某輕型客車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計校核

張銘貴

某輕型客車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計校核

張銘貴

（廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司，福建 廈門 361000）

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的作用是接受駕駛員的方向操作，帶動連桿動作，使輪胎產(chǎn)生轉(zhuǎn)向角來實現(xiàn)行駛車輛的轉(zhuǎn)向。對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求是：操縱輕便，安全可靠，有自動回正作用，傳到轉(zhuǎn)向盤上逆向力沖擊要小。文章詳細的闡述了液壓轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的構(gòu)成及功能，并對某輕型客車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各性能參數(shù)進行設計校核，以判定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的零部件參數(shù)是否滿足法規(guī)及使用要求，最終使某輕型客車順利開發(fā)量產(chǎn)。

轉(zhuǎn)向；校核；齒輪；傳動比

前言

汽車駕駛員通過轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來控制汽車的行駛方向，轉(zhuǎn)向系設計的優(yōu)良直接影響汽車的安全性、操縱穩(wěn)定性[1]。如圖1所示，某輕型客車的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動軸、轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向油泵、轉(zhuǎn)向管路、轉(zhuǎn)向油罐等部件組成，每個零部件都發(fā)揮著至關(guān)重要的作用。

1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)

1.1 整車及轉(zhuǎn)向系參數(shù)（表1）

1.2 零部件參數(shù)（表2）

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計校核

2.1 最小轉(zhuǎn)彎半徑

當汽車以最大轉(zhuǎn)向角（轉(zhuǎn)向盤往一側(cè)打到底）緩行時測得的轉(zhuǎn)彎半徑就是最小轉(zhuǎn)彎半徑。最小轉(zhuǎn)彎半徑是衡量汽車轉(zhuǎn)彎時，車身外側(cè)碰撞障礙物的難易程度[2]。

1.方向盤 2.轉(zhuǎn)向管柱 3.轉(zhuǎn)向傳動軸 4.轉(zhuǎn)向器 5.轉(zhuǎn)向管路 6.轉(zhuǎn)向油泵 7.轉(zhuǎn)向油罐

表1 整車及轉(zhuǎn)向系參數(shù)

前輪轉(zhuǎn)向角越大則轉(zhuǎn)彎半徑小，轉(zhuǎn)向越靈活[2]。理想狀態(tài)下的車輛轉(zhuǎn)向，四個車輪是繞轉(zhuǎn)向中心做純滾動。此時，車輪的內(nèi)轉(zhuǎn)向角應大于車輪的外轉(zhuǎn)向角，假設車輪是一個絕對的剛性體，車輪內(nèi)轉(zhuǎn)角與車輪外轉(zhuǎn)角的關(guān)系式應是：

式中：K—主銷距； L—軸距； C—主銷偏置距。

圖2 內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系圖

2.1.1按外輪最大轉(zhuǎn)角

2.1.2按內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角

故車輪最小轉(zhuǎn)彎半徑為6328.11mm，此項無強制法規(guī)要求，但同其它車型對比（同類成熟產(chǎn)品）最小轉(zhuǎn)彎半徑相當，判斷滿足使用要求。

表2 零部件參數(shù)

2.2 轉(zhuǎn)向器線傳動比

轉(zhuǎn)向器線傳動比為轉(zhuǎn)向器自身參數(shù)計算，按汽車設計手冊公式計算：

式中：m—小齒輪模數(shù)； Z—小齒輪齒數(shù)； β1—小齒輪分度圓導程角。

2.3 轉(zhuǎn)向系角傳動比

式中：—方向盤圈數(shù)；α—外輪轉(zhuǎn)向角；β—內(nèi)輪轉(zhuǎn)向角；

一般情況下，機械轉(zhuǎn)向的汽車，輕型車角傳動比在15～23之間[3]。該車型轉(zhuǎn)向系角傳動比為18.05，設計值可滿足使用要求。

2.4 轉(zhuǎn)向系力傳動比

轉(zhuǎn)向系力傳動比指兩個車輪受到的阻力的合力2Fw與轉(zhuǎn)動方向盤的手操作力Fh之比，計算公式如下：

車輪受到的阻力合力值2Fw應等于車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩Mw與主銷偏置距C之比，計算公式如下：

方向盤的手操作力Fh等于方向盤的轉(zhuǎn)動力矩Mh與方向盤的半徑R之比：

整合公式（6）（7）（8），得：

即各項數(shù)據(jù)代入式（9），得：

2.5 轉(zhuǎn)向阻力矩

靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩是汽車中最大極限轉(zhuǎn)向所需力矩，比行駛中轉(zhuǎn)向所需的力矩大2到3倍。目前采用半經(jīng)驗公式計算：

式中：

M—原地轉(zhuǎn)向阻力矩；

—車輛與地面的摩擦因子，一般取0.7；

1—車輛前軸載荷；

p—車輪胎壓；

前軸載荷：1=1400×9.8=13720（）

各項數(shù)據(jù)代入式（10），得：

2.6 轉(zhuǎn)向拉桿與齒條受力

車輛轉(zhuǎn)向主要靠轉(zhuǎn)向拉桿帶動車輪轉(zhuǎn)向，故需要計算實際轉(zhuǎn)向器拉桿最大受力值是否大于設計值，按汽車設計手冊計算公式：

式中：

Mr—轉(zhuǎn)向阻力矩；

L1—梯形臂垂直長度；

β2—轉(zhuǎn)向拉桿與水平面夾角；

各項數(shù)據(jù)代入式（11），得：

轉(zhuǎn)向器齒條/拉桿設計能承受的最大輸出力10681N，實際工作F齒=5963.61N＜10681N，可滿足使用要求。

2.7 轉(zhuǎn)向靜扭矩值

轉(zhuǎn)向器靜扭矩值用于轉(zhuǎn)向器靜扭強度試驗值輸入，用此計算數(shù)值進行轉(zhuǎn)向器的試驗，驗證是否滿足要求，依據(jù)《QC/T 29097-1992 汽車轉(zhuǎn)向器總成技術(shù)條件》計算方法：

式中：

F齒—轉(zhuǎn)向拉桿齒條受力；

r—小齒輪節(jié)圓半徑；

S—安全系數(shù)，取3；

各項數(shù)據(jù)代入式（12），得：

2.8 方向盤手操作力

方向盤手操作力要求轉(zhuǎn)向輕便，并且需符合法規(guī)要求，計算如下：

式中：

M—轉(zhuǎn)向阻力矩；

F—作用于轉(zhuǎn)向盤的力；

i—轉(zhuǎn)向器角傳動比；

—方向盤半徑；

—轉(zhuǎn)向器的效率，取=70%；

各項數(shù)據(jù)帶入式（13），得：

原地無助力情況下手操作力為257.26N，按經(jīng)驗：原地轉(zhuǎn)向所需的力矩要比行駛中轉(zhuǎn)向所需的力矩大2～3倍，所以實際行駛中轉(zhuǎn)向所需的力約為85.75～128.63N。根據(jù)汽車設計要求，轉(zhuǎn)向時加在轉(zhuǎn)向盤上的切向力，對轎車不應大于150-200N[4]，故設計滿足要求。

2.9 油泵流量匹配計算

轉(zhuǎn)向泵流量的選擇要滿足液壓轉(zhuǎn)向器對油液流量的需求，即提供填補客車轉(zhuǎn)向時動力轉(zhuǎn)向器的活塞移動產(chǎn)生的空間所需的流量[5]。故需要計算轉(zhuǎn)向系工作是所需要的實際流量，所選的油泵流量必須大于或等于計算所需的流量值，相關(guān)計算如下：

式中：

Q—油泵的計算流量；

—汽車轉(zhuǎn)向盤的最大轉(zhuǎn)速，一般取1.5 r/s；

V—活塞桿移動的速度；

—助力缸的有效截面積；

—助力缸活塞有效外徑；

—小齒輪的節(jié)圓半徑；

η—油泵的容積效率，取0.8；

—助力缸活塞有效內(nèi)徑；

△—泄漏系數(shù)，取0.1；

—齒輪齒條的軸交角；

各項數(shù)據(jù)代入式（14），得：

選用轉(zhuǎn)向油泵流量Q1=7.7L/min，Q1＞Q，因此所選用的轉(zhuǎn)向油泵符合要求。

2.10 怠速時轉(zhuǎn)向器所需最小壓力計算

轉(zhuǎn)向泵的設計壓力需大于轉(zhuǎn)向器所需的最小壓力值，轉(zhuǎn)向器所需的最小壓力值是在怠速工況，計算如下：

式中：

F齒—轉(zhuǎn)向拉桿齒條受力；

D—助力缸直徑；

d—活塞桿直徑；

各項數(shù)據(jù)代入式（15），得：

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)實際工作需求最小油壓Pmin=4.75Mpa，轉(zhuǎn)向油泵理論可提供最大油壓P=9Mpa，P＞Pmin，設計滿足使用要求。

3 轉(zhuǎn)向波動率驗算

轉(zhuǎn)向波動率影響整車轉(zhuǎn)向時的平順性，若轉(zhuǎn)向波動率偏大，主觀感受存在打方向時重時輕的現(xiàn)象，影響駕駛感受，故需要對轉(zhuǎn)向波動率進行驗算。通過表3進行計算，該車型轉(zhuǎn)向波動率為0.68%（目標值≤7%），即滿足使用要求。

表3 轉(zhuǎn)向波動率驗算表

4 阿克曼率驗算

轉(zhuǎn)向阿克曼率為實際內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角差與理論內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角差的比值，根據(jù)不同的情況，轉(zhuǎn)向阿克曼率會影響到輪胎的磨損及轉(zhuǎn)向回正性能，因此需要對轉(zhuǎn)向阿克曼率進行計算。

根據(jù)整車參數(shù)對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的方案進行仿真模擬分析得出表4、圖3所示。

表4 仿真分析

內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角為β=38.10°，外輪最大實際轉(zhuǎn)角為α=33.9°，外輪理論轉(zhuǎn)角30.2°。

由上表可以得出：

20°時，ackerman轉(zhuǎn)角率=48.7%

30°時，ackerman轉(zhuǎn)角率=50.8%

結(jié)論：對輕客車型而言，ackerman轉(zhuǎn)角率在40%～60%時，為較好的設計狀態(tài)，故該車型轉(zhuǎn)角率處于較優(yōu)的范圍。

5 結(jié)論

經(jīng)上述匹配分析，對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各個性能：最小轉(zhuǎn)彎半徑、轉(zhuǎn)向器線傳動比、轉(zhuǎn)向系角傳動比、轉(zhuǎn)向系力傳動比、轉(zhuǎn)向阻力矩、轉(zhuǎn)向拉桿與齒條受力、轉(zhuǎn)向靜扭矩值、方向盤手操作力、油泵流量、怠速轉(zhuǎn)向器所需最小壓力、轉(zhuǎn)向波動力，進行校核分析，最后進行了阿克曼率驗算，確定轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總體方案可行。該車型已試制完成，并通過整車三萬/SPC耐久路試驗證，均滿足使用要求。

[1] 胡愛軍,呂寶占.汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)發(fā)展趨勢[J].拖拉機與農(nóng)業(yè)運輸車,2011(01):03-06.

[2] 行知.主宰轉(zhuǎn)向性能的最小轉(zhuǎn)彎半徑[J].汽車與駕駛維修,1997 (06).

[3] 逯德俊,劉鳳林,沈言行,楊迪山,等.汽車設計手冊[M].長春:長春汽車研究所,1998.

[4] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001.

[5] 于志強,李晶.大中型客車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設計匹配[J].客車技術(shù)與研究,2009(02):23-25.

Design and Check of the Steering System of a Light Bus

Zhang Minggui

( Xiamen King Long United Automotive Industry Co., Ltd., Fujian Xiamen 361000 )

The function of the steering system is to accept the driver's direction operation, drive the connecting rod action, make the tire produce steering angle to realize the steering of the running vehicle. The requirements of the steering system are: easy to operate, safe and reliable, with automatic return function, transfer to the steering wheel reverse force impact to be small. In this paper, the composition and function of the hydraulic power steering system are described in detail, and the performance parameters of the steering system of a light bus are designed and checked, in order to determine whether the parameters of the parts and components of the steering system meet the requirements of regulations and use, finally, a light bus is successfully developed and mass-produced.

Steering; Check; Gear; Transmission ratio

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.03.019

U463.4

A

1671-7988(2021)03-64-05

U463.4

A

1671-7988(2021)03-64-05

張銘貴（1990-），男，底盤工程師/中級工程師，就職于廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司，從事汽車底盤零部件設計開發(fā)及品質(zhì)提升相關(guān)工作。