甘傳文，王子龍，鄧 彪，葉方標(biāo)

（重慶車輛檢測研究院有限公司國家客車質(zhì)量監(jiān)督檢驗中心，重慶401122）

汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的基本功能是用來保持或者改變汽車的行駛方向，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能保證各個轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系，使車輛前進(jìn)和倒退的方向符合駕駛員的意愿[1-2]。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對汽車的行駛安全至關(guān)重要，強(qiáng)制性國家標(biāo)準(zhǔn)GB7258規(guī)定專用校車及轉(zhuǎn)向軸最大設(shè)計軸荷大于4 000 kg的其他機(jī)動車，應(yīng)采用轉(zhuǎn)向助力裝置[3]。為減輕駕駛員在進(jìn)行轉(zhuǎn)向操縱時對轉(zhuǎn)向盤的作用力，避免引起駕駛疲勞，目前客車一般采用的是液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。強(qiáng)制性國家標(biāo)準(zhǔn)GB17675對汽車不帶助力時轉(zhuǎn)向力，帶助力轉(zhuǎn)向但助力轉(zhuǎn)向失效時轉(zhuǎn)向力以及轉(zhuǎn)向操作的機(jī)動動作時間都做了嚴(yán)格的限定。本文針對帶助力轉(zhuǎn)向的某大型客車轉(zhuǎn)向助力失效時轉(zhuǎn)向力超出標(biāo)準(zhǔn)要求的結(jié)果，對其不滿足標(biāo)準(zhǔn)限值的可能因素進(jìn)行分析，找出問題的原因并提出整改方案。

1 初次轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗轉(zhuǎn)向力結(jié)果

1.1 客車主要技術(shù)參數(shù)

客車主要技術(shù)參數(shù)如表1所列。

表1 主要技術(shù)參數(shù)

1.2 轉(zhuǎn)向力試驗結(jié)果

該車型的配備帶液壓助力的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，按照國家標(biāo)準(zhǔn)GB17675和GB7258的規(guī)定，先將車輛裝載至最大總質(zhì)量狀態(tài)，使車輛以10 km/h車速、24 m轉(zhuǎn)彎直徑前行轉(zhuǎn)彎時，正常情況下其轉(zhuǎn)向力應(yīng)小于245 N，助力轉(zhuǎn)向失效時轉(zhuǎn)向力應(yīng)小于588 N.機(jī)動動作時間正常情況下不得大于4 s，帶助力轉(zhuǎn)向但助力失效時不得大于6 s，分別進(jìn)行左、右兩個方向的試驗[3-4]。轉(zhuǎn)向力及動作時間試驗結(jié)果見表2.

表2 轉(zhuǎn)向力試驗結(jié)果

從試驗結(jié)果可以看出，該車型在正常情況下的轉(zhuǎn)向力和轉(zhuǎn)向動作時間均在標(biāo)準(zhǔn)要求的限值范圍內(nèi)，滿足要求。但在助力失效的狀態(tài)下，左轉(zhuǎn)和右轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)向力都大于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的588 N限值，并且，因為所需的作用力過大，導(dǎo)致駕駛員在操作轉(zhuǎn)向盤時的機(jī)動時間也超過6 s沒有達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)的要求。

2 轉(zhuǎn)向力超標(biāo)原因分析

助力轉(zhuǎn)向失效時，車輛的轉(zhuǎn)向完全依靠駕駛員的手操作轉(zhuǎn)向盤，驅(qū)動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動機(jī)構(gòu)帶動轉(zhuǎn)向輪完成。客車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向力試驗是在滿載低速狀態(tài)下完成的，此時，轉(zhuǎn)向力過大，可能與客車選用的轉(zhuǎn)向盤大小、轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的傳動比、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各組件的內(nèi)阻以及前橋轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尺寸等四個方面相關(guān)。以下從這幾個方面分別進(jìn)行分析，找出出現(xiàn)問題的主要原因。

2.1 轉(zhuǎn)向盤尺寸

汽車轉(zhuǎn)向盤的功能是將駕駛員作用在其邊緣上的力轉(zhuǎn)變?yōu)檗D(zhuǎn)矩后傳遞給轉(zhuǎn)向軸，一般是通過花鍵與轉(zhuǎn)向軸相連接。使用直徑更大些的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)向時，駕駛員作用到轉(zhuǎn)向盤邊緣上的手力可更小些，在駕駛員的作用力一定的情況下，轉(zhuǎn)向盤的直徑越大產(chǎn)生的力矩越大。目前大型客車采用的轉(zhuǎn)向盤主要有直徑Ф450 mm、Ф480 mm和Ф500 mm等尺寸，該車型使用的是直徑Ф500 mm轉(zhuǎn)向盤，在同級車型中已經(jīng)是偏大的尺寸，因此，判斷轉(zhuǎn)向盤大小不會是導(dǎo)致轉(zhuǎn)向力過大的主要因素。

2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比可以用轉(zhuǎn)向器的角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比的積來衡量，轉(zhuǎn)向器角傳動比是轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角增量與轉(zhuǎn)向器垂臂轉(zhuǎn)角增量之比，轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)角傳動比是轉(zhuǎn)向器垂臂轉(zhuǎn)角增量與轉(zhuǎn)向盤一側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)的轉(zhuǎn)角增量之比。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比越大，駕駛員操作轉(zhuǎn)向盤會越輕便，即越省力。大型客車的轉(zhuǎn)向器角傳動比通常在16～23之間，傳動機(jī)構(gòu)角傳動比在0.85～1.1之間。該型客車轉(zhuǎn)向器角傳動比i1=21.92，傳動機(jī)構(gòu)角傳動比i2=1.03，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比i=i1×i2=21.92×1.03=22.58.根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配設(shè)計經(jīng)驗，該型車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比選擇合適，通過增大傳動比以減小轉(zhuǎn)向操作力的空間也不大。

2.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各部件的內(nèi)阻

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各活動部件中，轉(zhuǎn)向管柱以及轉(zhuǎn)向軸總成、傳動軸十字節(jié)、角轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向器的轉(zhuǎn)動阻力，直拉桿總成球銷部分?jǐn)[動阻力，轉(zhuǎn)向橋主銷軸承的潤滑情況等，如轉(zhuǎn)向過程中出現(xiàn)卡滯、轉(zhuǎn)動阻力過大均會影響車輛的轉(zhuǎn)向輕便性，增大轉(zhuǎn)向力。通過對試驗客車的轉(zhuǎn)向管柱以及傳動軸總成、角轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向傳動軸、轉(zhuǎn)向器、直拉桿總成和轉(zhuǎn)向橋主銷等部件進(jìn)行逐一的檢查，發(fā)現(xiàn)直拉桿總成球銷部分?jǐn)[動阻力矩，其他各部件的轉(zhuǎn)動阻力矩以及各活動部件間的潤滑情況均滿足產(chǎn)品設(shè)計技術(shù)要求。從而可以排除因轉(zhuǎn)向系統(tǒng)部件內(nèi)阻過大造成轉(zhuǎn)向力超標(biāo)。

2.4 前橋轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)

根據(jù)阿克曼轉(zhuǎn)向原理，車輛在轉(zhuǎn)彎過程中，每個車輪應(yīng)圍繞同一個中心轉(zhuǎn)動，從而保證輪胎與地面間無滑動摩擦而處于摩擦力最小的純滾動狀態(tài)[5]。對于該型兩軸客車，前輪是轉(zhuǎn)向輪，轉(zhuǎn)彎時2個前轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)向中心與后軸軸線延長線相交于一點，即符合阿克曼轉(zhuǎn)向原理。前橋的轉(zhuǎn)向梯形是指使車輛符合阿克曼原理的四連桿傳動機(jī)構(gòu)，包括左/右梯形臂、橫拉桿，轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)各部件的尺寸應(yīng)根據(jù)車輛的軸距L和前輪主銷中心距K來唯一確定。

該型客車的軸距L=6 250 mm，前輪主銷中心距K=1 895 mm，設(shè)計最小轉(zhuǎn)彎半徑R=10 300 mm，根據(jù)阿克曼轉(zhuǎn)向理論，確定該車型的最大外輪轉(zhuǎn)角37.36°，理想最大內(nèi)輪轉(zhuǎn)角為44.81°.該車實際選用的前橋轉(zhuǎn)向梯形，梯形臂長m=190 mm，梯形底角α=74.92°.該車轉(zhuǎn)向時的外輪轉(zhuǎn)角θ0，理想內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θi和實際內(nèi)輪轉(zhuǎn)角θ′i的對應(yīng)關(guān)系見表3，理想內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系和實際內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系如圖1所示。

表3 內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系

圖1 內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線

由表3和圖1可以看出，該車在轉(zhuǎn)向時的實際轉(zhuǎn)角與理想轉(zhuǎn)角存在較大的差別，特別是外輪轉(zhuǎn)角超過25°之后，差異更為明顯。車輛轉(zhuǎn)向過程中，車輪無法達(dá)到理想的純滾動狀態(tài)，會出現(xiàn)車輪的拖滑現(xiàn)象，而車輪與路面間的滑動阻力要遠(yuǎn)大于滾動阻力，從而使駕駛員在操縱轉(zhuǎn)向盤時需要用更大的力。根據(jù)以上分析，該車前橋轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)參數(shù)不合理，應(yīng)該是導(dǎo)致其轉(zhuǎn)向力超標(biāo)的主要原因。

3 整改方案

通過分析明確了該型客車的轉(zhuǎn)向力超標(biāo)的主要原因，確定應(yīng)重新選定前橋的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)，使其與整車軸距、轉(zhuǎn)向輪主銷中心距等相關(guān)參數(shù)相匹配，讓車輛轉(zhuǎn)彎時符合阿克曼轉(zhuǎn)向理論，減小車輛在轉(zhuǎn)彎過程中輪胎所產(chǎn)生的阻力。通過更換前橋轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)的梯形臂與轉(zhuǎn)向橫拉桿，整改后的前橋轉(zhuǎn)向梯形，梯形臂長m=180 mm，梯形底角α=77.84°，車輛轉(zhuǎn)向時的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角對應(yīng)關(guān)系見表4，內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線如圖2所示。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的其他部件不變，重新按工藝技術(shù)要求進(jìn)行裝配。

表4 整改后內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系

圖2 整改后內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線

由表4和圖2可以看出，整改后車輛轉(zhuǎn)彎時的實際內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系更接近理想轉(zhuǎn)角關(guān)系，在外輪轉(zhuǎn)角超過25°之后，內(nèi)輪實際轉(zhuǎn)角與理想轉(zhuǎn)角的差別也大幅減小。

4 整改后試驗驗證

在完成前橋轉(zhuǎn)型梯形機(jī)構(gòu)整改后，重新對這輛客車按照國標(biāo)GB17675的要求進(jìn)行助力失效后的轉(zhuǎn)向力測試，試驗結(jié)果如表5所示。從試驗結(jié)果看，動作時間左轉(zhuǎn)4.76 s，右轉(zhuǎn)4.92 s，均小于標(biāo)準(zhǔn)要求的上限6 s；左轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向力489 N，右轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向力409 N，都滿足標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的小于588 N要求。整改后轉(zhuǎn)向力改善的效果明顯，符合標(biāo)準(zhǔn)的相關(guān)要求。

表5 整改后轉(zhuǎn)向力試驗結(jié)果

5 結(jié)束語

本文通過分析某大型客車轉(zhuǎn)向盤大小、轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)的傳動比、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)各組件的內(nèi)阻以及前橋轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)尺寸對駕駛員轉(zhuǎn)向操作力的影響，提出方案改善助力失效時轉(zhuǎn)向力超標(biāo)的問題。按照確定的方案進(jìn)行整改后，對車輛重新進(jìn)行助力失效轉(zhuǎn)向力試驗，該輛客車的轉(zhuǎn)向輕便性明顯提升，符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。影響駕駛員轉(zhuǎn)向力的因素較多，設(shè)計人員需要在車型開發(fā)階段，根據(jù)車型軸距、轉(zhuǎn)向軸滿載軸荷等相關(guān)參數(shù)，綜合考慮確定轉(zhuǎn)向盤尺寸、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比以及轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)等關(guān)鍵參數(shù)，同時加強(qiáng)生產(chǎn)裝配質(zhì)量控制，盡量避免出現(xiàn)轉(zhuǎn)向力超標(biāo)，提升車輛行駛安全性能。