。转向节的参数见表8。

表8

L——主销中心到受力中心的距离

x——主销中心到轴颈根部的距离

C——受力中心到轴颈根部的距离

D——轴颈的直径

图5

轴颈断面系数

2.4.1弯矩及应力计算

1）紧急制动

2）侧滑

3）不平路面

2.4.2转向节弯矩及应力计算理论结果见表9

表9

2.4.3转向节弯矩及应力CAE分析结果见表10

表10

转向节弯矩及应力CAE分析安全系数=785/375=2.1

2.5 转向弯臂强度分析

弯臂危险截面为Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-ⅡⅠ-Ⅰ截面承受拉（压）和弯曲组合变形Ⅱ-Ⅱ截面承受弯曲和扭转组合变形Ｆ＝方向机输出力矩／方向机摇臂长度。

图6

本车型的方向机输出力矩为1200N·ｍ，方向机摇臂长度为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

转向弯臂图纸见图6、参数见表11。

表11

弯臂弯矩及应力计算理论结果如表12。

表12

弯臂弯矩及应力CAE分析结果见表13。

表13

弯臂弯矩及应力CAE分析安全系数=785/367.1=2.14。

2.6 转向直臂强度分析

由受力分析图知：锥面大断面为危险截面承受弯曲和扭转组合变形根据力矩平衡条件，直拉杆绕主销的转矩等于左右直臂绕主销的转矩和FR=2F横H。

图7

R——弯臂绕主销的转动半径

H——转向梯形高

Ｆ＝方向机输出力矩／方向机摇臂长度＝1200/0.18 = 6667 N

σ=F横L1/W

τ=F横L3/Wn

σ合=（σ2+τ2）1/2

直臂参数见表14。

表14

转向直臂弯矩及应力计算理论结果见表15。

表15

转向直臂弯矩及应力CAE分析结果见表16。

2.7转向节、转向弯臂、转向直臂的加强部位的安全系数理论计算值、CAE分析值对比见表17。

表16

转向直臂弯矩及应力CAE安全系数=785/213.8=3.7。

表17

2.8 校核结论

转向节、转向弯臂、转向直臂加强部位的安全系数理论计算值、CAE分析值均大于2.0，满足设计要求。

3 结论

本论文通过对一种前桥转向节、转向弯臂、转向直臂的加强分析，了解了零部件加强设计中应该注意的事项，如三维模型进行物理搭载校核等。在整个设计过程中采用理论计算法进行初步设计，后建立三维模型进行CAE仿真模拟分析。在设计过程中，借助UG三维设计软件对零部件强度进行CAE分析，不但速度快而且精度高。

[1] 王望予.汽车设计.第4版.机械工业出版社.

[2] 刘惟信.汽车工程手册·设计篇.人民交通出版社.

[3] 王霄锋.汽车悬架和转向系统设计.清华大学出版社.

[4] 安部正人.车辆操纵动力学理论与应用.

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

章炜，男，就职于安徽江淮汽车集团股份有限公司轻型商用车研究院，主要从事底盘设计、先进技术研究，整车项目开发和管理。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.16.037