廖林清，任志鵬，張 君，王 偉，李 楠

（重慶理工大學(xué) a.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；b.車輛工程學(xué)院；c.機(jī)械工程學(xué)院，重慶400054）

轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)中Bell機(jī)構(gòu)的特性研究

廖林清a，任志鵬b，張 君c，王 偉c，李 楠b

（重慶理工大學(xué) a.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室；b.車輛工程學(xué)院；c.機(jī)械工程學(xué)院，重慶400054）

闡述了汽車轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)及其性能特點(diǎn)，在三維軟件SolidWorks中建立了汽車轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)模型，并在軟件中檢查了該模型的干涉碰撞。對(duì)模型中的Bell機(jī)構(gòu)進(jìn)行了力學(xué)及運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，驗(yàn)證了Bell機(jī)構(gòu)只改變力的方向而不改變力的大小，并在Adams中驗(yàn)證了Bell機(jī)構(gòu)該傳遞特性。通過Bell機(jī)構(gòu)對(duì)2、3軸進(jìn)行側(cè)向力的模擬加載，測(cè)量在試驗(yàn)臺(tái)狀態(tài)下齒條方向上的力、力矩、位移等參數(shù)。通過試驗(yàn)臺(tái)試驗(yàn)測(cè)試，齒條力的仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試數(shù)據(jù)及趨勢(shì)基本一致，說明該模型能滿足汽車轉(zhuǎn)向系齒條力加載測(cè)試的基本要求。

轉(zhuǎn)向系；5軸試驗(yàn)臺(tái)；Bell機(jī)構(gòu)

汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能直接影響車輛的操縱性及安全性，要使汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能達(dá)到最佳的工作狀態(tài)，實(shí)車試驗(yàn)對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的開發(fā)研究是不可缺少的。然而實(shí)車試驗(yàn)需要投資大量的人力、物力，所以，在設(shè)計(jì)開發(fā)過程中進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)是非常有必要的。轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能與檢測(cè)的重要指標(biāo)，各大汽車生產(chǎn)廠家對(duì)試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試技術(shù)的研究和開發(fā)越來越重視。轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試技術(shù)水平的高低對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性的研究具有重大的影響［1－2］。

雖然有些試驗(yàn)臺(tái)不能精確地模擬實(shí)車的行駛路況，但可以研究模擬加載模塊［3－4］，使轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)轉(zhuǎn)向負(fù)載的變化趨勢(shì)與路面對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的行駛阻力變化趨勢(shì)基本一致。而國內(nèi)自主研發(fā)的轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)以2軸、3軸為主，模擬加載的軸數(shù)較少，因此，模擬的工況與實(shí)車的行駛工況有較大的差別。目前，國內(nèi)針對(duì)轉(zhuǎn)向系單獨(dú)部件均有相關(guān)測(cè)試評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)及相對(duì)成熟的測(cè)試設(shè)備，但由于只針對(duì)單獨(dú)部件進(jìn)行測(cè)試評(píng)價(jià)，歸結(jié)到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)整體后總會(huì)存在大量問題［5］。國外SERVOTEST、MTS、BIA等公司已研發(fā)出4軸、5軸及更多軸數(shù)的轉(zhuǎn)向性能試驗(yàn)臺(tái)，但相關(guān)的測(cè)試技術(shù)的研究及文獻(xiàn)資料很少。筆者研究轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試技術(shù)就是為了使我們的汽車轉(zhuǎn)向測(cè)試技術(shù)得到進(jìn)一步的提高［6］。

在研發(fā)的轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)中，Bell機(jī)構(gòu)是連接整個(gè)轉(zhuǎn)向系的橋梁，是2、3軸模擬側(cè)向力加載測(cè)試及4、5軸模擬懸架加載測(cè)試的關(guān)鍵構(gòu)件。因此，對(duì)轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)中Bell機(jī)構(gòu)特性進(jìn)行深入研究，是為轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)做測(cè)試方法研究打下基礎(chǔ)。

1 試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)及工作原理

5軸轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示，該測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)主要由基座、載荷加載單元、檢測(cè)系統(tǒng)、控制系統(tǒng)等組成。整個(gè)轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)有5個(gè)加載單元，即第1軸、第2和3軸、第4和5軸。

第1軸為方向盤的加載單元，由伺服電機(jī)、減速器、離合器、編碼器、扭矩傳感器等組成。伺服電機(jī)代替駕駛員手動(dòng)輸入，由編碼器測(cè)量輸出的角速度及角位移，然后反饋到伺服電機(jī)形成一個(gè)反饋控制，扭矩傳感器用于測(cè)量電機(jī)輸入的扭矩。整個(gè)1軸載荷輸入單元安裝在支架上，支架可以沿固定導(dǎo)柱上下移動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)，因此可以適應(yīng)不同轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的空間布置。

第2、3軸用于輪胎側(cè)向力加載單元測(cè)試，2、3軸的結(jié)構(gòu)一致，由伺服缸、力傳感器、線位移傳感器及Bell機(jī)構(gòu)等組成。2、3軸工作時(shí)，控制系統(tǒng)給輪胎施加一個(gè)側(cè)向力和力矩負(fù)載，測(cè)試系統(tǒng)就可以測(cè)量齒條方向的力、力矩、及位移等。2、3軸可以在基座上縱向和橫向移動(dòng)，因此可以適應(yīng)不同車型輪距和軸距的布置。

第4、5軸用于左右輪胎的模擬加載測(cè)試，兩軸的結(jié)構(gòu)也一致，由電動(dòng)缸、直線軸承等組成。4、5軸通過電動(dòng)缸對(duì)左右輪胎進(jìn)行高度控制，可以測(cè)試出輪胎在不同高度的工況下的力、力矩、位移等參數(shù)變化，為后期研究EPS轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能試驗(yàn)［7］和操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)提供依據(jù)。

圖2是Bell機(jī)構(gòu)放大俯視圖，轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、19固定連接且夾角為90°，兩轉(zhuǎn)向節(jié)臂所確定的平面與實(shí)驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面平行。齒條18與推力桿20在空間里也是垂直的，且所確定的平面與試驗(yàn)臺(tái)平面也是平行的，因此，轉(zhuǎn)向節(jié)臂的端點(diǎn)A1、A2與橫拉桿端點(diǎn)B1、B2都在各自固定的平面內(nèi)做平面運(yùn)動(dòng)。

圖2 左側(cè)（靠近2軸）Bell機(jī)構(gòu)放大圖

1.1 Bell機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性

因垂直于試驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面的力被試驗(yàn)臺(tái)固定裝置所平衡，所研究的力（齒條力、轉(zhuǎn)向阻力等）都平行于試驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面，且轉(zhuǎn)向節(jié)臂的端點(diǎn)A1、A2與轉(zhuǎn)向橫拉桿的端點(diǎn)B1、B2都在固定的平面做平面運(yùn)動(dòng)，所以，將Bell機(jī)構(gòu)投影在試驗(yàn)臺(tái)臺(tái)面對(duì)其俯視圖進(jìn)行受力分析，機(jī)構(gòu)受力圖如圖3所示。

圖3 Bell機(jī)構(gòu)受力特性圖

因轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)是一個(gè)對(duì)稱試驗(yàn)臺(tái)，取左側(cè)（靠近2軸）Bell機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析，Bell機(jī)構(gòu)的特性是橫拉桿11、12長度相等，橫拉桿11與橫向方向的夾角和橫拉桿12與縱向方向的夾角都為β，轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、19是固定連接且長度也相等，兩者相位角相差90°，當(dāng)給2軸輸入一個(gè)負(fù)載F，從轉(zhuǎn)向節(jié)臂19傳到橫拉桿12上的力F1負(fù)載F存在如下關(guān)系：

轉(zhuǎn)向節(jié)臂A處，沿半徑方向的力Fr1和切線方向的力Ft1與F1的關(guān)系如下

將式（1）～（3）聯(lián)立可得到

當(dāng)已知轉(zhuǎn)向節(jié)臂所受的切向力Ft1時(shí)，其與半徑r的乘積就是轉(zhuǎn)向力矩，即力矩表達(dá)式為

又因轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、19是固定連接且長度相等，兩者相位角相差90°。當(dāng)一個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂作為輸入，另一個(gè)作為輸出時(shí)，其傳遞的力及力矩是相等的，又因?yàn)檗D(zhuǎn)向節(jié)臂右邊機(jī)構(gòu)的幾何尺寸參數(shù)與左邊機(jī)構(gòu)一致，同樣也只是相位角相差90°，所以力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)只會(huì)改變其方向而不改變其大小。

1.2 Bell機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性

同理，在對(duì)Bell機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)特性分析時(shí)也以Bell機(jī)構(gòu)的俯視圖進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析，運(yùn)動(dòng)特性圖如圖4所示。

圖4 Bell機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)特性圖

當(dāng)齒條以恒定的速度v驅(qū)動(dòng)時(shí)，勢(shì)必會(huì)帶動(dòng)橫拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)臂運(yùn)動(dòng)，橫拉桿11、轉(zhuǎn)向節(jié)臂15與橫拉桿12、轉(zhuǎn)向節(jié)臂19僅相位角相差90°，機(jī)構(gòu)幾何參數(shù)基本一致，因此，對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)臂15、橫拉桿11、齒條進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，取為O坐標(biāo)原點(diǎn)，x軸水平向右。在任意瞬時(shí)時(shí)刻t，機(jī)構(gòu)的位置如圖4實(shí)線所示，由圖示位置B1點(diǎn)橫坐標(biāo)位置為

根據(jù)圖形可知位置B1點(diǎn)縱坐標(biāo)位置為

聯(lián)立方程（7）和（8）消去式中的β，得到齒條的運(yùn)動(dòng)方程：

模型中：r≈0.2 m，L≈0.2 m，h≈0.4 m，且α＝ωt。將這些值代入到式（9），得到齒條的運(yùn)動(dòng)方程：

式（10）再對(duì)時(shí)間取導(dǎo)數(shù)，便可以得到齒條的速度表達(dá)式：

模型在仿真時(shí)是給齒條一個(gè)恒定的速度V作為驅(qū)動(dòng)，其中速度V＝20 mm／s，將齒條的速度V代入到式（11），在Matlab中畫出左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞O點(diǎn)的角速度隨時(shí)間變化的理論特性曲線（圖5）。

圖5 轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞O點(diǎn)的角速度隨時(shí)間關(guān)系曲線

在齒條的恒定速度驅(qū)動(dòng)下，Adams仿真測(cè)得左側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞O點(diǎn)的角速度隨時(shí)間的變化關(guān)系曲線（圖6）。

圖6 轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞A點(diǎn)的角速度隨時(shí)間的變化關(guān)系曲線

從圖5、圖6中的曲線可以看出：理論計(jì)算得到的曲線與仿真曲線基本一致，當(dāng)給齒條一個(gè)恒定的速度驅(qū)動(dòng)時(shí)，左轉(zhuǎn)向節(jié)臂繞車輪中心O點(diǎn)從左極限位置運(yùn)動(dòng)到右極限位置時(shí)，角速度會(huì)逐漸增大，角加速度也逐漸增大。

2 三維建模及干涉碰撞檢查

整個(gè)模型是依據(jù)某車型的實(shí)際參數(shù)建立的，因第1軸作為方向盤輸入的加載單元，動(dòng)力傳遞到齒輪齒條轉(zhuǎn)向器，對(duì)齒條只產(chǎn)生一個(gè)來回的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，對(duì)模型中Bell機(jī)構(gòu)的力學(xué)及運(yùn)動(dòng)學(xué)影響較少，為了簡(jiǎn)化模型，加快Adams的仿真速度，在模型齒條上用一個(gè)直線驅(qū)動(dòng)代替第1軸方向盤載荷的輸入，三維模型如圖7所示。

建立三維模型的目的是檢測(cè)4、5軸中的Bell機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程中是否會(huì)發(fā)生干涉現(xiàn)象，避免后期搭建好的5軸轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)樣機(jī)在運(yùn)行過程中發(fā)生干涉而影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性的測(cè)試研究。試驗(yàn)設(shè)計(jì)方案的要求是輪胎上下跳動(dòng)0～±50 mm時(shí)，測(cè)試出輪胎在不同高度的工況下的力、力矩、位移等參數(shù)變化。當(dāng)4、5軸模擬左右輪胎都不跳動(dòng)（如圖7（a））時(shí)，模型中的Bell機(jī)構(gòu)與相關(guān)聯(lián)桿件在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中不會(huì)發(fā)生干涉。當(dāng)4、5軸模擬左右輪胎逆向跳動(dòng)50 mm（如圖7（b）所示）時(shí)，模型中的Bell機(jī)構(gòu)及相關(guān)聯(lián)桿件在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中也不會(huì)發(fā)生干涉。因此，在齒條上輸入一個(gè)驅(qū)動(dòng)，給2、3軸施加側(cè)向力或力矩負(fù)載時(shí)，可以測(cè)試力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞到齒條的力、位移等參數(shù)。

圖7 試驗(yàn)臺(tái)三維模型

3 ADAM S仿真分析

3.1 Bell機(jī)構(gòu)力及運(yùn)動(dòng)特性仿真

將模型分模塊導(dǎo)入到Adams中（見圖8（a）），整個(gè)仿真的方案是給齒條輸入一個(gè)往復(fù)的驅(qū)動(dòng)，從中間位置向右開始運(yùn)動(dòng)，3.75 s到達(dá)右極限位置，齒條移動(dòng)了75 mm，因此齒，條的行程為150 mm，齒條的驅(qū)動(dòng)函數(shù)是位移隨時(shí)間變化的關(guān)系圖（如圖8（b））。汽車在轉(zhuǎn)向過程中，汽車要克服轉(zhuǎn)向阻力、重力回正力矩、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻力等，所以給2、3軸各施加一個(gè)恒定的負(fù)載1 000 N的力作為負(fù)載。隨著齒條的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，負(fù)載的方向也相應(yīng)發(fā)生變化，施加的負(fù)載隨時(shí)間變化的關(guān)系圖（如圖8（c）），負(fù)載的大小相等，方向相反，模擬汽車轉(zhuǎn)向時(shí)所受的阻力。最后仿真得出齒條所受的力隨齒條位移變化的關(guān)系圖（見圖8（d））。從圖8（d）可以看出：在對(duì)2、3軸同時(shí)施加一個(gè)側(cè)向恒定負(fù)載1 000 N時(shí)，兩軸負(fù)載之和幾乎會(huì)等于齒條所受的力。

圖8 齒條力仿真圖

當(dāng)單獨(dú)給2軸施加一個(gè)恒定轉(zhuǎn)向負(fù)載F為1 000 N，仿真得到齒條所受的齒條力隨齒條位移變化的關(guān)系圖（見圖9（a））。當(dāng)單獨(dú)給3軸施加一個(gè)恒定轉(zhuǎn)向負(fù)載1 000 N時(shí)，仿真得到齒條所受的齒條力隨齒條位移變化的關(guān)系圖（見圖9（b））。

圖9 齒條所受力隨齒條位移變化關(guān)系

從圖9就可以清楚地看出：當(dāng)給2、3軸單獨(dú)施加恒定轉(zhuǎn)向負(fù)載1 000 N時(shí)，經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞到齒條上的力大小幾乎不變，方向變?yōu)檠佚X條的橫向方向。因此，力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)只改變力的方向而不改變力的大小。利用Bell機(jī)構(gòu)該傳遞特性，試驗(yàn)臺(tái)在做測(cè)試方法研究時(shí)，測(cè)量齒條方向的力、力矩、位移等傳感器可以安裝在2、3軸上（如圖1中的20、21），就可以避免安裝在齒條上對(duì)轉(zhuǎn)向器測(cè)試產(chǎn)品造成損害。

3.2 Bell機(jī)構(gòu)力及運(yùn)動(dòng)特性的理論分析

在圖1中，隨齒條的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，勢(shì)必帶動(dòng)整個(gè)Bell機(jī)構(gòu)在一定范圍內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)，力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞后，其力是存在一定的波動(dòng)的。從圖9（a）、（b）中可以看出：齒條所受力隨齒條位移變化幾乎為一條水平線，保持在1 000 N上下，與負(fù)載值相等。

為了能夠清楚地看到齒條所受力的微小變化，給2軸單獨(dú)施加一個(gè)轉(zhuǎn)向負(fù)載1 000 N，齒條右側(cè)脫開，仿真出齒條從左極限到右極限齒條力隨齒條位移的變化關(guān)系圖（見圖10）。

圖10 齒條力隨齒條位移變化關(guān)系

從圖10可知：當(dāng)對(duì)2軸單獨(dú)施加負(fù)載時(shí)，力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)傳遞后，力的大小基本不變，維持在1 000 N左右，然而，從圖中可以觀察到當(dāng)齒條運(yùn)動(dòng)到右極限位置時(shí)，齒條力有一個(gè)向上的浮動(dòng)，向上浮動(dòng)不超過0.15 N。向上浮動(dòng)的主要原因是齒條在齒條方向恒速運(yùn)動(dòng)會(huì)使橫拉桿在齒條方向上有加速效果，橫拉桿的加速度隨齒條位移變化如圖11所示。

圖11 橫拉桿加速度隨齒條位移變化

從圖11可以看出：隨齒條從左極限運(yùn)動(dòng)到右極限，橫拉桿在齒條方向上的加速度逐漸增大且在右極限位置達(dá)到最大，因此，會(huì)使齒條力產(chǎn)生如圖10的變化，從這里也可以說明力經(jīng)Bell只改變其方向而不改變其大小，引起如圖10齒條力的變化是由轉(zhuǎn)向系機(jī)構(gòu)造成的。

3.3 輪胎上下跳動(dòng)對(duì)轉(zhuǎn)向齒條力的影響

3.3.1 單側(cè)輪胎跳動(dòng)

研究輪胎上下跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響時(shí)，對(duì)左側(cè)Bell機(jī)構(gòu)的2軸單獨(dú)施加1 000 N的負(fù)載，脫開齒條右側(cè)的球鉸，齒條由左極限位置向右極限位置勻速運(yùn)動(dòng)，單側(cè)輪胎跳動(dòng)50，25，0，－25，－50 mm對(duì)齒條力的影響，將Adams仿真數(shù)據(jù)導(dǎo)入到Matlab中，將上述4條曲線畫在同一圖中進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果見圖12。

圖12 單側(cè)輪胎跳動(dòng)仿真

從圖12中可以看出：輪胎上下跳動(dòng)50，25，0，－25，－50 mm齒條力的變化趨勢(shì)和圖10中的變化趨勢(shì)是一致的，只是在輪胎跳動(dòng)不同高度時(shí)齒條力的變化幅度不一樣，這主要是因?yàn)檩喬ド舷绿鴦?dòng)不同時(shí)，橫拉桿在齒條方向上的加速度幅度不一樣，輪胎跳動(dòng)不同高度時(shí)左側(cè)橫拉桿的加速度如圖13所示。

圖13 輪胎跳動(dòng)不同高度左側(cè)橫拉桿加速度

從圖12、13可知：輪胎跳動(dòng)不同高度時(shí)，圖12中齒條力的變化層次與圖13中橫拉桿加速度變化層次一致。從圖13中也可以看出：輪胎向上跳動(dòng)越高，圖13中橫拉桿加速度曲線偏離橫坐標(biāo)軸越遠(yuǎn)，且加速度曲線越陡，這主要是因?yàn)閷?shí)車安裝布置時(shí)，齒條軸線水平面在車輪中心水平面的下方80 mm處，安裝布置如圖14所示。

圖14 齒條安裝布置圖

從圖14可知，當(dāng)輪胎向下跳動(dòng)50 mm時(shí)，車輪中心最接近齒條軸線，所以，此時(shí)橫拉桿加速度最小且偏離程度也最小（如圖13中的點(diǎn)線）。

3.3.2 同向跳動(dòng)

對(duì)左右輪胎同時(shí)施加載荷1 000 N時(shí)，齒條由左極限位置向右極限位置勻速運(yùn)動(dòng)得到同向跳動(dòng)50，25，0，－25，－50 mm對(duì)齒條力的影響，見圖15。

圖15 同向跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響

從圖15可以看出：齒條力曲線右側(cè)與單側(cè)輪胎跳動(dòng)趨勢(shì)一致，而左側(cè)齒條力趨勢(shì)與右側(cè)是相反的，這主要是因?yàn)橛覀?cè)橫拉桿的加速度與左側(cè)橫拉桿的加速度方向相反，左側(cè)橫拉桿的加速度曲線如圖16所示。

圖16 輪胎跳動(dòng)不同高度右橫拉桿加速度

從圖13、16左右橫拉桿加速度圖可以看出：齒條運(yùn)動(dòng)在右極限時(shí)，左側(cè)橫拉桿的運(yùn)動(dòng)對(duì)齒條力的影響起主導(dǎo)作用，齒條在左極限時(shí)，右側(cè)橫拉桿的運(yùn)動(dòng)對(duì)齒條力的影響起主導(dǎo)作用，因此，會(huì)使輪胎在同向跳動(dòng)工況下產(chǎn)生如圖15的齒條力曲線。

3.3.3 逆向跳動(dòng)

左右輪胎同時(shí)施加載荷1 000 N時(shí)，齒條由左極限位置向右極限位置勻速運(yùn)動(dòng)得到逆向跳動(dòng)50，25，0，－25 mm對(duì)齒條力的影響，見圖17。

圖17 逆向跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響

從圖17中可以看出：輪胎運(yùn)動(dòng)在同向跳動(dòng)和逆向跳動(dòng)對(duì)齒條力的影響趨勢(shì)是一致的，只是圖17中曲線不對(duì)稱，這是因?yàn)樽笥逸喬ツ嫦蛱鴦?dòng)造成的。

3.4 Adams仿真

汽車靜態(tài)轉(zhuǎn)向過程中，汽車要克服的阻力有轉(zhuǎn)向阻力、重力回正阻力、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻力等，其中轉(zhuǎn)向阻力與重力回正力幾乎占據(jù)了整個(gè)阻力，而最大齒條力發(fā)生在原地轉(zhuǎn)向的極限處，因?yàn)榇藭r(shí)的轉(zhuǎn)向組力矩最大，回正力矩也最大。原地轉(zhuǎn)向力矩的經(jīng)驗(yàn)公式［8－9］為

式中：f為路面與輪胎間的滑動(dòng)摩擦因數(shù)，一般取0.7左右；Mr為轉(zhuǎn)向阻力矩（N·m）；G為前軸負(fù)荷（N）；p為輪胎氣壓（MPa）。

重力回正力矩的計(jì)算公式為［10］式中：σ為主銷軸線與地面的夾角，即主銷內(nèi)傾角（°）；Dy為主銷偏移距（m）；R為輪胎半徑（m）；W為前軸載荷（N）。

實(shí)驗(yàn)樣車需的參數(shù)如表1所示。

表1 相關(guān)參數(shù)值

圖18 左橫拉桿的有效力臂隨齒條位移的變化關(guān)系

再由式（13）可以得到重力回正力矩與車輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系，見圖19。

圖19 重力回正力矩與車輪轉(zhuǎn)角的關(guān)系

圖20 齒條力隨齒條位移的變化曲線

4 試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試數(shù)據(jù)

4.1 試驗(yàn)臺(tái)儀器

測(cè)試變量及試驗(yàn)儀器要求見表2。

表2 試驗(yàn)儀器及測(cè)試變量

4.2 試驗(yàn)方案

試驗(yàn)臺(tái)模擬汽車原地轉(zhuǎn)向，測(cè)試出該車靜態(tài)轉(zhuǎn)向時(shí)齒條所受的齒條力，測(cè)試規(guī)范依據(jù)某公司制定的《不同載荷駕乘高度測(cè)量試驗(yàn)規(guī)范》［12］，測(cè)試過程如圖21所示。4.3 數(shù)據(jù)處理

圖22 是一個(gè)數(shù)據(jù)采集得到的圖例，橫縱坐標(biāo)軸分別是齒條的位移與齒條力。

圖22 齒條力變化圖

從圖20、22中可以看出，齒條力的大小幾乎相等，曲線趨勢(shì)基本一致，說明該轉(zhuǎn)向試驗(yàn)臺(tái)模型能實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向阻力的模擬加載測(cè)試，曲線存在差異主要是汽車在轉(zhuǎn)向過程中受傳動(dòng)間隙、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)阻力等影響。

5 結(jié)束語

通過對(duì)轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)Bell機(jī)構(gòu)的分析，驗(yàn)證了Bell機(jī)構(gòu)的傳遞特性：力經(jīng)Bell只改變力的傳遞方向而不改變其大小。將三維模型導(dǎo)入Adams中，也驗(yàn)證了力經(jīng)Bell機(jī)構(gòu)的傳遞特性。利用Bell機(jī)構(gòu)的傳遞特性，試驗(yàn)臺(tái)在做測(cè)試方法研究時(shí)，測(cè)量齒條方向的力傳感器就可以安裝在2、3軸上，避免安裝在齒條上對(duì)轉(zhuǎn)向器測(cè)試產(chǎn)品造成傷害。將理論計(jì)算的轉(zhuǎn)向阻力、重力回正力矩作為負(fù)載，仿真得到的齒條力與實(shí)車測(cè)試數(shù)據(jù)及趨勢(shì)基本一致，說明該模型能夠滿足汽車轉(zhuǎn)向系齒條力加載測(cè)試的基本要求。

［1］ 雷龍超，袁海龍，邱越博，等.齒輪齒條轉(zhuǎn)向器試驗(yàn)臺(tái)的機(jī)械設(shè)計(jì)與開發(fā)［J］.黑龍江科技信息，2012（30）：38.

［2］ 王園園.電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能測(cè)試加載系統(tǒng)的設(shè)計(jì)［D］.成都：西華大學(xué)，2012.

［3］ YANG Z.Steering rod fatigue test bench cam loading analysis［J］.Jordan Journal of Mechanicl and Industrial Engineering，2012，6（2）：119－126.

［4］ YANG Y，ZHOU X，LIU C.A steering simulation method for multi-axle vehicle on dynamometer test bench［J］.Qiche Gongcheng／Automotive Engineering，2015，37（9）：1035－1039.

［5］ 諶發(fā)坤，胡宏，章士華.齒輪齒條式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)五軸試驗(yàn)臺(tái)的設(shè)計(jì)與研究［J］.汽車技術(shù)，2015（6）：40－44.

［6］ 張君，廖林清，蘇道齊.汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)5軸試驗(yàn)臺(tái)的研制［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)），2014（3）：22－27.

［7］ 張昕，施國標(biāo)，林逸.電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向感覺客觀綜合評(píng)價(jià)［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2009（6）：171－175.

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

［9］ 耶爾森·賴姆帕爾.汽車底盤基礎(chǔ)［M］.張洪欣，余卓平，譯.北京：科學(xué)普及出版社，1992.

［10］王文建，張雷.轉(zhuǎn)向器最大齒條力的計(jì)算與驗(yàn)證［J］.客車技術(shù)與研究，2015（4）：34－36.

［11］符亮，方義敏，楊翔宇，等.轉(zhuǎn)向三角形的汽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)特性［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)與研究，2011（4）：84－87.

［12］GB／T 12534—1990，汽車道路試驗(yàn)方法通則［S］.

（責(zé)任編輯劉 舸）

Research on the Characteristics of Bell M echanism in the 5 Axis Performance Test Platform of the Steering System

LIAO Lin-qinga，REN Zhi-pengb，ZHANG Junc，WANG Weic，LI Nanb

（a.Key Laboratory of Manufacture and Test Technique for Automobile Parts Ministry of Education；b.Vehicle Engineering Institute；c.College of Mechanical Engineering，Chongqing University of Technology，Chongqing 400054，China）

圖1 試驗(yàn)臺(tái)機(jī)構(gòu)示意圖

steering system；5 axis test Bench；bellmechanism

U463

A

1674－8425（2016）12－0008－09

10.3969／j.issn.1674－8425（z）.2016.12.002

2016－09－01

重慶市應(yīng)用開發(fā)計(jì)劃資助項(xiàng)目（cstc2014yykfB70008）

廖林清（1966—），男，四川仁壽人，教授，主要從事汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)理論及方法研究，E-mail：liaolinqing＠cqut.edu.cn.

廖林清，任志鵬，張君，等.轉(zhuǎn)向系5軸性能試驗(yàn)臺(tái)中Bell機(jī)構(gòu)的特性研究［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)），2016（12）：8－16.

format：LIAO Lin-qing，REN Zhi-peng，ZHANG Jun，et al.Research on the Characteristics of Bell Mechanism in the 5 Axis Performance Test Platform of the Steering System［J］.Journal of Chongqing University of Technology（Natural Science），2016（12）：8－16.