章煒，宋佳玲

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

一種輕卡車型直拉桿的匹配設計

章煒，宋佳玲

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章通過對好微汽油車直拉桿的設計，首先簡述了轉向系統(tǒng)的功能及要求，其次說明了直拉桿的方案設計。在直拉桿的方案設計中詳細闡述了直拉桿設計的步驟，在直拉桿總成設計的步驟中詳細表述了直拉桿總成的長度設計和結構布置情況。要注意直拉桿布置時，應盡量使拉桿易于制造，彎折小，受力狀態(tài)好，不易與其他部件產生動態(tài)干涉；在動態(tài)情況下與其它部件的最小間隙可運用UG三維仿真軟件求出輪胎和直拉桿、直拉桿和板簧、板簧和輪胎之間的實際間隙。并對仿真軟件求出的間隙與二位作圖法求出的間隙進行對比，以求出直拉桿的實際結構外形。最后，要校核新設計的直拉桿在整車上面的性能是否滿足總布置設計的要求。

轉向系統(tǒng)；直拉桿總成；強度校核

前言

轉向系是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構，在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。

機械轉向系依靠駕駛員的手力轉動轉向盤，經轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。有些汽車還裝有防傷機構和轉向減振器。采用動力轉向的汽車還裝有動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。

對轉向系提出的要求有：

1）汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉，任何車輪不應有側滑。不滿足這項要求會加速輪胎磨損，并降低汽車的行駛穩(wěn)定性。

2）汽車轉向行駛后，在駕駛員松開轉向盤的條件下，轉向輪能自動返回到直線行駛位置，并穩(wěn)定行駛。

3）汽車在任何行駛狀態(tài)下，轉向輪不得產生自振，轉向盤沒有擺動。

4）轉向傳動機構和懸架導向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)調使車輪產生的擺動應最小。

5）保證汽車有較高的機動性，具有迅速和小轉彎行駛能力。

6）操縱輕便。

7）轉向輪碰撞到障礙物以后，傳給轉向盤的反沖力要盡可能小。

8）轉向器和轉向傳動機構的球頭處，有消除因磨損而產生間隙的調整機構。

9）在車禍中，當轉向軸和轉向盤由于車架或車身變形而共同后移時，轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕傷害的防傷裝置。

10）進行運動校核，保證轉向盤與轉向輪轉動方向一致。

1 方案設計

由于總布置已經確定轉向器及前橋的位置，因此轉向布置時只需設計人員選擇部件或設計新部件即可。設計人員根據此車的轉向系統(tǒng)布置情況確定直拉桿為主要設計部件，其他部件改動較小。故本論文主要闡述直拉桿總成的設計和布置情況。在設計直拉桿時，要注意直拉桿布置時，應盡量使拉桿易于制造，彎折小，受力狀態(tài)好，不易與其他部件產生動態(tài)干涉；動態(tài)情況下與其它部件的最小間隙可由仿真軟件分析求出。

2 狀態(tài)說明

好微汽油機產品總布置要求轉向系統(tǒng)狀態(tài)如表1狀態(tài)：

3 直拉桿總成的長度設計

根據直拉桿運動軌跡和板簧的運動軌跡干涉量求出直拉桿長度。

該車型的轉向系統(tǒng)參數列表如表2。

表2

計算過程：

懸架的凈載荷：板簧的凈載荷 Fw，為滿載狀態(tài)下前軸軸荷-前軸總成和前輪的質量之和 Fw=1000-77.2-2×30=862.8。

懸架的凈撓度：懸架靜撓度 fc，是指汽車滿載靜止時懸架上的凈載荷Fw與此時懸架剛度c之比，fc=9.8Fw／2c=9.8×862.8÷(2×85)=49.7。

懸架的動撓度：懸架的動撓度 fd，是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結構允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1／2或2／3)時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經常碰撞緩沖塊。對貨車fd取6～9cm。fd=85.2。

板簧滿載時的弧高：板簧滿載時的弧高H，是指板簧的原始弧高-板簧的變形量（即靜撓度）H=110-49.7=60.3。

直拉桿和懸架的運動軌跡校核圖如圖1。

圖1

圖中各點的含義如表3。

表3

根據圖 1，求出直拉桿的運動軌跡和板簧的運動軌跡干涉量、求出方向機搖臂擺角等關鍵數值如表4。

表4

表4中各種數值均滿足設計要求。

根據圖1中B1 C的長度得出直拉桿總成的長度為757.75 mm，取整為760mm。

4 直拉桿總成的結構設計

考慮自身必須有足夠的運動空間，具體的就是說：車輛在轉向過程中，要保證直拉桿不能與周邊的任何一個零部件發(fā)生干涉，特別是在轉至極限時（轉向內輪轉至極限轉角），直拉桿不能和輪胎、鋼板彈簧等件發(fā)生干涉。為了避免干涉，我們在設計直拉桿形狀時經常是將其做成彎曲的形狀，其彎曲拐點的位置必須取得準確，就是要保證在輪胎轉至極限時，拐點位置剛好對應輪胎的最內側位置，這樣就能避免干涉。當然，在設計時兩者之間還必須要有一定的余量（輕卡一般推薦值為 10mm以上），為了保證車輛在動態(tài)行駛時兩者也不能發(fā)生干涉。如果空間允許的話，還要充分考慮輪胎型號變大以后的余量。直拉桿運動空間的校核建議在三維數模中進行，這樣更直觀。校核時，輪胎直徑取GB/T2977-2008標準中規(guī)定的對應輪胎型號的輪胎最大使用直徑，輪胎轉角取極限轉角。直拉桿的拐點位置如圖2中的方法求出。

圖2

對圖2中的直拉桿形狀進行整理得出圖3 中直拉桿具體的尺寸圖。

圖3

直拉桿總成的運動間隙校核。

在二維作圖的基礎上運用三維校核好微汽油機轉向系統(tǒng)在滿載狀態(tài)下運動桿件之間的最小間隙是否滿足設計要求以前軸軸荷1000kg來計算。

需要校核的間隙：

1）直拉桿與板簧；

2）車輪與直拉桿；

3）車輪與板簧間隙。

該車型關鍵零部件如表5：

表5

運動桿件間隙校核關鍵點參數如表6。

表6

對表6中的參數進行說明

1）主銷中心軸線兩個端點坐標：

根據板簧中心的連線，做出滿載狀態(tài)時板簧的實際位置，由于前橋的鋼托面直接裝在板簧上，這樣前軸本身就會有一定后傾，再根據前軸上的主銷中心的尺寸和主銷的后傾角和主銷的內傾角計算出主銷中心軸線的兩個端點坐標。

2）車輪中心：

根據前軸在板簧上的后傾角度、車輪中心平面的外傾角度計算出車輪中心坐標。

3）方向機靠車架輸出點：

根據方向機在車架上的固定點坐標和方向機機體尺寸計算出該坐標。

4）直拉桿前球頭中心點坐標：

由方向機垂臂的中心點和直拉桿球頭銷前中心尺寸計算出該坐標。

5）直拉桿后球頭中心點坐標：

在滿載狀態(tài)下，前軸在板簧上的實際位置計算出彎臂中心坐標由前軸彎臂中心點坐標和直拉桿后球頭中心尺寸計算出該坐標。

6）橫拉桿球頭銷左、右中心點：

在滿載狀態(tài)下，前軸在板簧上的實際位置計算出橫拉桿左、右球頭銷中心點坐標。

建立該車型轉向系統(tǒng)三維模型如圖4，根據三維模型分析。

圖4

校核內容如表7。

表7

5 直拉桿總成的強度校核

工況選擇：取轉向器最大輸出力矩計算，假設前輪處于直行卡死狀態(tài)。

3.2.3.1轉向阻力矩計算：

Mr--在瀝青或混凝土路面上的原地轉向阻力矩，N.m；f--輪胎與地面間的滑動摩擦系數，取0.7；

G1--轉向軸負荷，N；取前軸負荷；

P--輪胎氣壓，KPa；

參數列表如表8。

表8

計算結果如表9。

表9

直拉桿材料35#鋼，規(guī)格￠30×5。材料的屈服強度為,315 GB/T 699。

直拉桿強度校核

直拉桿兩端為球銷，可看作二力桿件

F-- 直拉桿受拉（壓）力

M--轉向器最大輸出力矩

l--轉向垂臂中心距

L--直拉桿長度

由于直拉桿中間有彎曲，其受力為拉壓和彎曲的組合變形。直拉桿危險截面應力：

A--直拉桿的危險截面面積，A=π（D2-d2）/4

W--直拉桿的危險截面的抗彎截面模量，W=π（D4-d4）/32D

e--直拉桿偏心距，本車型有2處偏心距27mm和50mm見圖5。取最大值50mm。

圖5

直拉桿參數如表10。

表10

計算結果如表11。

表11

安全系數取1.7-2.4摘自《汽車設計》轉向搖臂的安全系數，轉向拉桿穩(wěn)定性安全系數為 1.8 滿足設計要求。

6 整車的通過性和操縱輕便性進行校核

整車的通過性：

總車通過性即最小轉彎半徑Rmin

其中：θo ---- 前外轉向輪最大轉角；

θi ----前內轉向輪最大轉角；

L ----軸距；

K ----兩主銷中心線與地面交點間的距離；

a ----轉向輪的轉臂。

各參數如表12。

表12

最小轉彎半徑Rmin為5.2mm能滿足設計要求。

整車操縱輕便性：

整車操縱輕便性即轉向盤的操縱力作用在轉向盤上的手力（以汽車靜止狀態(tài)計算，即為最大值）。

參數如表13。

表13

“對于機械方向機，要求原地轉向時作用在轉向盤上的手力不應超過250N”摘自《汽車工程手冊·設計篇》第591頁。

整車的操縱輕便性還可以。

7 結論

本論文通過對好微汽油車轉向系統(tǒng)的設計，了解了轉向系統(tǒng)設計中應該注意的事項，如直拉桿的長度為空間尺寸、直拉桿的拐點位置需要用三維模型進行仿真校核等。在整個設計過程中采用二維作圖法進行初步設計，后建立三維模型進行運動仿真模擬。在設計過程中，借助UG三維設計軟件對直拉桿進行校核和優(yōu)化，不但速度快而且精度高。

[1] 王望予.汽車設計.[M]第4版機械工業(yè)出版社.

[2] 劉惟信.汽車工程手冊·設計篇[M].人民交通出版社.

[3] 王霄鋒.汽車懸架和轉向系統(tǒng)設計[M].清華大學出版社.

[4] 安部正人.車輛操縱動力學理論與應用.

共享汽車Gofun新技術：刷身份證，人臉識別

10月27日，共享汽車Gofun上線了新技術：用戶需要使用二代身份證刷卡后方可用車，如遇到識別失敗，可選擇人臉識別功能進行認證。

據了解，該裝置安裝于中控平臺上方、靠近擋風玻璃，用戶上車前需要將身份證放置在讀卡器上，待讀取的證件信息、平臺登記身份信息和公安系統(tǒng)身份證信息三者校驗一致，車門才會開啟。如果遇到身份證校驗識別、系統(tǒng)故障，則可以切換到人臉識別功能驗證用戶身份。首批應用該技術的 1100輛共享汽車已經在北京上線。

Gofun出行品牌屬于北京首汽智行科技有限公司，注冊資本600萬元。北京首汽（集團）股份有限公司持股40.8%，北京首都旅游集團有限責任公司持股39.2%。

（編輯：朱斌 來源：澎湃新聞）

The matching design of the straight pull rod of a light truck

Zhang Wei, Song Jialing
（Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd, Anhui Hefei 230601）

The present paper through to the good micro car straight rod design, The paper describes the functions and requirements of the steering system, Second, the straight rod design. In the straight rod scheme design in detail the straight rod design steps, the straight rod assembly design steps in detail the straight rod assembly design of length and structure layout. Attention should be paid to a straight pull rod arrangement, should try to make the rod is easy to manufacture, the bending of small, good stress state, not easily with other components to generate dynamic interferometer; In the dynamic case and other parts of the minimum clearance can use UG 3D simulation software for tire and a straight rod, a straight pull rod and spring, spring and between the tire and the actual gap. And the simulation software to find out the gap and the two gap mapping method were compared, in order to calculate the straight rod and the actual structure shape. Finally, to check the new design of the straight rod in vehicle above performance can meet the requirements of general layout design. Steering system Straight rod assembly Strength checking.

Steering system; Straight rod assembly; Strength checking

U463.4

A

1671-7988 (2017)21-97-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.21.034

CLC NO.: U463.4

A

1671-7988 (2017)21-97-05

章煒，男，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司輕型車研究所，底盤設計主管，主要從事底盤設計、先進技術研究，整車項目開發(fā)和管理。