王定華

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某載貨車轉(zhuǎn)向盤偏轉(zhuǎn)問(wèn)題分析與改進(jìn)

王定華

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

通過(guò)對(duì)懸架與轉(zhuǎn)向拉桿的跳動(dòng)干涉分析，解決了某載貨車在裝載過(guò)程中出現(xiàn)的轉(zhuǎn)向盤偏離中間位置的轉(zhuǎn)動(dòng)問(wèn)題，最后結(jié)合轉(zhuǎn)向盤自由轉(zhuǎn)角，給出了懸架與轉(zhuǎn)向拉桿跳動(dòng)干涉值要求。

轉(zhuǎn)向盤；偏轉(zhuǎn)；分析與改進(jìn)

CLC NO.:U463.4Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)07-30-03

1、問(wèn)題來(lái)源

用戶反饋某載貨車在使用中出現(xiàn)加載后轉(zhuǎn)向盤偏離中間位置的轉(zhuǎn)動(dòng)問(wèn)題，在駕駛過(guò)程中轉(zhuǎn)向盤遮擋儀表視線，并且轉(zhuǎn)向后回正過(guò)程中不易判斷輪胎是否處于直行位置，高速行駛時(shí)操縱性差，安全性降低，駕駛?cè)菀灼凇?/p>

通過(guò)整車加載試驗(yàn)進(jìn)行故障再現(xiàn)，隨著加載量增加，轉(zhuǎn)向盤偏轉(zhuǎn)量逐漸增大，板簧壓平狀態(tài)（滿載）時(shí)，偏轉(zhuǎn)角度達(dá)到23.9°，繼續(xù)加載，板簧逐漸反弓，偏轉(zhuǎn)角度變小。

2、問(wèn)題分析與改進(jìn)

2.1 FTA分析

根據(jù)故障信息，進(jìn)行FTA分析并結(jié)合加載試驗(yàn)，如圖1所示，很快得出唯一影響因素：加載時(shí)鋼板彈簧變形，帶動(dòng)直拉桿運(yùn)動(dòng)，該運(yùn)動(dòng)傳遞到轉(zhuǎn)向管柱所致。

2.2 懸架與直拉桿跳動(dòng)干涉校核

2.2.1 校核方法

校核懸架與直拉桿跳動(dòng)干涉校核可采用解析法與作圖法。目前實(shí)際使用中一般采用作圖法[1]，作圖方法如下圖2：先在側(cè)視圖上畫出轉(zhuǎn)向器及轉(zhuǎn)向桿系與縱置鋼板彈簧的相對(duì)位置。當(dāng)前輪上、下跳動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心A1要沿著鋼板彈簧主片中心C所決定的軌跡運(yùn)動(dòng)。鋼板彈簧主片中心C的擺動(dòng)中心O1，其坐標(biāo)位置為在縱向與卷耳中心相距Le/4(Le為卷耳中心到前U行螺栓中心的距離)，在高度方向

上，與卷耳中心相距e/2(e為卷耳半徑)。由于C點(diǎn)與A1點(diǎn)一起作平移運(yùn)動(dòng)，故有了擺動(dòng)中心后，作出平行四邊形O1 O2 A1C。O2點(diǎn)就是A1點(diǎn)的擺動(dòng)中心，其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧JJ’。因?yàn)锳1點(diǎn)又是縱拉桿上的端點(diǎn)，所以A1點(diǎn)又繞轉(zhuǎn)向搖臂下端球頭銷中心B1點(diǎn)擺動(dòng)，其運(yùn)動(dòng)軌跡為圓弧KK’。過(guò)A1點(diǎn)作垂線NN’，并從A1點(diǎn)向上截取距離為懸架動(dòng)撓度f(wàn)d的點(diǎn)，向下截取距離為懸架靜撓度f(wàn)C的點(diǎn)。通過(guò)這兩點(diǎn)作水平線與圓弧JJ’和KK’分別交于G、H、G’和H’四點(diǎn)。GH和G’H’即為運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)造成的軌跡偏差，根據(jù)相關(guān)資料[2]，上述方法稱作“SAE圓弧法”，在校核時(shí)鋼板彈簧主片中心C取板簧伸直時(shí)的位置。

2.2.2 校核結(jié)果與分析

板簧設(shè)計(jì)弧高如下表：

表1

按上述校核方法校核，靜撓度行程干涉量8.18，動(dòng)撓度行程干涉量2.15。如下圖3。

由于轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)存在的間隙的抵消作用，懸架跳動(dòng)造成的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)干涉運(yùn)動(dòng)量傳遞到轉(zhuǎn)向盤，造成的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)角度會(huì)有所減小，由于車輛靜止，輪胎與地面摩擦系數(shù)大，駕駛輪胎轉(zhuǎn)動(dòng)角度為零，則有：

其中，θ1——轉(zhuǎn)向盤最終轉(zhuǎn)動(dòng)角度；

θ2——不考慮轉(zhuǎn)向間隙的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)角度；

θ3——轉(zhuǎn)向盤單側(cè)自由轉(zhuǎn)角

其中，σ——干涉量，l——垂臂長(zhǎng)度，i——轉(zhuǎn)向器角傳動(dòng)比

轉(zhuǎn)向盤自由轉(zhuǎn)角為轉(zhuǎn)向系總間隙的體現(xiàn)。最新版的GB7258《機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件》中要求轉(zhuǎn)向盤自由轉(zhuǎn)角不得超過(guò)15°。該車轉(zhuǎn)向盤自由轉(zhuǎn)角實(shí)測(cè)為14°，假設(shè)左右各7°，即θ3=7°，進(jìn)行計(jì)算，如下表：

表2

估算出的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)角度為35.57°。與實(shí)測(cè)值差別較大。

分析跳動(dòng)干涉校核過(guò)程發(fā)現(xiàn)，靜撓度行程是從板簧零載荷到滿載，而加載測(cè)量是從板簧空載到滿載行程，兩者行程不一致。重新校核從空載到滿載干涉量為5.6。如下圖。

估算出的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)動(dòng)角度為22.14°。與實(shí)測(cè)值較為接近。

表3

2.3改進(jìn)

調(diào)整B1點(diǎn)位置或A1點(diǎn)均能改善跳動(dòng)干涉量，但調(diào)整B1點(diǎn)位置涉及到轉(zhuǎn)向器位置的調(diào)整，變動(dòng)較大；另一方面，根據(jù)相關(guān)資料[3]，考慮制動(dòng)時(shí)板簧變形干涉，A1點(diǎn)處于C點(diǎn)下方較為合理，也較容易實(shí)現(xiàn)。

因此，結(jié)合整車的布置，將前橋轉(zhuǎn)向彎臂上的直拉桿球銷錐孔反向，實(shí)現(xiàn)A1點(diǎn)處于主片中心下方，如圖5。

在該狀態(tài)下校核跳動(dòng)干涉如圖6：

Analysis and Improvement of the steeringwheel deflection for a lorry

Wang Dinghua
（Anhui Jianghuai Automobile Co.,Ltd., Anhui Hefei 230601）

With the interference analysis between suspension and drag link, the steeringwheel deflection when a lorry loaded, is solved. At the end, according to steeringwheel free angle , interference benchmark between suspension and drag link is gived.

steeringwheel；deflection；analysis and improvement

U463.4

A

1671-7988(2014)07-30-03

王定華，工程師，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。