儲(chǔ)勝林，張俊達(dá)，張奇奇

（安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某輕型商用車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算

儲(chǔ)勝林，張俊達(dá)，張奇奇

（安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

汽車(chē)轉(zhuǎn)向系直接關(guān)系到駕駛員及乘車(chē)人員的人身安全，文章從轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)輸入著手，概括了轉(zhuǎn)向系從設(shè)計(jì)輸入到輸出所必須要做的計(jì)算校核，并以某輕型卡車(chē)為例，對(duì)其轉(zhuǎn)向系主要零部件的匹配作了詳細(xì)的校核，確保轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)的安全性、合理性。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；設(shè)計(jì)計(jì)算

CLC NO.:U461.9 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)08-106-04

1、引言

1.1 轉(zhuǎn)向系的功用、組成及類(lèi)型

汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是用來(lái)保持或者改變汽車(chē)行駛方向的機(jī)構(gòu)。按是否有外界能源提供動(dòng)力一般可分為機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。

圖1 機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖

圖2 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)示意圖

如下圖1和圖2所示分別為典型的機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。

機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)一般由轉(zhuǎn)向盤(pán)、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)等基本部分組成。動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是在機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基礎(chǔ)上增加轉(zhuǎn)向助力裝置而形成的。按提供能源分類(lèi)，通常又可分為液壓助力轉(zhuǎn)向和電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向等。常見(jiàn)的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在原有機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)上增加了動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵，轉(zhuǎn)向油管，油壺等部件。

2、載貨汽車(chē)轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)計(jì)算

2.1 概述

隨著人們對(duì)汽車(chē)的要求越來(lái)越高，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能要求也越來(lái)越高。商用車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一般基本要求和流程有：

1）根據(jù)總布置提供的位置初步確定轉(zhuǎn)向器位置；

2）選定合適的轉(zhuǎn)向器總成；

3）轉(zhuǎn)向系的布置要保證轉(zhuǎn)向傳動(dòng)裝置及拉桿有足夠的剛度和運(yùn)動(dòng)空間；

4）按照轉(zhuǎn)向器在車(chē)架上的位置和圖紙，結(jié)合前軸、懸架圖紙繪制轉(zhuǎn)向直拉桿與懸架的運(yùn)動(dòng)干涉圖、計(jì)算最小轉(zhuǎn)彎半徑、轉(zhuǎn)向操縱力、直拉桿強(qiáng)度校核等；

本文以某汽車(chē)為例，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算進(jìn)行了說(shuō)明。

2.2 轉(zhuǎn)向器主要總成參數(shù)的確定

2.2.1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器缸徑選擇

動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的缸徑選擇過(guò)小會(huì)使助力轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)容易產(chǎn)生故障；助力方向機(jī)的缸徑選擇過(guò)大會(huì)浪費(fèi)材料，增加成本。

根據(jù)《汽車(chē)設(shè)計(jì)》要求：

①前橋載荷P≤5500kg時(shí)，選擇d=100缸徑的方向機(jī)；

②前橋載荷P＞5500Kg時(shí)，按；

助力方向機(jī)的缸徑系列為70mm、80mm 、90mm、100 mm、110mm等，方向機(jī)缸徑選擇過(guò)小會(huì)使助力轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)容易產(chǎn)生故障。

如本公司生產(chǎn)的某車(chē)型前軸設(shè)計(jì)載荷為2000kg,方向機(jī)缸徑為80mm。

由于前軸設(shè)計(jì)載荷為2000kg，超載載荷（按超出120%計(jì)算）為：2400kg，由公式 P/5500 = d^2/10000可得，d=66mm。所以選擇缸徑為80mm的方向機(jī)可以滿足要求。

2.2. 2 轉(zhuǎn)向力矩計(jì)算

汽車(chē)在瀝青或者混凝土的原地轉(zhuǎn)向阻力矩Mr作為轉(zhuǎn)向系計(jì)算載荷：

相關(guān)參數(shù)：

f－輪胎和路面間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般取0.7；

G1－前軸負(fù)荷，單位N；G1=2000kg×10N/kg=20000N

p－輪胎氣壓，單位Mpa；p =0.56Mpa

2.2.3 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器進(jìn)油壓力的選擇

在典型路面（非水泥路，土路，鄉(xiāng)村公路）上，汽車(chē)按實(shí)際最高載貨重量，原地打方向上方向機(jī)進(jìn)油壓力為7Mpa～13Mpa，低于7Mpa，可以考慮減少方向機(jī)油缸直徑，高于13Mpa時(shí)應(yīng)考慮加大方向機(jī)油缸直徑。方向機(jī)最高壓力限制（安全壓力）：按典型公路重載原地轉(zhuǎn)向時(shí)測(cè)定的測(cè)試壓力除以0.85，建議不能超過(guò)15Mpa，如果前軸載荷過(guò)大而方向機(jī)缸徑已足夠大（120mm）轉(zhuǎn)向助力還不夠，可以考慮增加方向機(jī)進(jìn)油壓力。一般建議使用12MPa～13MPa 安全壓力，安全壓力越高可靠性越差。

根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果，選用的某方向機(jī)的參數(shù)如下：

表1

2.3 轉(zhuǎn)向泵配套參數(shù)選擇

2.3.1 轉(zhuǎn)向泵的最大壓力

因從轉(zhuǎn)向泵的出口到方向機(jī)的進(jìn)口之間存在壓力損失，在選擇轉(zhuǎn)向泵的最大壓力時(shí)，應(yīng)使轉(zhuǎn)向泵的最大壓力：

其中：P1——方向機(jī)的最大壓力，選用的方向機(jī)的最大壓力為10MPa

△P——管路損失，一般?。?.3～0.5）Mpa

PP——該車(chē)型的動(dòng)力轉(zhuǎn)向泵的最大壓力，PP＝10.3MPa

Pp≥P1+ΔP ，滿足選用要求。

2.3.2轉(zhuǎn)向泵的控制流量Qp

式中Qmax 為方向機(jī)所需的最大流量

當(dāng)Qmax=7.5L/min時(shí)，轉(zhuǎn)向泵的控制流量

選用的轉(zhuǎn)向泵的控制流量采用8.5L/min，驗(yàn)算可達(dá)到要求。

另外轉(zhuǎn)向油泵必須有足夠的流量以保證汽車(chē)有較快的轉(zhuǎn)向速度。汽車(chē)怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)需提供足夠的工作流量給轉(zhuǎn)向系統(tǒng)以保證原地快速轉(zhuǎn)向需求。

據(jù)對(duì)本公司關(guān)于轉(zhuǎn)向速度的統(tǒng)計(jì)，汽車(chē)轉(zhuǎn)向盤(pán)的最快轉(zhuǎn)速一般要求在1.0～1.25轉(zhuǎn)/秒 。取中間值1.125轉(zhuǎn)/秒，即68 轉(zhuǎn)/分（68r/min）計(jì)算。

其中：

Q—?jiǎng)愚D(zhuǎn)系統(tǒng)實(shí)際需要流量（L/min）。

S—?jiǎng)恿D(zhuǎn)向器油缸實(shí)際工作面積（mm2）Q1—?jiǎng)恿D(zhuǎn)向器允許的內(nèi)泄漏量（L/min）V—活塞移動(dòng)速度（mm/min）。n—轉(zhuǎn)向盤(pán)最大轉(zhuǎn)速（r/min）。t—螺距(mm)。

根據(jù)上面計(jì)算公式，即可確定動(dòng)轉(zhuǎn)系統(tǒng)所需要的實(shí)際流量。

將方向機(jī)所提供的參數(shù)代入公式2－5可得該車(chē)型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)實(shí)際需要流量為5.9L/min ～7.6L/min，所選定的動(dòng)轉(zhuǎn)泵流量為8.5L/min滿足要求。

2.4 轉(zhuǎn)向系運(yùn)動(dòng)干涉量計(jì)算校核

2.4.1 懸架與轉(zhuǎn)向系的運(yùn)動(dòng)干涉量校核

按照汽車(chē)設(shè)計(jì)上關(guān)于懸架與轉(zhuǎn)向系運(yùn)動(dòng)干涉量校核的方法步驟對(duì)某車(chē)型運(yùn)動(dòng)干涉量進(jìn)行校核。下圖所示為懸架與轉(zhuǎn)向的運(yùn)動(dòng)校核圖。

圖3 懸架與轉(zhuǎn)向的運(yùn)動(dòng)校核圖

作圖方法與步驟：以轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷(xiāo)中心A1的擺動(dòng)中心O2為中心，以O(shè)2A1為半徑畫(huà)出圓弧JJ'，再以轉(zhuǎn)向器搖臂下端B為圓心，B A1為半徑作圓弧KK'。過(guò)A1點(diǎn)作主片卷耳連線的垂直線NN'，并以A1點(diǎn)向上截取距離為動(dòng)撓度f(wàn)d的點(diǎn)，向下截以距離為靜撓度f(wàn)c的點(diǎn)，通過(guò)這兩點(diǎn)作垂直于NN'的直線與兩個(gè)運(yùn)動(dòng)軌跡分別交于GH和G‘H’四點(diǎn)，GH和G‘H’為鋼板彈簧與轉(zhuǎn)向直拉桿運(yùn)動(dòng)不協(xié)調(diào)所造成的軌跡偏差，GH 和G‘H’應(yīng)盡量小一些，偏差過(guò)大的話則應(yīng)修正B點(diǎn)和A點(diǎn)

1的位置。

設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)讓GH和G'H'值盡量小，最好控制在3mm以內(nèi)，如達(dá)不到此值，則要考慮改變B點(diǎn)位置。以某車(chē)型為例，校核其運(yùn)動(dòng)干涉量

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)干涉校核結(jié)果如下所示：圖上A1點(diǎn)向上取動(dòng)撓度70，向下取靜撓度70的運(yùn)動(dòng)干涉量分別為1.5mm 和2.9mm，設(shè)計(jì)合理，如下圖：

圖4

2.4.2 轉(zhuǎn)向器搖臂轉(zhuǎn)角校核

轉(zhuǎn)向器搖臂轉(zhuǎn)角校核也是轉(zhuǎn)向系運(yùn)動(dòng)干涉校核的一部分，這部分主要考證在汽車(chē)方向盤(pán)打至左右極限時(shí)，一定要保證前軸上的限位螺栓先起限位作用，這樣保護(hù)了轉(zhuǎn)向器，確保行車(chē)的安全性。作圖步驟是在上一個(gè)校核圖的基礎(chǔ)上再畫(huà)出前輪的最大內(nèi)、外轉(zhuǎn)角，將前軸內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的運(yùn)動(dòng)量再通過(guò)直拉桿影射成轉(zhuǎn)向器搖臂的前后擺角，檢驗(yàn)搖臂的前、后擺角是否在轉(zhuǎn)向器搖臂自由擺角范圍內(nèi)，若在，說(shuō)明設(shè)計(jì)合理，若不在，說(shuō)明擺角運(yùn)動(dòng)干涉，即方向盤(pán)在極限位置時(shí)是轉(zhuǎn)向器搖臂在限位，存在安全隱患，必須優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。以某車(chē)型為例，作轉(zhuǎn)向器搖臂轉(zhuǎn)角校核圖。

圖5

如圖所示，在車(chē)輪極限轉(zhuǎn)角32°、39°的情況下，轉(zhuǎn)向搖臂的前、后最大擺角分別為37°、39°，小于方向機(jī)設(shè)計(jì)的角度±42°，因此設(shè)計(jì)符合要求。

2.5 最小轉(zhuǎn)彎半徑計(jì)算

前輪最小轉(zhuǎn)彎半徑計(jì)算公式為：

軸距L＝2800 mm；

內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)向角θimax=39°

主銷(xiāo)延長(zhǎng)線接地點(diǎn)距離K=1476 mm；

主銷(xiāo)偏移距a=52 mm；

將以上數(shù)據(jù)代入公式2-6中可得：

Rimin＝5724.9mm≈5.7m

2.6 轉(zhuǎn)向直拉桿強(qiáng)度校核

直拉桿工作時(shí)主要是產(chǎn)生拉壓變形，故只校核其拉壓應(yīng)力。汽車(chē)原地轉(zhuǎn)向時(shí)，作用在直拉桿上的力為F，產(chǎn)生的拉（壓）應(yīng)力為σ。

（1）轉(zhuǎn)向拉力的值確定從兩個(gè)方面；

1）轉(zhuǎn)向阻力矩在直拉桿上產(chǎn)生的拉（壓）力

式中：Mr－轉(zhuǎn)向阻力矩

l2－轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)

代入數(shù)據(jù)，Mr=881917.1N.mm，l2＝197.6mm可得

2）動(dòng)力轉(zhuǎn)向器在直拉桿上產(chǎn)生的拉（壓）力

式中：l1－搖臂長(zhǎng)；M－轉(zhuǎn)向器輸出力矩

兩者的比較以后取較大的值（即F=8016N）進(jìn)行強(qiáng)度校核。

（2）轉(zhuǎn)向拉桿對(duì)于力學(xué)連線的偏心率e

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

2）根據(jù)轉(zhuǎn)向拉桿的截面特性

慣性矩Iz

以上式中：

E：彈性模量，由于拉桿材料一般采用35、45鋼，取值200GPa

Iz：慣性矩，單位m4

D：截面大徑，單位m

d：截面小徑，單位m

A：截面面積，單位m2

l：桿長(zhǎng)，單位m

F：直拉桿最大拉（壓)力，單位N

[σ]：鋼材的屈服強(qiáng)度

以下為直拉桿參數(shù)：

直拉桿截面參數(shù)：φ36×8

轉(zhuǎn)向拉桿對(duì)于力學(xué)連線的偏心率 e=35.25mm

將以上參數(shù)代入公式2-9、2-10、2-11，計(jì)算結(jié)果如下圖所示：

圖6

由圖可知，穩(wěn)定性安全系數(shù)為2.5，是大于推薦值1.6的，直拉桿強(qiáng)度是能滿足設(shè)計(jì)要求的。

3、結(jié)論

本文對(duì)轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)校核計(jì)算做了簡(jiǎn)單的描述和匯總，從轉(zhuǎn)向器的選用、動(dòng)轉(zhuǎn)泵的匹配和關(guān)鍵零部件的強(qiáng)度校核方面均做了必要計(jì)算和說(shuō)明。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置與設(shè)計(jì)主要用來(lái)保證駕駛員操縱輕便、舒適，并使汽車(chē)具有較高的機(jī)動(dòng)性和靈敏度，轉(zhuǎn)彎時(shí)減少車(chē)輪的側(cè)滑，減輕轉(zhuǎn)向盤(pán)上的反沖力和有自動(dòng)回正作用。為了保證上述功能，轉(zhuǎn)向系設(shè)計(jì)最起碼要做到設(shè)計(jì)與匹配合理、運(yùn)動(dòng)不干涉、零部件有足夠的強(qiáng)度和壽命。本文的例子為公司現(xiàn)生產(chǎn)的一成熟車(chē)型，所以從校核的結(jié)果還可以證明該車(chē)型轉(zhuǎn)向系的設(shè)計(jì)是合理的、安全的，經(jīng)過(guò)實(shí)踐驗(yàn)證，也證明了這一結(jié)果的正確性。

[1] 王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社.p174-190.

[2] 劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì).清華大學(xué)出版社.p431-482.

[3] 林秉華.最新汽車(chē)設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè).黑龍江人民出版社.p1351-1438.

A light commercial vehicle steering system design and calculation

Chu Shenglin, Zhang Junda, Zhang Qiqi
( Anhui jianghuai automobile Co., LTD., Anhui Hefei 230601 )

Automotive steering system is directly related to the safety of the driver and the passengers. This paper summarizes how to design the steering system of the vehicle, and some calculus which is needed from input to output. Then give us a example of a car to make sure the steering system is safety and rationality.

steering system; design&calculate

U461.9

A

1671-7988 (2017)08-106-04

儲(chǔ)勝林，就職于安徽江淮汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.08.036