鄭家節(jié) 陸好源

上汽通用五菱汽車股份有限公司整車前期開發(fā)科 廣西柳州市 545007

1 引言

當(dāng)前各大汽車廠家紛紛把平臺(tái)化的設(shè)計(jì)理念應(yīng)用到車型設(shè)計(jì)中去，以降低開發(fā)成本和提高汽車質(zhì)量可靠性。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)作為汽車最重要的人機(jī)交互部件之一，其不同車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的平臺(tái)化研究也越來(lái)越引起汽車開發(fā)人員的重視。下面，結(jié)合對(duì)某平臺(tái)兩款不同種類的新車型的電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的應(yīng)用開發(fā)，談?wù)勣D(zhuǎn)向系統(tǒng)在同平臺(tái)不同車型之間如何最大化的實(shí)現(xiàn)平臺(tái)化的設(shè)計(jì)及應(yīng)用。

2 概述

電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由方向盤、轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸及轉(zhuǎn)向機(jī)組成。其中公司內(nèi)部方向盤骨架材料為鎂合金，且已經(jīng)平臺(tái)化，不同車型的方向盤造型及其上的多功能按鍵略有差異。

3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點(diǎn)設(shè)計(jì)

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點(diǎn)設(shè)計(jì)內(nèi)容包括方向盤中心點(diǎn)、方向盤傾角、上下萬(wàn)向節(jié)中心點(diǎn)，轉(zhuǎn)向器輸入軸嚙合點(diǎn)，轉(zhuǎn)向橫拉桿內(nèi)球銷點(diǎn)及轉(zhuǎn)向橫拉桿外球銷點(diǎn)。

3.1 方向盤中心點(diǎn)及傾角的確定

基于已確定的駕駛員人體姿態(tài)（如圖1），按如下公式確定方向盤傾角A18、BOF點(diǎn)與SWC點(diǎn)的縱向距離L6、AHP點(diǎn)與SWC點(diǎn)的垂向距離H17。

圖1 人體姿態(tài)

式中：A18-方向盤傾角，在垂直平面內(nèi)，方向盤輪緣面的切平面與Z軸的夾角，單位為°。

式中：L6-BOF點(diǎn)與SWC點(diǎn)的水平間距，單位為mm。

式中：H17-SWC點(diǎn)與AHP點(diǎn)的垂直距離，單位為mm。

3.1.1 Sedan方向盤中心點(diǎn)及傾角的確定

基于轎車考慮，已確定Sedan駕駛員坐姿 H30為 280mm， 依 據(jù) 公 式 2-1、2-2、2-3， 確 定 出A18=24.5°，L6=440mm，H17=654mm。

3.1.2 SUV方向盤中心點(diǎn)及傾角的確定

基于SUV考慮，已確定SUV駕駛員坐姿 H30為 330mm， 依 據(jù) 公 式 2-1、2-2、2-3， 確 定 出A18=29.5°，L6=390mm，H17=690mm。

3.2 轉(zhuǎn)向器輸入軸位置確定

圖2所示為轉(zhuǎn)向系投影在后視圖和側(cè)視圖上的簡(jiǎn)化圖，A-方向盤中心點(diǎn)；B-上萬(wàn)向節(jié)中心點(diǎn)；C-下萬(wàn)向節(jié)中心點(diǎn)；D-轉(zhuǎn)向器齒輪軸與齒條相交點(diǎn)在齒輪軸線上的投影點(diǎn)；E-轉(zhuǎn)向器齒輪軸與齒條相交點(diǎn)在齒條上的投影點(diǎn)；F、G-轉(zhuǎn)向橫拉桿左、右內(nèi)球銷點(diǎn)。

圖2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡(jiǎn)化圖1

3.2.1 D點(diǎn)位置確定

E點(diǎn)到F點(diǎn)（或G點(diǎn)）的距離需要保證齒條行程后仍有足夠長(zhǎng)的結(jié)構(gòu)尺寸，使轉(zhuǎn)向器殼體具有足夠的強(qiáng)度、剛度、模態(tài)。確定E點(diǎn)后，以E為原點(diǎn)，整車坐標(biāo)X軸為方向建立平面1。將平面1繞FG向后旋轉(zhuǎn)，做平面2，平面1與平面2的夾角可根據(jù)需要進(jìn)行調(diào)整。作平行于平面2的平面3。將E點(diǎn)投影到平面3上，側(cè)E點(diǎn)在平面3上的投影點(diǎn)即為D點(diǎn)，如圖3。

圖3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡(jiǎn)化圖2

3.2.2 C點(diǎn)位置確定

在平面3上取點(diǎn)C。連接CD，CD與整車坐標(biāo)Y軸夾角一般在60～90°之間，可根據(jù)布置需要進(jìn)行調(diào)整，DC長(zhǎng)度可根據(jù)布置、結(jié)構(gòu)需要進(jìn)行調(diào)整。根據(jù)以上要求C點(diǎn)位置確定，即下萬(wàn)向節(jié)點(diǎn)位置確定。CD即為轉(zhuǎn)向器輸入軸。

3.3 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸夾角

傳動(dòng)軸夾角即為轉(zhuǎn)向管柱軸線與轉(zhuǎn)向中間軸軸線夾角（圖3中AB與BC夾角）、轉(zhuǎn)向中間軸軸線與轉(zhuǎn)向器輸入軸軸線夾角（圖3中BC與CD的夾角）。傳動(dòng)軸夾角大小及兩角差值大小對(duì)整個(gè)轉(zhuǎn)向系速度波動(dòng)有很大影響。因此在布置過(guò)程中需要注意和控制傳動(dòng)軸夾角及角度差。

由于給定方向盤中心點(diǎn)A、方向盤傾角及轉(zhuǎn)向管柱長(zhǎng)度，側(cè)上萬(wàn)向節(jié)B點(diǎn)位置確定。確定傳動(dòng)軸夾角大小可通過(guò)調(diào)節(jié)平面1與平面2、DC與整車坐標(biāo)Y軸夾角及DC長(zhǎng)度等方式來(lái)實(shí)現(xiàn)。

3.4 布置校核

根據(jù)以上布置要求對(duì)某平臺(tái)轉(zhuǎn)向系進(jìn)行布置，布置結(jié)果參數(shù)如下表1。

根據(jù)表1轉(zhuǎn)向布置參數(shù)驗(yàn)證轉(zhuǎn)向布置是否合理。通過(guò)運(yùn)動(dòng)仿真模型，可以得到方向盤角速度與轉(zhuǎn)向器輸入軸角速度曲線。

如圖4所示，轉(zhuǎn)向器輸入軸角速度，最大值為1.027deg/s，最小值為0.973 deg/s。通常要求轉(zhuǎn)向器輸入軸角速度與方向盤角速度差值不大于15%，該轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速最大差值為2.7%，等速性良好。

4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及性能的設(shè)計(jì)

除整車坐姿高度不同導(dǎo)致轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點(diǎn)參數(shù)存在差異外，SEDAN和SUV兩車的外形尺寸、重量參數(shù)也存在差異，兩車相關(guān)參數(shù)見表2，考慮到轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向器開發(fā)周期長(zhǎng)、開發(fā)費(fèi)用高，SEDAN和SUV硬點(diǎn)差異由轉(zhuǎn)向中間軸做適應(yīng)性設(shè)計(jì)更改，轉(zhuǎn)向管柱、轉(zhuǎn)向器則按平臺(tái)化思路進(jìn)行設(shè)計(jì)開發(fā)。

4.1 轉(zhuǎn)向管柱助力電機(jī)的設(shè)計(jì)

助力電機(jī)輸出扭矩是電機(jī)設(shè)計(jì)的重要參數(shù)，要滿足同一平臺(tái)不同車型的電機(jī)共用要求，需定義合理的電機(jī)參數(shù)，即能滿足兩個(gè)車型的使用要求，又兼顧整車成本，做到設(shè)計(jì)合理，不盈余。

表1 某平臺(tái)轉(zhuǎn)向布置參數(shù)

圖4 平臺(tái)轉(zhuǎn)向速度波動(dòng)圖

表2 某平臺(tái)整車參數(shù)

4.1.1 齒條力的確定

電機(jī)輸出扭矩主要受齒條力影響，按下面公式確定齒條力。

式中：F：齒條力，單位為N；Mr：原地轉(zhuǎn)向力矩，單位為Nm；Mg：重力回正力矩，單位為Nm；S：轉(zhuǎn)向梯形有效作用力臂，單位為mm。

原地轉(zhuǎn)向力矩Mr可根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式確定：

式中：f：輪胎滑動(dòng)摩擦系數(shù)； G：前軸載荷，單位為N；P：輪胎氣壓，單位為MPa。

重力回正力矩Mg可根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式確定：

式中：G：前軸載荷，單位為N；R：輪胎半徑，單位為mm；D：主銷偏移距，單位為mm；γ：主銷內(nèi)傾角，單位為°；λ：最大內(nèi)輪轉(zhuǎn)角，單位為°。

為計(jì)算齒條力，相關(guān)參數(shù)見表3。

根據(jù)公式4-1依次算出兩個(gè)車型的齒條力，選取其最大值。

表3 某平臺(tái)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)齒條力計(jì)算參數(shù)

4.1.2 電機(jī)輸出扭矩的確定

電機(jī)輸出扭矩按以下公式確定：

式中：Tm：電機(jī)扭矩，單位Nm；F：齒條力，單位為N；i：線角傳動(dòng)比，單位為mm/rev；η1：傳動(dòng)軸及軸向器傳動(dòng)效率；η2：減速機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率；Th：人手操作力矩，單位Nm；GR：減速機(jī)構(gòu)減速比。

兩個(gè)車型的齒條力F由公式4-1算出，從中選出最大值，由于是同平臺(tái)車型，傳動(dòng)效率η1和η2和人手操作力矩GR都設(shè)定為相同值，線角傳動(dòng)比按表3選取，通過(guò)公式4-4即可算出某平臺(tái)車型所需的最大電機(jī)扭矩參數(shù)，按此參數(shù)進(jìn)行整個(gè)平臺(tái)的電機(jī)設(shè)計(jì)和選擇，可滿足同一平臺(tái)不同車型的轉(zhuǎn)向性能要求，即可實(shí)現(xiàn)兩個(gè)車型助力電機(jī)的統(tǒng)一。

4.2 轉(zhuǎn)向管柱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

某平臺(tái)兩款車型均要求方向盤可調(diào)和方向盤可潰縮，為滿足項(xiàng)目車型開發(fā)要求，轉(zhuǎn)向管柱設(shè)計(jì)為上轉(zhuǎn)向管柱和下轉(zhuǎn)向管柱兩部分，中間用套管連接，碰撞時(shí)通過(guò)套管擠壓變形達(dá)到吸能目的；管柱內(nèi)部的轉(zhuǎn)向軸也分為兩段，上轉(zhuǎn)向軸與方向盤連接，下轉(zhuǎn)向軸與轉(zhuǎn)向中間軸連接，汽車發(fā)生碰撞時(shí)，上轉(zhuǎn)向管柱移入下轉(zhuǎn)向管柱內(nèi)，產(chǎn)生摩擦，同時(shí)擴(kuò)大駕駛員與方向盤的空間，防止駕駛員胸部撞到方向盤形成傷害；與CCB連接的轉(zhuǎn)向管柱上支架采用注塑塊，當(dāng)碰撞力超過(guò)注塑的剪切力，注塑塊脫落，同時(shí)鋼片變形，實(shí)現(xiàn)方向盤潰縮吸能。

4.3 轉(zhuǎn)向器設(shè)計(jì)

設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器之前需確定主要轉(zhuǎn)向參數(shù)，SEDAN和SUV的主要轉(zhuǎn)向參數(shù)見表4：

表4 某平臺(tái)主要轉(zhuǎn)向參數(shù)

由表4轉(zhuǎn)向參數(shù)可知，除最小轉(zhuǎn)彎直徑外，其余參數(shù)均一致，因此只需要按其中一款車型的轉(zhuǎn)向參數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)向器進(jìn)行設(shè)計(jì)。

綜合轉(zhuǎn)向參數(shù)、前軸最大載荷和對(duì)標(biāo)分析，轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)設(shè)計(jì)如表5所示：

5 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總成臺(tái)架試驗(yàn)

采用平臺(tái)化思路設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，分別在搭載1.2L、1.5L及1.0T的Sedan及SUV樣車上完成模態(tài)測(cè)試，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)均未出現(xiàn)共振現(xiàn)象，且樣車在試乘試駕活動(dòng)中，未反饋方向盤抖動(dòng)問(wèn)題。完成轉(zhuǎn)向管柱總成縱向剛度試驗(yàn)、橫向剛度試驗(yàn)，振動(dòng)耐久等臺(tái)架試驗(yàn)后，均未出現(xiàn)破壞變形和異常磨損現(xiàn)象；完成轉(zhuǎn)向器要求的各種臺(tái)架試驗(yàn)后，轉(zhuǎn)向器能正常工作，所有零件無(wú)裂紋，均滿足設(shè)計(jì)要求。

表5 某平臺(tái)轉(zhuǎn)向器主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

6 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)仿真校核和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，本文所論述的兩個(gè)車型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)均滿足設(shè)計(jì)定義要求，基于平臺(tái)化的設(shè)計(jì)思路，使得某平臺(tái)兩個(gè)車型的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)共用率得以極大的提高，按照企業(yè)現(xiàn)有供應(yīng)商體系評(píng)估，全新開發(fā)一套轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，開發(fā)成本在500萬(wàn)-800萬(wàn)不等，開發(fā)周期兩年半，通過(guò)平臺(tái)化的設(shè)計(jì)思路，整車開發(fā)成本得以大大降低，開發(fā)周期也相應(yīng)大幅縮小，極大的提高了企業(yè)的生產(chǎn)效益。