鐘新才， 蘭必豐

(上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007)

某MPV車型轉(zhuǎn)向沉重問題的解決方案

鐘新才， 蘭必豐

(上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007)

為解決某MPV車型轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈的問題，采用尺寸鏈公差極值法，分析轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套出現(xiàn)干涉的原因，優(yōu)化了轉(zhuǎn)向傳動軸的總布置設計，更改了轉(zhuǎn)向傳動軸在上、下極限位置與防塵膠套的總布置間隙值，并制定相應的工藝更改方案.實車檢驗結(jié)果表明：轉(zhuǎn)向傳動軸總布置設計優(yōu)化和工藝更改方案解決了轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈的問題.

轉(zhuǎn)向沉重；轉(zhuǎn)向傳動軸；轉(zhuǎn)向柱固定支架；尺寸鏈公差；總布置設計優(yōu)化

目前，國內(nèi)汽車市場上關于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的售后問題方面，轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈是一個主要故障模式，具體表現(xiàn)為：轉(zhuǎn)向發(fā)卡、無法轉(zhuǎn)向、轉(zhuǎn)向助力中斷等.

轉(zhuǎn)向沉重的原因較多，國內(nèi)多位學者對此類問題進行了相關研究.李向東等分析載重汽車轉(zhuǎn)向沉重原因為轉(zhuǎn)向器液壓控制閥誤差大、泄漏大造成轉(zhuǎn)向泵流量不足[1]；李杰分析某緊湊型車轉(zhuǎn)向沉重原因為壓力流量調(diào)節(jié)閥中有異物存在致使助力泵輸出流量偏小[2]；時紀軍、張廣赦分析汽車轉(zhuǎn)向沉重原因為前輪定位問題[3]；丁玲分析某車型全行程轉(zhuǎn)向沉重原因為轉(zhuǎn)向器扭桿輸入扭矩設計參數(shù)偏大[4]；陳健等分析重型自卸車轉(zhuǎn)向沉重原因為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)參數(shù)和系統(tǒng)配置選擇欠妥[5]；唐建生等分析輪式裝載機轉(zhuǎn)向沉重原因為液壓泵內(nèi)部磨損、泄漏[6]；郝國強等分析裝載機轉(zhuǎn)向沉重原因為液壓管路設計問題[7]；李海龍等介紹液壓系統(tǒng)造成轉(zhuǎn)向沉重的診斷與排除[8].文中對某MPV車型的轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈問題進行了研究，通過尺寸鏈公差分析得知,其轉(zhuǎn)向傳動軸布置位置不合理、致使轉(zhuǎn)向傳動軸與防塵膠套出現(xiàn)機械干涉是此問題發(fā)生的根本原因.并優(yōu)化總布置設計、制定相應工藝方案予以解決.對汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因轉(zhuǎn)向傳動軸發(fā)生機械干涉而出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈問題的解決具有一定的參考價值.

1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構造

某MPV車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成部分主要包括轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向柱、膠套、轉(zhuǎn)向傳動軸、轉(zhuǎn)向助力泵、動力轉(zhuǎn)向器等，如圖1所示.

圖1 轉(zhuǎn)向柱和轉(zhuǎn)向傳動軸在車身上的裝配關系

裝配上，轉(zhuǎn)向傳動軸上端通過上節(jié)叉與轉(zhuǎn)向柱連接，其下端穿過前圍板通過孔后、通過下節(jié)叉連接至動力轉(zhuǎn)向器.轉(zhuǎn)向傳動軸在前圍板通過孔處、經(jīng)由膠套進行柔性連接，膠套與前圍板配合緊密，具有防塵、隔音的作用.轉(zhuǎn)向柱通過轉(zhuǎn)向柱固定支架、安裝在儀表板支架上，儀表板支架通過緊固件、固定到車身上.

2 轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈的原因分析

2.1 轉(zhuǎn)向沉重的故障模式

根據(jù)市場反饋，某MPV車型用戶抱怨轉(zhuǎn)向沉重、且回位不靈，轉(zhuǎn)向盤在轉(zhuǎn)向及回位時操作力過大.在經(jīng)銷商處檢查故障車輛，發(fā)現(xiàn)其轉(zhuǎn)向柱上下位置可調(diào)整,且轉(zhuǎn)向柱和轉(zhuǎn)向盤處于下極限位置，其轉(zhuǎn)向傳動軸在前圍板通過孔處對應地處于上極限位置、并與膠套發(fā)生機械干涉.

2.2 尺寸鏈公差疊加分析

經(jīng)分析，該車型的轉(zhuǎn)向柱為上下可調(diào)整型，可調(diào)整幅度為向下4°.在整車出廠的初始狀態(tài)時,轉(zhuǎn)向柱和轉(zhuǎn)向盤處于上極限位置，轉(zhuǎn)向傳動軸對應地處于下極限位置，如圖2中(a)所示；當轉(zhuǎn)向柱下調(diào)4°后，轉(zhuǎn)向柱和轉(zhuǎn)向盤處于下極限位置，而轉(zhuǎn)向傳動軸則相應地處于上極限位置，如圖2中(b)所示.

圖2 轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套間隙——工藝更改前

對于轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套發(fā)生干涉的問題，可以采用空間尺寸鏈方法進行分析.空間尺寸鏈是指組成環(huán)位于幾個不平行平面內(nèi)的尺寸鏈[9].空間尺寸鏈采用空間角度換算法[10],即通過投影的方法,先將空間尺寸鏈轉(zhuǎn)換成平面尺寸鏈,然后，再轉(zhuǎn)換成直線尺寸鏈求解[9].

尺寸鏈的研究對象被定義為一個誤差彼此制約的廣義尺寸系統(tǒng).所謂廣義尺寸包括長度、坐標、角度、形位誤差等，而不僅僅是位置尺寸.大量實踐表明，各類廣義尺寸及誤差都是影響閉環(huán)誤差及產(chǎn)品質(zhì)量指標不可忽視的重要因素[11].

由圖2可知，轉(zhuǎn)向傳動軸位置如果出現(xiàn)偏差，其容易與膠套干涉.

影響轉(zhuǎn)向傳動軸位置的零件包括與其上節(jié)叉、下節(jié)叉直接或間接相連的零件.本例中，故障車型為發(fā)動機前置，膠套位置靠近轉(zhuǎn)向傳動軸后上端，而在下端與轉(zhuǎn)向傳動軸下節(jié)叉相連接的零件數(shù)量少、且尺寸公差對轉(zhuǎn)向傳動軸位置誤差影響較小.因此，本例僅研究與轉(zhuǎn)向傳動軸上節(jié)叉連接各零件的尺寸公差對轉(zhuǎn)向傳動軸位置誤差產(chǎn)生的疊加影響.

關于轉(zhuǎn)向傳動軸與前圍板和膠套之間間隙的空間尺寸鏈，其公差主要有零件尺寸公差和形位公差.零件尺寸公差包括前圍板通過孔的位置度公差、轉(zhuǎn)向傳動軸半徑的尺寸公差、膠套孔半徑的尺寸公差；形位公差包括轉(zhuǎn)向柱固定支架焊接角度公差、儀表板支架兩側(cè)固定端板焊接角度公差，這兩個形位公差都對轉(zhuǎn)向傳動軸上節(jié)叉硬點產(chǎn)生一定的位置誤差.

為了簡化分析過程，采用極值法計算裝配公差，這種方法在計算裝配公差時，假定各零件的尺寸同時處于極限值[12]，按組成環(huán)均處于極限尺寸條件下，對封閉環(huán)極限尺寸、公差進行計算[9].

設計上，當轉(zhuǎn)向傳動軸處于上極限位置時，轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套間隙尺寸值為c11，如圖2中(b)所示.此時，各零件的極限公差如下：轉(zhuǎn)向傳動軸半徑上偏差es1；前圍板通過孔位置度偏差j2，膠套孔半徑下公差-EI3；儀表板支架兩側(cè)固定端板焊接角度公差導致儀表板支架及轉(zhuǎn)向柱固定支架位置偏差、進而導致轉(zhuǎn)向傳動軸出現(xiàn)位置偏差j4；轉(zhuǎn)向柱固定支架焊接角度公差導致轉(zhuǎn)向傳動軸出現(xiàn)位置偏差j5.其中，j4和j5可通過如圖3中(b)示意的角度變化計算或者在數(shù)學模型上模擬、測量而得.

圖3 轉(zhuǎn)向傳動軸位置誤差示意圖

在設計模型中，當轉(zhuǎn)向柱下調(diào)4°后，轉(zhuǎn)向傳動軸處于上極限位置，其上方與膠套間隙值c11僅約為2.4 mm，而上述5項極限公差疊加值es1+j2+EI3+j4+j5經(jīng)計算得到約3.4 mm.這就意味著，假定在轉(zhuǎn)向傳動軸下節(jié)叉硬點處于理想設計位置、并采用裝配公差極值法的情況下，當轉(zhuǎn)向柱下調(diào)4°后，轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套將干涉約1.0 mm，即理論上存在轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套產(chǎn)生相互干涉的可能性.而市場上，確實出現(xiàn)了干涉現(xiàn)象，致使轉(zhuǎn)向沉重、回位不靈.

3 故障解決措施

為了解決本案例中轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套干涉、進而導致轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈的問題，需要對相關零件進行更改，以在轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套之間獲得充足的安全間隙，即圖2的( b)中c11值要大于5項極限公差疊加值es1+j2+EI3+j4+j5，從而保證整車上該處無干涉、從而消除轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈的問題.

3.1 設計更改方案

通過上述尺寸鏈分析得知，與轉(zhuǎn)向傳動軸位置誤差相關聯(lián)的主要零件有轉(zhuǎn)向傳動軸、膠套、前圍板、轉(zhuǎn)向柱，理論上可以通過改變上述4個零件的設計尺寸公差或位置度公差以達到增加轉(zhuǎn)向傳動軸和膠套的安全間隙的目的.

鑒于公差更改方案需要更改相應零件的生產(chǎn)模具，實施周期較長，而費用也不菲，因而不予考慮.

除了關聯(lián)零件公差更改方案以外，還可以優(yōu)化總布置設計，即通過更改轉(zhuǎn)向傳動軸在初始狀態(tài)下和轉(zhuǎn)向柱下調(diào)4°狀態(tài)下的位置和角度，即適當降低轉(zhuǎn)向傳動軸在初始狀態(tài)下穿過前圍板通過孔的位置高度，以加大轉(zhuǎn)向傳動軸上方與膠套的間隙，并使得在下調(diào)轉(zhuǎn)向柱4°之后轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套之間仍留有一定的安全間隙，即圖2(b)中間隙值c11應接近或達到理論間隙值3.4 mm的約兩倍.

故障車輛中，轉(zhuǎn)向柱初始狀態(tài)時，轉(zhuǎn)向傳動軸上、下方與膠套的間隙c01與c02大致相等，如圖2(a)所示，均約為10 mm，即轉(zhuǎn)向傳動軸在穿過前圍板通過孔時，居于中間位置.因而，本例決定更改轉(zhuǎn)向柱固定支架在儀表板支架上的傾斜角度，從而達到對應改變轉(zhuǎn)向傳動軸位置的目的，其示意效果參見圖4.

圖4 轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套間隙——工藝更改后

總布置設計優(yōu)化方案實踐中，應使得在轉(zhuǎn)向柱初始狀態(tài)時、以及轉(zhuǎn)向柱下調(diào)4°后，轉(zhuǎn)向傳動軸上方與膠套的安全間隙都適當增大，如圖4中(a)的c22和(b)的c31所示.此時，c22與c31大致相等，均約為6 mm，兩者皆顯著大于5項極限公差疊加值es1+j2+EI3+j4+j5，且都接近理論最低間隙值3.4 mm的兩倍.兩種極限位置下的安全間隙值得到增大后，即使各零件公差都同時處于極值，轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套也不會發(fā)生干涉.

3.2 工藝更改方案

工藝實施中，需要對轉(zhuǎn)向柱固定支架零件傾斜角度進行檢驗，通過測量并保證其與檢具之間的4個間距值來進行，如圖5所示.這4個檢驗間距值分別位于轉(zhuǎn)向柱固定支架4個邊角下方，通常取一個定值，如3 mm或5 mm.

如果想要增大轉(zhuǎn)向傳動軸與其上方膠套間隙，則應把轉(zhuǎn)向傳動軸上節(jié)叉硬點進行下移，即轉(zhuǎn)向柱固定支架傾斜角度需要增大.因此，檢具與轉(zhuǎn)向柱固定支架零件下部兩邊角處間距值①和②應減小、與零件上部兩邊角處的間距值③和④應增大，以一定幅值進行調(diào)整并按一定批量裝車，對轉(zhuǎn)向傳動軸處于上極限位置時,其上方與膠套間的安全間隙進行測量，直到該處間隙值c31(參見圖4)達到總布置設計優(yōu)化方案的目標設定值6 mm，以此確定轉(zhuǎn)向柱固定支架零件與檢具上4個位置點的間距判定值，并固化到工藝文件上.

圖5 轉(zhuǎn)向柱固定支架零件檢具示意圖

工藝更改后，相關零件和檢具都不需要進行設計圖的更改，便可達到更改轉(zhuǎn)向柱固定支架焊接角度的目的，進而優(yōu)化轉(zhuǎn)向傳動軸的布置位置.

工藝更改方案實施后，轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈現(xiàn)象已不再出現(xiàn)，問題得到了解決，而且轉(zhuǎn)向傳動軸上節(jié)叉硬點的小幅下移對轉(zhuǎn)向性能也并未產(chǎn)生任何負面影響.

4 結(jié) 論

通過實車分析某MPV車型轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關零件尺寸公差和形位公差，優(yōu)化總布置設計方案，制定檢具與轉(zhuǎn)向柱固定支架零件間距判定值的工藝更改方案，調(diào)整轉(zhuǎn)向傳動軸經(jīng)過前圍板通過孔的高度位置，使得在轉(zhuǎn)向柱下調(diào)4°前、后的轉(zhuǎn)向傳動軸上、下方與膠套之間仍留有足夠的安全間隙，確保車輛出廠后不再出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沉重及回位不靈的問題.

該解決方案的實施周期短，工裝、檢具的更改沒有費用發(fā)生，易于實現(xiàn)；并且在工藝更改后，整車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中沒有出現(xiàn)諸如機械干涉、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)波動率大、其它轉(zhuǎn)向性能下降等不良副作用現(xiàn)象的產(chǎn)生.

對于新開發(fā)車型，總布置工程師往往對轉(zhuǎn)向傳動軸進行對中布置，即把轉(zhuǎn)向傳動軸布置于前圍板通過孔的中間位置，而轉(zhuǎn)向盤和轉(zhuǎn)向柱通常具有上下調(diào)整甚至多向調(diào)整功能，轉(zhuǎn)向傳動軸在實際使用時具有多種位置工況，導致轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套間隙過小甚至干涉.鑒于此，建議總布置工程師在布置設計時，可采用尺寸鏈分析方法，確定轉(zhuǎn)向傳動軸經(jīng)過前圍板通過孔的位置，在理論上為轉(zhuǎn)向傳動軸與膠套之間預留充足的安全間隙.

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SolutiontoHeavySteeringforaMPV

ZHONG Xin-cai， LAN Bi-feng

(SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd., Liuzhou 545007, China)

In order to solve the problem of both the heavy steering and the poor return in a MPV, the reason of the interference between the steering shaft and its insulator is analyzed by using the extremum method of the dimensional chain tolerance. The packaging design of the steering shaft is optimized. The upper and lower limit positions of the steering shaft are changed, the clearance between the shaft and its insulator is adjusted, and the corresponding process plan is worked out. The results verified by a real car show that the proposed scheme solves the problem of heavy steering and poor return.

heavy steering; steering shaft; steering column fixing bracket; tolerance of dimension chain; packaging design optimization

1009-4687(2017)04-0058-05

2017-05-08

蘭必豐(1979-)，男，高級工程師，研究方向為出口車總布置、駕駛輔助系統(tǒng)開發(fā).

TH162

A