关于转向纵拉杆、转向垂臂、球头销强度校核规范设计参考
关向纵拉杆、向垂臂、 球头销强校核规（设计参考） 、向传动机构设计总体要 向垂臂、向节臂和梯形臂由碳钢或碳合金钢如35r、0、0r和0r用模锻加工制成。
多采用沿其长变化尺寸椭圆形或矩形截面以合理地利用材和提高其强与刚。
向垂臂与向垂臂轴用渐开线花键接且花键轴与花键孔具有定锥以得到无隙配合装配花键轴与孔应按标记对以保证向垂臂正确安装位置。
向垂臂长与向传动机构布置及传动比等因素有关般初选对型汽车可取00～50；型汽车可取50～00；型汽车可取300～00。
向传动机构杆件应选用刚性、质量0、30或35钢（低碳钢）无缝钢管制造其沿长方向外形可根据总布置要确定。
向传动机构各元件采用球形铰接。
球形铰接主要特是能够消除由铰接处表面磨损而产生隙也能满足两铰接件复杂相对运动。
现代球形铰接结构是用弹簧将球头与衬垫压紧。
横拉杆左右边杆外端球形铰接应作单独组件组装以其壳体上螺纹旋到杆端部以使杆长可调以便用调节前束。
球头与衬垫润滑并应采用有效结构措施保持住润滑材及防止灰尘污物进入。
球销与衬垫采用低碳合金钢如r3、8或0r制造工作表面（高频常用）渗碳（慢长）淬火处理渗碳层深5—30表面硬R56—63允许采用碳钢0或5制造并高频淬火处理球销渡圆角处则用滚压工艺增强。
球形铰接壳体则用钢35或0制造。
了提高球头和衬垫工作表面耐磨性可采用等离子或气体等离子金属喷镀工艺。
二、向纵拉杆、向垂臂、球头销校核规 （）纵拉杆校核规 纵拉杆应有较质量和足够刚。
纵拉杆形状应合布置要有不得不做成弯这就减了纵向刚。
拉杆用0、30或0钢无缝钢管制成。
根据《材力学》有关压杆稳定性计算公式进行验算,如下所示。
―――――（） 式 ——杆刚储备系数即安全系数。
般取5~5 ——杆承受轴向力 ——弹性模量 ——杆长按杆两端球铰心距离计 ——断面惯性矩 、 纵拉杆弯杆则应计算弯曲应力和拉压应力合成校核强。
（）按原地向阻力矩计算 按哥夫（Gg）验公式 ―――――（） 式 ——轮胎和路面滑动摩擦系数 ——前轴荷 ——轮胎气压 ① 前轮处直行位置 、 从阻力矩算出纵拉杆球头连线轴向力按图纸布置出连线至主销垂距除阻力矩则轴向力； b、 出轴向力（即球头连线）至拉杆折弯处垂距（力臂）； 、 轴向力力臂则危险断面弯矩（力）； 、 断面系数和断面积； 、 弯曲应力（）和拉压应力（）两者和则合成拉压应力（按应力方向代数和）； 、 安全系数 汽车理论推荐安全系数值7~这种工况取上限。
② 前轮处角极限位置（方法①数值变） 、 从阻力矩算出球头连线轴向力垂距变轴向力变； b、 出弯曲力臂与①相； 、 出危险断面弯矩比①增； 、 断面系数和断面积； 、 弯曲应力和拉压应力合成（数据比①增）力方向； 、 安全系数这种工况取下限7。
（）按油泵卸荷油压或向机卸荷油压计算 、设定前轴向节已被螺栓限位（相当轮被卡住）而向机还限位。
向机输出扭矩按油泵卸荷压力或向机卸荷压力两者卸荷油压值计算； b、 限位极限位置从图纸出纵拉杆与垂臂夹角到纵拉杆球头连线相对向机输出轴垂距； 、 垂距除输出扭矩则是轴向力； 、 出轴向力（球头连线）至折弯处垂距（力臂）两者相乘则弯曲力矩； 、 按上述办法到合成应力和安全系数可取下限（7）甚至更但必须； 、 若向节没有被限位前或车轮没有被外力卡住向机已达到极限位置向机输出轴（垂臂轴）已被限位不管是油压卸荷或是机械式挡住垂臂已不可能将向力传给纵拉杆这纵拉杆受力并不不必校核。
所以油泵或向机卸荷作用取它是向节被限位（指向机油压卸荷是以行程控制）以及途车轮被强制卡住工况（工况很罕见）。
根据三强理论危险截面应力处弯扭合作用等效应力应 ―――――（3） 式——弯曲应力 ——剪应力 ——材屈极限 ——相对强储备系数取7~ 图 向垂臂与球铰及危险截面处 应力示图 值如下所示 ―――――（） 式 ——作用向垂臂球形铰接处力 ——如图所示 ——危险截面弯曲截面系数 对矩形截面轴其截面直角顶处扭剪切应力值零剪切应力发生侧边k处应力则有 ―――――（5） ―――――（6） 式——如图所示(偏距) ——矩形截面长边与短边长 ——与有关系数有关手册选取 弯、扭合作用应力如图所示其合成主应力。
向垂臂与向垂臂轴渐开线花键连接因要验算渐开线花键挤压应力和切应力。
渐开线花键接常根据被接件特、尺寸、使用要和工作条件确定其类型、尺寸然进行必要强校核计算。
计算公式如下 ―――――（7） 式 ——矩 （） ——各齿荷不匀系数通常07~08 ——齿数 ——齿工作高（） ——齿工作长（） ——平直径（） 渐开线花键 ——模数 ——花键接许用挤压应力取 （三）球头销校核规 球头销常由球面部分磨损而损坏用下式验算接触应力 ―――――（8） 式——作用球头上力 ——球头承表面通球心并与力相垂直平面上投影面积 除满足上式外球销弯曲应力应该满足 销根部 ―――――（9） 式 ——作用球头上力 ——球头悬臂部分尺寸 ——球销计算截面弯曲截面系数 ——材屈极限 ——安全系数取5 设计初期球头直径可根据表推荐数据进行选择。
球头直径 向轮荷（双边） ／（前轴荷） 球头直径 向轮荷（双边） ／ 0 5 7 30 到6000 6000～9000 9000～500 500～6000 6000～000 35 0 5 50 000～3000 3000～9000 9000～70000 70000～00000 表 球头直径 球头销用合金结构钢rB、5r、0r或液体碳氮共渗钢0r、35r制造。
55下午 三、设计案例分析 （）向纵拉杆校核 以厦门金龙公交XQ689G向纵拉杆强校核例进行案例分析 、原设计案例 图 纵拉杆图 配 置 型 参 数 向机 浙江世宝B8575 油压力输出扭矩约300； 油压力0输出扭矩约300； 油压力7输出扭矩约600。
B向油泵 锡柴6303发动机带 工作压力 向纵拉杆 绍兴京山 689G803000 拉杆管径规格X80落差至当量杆（球头两端连线）垂直距离3 表 007年生产泉州公交XQ689G向系统配置参数表 、按型位置原地打向和油压卸荷工况校核纵拉杆极限应力 （）按原地向阻力矩计算 ① 前轮处直行位置 值如下所示 、 汽车沥青或者混凝土路面上原地向阻力矩 、、值如下 ——轮胎和路面滑动摩擦系数般取07 ——前轴荷（满前轴荷5000） ——轮胎气压（08） 代入式（） 得出 b、原地向纵拉杆所受轴向力 根据向装置图所示直行位置纵拉杆两端球铰心连线刚垂直向节臂纵拉杆轴向力由以下公式计算如下 ―――――（0） 式 ——向节臂当量长（35 ） 得出 图 向装置图 、纵拉杆折弯处所受弯矩 ―――――（） 式 纵拉杆折弯处到纵拉杆两端球铰心连线落差（由图所示3 ） 得出99580 、纵拉杆横截面弯曲截面系数、纵拉杆截面积 ―――――（） ―――――（3） 式 ——纵拉杆横截面外径 ——纵拉杆横截面径6 得出 、危险断面应力 左打方向盘纵拉杆受拉拉应力处 压 05．8正数拉力 右打方向盘纵拉杆受压压应力处 式 ——屈应力极限（得35钢屈应力极限305） ——拉应力 得出 结论前轮处直行位置原地向纵拉杆安全系数应该取上限纵拉杆安全系数偏。
② 前轮处角极限位置 值如下所示 、前轮左快到极限位置纵拉杆所受轴向力 根据左极限位置装置图3所示当角066由公式 ―――――（） 得出 图 3 前轮左快到极限位置 当前轮左达到极限位置方向盘往右打纵拉杆所受力与相等但方向相反。
b、前轮右快到极限位置纵拉杆所受轴向力 根据右极限位置装置图所示当角37由式（）得出 图 前轮右快到极限位置 当前轮右达到极限位置方向盘往左打纵拉杆所受力与相等但方向相反。
、前轮左达到极限位置纵拉杆折弯处所受弯矩 参照式（）可知 、前轮右达到极限位置纵拉杆折弯处所受弯矩 参照式（）可知 、危险断面应力 前轮左达到极限位置 左快到极限位置前方向盘继续左打 纵拉杆受拉拉应力处 左已到极限位置方向盘往右打纵拉杆受压压应力处 前轮右达到极限位置 右快到极限位置前方向盘继续右打 纵拉杆受压压应力处 右已到极限位置方向盘往左打纵拉杆受拉拉应力处 结论前轮角达到极限位置原地向纵拉杆安全系数可取下限7纵拉杆安全系数太拉应力几乎达到屈极限。
（）按油泵卸荷油压计算 向盘向到极限状态前向轮已被限位分两种情况 ① 向机没有卸荷油泵压力还继续增加当向管路油压达到值（等）系统直保持压力状态向机输出扭矩也保持值前桥向节向已被限制住然而向纵拉杆向机带动下还有继续运动趋势即向纵拉杆有拉力（或压力）这应力。
② 向机有卸荷油泵压力达到定压力向机卸荷向机输出力矩不再增管路油压保持向机卸荷压力向机输出扭矩也保持不变前桥向已被限制住然而向纵拉杆向机带动下还有继续运动趋势即向纵拉杆有较拉力（或压力）这应力也很。
值如下所示 、前轮到左极限位置还往左打,纵拉杆所受力受力如图5所示 由公式 ―――――（5） 式 —— 垂臂所受垂直力向机浙江世宝B8575油压输出扭矩约300垂臂长约5 得出 图 5 左极限位置纵拉杆受力示图 b、前轮到右极限位置还往右打,纵拉杆所受力受力如图6所示 由式（5）可知 图 6 右极限位置纵拉杆受力示图 、左极限纵拉杆折弯处所受力矩 参照式（）可知 、右极限纵拉杆折弯处所受力矩 参照式（）可知 、危险断面应力 前轮到左极限位置还往左打纵拉杆受拉拉应力处 前轮到右极限位置还往右打纵拉杆受压压应力处 及 取拉应力算安全系数 结论按油泵卸荷油压或向机卸荷油压计算纵拉杆安全系数应该。
纵拉杆两向极限位置拉应力已超35钢屈应力极限305不合格会引起塑变损坏。
3、改进措施 将纵拉杆型规格改落差改93。
（）按原地向阻力矩计算 ① 前轮处直行位置 值如下所示 由式（）、式（）、式（3）可知 、、 危险断面应力 左打方向盘纵拉杆受拉拉应力处 右打方向盘纵拉杆受压压应力处 结论前轮处直行位置原地向纵拉杆安全系数应该取上限纵拉杆安全系数合要。
② 前轮处角极限位置 值如下所示 根据式（）和式（） 危险断面应力 前轮左达到极限位置 左快到极限位置前方向盘继续左打 纵拉杆受拉拉应力处 左已到极限位置方向盘往右打纵拉杆受压压应力处 前轮右达到极限位置 右快到极限位置前方向盘继续右打 纵拉杆受压压应力处 右已到极限位置方向盘往左打纵拉杆受拉拉应力处 结论前轮角达到极限位置原地向纵拉杆安全系数可取下限7。
（）按油泵卸荷油压计算 值如下所示 根据式（5）和式（） 危险断面应力 前轮到左极限位置还往左打纵拉杆受拉拉应力处 前轮到右极限位置还往右打纵拉杆受压压应力处 、及 结论按油泵卸荷油压或向机卸荷油压计算纵拉杆安全系数应该。
纵拉 杆安全系数合要。
各工况安全系数合要（案例材35钢）。
（二）向垂臂校核 图 7 向垂臂与球铰及危险截面处应力图 由向垂臂校核规可知四角上剪应力等零。
剪应力发生矩形长边且按式（5）计算；短边剪应力是短边上剪应力按式（6）计算。
式 、是与比值b有关系数其数值可从下表选取。
计算 （）弯曲应力 、、值如下所示 ——作用向垂臂球形铰接处力按油泵卸荷输出力矩计算（向机浙江世宝B8575油压输出扭矩约300垂臂长约5 ） ——危险截面弯曲截面系数 53085（如图7所示） 代入式（） 得出 70 （） 剪切应力 0876 （式值如图7所示） b5630867 利用插值法计算、如下 得出 将以上数值代入式（5）、（6）得出 89 89 (长边) (短边) （3）合成主应力 由应力图7可知短边处弯曲应力达到值短边剪应力处达到值截面上危险。
由式（3）得出 又 式——材屈极限材般0r或0r调质处理取785； ——相对强储备系数7~ 得出 安全系数推荐值满足强要。
b 5 5 3 008 09 03 06 058 067 093 0858 0796 0767 0753 b 6 8 0 无穷 08 099 0307 033 0333 075 073 073 073 073 表 矩形截面杆扭系数、 （三）球头销校核 球销损坏形式主要有球头磨损与球销断裂。
因所选定球销应校核以下应力 （） 球面接触应力 、值如下所示 —— 作用球头上力其值 —— 球头承表面通球心并与力相垂直平面上投影面积 由图7可知力垂直纸面则面如下图所示 得出 代入式（8） 得出 略许用应力值。
因核算工况油泵卸荷压力极端条件因而认基可行。
（） 球销弯曲应力 、、值如下所示 —— 作用球头上力（） —— 球销悬臂部分尺寸（如图7所示） —— 球销根部截面弯曲截面系数 式—— 球销根部截面直径（如图7所示） 得出 53 代入式（9） 得出 537 头销材0r屈极限取785。
因核算工况油泵卸荷压力极端条件因而认基可行。
总结论 、原纵拉杆规格落差3校核极限位置处油泵达到卸荷压力其应力已超材屈极限（35钢）会引起塑变损坏； 、将纵拉杆型规格改落差改93纵拉杆应力明显降低。
各工况安全系数合要可见纵拉杆设计应尽量减折弯落差并选择合适杆件断面尺寸； 3、 将油泵油压（0）略下降但还应与向机使用要匹配； 、 向机配置卸压装置对向系安全性有利。
5、