毕业设计（论文）-乘用车转向柱径向弹性试验装置的设计.doc

上海工程技术大学毕业设计（论文） 乘用车转向柱径向弹性试验装置的设计摘 要随着汽车技术的迅猛发展，汽车的安全性越来越重要。转向柱作为汽车转向机构的重要组成部分，既要有吸能防伤装置来保护驾驶员，减低转向机构对驾驶员的伤害，又要稳妥的固定并支撑转向盘。因此许多国家都制定了相应的标准和法规。生产厂商也根据国家的标准法规制定了针对自己产品的各种标准和法规。本文主要论述了乘用车转向柱径向弹性实验台架设计的理念，依据上海大众转向柱总成强度和功能要求，合理设计安装在试验车内部的试验台架。将原有台架改进，使其结构简洁、安装操作方便，且能够根据转向盘的不同位置调节台架，以便对不同位置的转向盘进行径向弹性试验；利用改进后的加载装置进行径向加载，减少安装误差带来的测量偏差；运用千分表以及激光位移传感器代替原来的拉线式传感器，提高测量转向柱径向位移的精确性，并最后记录试验数据，绘制出载荷与位移关系图。设计中运用AUTOCAD进行工程图的绘制。关键词：转向柱，安全性能，径向弹力，试验台架，精确测量The design of the automobile steering column Radial elasticity test gantryAbstractWith the rapid development of automobile technology, the safe of cars is more and more important. As the important part of steering control mechanism, steering column not only protect drivers against steering control mechanism by the design of guard drivers and absorbing engery,but also firm support and fix steering wheel.So many countries constituted a lot of relevant rules of law and standard which control the manufacture of cars.According to countrieslaw and standard,many auto factories have also their own test standards an laws.The task to the paper is to design the automobile steering column Radial elasticity, according to the test standard, SVW TL 82225: 2002-10, which of the steering wheel.The design is in testing auto and must be layed reasonably.The improved design have a simple structure and is setted conveniently.It can be adjusted with the steering wheel in different place.The improve about the set of loading force can increase the accuracy of measure. The micrometer and the laser sensor can exactly measure the data of displacement.In the process of the design, paint engineering drawing by software AutoCad .Key words: steering column, safety, radial elasticity, test gantry, accuracy乘用车转向柱径向弹力试验装置的设计胡颖灏 0611032530 引言汽车作为现代化交通工具，在给人们的生活带来便利与乐趣的同时，也因其引起的交通事故给人类的生命和财产带来极大的威胁和伤害。因此，汽车的安全性是汽车厂商、消费者及政府部门高度关注的问题。汽车的安全性可划分为主动安全性和被动安全性。主动安全性是指汽车能够识别潜在的危险自动减速，或当突发的因素出现时，能够在驾驶员的操纵下避免发生交通事故的性能；被动安全性是指汽车发生不可避免的交通事故后，能够对车内乘员或行人进行保护，以免发生伤害或使伤害降低到最小程度。交通事故原因的统计分析表明，以预防事故发生的主动安全性只能避免5的事故，因此提高汽车被动安全性日趋重要。根据交通事故的统计资料和对汽车碰撞试验的研究表明，在汽车正面碰撞事故中转向盘和转向管柱是使驾驶员受伤的主要部件之一。汽车吸能转向机构能够在意外的正面碰撞事故发生时缓和冲击并吸收冲撞能量、减轻或防止驾驶员伤害。为了保证汽车转向柱、转向轴不仅有足够的防伤吸能作用，还要在正常行驶过程中，有足够的刚度和强度来传递转向力。许多汽车制造厂商都制定了针对自己汽车产品有关转向柱的试验标准。本文主要通过设计使用、可靠的转向柱试验台架，进行转向柱径向弹力测试来检验转向柱的刚度和功能要求。1 汽车安全标准1.1 汽车安全法规改进汽车的安全性，有效地减少汽车道路交通事故造成的损失是汽车行业的重要工作之一。为了提高汽车安全性，欧、美、日等汽车工业发达国家由政府制定了汽车安全法规，通过汽车安全法规的强制实施，促进汽车生产厂切实地改进产品的安全性。法规中比较有代表性的是美国的联邦机动车安全法规(FMVSS)和欧洲法规(ECE和EEC)，法规中关于乘员保护指标的规定是法规检验的核心内容。实践证明，这是一项切实可行并且效果十分显著的措施。在汽车安全法规的约束下，美国、欧洲等国家的汽车，尤其是轿车的安全性已达到了很高的水平。我国对汽车安全性的重视程度和安全技术法规体系的发展与我国汽车产业以及整个国家标准化工作的发展是密不可分的。早在1953年我国就制定了第一个汽车标准，但从那时一直到改革开放初期，在当时计划经济的条件下，我国的汽车标准化工作基本上是模仿苏联的模式进行的，绝大多数汽车标准是汽车和发动机零部件的技术条件标准，一直没有对汽车安全性按照国际管理模式建立系统的标准或法规体系。从20世纪80年代开始，随着我国汽车工业进入一个新的发展时期，包括政府管理层面在内的全社会开始普遍关注汽车产品的安全性问题。1989年4月我国开始实施中华人民共和国标准化法，将标准分为国家标准、行业标准、地方标准和企业标准，同时又将国家标准、行业标准分为强制性标准和推荐性标准，对于保障人体健康，人身、财产安全的标准和法律、行政法规规定强制执行的标准是强制性标准。强制性标准，必须执行。不符合强制性标准的产品，禁止生产、销售和进口。其他标准是推荐性标准，国家鼓励企业自愿采用。为贯彻执行中华人民共和国标准化法，从1990年开始，我国对汽车标准进行全面而深入的清理、整顿工作，参照国际通行的惯例将有关汽车安全、环境保护、节约能源方面的标准划归为汽车强制性标准，其他标准定为推荐性标准，逐步建立并完善我国汽车强制性标准体系。在深人研究分析国际先进汽车标准、技术法规，尤其是国际上典型的3大汽车技术法规体系(欧、美、日)的基础上，结合我国汽车工业发展和车辆使用的实际情况，确定我国汽车强制性标准体系在技术内容上主要参照欧洲ECEEEC汽车技术法规体系制定；因此，我国的汽车安全技术法规是以汽车安全强制性标准的形式出现的，它主要参照欧洲ECEEEC汽车技术法规体系制定。经过近30年的发展，我国汽车主动安全强制性标准体系日趋完善，已制定发布的汽车摩托车主动安全强制性标准共计47项，其中汽车主动安全标准38项，摩托车主动安全标准9项。我国汽车被动安全强制性标准体系日趋完善，已制定发布的汽车摩托车被动安全强制性标准共计l9项，其中汽车被动安全标准l8项，摩托车被动安全标准l项。1.2 汽车碰撞标准汽车正面碰撞、侧面碰撞是最常见的两类交通事故，表1.1所示是我国2003年交通事故统计结果，在我国道路交通环境下，侧面碰撞是发生频次最高的事故形态，但是正面碰撞事故造成的死亡人数最多。因此在各国的碰撞试验研究中正面碰撞形式被作为主要研究对象。表1.1 我国2003年交通事故统计结果碰撞次数死亡人数受伤人数数量百分比数量百分比数量百分比合计773137100lO9381100562074100正面碰撞24477631664132537782062253669侧面碰撞2588463348296202708206l693668追尾碰撞l29655l677l5521141975655l346其他226220l809229l5209514O00l3171.2.1 国外汽车碰撞标准技术的发展目前国际上实车碰撞试验法规主要有美国的FMVSS和欧盟的ECE两大体系，其他国家的技术法规大多是参照上述两大法规体系制定的。正面碰撞试验法规为美国的FMVSS208和欧洲的ECER94，侧面碰撞试验法规为FMVSS 214和欧洲的ECE R95。美国早在1960年就开始讨论汽车被动安全性能要求，1984年正式颁布FMVSS 208，规定1987年以后生产的车型在前排必须安装安全气囊，安全气囊成了FMVSS 208指定的被动约束系统。1998年的修订案要求在20022005年之间必须安装1种智能化的安全气囊，以保护离位乘员和婴儿的安全。1973年，美国有关侧面碰撞乘员保护的法规FMVSS 214颁布实施，当时仅规定了车门静强度试验，对门的力变形特性给予了规定。随后美国运输部国家公路交通安全管理局(D0TNH1ISA)对该法规实施后的交通事故进行了统计分析，发现就单个车的乘员事故死亡率有所减少，但车对车的乘员事故死亡率没有减少。鉴于该现象，美国公路交通安全管理局(NHTSA)提出采用以实车碰撞方式来评价乘员在侧碰撞事故中的伤害程度的试验方法。1990年美国在FMVSS 214车门静强度试验法规中追加了实车碰撞试验方法，并于1993年起分阶段实施，后经多次修改和补充，形成现在的内容。欧盟于1995年同时颁布正面碰撞试验法规ECE R94和侧面碰撞法规ECE R95，在此之前对正面碰撞已有其他法规。1998年对正面碰撞法规ECE R94进行修订，将碰撞形态由50 kmh带ASD的3O斜角碰撞改为56 kmh的ODB垂直碰撞，进一步提高碰撞安全性要求。自1996年开始，前排安全气囊已成为轿车标准配置。欧洲提高车辆安全性委员会(EEVC)1974年提出了侧碰撞试验方法，1989年起草了侧碰撞试验草案。随后ECEW29继续开展该项工作，并于1994年5月正式提出了侧碰撞法规ECE R95，并从199510-01开始实施。日本也已颁布实施正面碰撞的安全基准TRAIS11-4-30，并于1997年进行了强化修正，由开始适用的长头轿车扩大到平头型及多用途轿车和小型、微型货车上，扩大了法规约束车型的范围，强化了安全性能要求。日本在侧碰撞方面的研究起步相对较晚，2O世纪9O年代初才开始从事这方面的研究，相关法规于1998年正式纳入日本保安基准，其内容等同欧洲ECE R95。1.2.2 我国汽车碰撞标准的制定情况我国于1999年10月28日由原国家机械工业局发布了汽车法规CMVDR（chilIa Motor VeMole Design Rule）294汽车正面碰撞乘员保护的设计规则, 这是我国颁布的第一项汽车技术法规, 目前CMVDR294的适用范围是新上目录的M1类基本车型。2000年4月1日，国家将此项检验列入当时汽车型式认证（公告）40项强制检测项目中。虽然CMVDR 294汽车正面碰撞乘员保护的设计规则不是国家强制性标准法规，但它一旦被政府部门采用即具有了国家强制性标准的法律约束力，并一直采用至今。2004年6月1日，我国参照欧洲ECE R94法规制定的国家强制性标准GB115512003乘用车正面碰撞的乘员保护正式出台，至此我国真正拥有了自己的汽车正面碰撞标准。2002年，政府相关部门将汽车侧面碰撞、后碰撞强制性标准法规制定纳入了汽车强制性国家标准制修定“十五”发展规划。2006年1月18号国家标准委员会发布汽车侧面碰撞的乘员保护标准（GB20071-2006）和乘用车后碰撞燃油系统安全要求（GB20072-2006）两项标准，并于2006年7月1日起正式实施。至此，我国已建立汽车正面碰撞、侧面碰撞，以及后碰撞三位一体的汽车碰撞国家强制性标准体系。2 汽车转向操纵机构的安全标准2.1 汽车转向机构对驾驶员的伤害根据交通事故的统计资料和对汽车碰撞试验的研究表明，在汽车正面碰撞事故中转向盘和转向管柱是使驾驶员受伤的主要部件之一。在乘员没有系安全带或使用安全气囊的情况下，汽车转向盘可能对乘员造成头部、颈部、胸部等伤害。为减轻转向盘对乘员造成的伤害，在汽车设计时必须要考虑应用吸能型转向盘、转向管柱和转向轴，在乘员撞向转向盘时，使转向盘后移，减少乘员的伤害。防止汽车转向机构对驾驶员伤害的试验方法和技术要求也因此应运而生。防止汽车转向机构对驾驶员伤害的试验方法和技术要求最早于1966年由美国提出，吸能型转向柱于1969年首先在美国轿车上强制采用， 日本从1973年规定在轿车上必须采用吸能型转向机构。我国生产的汽车尤其是轿车大部分已装用吸能型转向机构并已制定了强制性标准法规。欧洲、日本、澳大利亚也相继制定各自的标准。我国于1989年发布了防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定(GBll5571989)，并于1998年进行了修订，修订后的标准所规定的性能指标和试验方法与美、欧、日的技术法规基本一致，所以已达到了与国际同类标准接轨，GBll5571998主要参照EEC和ECE，同时也参照了日本TRAIsll一46标准。汽车吸能防伤转向机构是一种能够在意外的正面碰撞事故中确保乘员有足够的生存空间，并能吸收冲撞能量，防止或减轻乘员伤害的乘员保护装置，其常见的可吸能构件有吸能转向盘、可收缩吸能转向柱和伸缩式转向中间轴(包括挠性联轴节)。可收缩吸能构件不仅要有吸能防伤的作用还应有足够的刚度和强度，以保证正常的转向力传递及其它功能件(如变速杆、组合开关等)能正常工作。在二次冲撞中应有足够的刚度使安全气囊的功能得以发挥，且在非轴向力作用下，转向柱不得弯曲。另外，刚度不足的转向柱在行驶时有颤振现象。2.2 转向操纵机构的要求及试验方法根据汽车行业国家标准QC/T 649-2000(200-07-07发布，2001-01-01实施) 汽车转向传动轴总成性能要求及试验方法可知转向传动轴总成有如下试验：2.2.1 总成间隙试验将总成与转向器联接的一端固定，从转向盘一端施加3Nm的转矩，所施加的转矩也可以按设计要求确定。测定总成的扭转角度。测量误差不大于2。 2.2.2 转动力矩试验将转向柱管固定，从转向盘一侧驱动。测出总成的转动力矩。测量误差不大于2。2.2.3 滑动花键的滑动起动力试验将滑动花键轴或套固定，在花键拉出的方向上施加力。测出滑动花键拉出时的起动力。测量误差不大于2。2.2.4 静扭强度试验将总成与转向器连接的一端固定，从转向盘一端施加转矩，测出输入转矩随总成扭角变化的曲线。试验后，检查样品的损坏情况。测量误差下大于2。2.2.5 扭转疲劳寿命试验将总成与转向器联接的一端固定，从方向盘一端施加正反方向转矩。试验后检查样品的损坏情况。测量误差不大于2。3 转向柱径向弹性测试在满足国家标准的前提下，不同汽车厂家对于转向传动轴总成有着不同的试验标准和规范。上海大众制定了TL82225：200210转向柱总成强度和功能要求其中包括强度试验、径向弹性试验、扭转试验、操纵性能试验。3.1 实验要求以及实验方法3.1.1 实验要求本试验是受TPC委托对上海大众联合发展有限公司动力总成分公司提供的PQ35转向柱支座按TPC提供的要求进行径向弹性试验。实验目的在于保证转向机构有防伤吸能作用的前提下，测量其刚度是否达到要求。测量方法如下：支座和原装的转向柱、方向盘安装在整车上。在方向盘上分别向左、右施加250N和向下施加600 N的作用力，并同时测量在各个力方向上的相应位移。方向盘调整在最前位置。3.1.2 实验方法根据大众总部标准和试验内容，试验方法如下：1转向柱和转向盘安装在整车上，转向盘调整在最前位置，并在中间位置进行调节；2使用加载装置在转向盘上分别向左、右施加250N和向下施加600 N的作用力；3在转向轴上端、转向盘中间位置设立一个参考点，用位移传感器测量加载后参考点的位移量，绘制出载荷与位移关系图。4 转向柱径向弹性测试台架设计4.1 设计目标试验台架必须能够安装在试验车内，加工方便、结构实用简洁、有足够的刚度和强度，能满足试验要求，适用性好；试验台架能根据转向盘的任意位置进行调整；加载装置能匀速稳定地加载和释放载荷；测量装置定位合理，测量方便。4.2 根据转向盘调整范围确定台架调节范围根据设计目标，由于台架需要根据转向盘任意位置进行任意调节，因此首先就要对转向盘位置的调整进行分析计算来确定台架的调整范围。4.2.1 转向盘调整范围图4.1 转向盘调整范围转向盘调整到最上端，即转向盘上摆角位置时，转向盘平面与地面夹角为；转向盘调整到最下端，即转向盘下摆角位置时，转向盘平面与地面夹角为；摆角范围为。转向盘沿轴向位移有的伸缩量。转向盘调整范围，见图4.1。以转向盘旋转中心为原点、下加载力方向为轴，左右加载力为轴，转向盘垂直方向为轴，建立坐标系，见图4.2。图4.2 坐标系O-XYZ使用空间变换矩阵的方法确定转向盘中心的调整坐标。将原坐标系绕轴旋转后，得到回转矩阵 (4.1)假设转向盘是先平移再旋转，在转向盘轴线上的点的坐标为 (4.2)点沿、轴方向平移的距离分别为、，代入试4.2得坐标 (4.3)点绕轴旋转后，得坐标 (4.4)将式4.1和式4.3代入式4.4，得 (4.5)点就是方向上点的移动轨迹。设转向盘中心坐标为（L为转向盘中心到旋转中心的距离），将点坐标代入式4.5，得B点轨迹为 (4.6)为转向盘轴向的伸缩量4.2.2 台架调节范围的确定以转向盘中间位置，即转向盘平面与地面夹角为，为初始位置。4.2.2.1 转向盘轴向运动实验要求在进行转向盘径向弹力测试时，转向盘必须调整在最前位置，因此转向盘的轴向运动不于考虑，即，代入式4.6得 (4.7)4.2.2.2 转向盘旋转运动图4.3 转向盘转动简图转向盘旋转时，台架与其视为一个整体，构成一个三角形，见图4.3。为台架旋转中心，为台架平面所对应的方向盘中心，转向盘回转中心。通过对点的坐标变化来确定台架的调整范围。设转向轴与轴夹角为，点坐标为，根据式4.7得 (4.8)当转向盘旋转了后，坐标为，根据式4.8得 (4.9)用式4.9减去式4.8，得到点在、轴上的位移 (4.10)根据大众公司转向柱总成资料，实际测量；以转向盘中间位置为设计基准，。，将已知数值代入，得，将数值带入代入式4.8、4.9和4.10得根据计算得出试验台架的调整范围：水平方向调节距离为，垂直方向调节距离为。4.3 台架结构由于试验车内部空间有限，台架如果使用整体式结构，安装和加工均不便，且质量过重不便于调节，因此选用角铁搭建，材料获取方便，结构实用简洁，能够保证足够的刚度和强度。4.3.1 底架利用驾驶座的固定位置在其上安装二根角铁作为试验台架的底座，用来安装台架平面和台架支架。4.3.2 台架平面台架平面主要由四根角铁和二块钢板构成。每二根角铁组成一根支架。支架一端与底架相连，支架上面放置台架平面。二块钢板组成台架的操作平面，用来安装传感器和加载装置4.3.3 台架支架同样用二个角铁，支撑台架。4.4 构件的材料选择和尺寸计算角铁全部选用GB978888（8/5）。4.4.1 底架根据对试验台架调节范围的计算，台架在轴上的调整范围为，因此在底架角铁的一面开二个椭圆槽，与驾驶室地面连接，长度为，满足台架在轴上的调整范围，并且能够适用于不同车型的驾驶室空间。见图4.4。台架在轴上的调节范围为，因此在底架角铁的另一面开二个椭圆槽，长度为，分担部分调节任务，见图4.4。图4.4 底面角铁4.4.2 台架平面整体式台架平面结构虽然有足够的刚度和强度，但是体积较大，质量较重，不宜安装。现在将台架平面设计成可拆卸式，将支架与平面分离，采用螺栓连接，便与安装；连接处采用椭圆槽结构，分担了部分轴上的调节任务，并且提高了台架的适用性，可以使用在不同车型的试验车内。4.4.2.1 台架平面支架支架部分由上下二部分组成。下支架角铁：一面分别在二端开一个孔和二个孔，一孔端与底架配合固定，二孔端与上支架配合；另一面在二孔端处再开三个孔，用来固定台架。上支架角铁，在一面的一端开二个椭圆槽，与下支架二孔端配合固定，且具有调节功能，分担了部分轴上的调节任务，增加了轴上的调节范围；另一面在二孔端处开二个椭圆槽，中间位置和另一端各开三个孔，固定台架平面。上下支架装配，见图4.5。图4.5 台架平面支架装配示意图4.4.2.2 台架平面钢板台架平面由上下二块钢板组成。上钢板主要用来安装左右加载装置和下加载装置所对应的位移传感装置；在钢板左上部打四个孔用来与车体外部刚性体连接。因为在对转向盘施加加载力的时候，转向盘与车体是刚性连接，而车体与地面却不是，而此时加载力有使车体平移的趋势，因此需要将试验台架与外部刚体进行刚性连接，见图4.6。外刚体激光位移传感器力传感器试验台架图4.6 台架与外部刚体连接示意图下钢板主要用来安装下加载力装置和左右加载装置所对应的位移传感装置。加载装置所安装的位置除了钢板外，没有其他固定装置，因此加载装置下还需要设计一些加强肋，见图4.7。4.4.2.3 台架平面支架与台架平面钢板的连接由于打孔、开槽等加工上的误差，在采用螺栓连接的时候，存在一定的间隙，从而导致试验测量数据的不准确。为了将误差减小到最低，采用定位销定位。图4.7 加载装置的加强肋4.4.3 台架支架图4.8 台架平面与支架连接部位由于台架平面支架不等边角铁的长边用来配合台架平面的固定，并且在施加左右载荷的时候能够有很好的抗弯截面系数。所以台架支架与台架平面的连接需要安装连接角铁，见图4.8。支架结构非常简单，只需在一面的二端各开一个孔，并在适当的位置倒角，避免支架旋转时与底面和台架平面发生干涉。4.5 转向盘中间位置参考点的设置图4.9 球针螺栓图4.10 参考点球针螺栓安装示意图参考点必须与转向盘在同一平面内，与转向柱中心在同一轴线上，且要牢固稳定。根据上述要求，设计一个特殊螺栓代替原来的转向盘定位螺栓。该螺栓是在定位螺栓的基础上，多加了一个球针上体，见图4.9。试验时拔出转向盘定位螺栓，将球针螺栓固定在转向盘上，见图4.10。4.6 测量装置的选择原先考虑的是使用拉线式传感器来测量中心点的位移，拉线式测量方便、快捷，但是在径向弹力试验中，如果用拉线式测量将会存在一定的问题。当对转向盘进行径向加载的时候，由于转向柱刚度并不均匀以及其他支架支撑力的大小不同，中心点并不是完全沿着加载力的方向移动，而会有一定的上下偏移，见图4.11。图4.11 拉线式传感器测量原理示意这时拉线式测量将会有较大的偏差，所需测量的应该是X轴方向上的位移，即所需测量的位移是直角边；而实际测量到的是中心点所经过的轨迹是斜边。所以必须使用更为精确的测量方法和仪器。使用千分表和激光位移传感器，能够避免上述问题，见图4.12。中心点所经过的轨迹无论是怎样的，千分表测量到的始终是X轴方向上的位移，保证了测量要求。测量仪器用吸石吸附在台架平面的支架上。图4.12 千分表和激光位移传感器测量原理示意4.7 加载装置的设计加载力需要保证平稳循环施加和释放，并且处于转向盘所在平面，与中心参考点处于同一轴线上。设计装置见图4.13。装置1是一个U型锁，与装置2力传感器用螺栓连接，传感器另一端连一个套环3,套环3与套环4相连，套环4焊接在加载装置5的一端上,加载装置安装在固定架6上。1U型锁；2力传感器；3、4套环；5加载装置；6固定架图4.13 试验加载装置由于安装的误差，加载力所在平面和转向盘中心所在平面并不重合，它们上下偏移产生了偏差，见图4.14。图4.14 转向盘平面与加载装置平面的安装误差如果此时采用刚性连接，就会产生图4.15的作用力。向上的作用力势必会导致方向盘有向上反转的趋势；加载力在X轴上的分力是转向盘实际受到的径向力，而传感器测量到的是实际施加的加载力，即当力传感器显示施加的力为600N时，转向盘受到的实际径向载荷要小与这个数值，这也就意味着测量到加载力位移关系不准确。为了尽量减少误差对测量数据的影响，采用二个套环配合的软性连接。图4.15 转向盘平面与加载力不同面时，加载力分析示意图4.8 绘制载荷与位移关系图根据从传感器上测量到的数据分别绘制出向左、向右和向下时的载荷与位移关系图，见图4.16、4.17和4.18。本试验是一个循环加载过程，首先从零加载到试验所需载荷，再释放载荷，这样将会得到二根函数图象，在理想状态下，这二根图象应该是重合的，但是在试验时，会有如下原因导致释放加载函数图象的零位偏移：1. 转向柱总成安装误差；2. 试验台架的安装误差。图4.16 向左径向弹性变形图4.17 向右径向弹性变形图4.18 向下径向弹性变形根据TPC提供的报告BMW330i-Lenksaeule，以及本试验所得Touran转向盘径向弹性数据，进行结果对比，见表4.1。表4.1 不同车辆径向弹性比较方向 车型TouranBMW 330iVW 350 (Presta-LS)向左1.91 mm1.00 mm1.67 mm向右2.09 mm1.40 mm1.67 mm向下3.63 mm3.40 mm3.58 mm5 刚度和强度校核台架测量数据的准确性最为重要，台架的受力变形会给测量带来很大的误差，因此台架的刚度尤其重要。整个台架会受到向左、向右和向下三个方向的加载力，现在分别对此三个加载力施加时台架的受力和变形进行分析计算，并校核刚度和强度。5.1 分析与计算说明1B点假设为支撑杆与台架平面的交点，便于结构分析；2当加载方向为向左、或右时，只需要校核一次即可，空间力矩合成较为复杂，故将左右加载力统一作用在B点；3计算公式及方法均来自于材料力学；4台架受力简图，见图5.1。是台架平面支架CE的重量，D是重心；是台架支架AB的重量，重心在AB中点。图5.1 台架受力简图5.2 参数计算台架平面支架长度为690mm，台架支架为500mm。根据型钢表可知，角铁GB978888（8/5）的理论质量等于5.935kg/m。台架平面总质量=台架平面支架质量+台架钢板质量，；将重力简化到B点，此时在B点产生一个逆时针方向的力矩台架支架质量=将上述计算结果汇总，得，；，。5.3 加载方向向下时的台架校核B点受力情况，见图5.2。图5.2 向下加载时B点受力情况图5.2a 只作用向下的加载力F时，设F方向为y轴方向，垂直于F方向为x轴方向。显然在x轴方向上的分力只有提供，即；图5.2b 只作用重力时，设方向为轴方向，垂直于方向为轴方向，根据B点平衡方程得 ，5.3.1 台架支架校核台架支架AB的受力情况，见图5.3。图5.3 台架支架受力图与截面图已知条件：由于有二根台架支架，得，根据型钢表可知，1 计算支反力，2 轴力、剪力与弯矩图，见图5.4。图5.4 轴力、剪力与弯矩图5.3.1.1 刚度校核1 建立挠曲轴近似微分方程并积分根据图5.4c弯矩图得支架AB的弯矩方程为 (5.1) (5.2)挠曲轴近似微分方程为 (5.3) 材料的弹性模量 Q235的弹性模量为 惯性矩将式5.1和式5.2代入式5.3得将上述微分方程相继积分二次，依次得 (5.4) (5.5) (5.6) (5.7)2 确定积分常数在固定端处，横截面的转角与挠度均为零，即在处，将上述边界条件代入式5.4和式5.6，得，在处，、等于时、的值，将上述边界条件代入式5.5和式5.6，得 (5.8) (5.9)3 建立转角和挠度方程并求最大挠度将所得积分常数、代入式5.4和式5.6，建立转角与挠度的方程分别为 (5.10) (5.11)4 计算最大转角与挠度计算转角与挠度，将计算所得、的值代入式5.8和式5.9得，将、代入式5.5和式5.7，建立转角与挠度的方程分别为 (5.12) (5.13)计算最大转角与挠度，5.3.1.2 强度校核支架AB是典型的弯压组合，轴力产生的正应力与弯矩产生的正应力，见图5.5。图5.5 正应力分布图1 危险截面和危险点的判断由图5.4的剪力图b和弯矩图c可知，中心所在平面受到的剪力最大，弯矩也最大，因此该截面为危险截面。2 计算最大正应力轴力正应力公式为 (5.14) 轴力 截面面积，根据图5.4a轴力图可知，根据型钢表可知，将值代入式5.14得 (5.15)弯曲正应力公式为 (5.16) 弯矩 惯性矩 横截面上点离中性轴的距离根据图5.4c的弯矩图可知，根据已知条件可知，根据图5.3b可知，将数值代入式5.15，得 (5.17) (5.18)由叠加原理可知 (5.19)将式5.15、式5.17和式5.18代入式5.19，得，得3 计算最大弯曲切应力弯曲切应力公式为 (5.20) 剪力 轴一侧部分截面对轴的静矩 截面对中性轴的惯性矩 截面宽度根据图5。4b的剪力图可知，最大弯曲切应力发生在中性轴上。中性轴上下二侧的部分截面对中性轴的静矩为 (5.21) (5.22)将已知数值、式5.21和式5.22代入式5.20，得得4 腹板、翼缘交接处的强度校核根据前面计算根据式5.16，得腹板、翼缘交接处的弯曲正应力为将上述结果代入式5.19，得 (5.23)腹板、翼缘交接处对中性轴的静矩为 (5.24)将已知数值和式5.24代入式5.20得腹板、翼缘交接处的弯曲切应力为 (5.25)第三强度理论公式 (5.26)将式5.23和式5.25代入式5.26，得5.3.2 台架平面支架校核台架平面支架CB受力情况，见图5.6。图5.6 台架平面支架受力图与截面图已知条件由于有二根台架平面支架，得，根据型钢表可知，1 计算支反力2 轴力、剪力与弯矩图，见图5.7图5.7 轴力、剪力与弯矩图5.3.2.1 刚度校核1 建立挠曲轴近似微分方程并积分根据图5.7c弯矩图得支架AB的弯矩方程为 (5.27)根据式5.3得挠曲轴近似微分方程为 (5.28)将上述微分方程相继积分二次，依次得 (5.29) (5.30)2 确定积分常数在固定端处，横截面的转角与挠度均为零，即在处，将上述边界条件代入式5.29和式5.30，得得，3 建立转角和挠度方程并求最大挠度将所得积分常数、代入式5.29和式5.30，建立转角与挠度的程分别为 (5.31) (5.32)4 计算最大转角与挠度，5.4 加载方向向左、向右时的台架校核B点受力情况，见图5.8。图5.8 向左加载时B点受力情况， 5.4.1 台架支架校核台架支架AB的受力情况，见图5.9。图5.9 台架支架受力图与截面图已知条件：由于有四根支架，得根据型钢表可知，1 计算支反力2 剪力与弯矩图，见图5.10。图5.10 剪力与弯矩图5.4.1.1 刚度校核1 建立挠曲轴近似微分方程并积分支架的弯矩方程为2 建立挠度方程并求最大挠度建立转角与挠度的方程3 计算最大转角与挠度，5.4.2 台架平面支架校核台架平面支架的受力情况,见图5.11。1计算支反力，5.4.2.1 刚度校核1 计算最大转角与挠度，图5.12 台架平面支架受力图与截面图5.5 校核小结本试验台架对刚度的要求更高于强度要求，因此对二种加载力下的支架、都进行了刚度校核，只对向下加载力时的强度进行了详细的校核。根据4.8绘制出的载荷与位移关系图可以看出，径向弹力测试的数据都是精确到，显然台架刚度必须保证这个要求。校核结果显示，最大挠度发生在向下加载时的，由于此挠度发生的方向在转向盘的轴向方向上，对试验测量的径向方向的位移基本没有影响；其他情况下，支架的挠度都完全满足测量要求。台架选用的是GB978888（8/5）号角钢，材料为Q235。低碳钢Q235是塑性材料，它的许用应力，查常用材料得，安全系数，得，从的强度校核可知，最大正应力为远远小于许用应力，正应变，也满足要求。6 结论就目前的转向柱台架试验来看，多以实车试验为主，各类试验主要是围绕转向柱的强度和刚度来进行的。本次课题主要任务是根据相关标准和要求，设计一种用于乘用车转向柱径向弹性试验的试验台架。简洁的设计方案，合理的结构布置，精确的测量方法，绘制的函数图象有效反映出了转向柱的弹性，满足设计要求，这些特点具体表现为：1台架选用工程材料热扎不等边角钢，取材容易，经济实惠，明显降低成本，具有足够的刚度和强度。校核结果表明，选材完全符合要求；2安装方便，台阶全部使用螺栓连接，能够在试验车内部安装，避免了整体式台架不能放入小车型的尴尬，增加了适用性。考虑到螺栓连接的不可靠性，在台架平面安装时，使用了定位销，保证试验时不会因为选用螺栓连接而产生多余的安装间隙；3测量装置选用千分表和激光位移传感器的共用的方式取代原来的拉线式传感器，避免由于安装原因导致的转向柱刚度不均匀而产生的转向盘中心的位移偏移，提高了测量精度；4加载装置利用螺纹螺母相对运动原理，进行循环加载。加载装置结构中运用到了推力球轴承来减少螺母与平面的摩擦系数，提高加载效率。加载装置与转向盘之间采用柔性连接，减少由于安装误差带来的测量误差。参考文献1 豪彦. 欧、美、日、中国防止汽车转向机构对驾驶员伤害标准法规J.环保与安全,2002，47:34-35.2 马春生,黄世霖,张金换,白远利.汽车正面碰撞法规中乘员保护指标探讨J.公路交通科技,2004(1)：9497.3 李怀彬.国内外汽车碰撞标准面面观J.天津汽车,2006(1):18-22.4 司康.我国汽车安全技术法规发展概况J.商用汽车杂志,2006(8):103-1065 魏朗,陈荫三,石川博敏.车辆碰撞过程的试验分析研究J.汽车工程,2000,22(4):256-261.6 朱西产.汽车碰撞试验法规的现状和发展趋势J.汽车技术,2001(4):5-10.7 曾迥立.浅谈我国研制汽车吸能防伤转向机构的必要性J.上海汽车,2004(10):29-31.8 孙振东,刘玉光,朱西产.不同形式的汽车正面碰撞试验研究及分析J.汽车工程,2006,28(7):254-257.9 QC/T 649-2000,汽车转向传动轴总成性能要求及试验方法S.10 GB 115571998,防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定S11 GB 11551-2003,乘用车正面碰撞的乘员保护S.12 TL82225 2002-10,上海大众转向柱总成强度和功能要求S.13 朱张校.工程材料M.第三版.北京:清华大学出版社,2001.14 王望予.汽车设计M.第四版.北京:机械工业出版社,2004.15 杨可桢,程光蕴.机械设计基础M.第四版.北京:高等教育出版社,1999.16 王昆,何小柏,汪信远.机械设计、机械设计基础课程设计M. 北京:高等教育出版社,1996.17 单辉祖.材料力学(I)M.第二版. 北京:高等教育出版社,2004.18 赵胜祥、徐滕岗、唐觉明.画法几何及机械制图M.上海:上海远东出版社.19 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册-试验篇M.北京:人民交通出版社,2001.20 陈家瑞.汽车构造M.北京: 人民交通出版社,2003.21 胡宁,等.现代汽车底盘构造M.上海:上海交通大学出版社,2003.22 Heisler, Heinz. ADVANCED VEHICLE TECHNOLOGYM. England: Oxford, 2002.附 录1 转向柱径向弹性试验台架装配图1张2 转向柱径向弹性试验台架零件图（A35，A45）译 文摘 要在这项研究中，对越野车(SUV)操纵机构的横拉杆末端的损坏进行分析。该拉杆是由两部分装配在一起:螺纹部分和一个拥抱。故障发生在螺纹部分材料为AISI 8620钢。汽车已使用了大约两年,行使公里不到三万。评价了不合格部份，以确定失败的原因，并评估其完整性。包括外观检查，图片文档，化学分析，刚度测试，金相检验。用配备EDAX的电子显微镜( SEM ) 检查损坏的表面来确定理想区域内的一部分化学成分。结果表明，拉杆在喉咙(最小)面积的螺纹部分的疲劳裂纹是由于材料缺陷及热处理不当造成的。关键词：疲劳；裂纹；材料性能汽车转向系的横拉杆末端的损坏研究1 介绍拉杆连接中心连接的转向节在汽车与常规悬架系统和循环球式转向齿轮,见图1。汽车的麦弗逊悬架和齿条齿轮式转向传动机构, 拉杆连接到机架上的转向节，见图2。一个拉杆分为内,外二端，如前面两图所示。图1 常规悬架图2 麦弗逊悬架拉杆通过转向中心或齿轮齿条式转向节传力,使车轮转动。外拉杆底端连接着一个调整轴, 可以调节拉杆长度。这一调整是用来确定汽车的位置,一个临界线的角度看, 有时称为连铸机和侧倾角度。车辆的转向和悬架系统应定期检查, 每年至少一次。随着一个完整的车轮定位. 整个拉杆由于摩擦和磨损,可造成不稳定转向和轮胎过度磨损。如果拉杆更换是必要的,一个车轮定位也是因为拉杆更换布置的设置.拉杆可能以许多不同的方式损坏,而且除了略有增加,噪音及振动外, 往往有资料显示,并没有困难,直至彻底损坏的发生。一般而言,每类故障