淺析某輕卡液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)匹配

盧 威

（安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限責(zé)任公司，安徽 合肥 230000）

前言

轉(zhuǎn)向系是用來(lái)保持或者改變汽車(chē)行駛方向的機(jī)構(gòu)，在汽車(chē)轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。

機(jī)械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤(pán)，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。隨著客戶(hù)群體對(duì)輕卡轉(zhuǎn)向輕便性的要求越來(lái)越高，目前大多數(shù)輕型卡車(chē)裝有液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，借此來(lái)減輕駕駛員的手力。相較于機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)向器，帶助力作用的轉(zhuǎn)向器輸出力矩有較大提升，因此，對(duì)整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的校核以確保液壓助力的有效性及轉(zhuǎn)向安全性，就變得十分必要了。

1 該輕卡車(chē)型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要設(shè)計(jì)參數(shù)

1.1 轉(zhuǎn)向器參數(shù)

轉(zhuǎn)向器的最大輸出力矩的選擇根據(jù)前輪在滿(mǎn)載狀態(tài)下的前輪負(fù)荷進(jìn)行匹配設(shè)計(jì)。選用的轉(zhuǎn)向器參數(shù)如表1：

表1 整車(chē)設(shè)計(jì)載荷

1.2 整車(chē)質(zhì)量參數(shù)

根據(jù)該輕卡整車(chē)的設(shè)計(jì)輸入，其整備質(zhì)量和滿(mǎn)載質(zhì)量時(shí)前輪的負(fù)荷如表2所示：

表2 輕卡轉(zhuǎn)向器參數(shù)

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)校核

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)符合性校核

動(dòng)力轉(zhuǎn)向器總成的輸出載荷的大小與轉(zhuǎn)向橋的載荷、輪胎與地面的接觸面積、輪胎與地面的摩擦系數(shù)、輪胎氣壓、車(chē)輪定位角的參數(shù)等有關(guān)。通常用下面半經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)估算原地轉(zhuǎn)向阻力距Mr。

汽車(chē)在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩按：

式中：

Mr——原地轉(zhuǎn)向阻力矩，單位N·m；

μ——輪胎與地面的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，取0.7左右；

G1——前橋負(fù)荷，單位N；

P——輪胎氣壓，單位Mpa；

為了實(shí)現(xiàn)汽車(chē)轉(zhuǎn)向，動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的實(shí)際最大輸出扭矩一般為1.1～1.5倍的轉(zhuǎn)向阻力距，取中間數(shù)值1.3計(jì)算出：

而轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的最大實(shí)際輸出力矩為：

經(jīng)過(guò)計(jì)算M實(shí)＞M，故轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)滿(mǎn)載情況下的轉(zhuǎn)向。

2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大承載能力校核

當(dāng)轉(zhuǎn)向器達(dá)到最大輸出力矩時(shí)，由以上（1）（2）（3）公式逆推出前輪負(fù)荷為3002kg，從而推算出整車(chē)的總質(zhì)量和裝貨質(zhì)量如下表3所示：

表3

經(jīng)過(guò)以上計(jì)算，現(xiàn)有的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大輸出力矩，能夠滿(mǎn)足前輪負(fù)荷 3T的工況，在一定的超載條件下也可以實(shí)現(xiàn)正常轉(zhuǎn)向。

2.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部件安全系數(shù)校核

對(duì)現(xiàn)匹配的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部件強(qiáng)度進(jìn)行校核，確認(rèn)是否能夠通過(guò)加大轉(zhuǎn)向器的輸出力矩來(lái)提升整車(chē)的超載能力，校核部件包含轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂四個(gè)傳動(dòng)部件。

2.3.1 轉(zhuǎn)向直拉桿校核

依據(jù)轉(zhuǎn)向直拉桿的設(shè)計(jì)基準(zhǔn)書(shū)，對(duì)轉(zhuǎn)向直拉桿進(jìn)行校核如下：

1）工況

經(jīng)過(guò)分析右輪抱死時(shí)，轉(zhuǎn)向器作用在直拉桿上的最大作用力。

2）計(jì)算方法

動(dòng)力轉(zhuǎn)向器在直拉桿上產(chǎn)生的最大拉（壓）力：

圖1 轉(zhuǎn)向直拉桿受力圖

轉(zhuǎn)向拉桿對(duì)于力學(xué)連線(xiàn)的偏心率e；

轉(zhuǎn)向拉桿對(duì)于力學(xué)連線(xiàn)的偏心率處產(chǎn)生的力矩M：

根據(jù)轉(zhuǎn)向拉桿的截面特性，慣性矩Iz：

公式中的定義見(jiàn)下表4：

表4 轉(zhuǎn)向直拉桿校核

小結(jié)：轉(zhuǎn)向直拉桿穩(wěn)定性安全系數(shù)為 1.83，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

圖2 轉(zhuǎn)向直拉桿截面

2.3.2 轉(zhuǎn)向橫拉桿校核

1）工況

經(jīng)過(guò)分析右輪抱死時(shí)，轉(zhuǎn)向器作用在直拉桿上的最大作用力。

2）計(jì)算方法

如下圖所示橫拉桿結(jié)構(gòu)圖：

圖3 轉(zhuǎn)向橫拉桿所受壓力

將轉(zhuǎn)向時(shí)的力轉(zhuǎn)化成施加在一直桿兩端的兩相等的力矩M以及作用在桿兩端的力F，此時(shí)桿上每處都有一個(gè)大小為M的力矩：

其中：

h——橫拉桿球銷(xiāo)接頭中心與橫拉桿中心 Z向距離，市場(chǎng)上大部分重型卡車(chē)所用橫拉桿總成都是無(wú)落差結(jié)構(gòu)，既是h近似為0的結(jié)構(gòu)；

l——橫拉桿總成長(zhǎng)度。

圖4 轉(zhuǎn)向橫拉桿所受彎矩

圖中M1= M2= M，在任一點(diǎn)x處的擾度y為：

將M1= M2= M代入得：

在x=l/2時(shí)Ymax有最大值：

在力F的作用下在x點(diǎn)產(chǎn)生彎矩之和為：

由于h為常量，所以在x =l/2時(shí)，Mx有最大值：

在下圖的橫拉桿中心位置的截面圖中，a點(diǎn)的應(yīng)力最大，由《材料力學(xué)》所給公式可計(jì)算。

在力F的作用下截面的應(yīng)力：

a點(diǎn)所承受的應(yīng)力：

公式中的定義見(jiàn)下表5：

表5 轉(zhuǎn)向橫拉桿校核

經(jīng)過(guò)校核，橫拉桿的安全系數(shù)滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。因輕卡橫拉桿大多無(wú)落差，其只受壓應(yīng)力；當(dāng)其拉桿有落差時(shí)，桿身將受到壓應(yīng)力和彎矩兩個(gè)作用力，其安全系數(shù)將大大降低。而在制造過(guò)程中因加工精度的原因如產(chǎn)生1mm，安全系數(shù)將降低1.5左右。

2.3.3 轉(zhuǎn)向直臂校核

1）工況

轉(zhuǎn)向直臂所受的最大應(yīng)力為在前輪抱死時(shí)，通過(guò)理論分析，對(duì)其進(jìn)行校核。

2）計(jì)算原理

轉(zhuǎn)向彎臂所承受的力是來(lái)自于轉(zhuǎn)向器的輸出力，通過(guò)力的傳遞作用在直臂上，具體校核過(guò)程如下：

轉(zhuǎn)向器輸出力F=M/L

式中：

M——轉(zhuǎn)向器輸出力矩，Nm；

L——轉(zhuǎn)向器垂臂長(zhǎng)度。

根據(jù)力矩平衡條件，轉(zhuǎn)向器作用在直拉桿的力繞主銷(xiāo)的轉(zhuǎn)矩等于左右直臂繞主銷(xiāo)的轉(zhuǎn)矩和，即

FR=F0H

式中：

R——彎臂繞主銷(xiāo)的轉(zhuǎn)動(dòng)半徑，m；

H——直臂的旋轉(zhuǎn)半徑，m；

F0——作用在橫拉桿上的力。

故橫拉桿作用在彎直臂上產(chǎn)生的彎應(yīng)力和切應(yīng)力如下：

圖6 轉(zhuǎn)向直臂力臂尺寸

公式中的定義見(jiàn)下表6：

表6 轉(zhuǎn)向直臂校核

小結(jié)：轉(zhuǎn)向直臂穩(wěn)定性安全系數(shù)為 2.44， 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

2.3.4 轉(zhuǎn)向彎臂校核

因轉(zhuǎn)向彎臂受力情況復(fù)雜，通過(guò)上3.3.1和3.3.2可以計(jì)算出作用在彎臂上的力，通過(guò)CAE分析結(jié)果如下：

圖7 轉(zhuǎn)向彎臂CAE分析圖

通過(guò)CAE分析，該車(chē)型的轉(zhuǎn)向彎臂的校核結(jié)果如下表7：

表7

通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向直拉桿的校核，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，各部件的安全系數(shù)均滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

3 結(jié)論

通過(guò)設(shè)計(jì)校核得出以下結(jié)論：

3.1 該輕卡車(chē)型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠滿(mǎn)足整車(chē)的轉(zhuǎn)向使用需求，并且在一定的超載工況下，仍能夠保證正常轉(zhuǎn)向功能的實(shí)現(xiàn)。

3.2 通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向直拉桿的校核，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，各部件的安全系數(shù)均滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

[1] 劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001.

[2] 《汽車(chē)工程手冊(cè)》編輯委員會(huì).汽車(chē)工程手冊(cè)（設(shè)計(jì)篇）[M].北京:人民交通出版社,2001.

[3] 孔令來(lái).汽車(chē)底盤(pán)構(gòu)造與維修.[M].機(jī)械工業(yè)出版社,2007.2.

[4] 程飛,顏堯,李玉琴,等.汽車(chē)動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配試驗(yàn)研究[J].汽車(chē)工程,2008（7）.

[5] 石美玉.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2005.