史為成

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某中型4×2載貨車轉(zhuǎn)向沉重問題的分析與改進(jìn)

史為成

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

汽車轉(zhuǎn)向沉重問題是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中最常見的故障之一，其影響因素較為復(fù)雜。本文針對某4×2載貨車在超載使用工況下出現(xiàn)的轉(zhuǎn)向沉重問題，從整車匹配的角度進(jìn)行原因分析，并提出有效的改進(jìn)措施。通過深入的理論計算分析及相關(guān)的試驗驗證，有效的解決了轉(zhuǎn)向沉重的問題。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；轉(zhuǎn)向沉重；分析；改進(jìn)

CLC NO.:U463.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)08-216-03

前言

汽車的轉(zhuǎn)向的輕便性直接影響整車的操縱穩(wěn)定性能。轉(zhuǎn)向沉重的問題會影響到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各零部件的使用壽命，同時還極易使駕駛員產(chǎn)生駕駛疲勞，嚴(yán)重影響行車安全。某4×2載貨車采用液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。市場反饋該車在實際使用過程中存在轉(zhuǎn)向沉重的現(xiàn)象，尤其在重載原地轉(zhuǎn)向時情況尤為嚴(yán)重，甚至存在打不動方向的情況。經(jīng)調(diào)查，車輛使用時普遍超載，車輛總重可達(dá)18噸，前軸載荷在平坦路面上達(dá)6.5噸。本文以前軸實際使用載荷為依據(jù)，通過理論計算及系統(tǒng)參數(shù)的匹配分析，提出具體的改進(jìn)措施，滿足車輛超載工況的使用要求。所涉及的車輛基本配置如下表1。

表1 車輛基本配置

1、現(xiàn)有助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向輕便性校核

從設(shè)計理論的角度進(jìn)行分析，影響車輛轉(zhuǎn)向沉重的主要因素有如下幾點：（1）、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比設(shè)計是否合理。隨著轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比的增大，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力傳動比隨之增大，即轉(zhuǎn)向的靈敏性變差，轉(zhuǎn)向更加輕便。（2）、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的輸出扭矩與轉(zhuǎn)向阻力矩的關(guān)系。如果轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩小于最大轉(zhuǎn)向阻力矩，車輛在重載使用時勢必會造成轉(zhuǎn)向沉重，甚至?xí)嬖诖虿粍臃较虻那闆r。（3）、液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中系統(tǒng)壓力、流量參數(shù)匹配不合理。系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向助力泵的最大工作壓力、控制流量與系統(tǒng)需求匹配不合理直接會造成系統(tǒng)故障，如轉(zhuǎn)向助力泵最大工作壓力、控制流量匹配過小，無法滿足系統(tǒng)需求，會直接導(dǎo)致轉(zhuǎn)向沉重、轉(zhuǎn)向發(fā)卡的問題。該車現(xiàn)有助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各元件主要結(jié)構(gòu)及性能參數(shù)如下表2、3所示。

表2 轉(zhuǎn)向器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

表3 助力轉(zhuǎn)向泵主要性能參數(shù)

1.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比分析

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比i、轉(zhuǎn)向器角傳動比iw1及轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比iw2，三者之間的關(guān)系為i= iw1×iw2。

其中，Z：搖臂軸齒輪整圓齒數(shù)

m：搖臂軸齒輪模數(shù)

P：螺桿螺距

根據(jù)該車輛配置的轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)參數(shù)可知，搖臂軸齒輪整圓齒數(shù)為10，搖臂軸齒輪模數(shù)為8mm，螺桿螺距13.5mm，則轉(zhuǎn)向器的傳動比

根據(jù)汽車設(shè)計手冊中角傳動比的推薦值，貨車轉(zhuǎn)向器角傳動比值一般取20～25，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比一般取0.85～1.1之間。故該車型轉(zhuǎn)向器角傳動比值偏小。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比越小，轉(zhuǎn)向輕便性越趨于沉重。

1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩關(guān)系分析

1.2.1 轉(zhuǎn)向阻力矩的計算

在干而粗糙的轉(zhuǎn)向輪支撐路面上做原地轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向條件較為惡劣，此時為車輛使用過程中轉(zhuǎn)向阻力矩最大的工況，所需的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)輸出扭矩也最大。下表4為計算原地轉(zhuǎn)向阻力矩所需的各參數(shù)及其數(shù)值。

表4 原地轉(zhuǎn)向阻力矩計算所需參數(shù)

（1）根據(jù)半經(jīng)驗公式計算原地轉(zhuǎn)向阻力矩M：

根據(jù)汽車設(shè)計手冊中的算法計算原地轉(zhuǎn)向阻力矩Tr：

轉(zhuǎn)向車輪的轉(zhuǎn)向阻力矩Tr由轉(zhuǎn)向車輪相對于主銷軸線的滾動阻力矩T1、輪胎與地面接觸部分的滑動摩擦力矩T2以及轉(zhuǎn)向車輪的自動回正力矩所形成的阻力矩T3組成，即Tr= T1+ T2+ T3

4084.9 N·m

1.2.2 轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩的計算

轉(zhuǎn)向器的輸出力矩與工作缸徑、工作壓力、搖臂軸輪齒扇分度圓半徑有關(guān)。

轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩

其中，D為轉(zhuǎn)向器缸徑；Pmax為助力轉(zhuǎn)向泵最大工作壓力；R為搖臂軸齒輪齒扇分度圓半徑。

1.3 現(xiàn)有助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向輕便性分析結(jié)論

通過以上理論計算分析，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比偏小，另外，轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩Mzmax與系統(tǒng)轉(zhuǎn)向阻力矩Mr相比偏小，在重載原地轉(zhuǎn)向時會導(dǎo)致轉(zhuǎn)向沉重、甚至打不動方向的問題，這與該車實際使用的情況相符，即現(xiàn)有助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不能滿足超載等極限工況的使用要求。

2、助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)輕便性的優(yōu)化改進(jìn)

由以上分析可知，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比相對偏小，影響轉(zhuǎn)向時輕便性，為此需增大轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。另外，轉(zhuǎn)向器的最大輸出扭矩小于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的最大轉(zhuǎn)向阻力矩是導(dǎo)致轉(zhuǎn)向沉重的主要原因。為此需加大轉(zhuǎn)向器的缸徑以便增大轉(zhuǎn)向器的輸出扭矩。但增大轉(zhuǎn)向器的缸徑會相應(yīng)的增加系統(tǒng)成本和系統(tǒng)元件的布置難度，故轉(zhuǎn)向器的缸徑并非越大越好?？紤]到市場車輛實際超載使用的極限工況，對現(xiàn)有助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。改進(jìn)后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各元件主要結(jié)構(gòu)及性能參數(shù)如下表5、6所示。

表5 轉(zhuǎn)向器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

表6 助力轉(zhuǎn)向泵主要性能參數(shù)

2.1 改進(jìn)后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比核算

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比i'、轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比i'w1和轉(zhuǎn)向器角傳動比i'w2三者關(guān)系如下：

其中，L2為改進(jìn)后轉(zhuǎn)向節(jié)臂長度，其值為225mm；L1為改進(jìn)后轉(zhuǎn)向搖臂長度，其值為215mm。

根據(jù)汽車設(shè)計手冊中角傳動比的推薦值，轉(zhuǎn)向器角傳動比值貨車一般取20～25，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比一般取0.85～1.1之間。由以上計算結(jié)果可知，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比及轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的角傳動比均滿足設(shè)計使用要求。

2.2 改進(jìn)后助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大壓力核算

在轉(zhuǎn)向過程中，當(dāng)系統(tǒng)克服最大的轉(zhuǎn)向阻力時，系統(tǒng)的工作壓力達(dá)到最大值，此時系統(tǒng)的最大工作壓力：

其中，Mr為原地最大轉(zhuǎn)向阻力矩；D為轉(zhuǎn)向器缸徑；Pmax為助力轉(zhuǎn)向泵最大工作壓力；R為搖臂軸齒輪齒扇分度圓半徑；η為機(jī)構(gòu)傳動效率，計算時取0.85。

此時系統(tǒng)最大工作壓力為13.9MPa小于助力轉(zhuǎn)向泵的最大工作壓力，故滿足使用要求。

2.3 改進(jìn)后助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)流量核算

按照經(jīng)驗公式系統(tǒng)實際所需流量比系統(tǒng)正常工作所需最小流量大2～3L/min。

故轉(zhuǎn)向助力泵理論控制流量 Q'=15.16～16.16L/min。

其中，D為轉(zhuǎn)向器缸徑；n為駕駛員操作方向盤時轉(zhuǎn)速，一般貨車取100r/min；t為螺桿螺距；△Q為內(nèi)泄漏量，取△Q =1.5L/min。

由以上分析可知，所選轉(zhuǎn)向助力泵控制流量在理論計算值范圍內(nèi)，故滿足使用要求。

2.4 改進(jìn)后轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩關(guān)系核算

改進(jìn)后轉(zhuǎn)向器的最大輸出扭矩轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩

其中，D為轉(zhuǎn)向器缸徑；Pmax為助力轉(zhuǎn)向泵最大工作壓力；R為搖臂軸齒扇分度圓半徑。

3、試驗驗證

根據(jù)以上的優(yōu)化改進(jìn)措施進(jìn)行了試制裝車，并且進(jìn)行了轉(zhuǎn)向輕便性試驗，針對該車輛超載使用的工況進(jìn)行模擬加載，對轉(zhuǎn)向過程中的轉(zhuǎn)向力等參數(shù)進(jìn)行了測量。其試驗測量結(jié)果如下表7。在前軸載荷超載（6.5t）的情況下原地轉(zhuǎn)向過程中，轉(zhuǎn)向沉重現(xiàn)象消失。整個轉(zhuǎn)向過程較為輕便。

表7 轉(zhuǎn)向輕便性試驗結(jié)果

4、結(jié)束語

文章針對某中型載貨車用戶使用過程中轉(zhuǎn)向沉重的問題進(jìn)行了詳細(xì)的理論分析，提出了造成該車型轉(zhuǎn)向沉重的主要原因，并制定了優(yōu)化改進(jìn)措施。通過優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比，提高轉(zhuǎn)向器輸出扭矩，對助力轉(zhuǎn)向泵的技術(shù)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化匹配，使問題徹底解決，試驗驗證效果良好，消除了用戶的抱怨。該文所及方法和結(jié)論對類似問題的解決具有一定的借鑒作用。

[1] 陳家瑞.汽車構(gòu)造[下].人民交通出版社,2002.

[2] 王望予.汽車設(shè)計.機(jī)械工業(yè)出版社,2004.

[3]《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊設(shè)計篇[M] .人民交通出版社,2001.

The steering heavy problem about a 4×2 medium size truck analysis and optimization

Shi Weicheng
( Anhui Jianghuai Automobile group Co. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

Heavy steering failure is one of the most common car faults, which factors are more complex.In this paper, a 4×2 truck in overload conditions occur using heavy steering problem, cause analysis from the perspective of the vehicle match, and propose effective measures for improvement. Computational analysis and experimental verification by the relevant depth theoretical, effective solution to the problem of heavy steering.

Steering system; Heavy steering; analysis; optimization

U463.4

A

1671-7988 (2017)08-216-03

史為成，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.08.074