盧 威

（安徽江淮汽車集團股份有限責任公司，安徽 合肥 230000）

前言

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

機械轉(zhuǎn)向系依靠駕駛員的手力轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，經(jīng)轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。隨著客戶群體對輕卡轉(zhuǎn)向輕便性的要求越來越高，目前大多數(shù)輕型卡車裝有液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，借此來減輕駕駛員的手力。相較于機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)向器，帶助力作用的轉(zhuǎn)向器輸出力矩有較大提升，因此，對整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的校核以確保液壓助力的有效性及轉(zhuǎn)向安全性，就變得十分必要了。

1 該輕卡車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要設計參數(shù)

1.1 轉(zhuǎn)向器參數(shù)

轉(zhuǎn)向器的最大輸出力矩的選擇根據(jù)前輪在滿載狀態(tài)下的前輪負荷進行匹配設計。選用的轉(zhuǎn)向器參數(shù)如表1：

表1 整車設計載荷

1.2 整車質(zhì)量參數(shù)

根據(jù)該輕卡整車的設計輸入，其整備質(zhì)量和滿載質(zhì)量時前輪的負荷如表2所示：

表2 輕卡轉(zhuǎn)向器參數(shù)

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)校核

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)符合性校核

動力轉(zhuǎn)向器總成的輸出載荷的大小與轉(zhuǎn)向橋的載荷、輪胎與地面的接觸面積、輪胎與地面的摩擦系數(shù)、輪胎氣壓、車輪定位角的參數(shù)等有關。通常用下面半經(jīng)驗公式來估算原地轉(zhuǎn)向阻力距Mr。

汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩按：

式中：

Mr——原地轉(zhuǎn)向阻力矩，單位N·m；

μ——輪胎與地面的滑動摩擦系數(shù)，取0.7左右；

G1——前橋負荷，單位N；

P——輪胎氣壓，單位Mpa；

為了實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向，動力轉(zhuǎn)向器的實際最大輸出扭矩一般為1.1～1.5倍的轉(zhuǎn)向阻力距，取中間數(shù)值1.3計算出：

而轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的最大實際輸出力矩為：

經(jīng)過計算M實＞M，故轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)滿載情況下的轉(zhuǎn)向。

2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大承載能力校核

當轉(zhuǎn)向器達到最大輸出力矩時，由以上（1）（2）（3）公式逆推出前輪負荷為3002kg，從而推算出整車的總質(zhì)量和裝貨質(zhì)量如下表3所示：

表3

經(jīng)過以上計算，現(xiàn)有的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大輸出力矩，能夠滿足前輪負荷 3T的工況，在一定的超載條件下也可以實現(xiàn)正常轉(zhuǎn)向。

2.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部件安全系數(shù)校核

對現(xiàn)匹配的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部件強度進行校核，確認是否能夠通過加大轉(zhuǎn)向器的輸出力矩來提升整車的超載能力，校核部件包含轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直臂四個傳動部件。

2.3.1 轉(zhuǎn)向直拉桿校核

依據(jù)轉(zhuǎn)向直拉桿的設計基準書，對轉(zhuǎn)向直拉桿進行校核如下：

1）工況

經(jīng)過分析右輪抱死時，轉(zhuǎn)向器作用在直拉桿上的最大作用力。

2）計算方法

動力轉(zhuǎn)向器在直拉桿上產(chǎn)生的最大拉（壓）力：

圖1 轉(zhuǎn)向直拉桿受力圖

轉(zhuǎn)向拉桿對于力學連線的偏心率e；

轉(zhuǎn)向拉桿對于力學連線的偏心率處產(chǎn)生的力矩M：

根據(jù)轉(zhuǎn)向拉桿的截面特性，慣性矩Iz：

公式中的定義見下表4：

表4 轉(zhuǎn)向直拉桿校核

小結(jié)：轉(zhuǎn)向直拉桿穩(wěn)定性安全系數(shù)為 1.83，滿足設計要求。

圖2 轉(zhuǎn)向直拉桿截面

2.3.2 轉(zhuǎn)向橫拉桿校核

1）工況

經(jīng)過分析右輪抱死時，轉(zhuǎn)向器作用在直拉桿上的最大作用力。

2）計算方法

如下圖所示橫拉桿結(jié)構(gòu)圖：

圖3 轉(zhuǎn)向橫拉桿所受壓力

將轉(zhuǎn)向時的力轉(zhuǎn)化成施加在一直桿兩端的兩相等的力矩M以及作用在桿兩端的力F，此時桿上每處都有一個大小為M的力矩：

其中：

h——橫拉桿球銷接頭中心與橫拉桿中心 Z向距離，市場上大部分重型卡車所用橫拉桿總成都是無落差結(jié)構(gòu)，既是h近似為0的結(jié)構(gòu)；

l——橫拉桿總成長度。

圖4 轉(zhuǎn)向橫拉桿所受彎矩

圖中M1= M2= M，在任一點x處的擾度y為：

將M1= M2= M代入得：

在x=l/2時Ymax有最大值：

在力F的作用下在x點產(chǎn)生彎矩之和為：

由于h為常量，所以在x =l/2時，Mx有最大值：

在下圖的橫拉桿中心位置的截面圖中，a點的應力最大，由《材料力學》所給公式可計算。

在力F的作用下截面的應力：

a點所承受的應力：

公式中的定義見下表5：

表5 轉(zhuǎn)向橫拉桿校核

經(jīng)過校核，橫拉桿的安全系數(shù)滿足設計要求。因輕卡橫拉桿大多無落差，其只受壓應力；當其拉桿有落差時，桿身將受到壓應力和彎矩兩個作用力，其安全系數(shù)將大大降低。而在制造過程中因加工精度的原因如產(chǎn)生1mm，安全系數(shù)將降低1.5左右。

2.3.3 轉(zhuǎn)向直臂校核

1）工況

轉(zhuǎn)向直臂所受的最大應力為在前輪抱死時，通過理論分析，對其進行校核。

2）計算原理

轉(zhuǎn)向彎臂所承受的力是來自于轉(zhuǎn)向器的輸出力，通過力的傳遞作用在直臂上，具體校核過程如下：

轉(zhuǎn)向器輸出力F=M/L

式中：

M——轉(zhuǎn)向器輸出力矩，Nm；

L——轉(zhuǎn)向器垂臂長度。

根據(jù)力矩平衡條件，轉(zhuǎn)向器作用在直拉桿的力繞主銷的轉(zhuǎn)矩等于左右直臂繞主銷的轉(zhuǎn)矩和，即

FR=F0H

式中：

R——彎臂繞主銷的轉(zhuǎn)動半徑，m；

H——直臂的旋轉(zhuǎn)半徑，m；

F0——作用在橫拉桿上的力。

故橫拉桿作用在彎直臂上產(chǎn)生的彎應力和切應力如下：

圖6 轉(zhuǎn)向直臂力臂尺寸

公式中的定義見下表6：

表6 轉(zhuǎn)向直臂校核

小結(jié)：轉(zhuǎn)向直臂穩(wěn)定性安全系數(shù)為 2.44， 滿足設計要求。

2.3.4 轉(zhuǎn)向彎臂校核

因轉(zhuǎn)向彎臂受力情況復雜，通過上3.3.1和3.3.2可以計算出作用在彎臂上的力，通過CAE分析結(jié)果如下：

圖7 轉(zhuǎn)向彎臂CAE分析圖

通過CAE分析，該車型的轉(zhuǎn)向彎臂的校核結(jié)果如下表7：

表7

通過對轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向直拉桿的校核，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，各部件的安全系數(shù)均滿足設計要求。

3 結(jié)論

通過設計校核得出以下結(jié)論：

3.1 該輕卡車型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠滿足整車的轉(zhuǎn)向使用需求，并且在一定的超載工況下，仍能夠保證正常轉(zhuǎn)向功能的實現(xiàn)。

3.2 通過對轉(zhuǎn)向彎臂、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿、轉(zhuǎn)向直拉桿的校核，現(xiàn)有轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，各部件的安全系數(shù)均滿足設計要求。

[1] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001.

[2] 《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊（設計篇）[M].北京:人民交通出版社,2001.

[3] 孔令來.汽車底盤構(gòu)造與維修.[M].機械工業(yè)出版社,2007.2.

[4] 程飛,顏堯,李玉琴,等.汽車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配試驗研究[J].汽車工程,2008（7）.

[5] 石美玉.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)[M].北京:化學工業(yè)出版社,2005.