魏成　裴希華

摘 要：隨著液壓助力轉向系統(tǒng)的不斷應用與發(fā)展，人們對轉向系統(tǒng)的要求越來越高。文章結合某氫燃料車型液壓助力轉向系統(tǒng)的設計，就該系統(tǒng)中的轉向器和電動轉向泵壓力和流量進行匹配設計，對轉向器垂臂擺角、轉向油管的內徑和油罐的容積、轉向直拉桿的間隙和強度等進行設計和校核，確保了轉向系統(tǒng)的安全性和合理性。

關鍵詞：轉向系統(tǒng);校核;匹配設計

中圖分類號：U463.4 ?文獻標識碼：B ?文章編號：1671-7988（2020）03-11-04

前言

氫燃料汽車是以氫為主要能量，國內現階段已經形成一定的產業(yè)集群。隨著在氫燃料電池電堆及其關鍵材料領域已初步形成產業(yè)鏈，國內各產業(yè)鏈企業(yè)也在不斷突破和技術創(chuàng)新。本文以此為依托，對該車型轉向系統(tǒng)設計和校核進行詳細闡述，旨在為后續(xù)的車型開發(fā)提供必要的參考和依據。

1 動力轉向器的選用

該車型主要技術參數如表1。

1.2 轉向器垂臂擺角校核

確定轉向器的安裝位置和前橋的狀態(tài)后，轉向器和轉向節(jié)臂的相對位置可以確定，拉桿的長度即可確定。汽車方向盤打至左右極限時，需保證前軸上的限位螺栓先起限位作用，這樣保護了轉向器，確保了行程的安全性。作圖步驟是先畫出前輪的最大內、外轉角，將前軸內、外轉角的運動量再通過轉向直拉桿影射成轉向器垂臂的擺角，檢驗垂臂擺角是否在設計的擺角范圍內。若在，說明設計合理;若不在，則說明擺角運動干涉，即方向盤在極限位置時是轉向器垂臂在限位，存在安全隱患。如下是該車型轉向器垂臂擺角校核圖，圖中垂臂長度194.5mm，車輪內轉角37°，外轉角27.7°，轉向節(jié)臂中心到主銷中心距離200mm，轉向直拉桿長度857mm已確定。

如上圖，在車輪極限轉角為37°和27.7°時，轉向器垂臂擺角分別是39°和28°，在轉向器輸出擺角±（42°±1°）范圍內，滿足要求。

此時，方向盤總圈數n需重新計算確定。

2 轉向油泵的選用

車型選用電動轉向泵，采用泵體和控制器一體式。油泵采用永磁同步電機，具有能耗低、重量輕、體積小等特點?？刂破鞑捎酶咝阅艿碾娏魇噶靠刂萍夹g，即變頻調速控制，低速高轉矩輸出，具有良好的動態(tài)特性、超強的過載能力。

5 轉向直拉桿設計

5.1 直拉桿外形設計

車輛右轉向時，左前輪胎會靠近直拉桿，在底盤布置過程中二者間的避讓空間需在直拉桿的彎形上進行考慮，初步設計結果如下圖：

5.2 直拉桿間隙校核

轉向直拉桿應不與周邊部件（輪胎和懸架）產生干涉，通常要求轉向直拉桿與周邊部件的距離≥20mm。由于轉向直拉桿屬于運動部件，因此有必要對其周邊部件的運動間隙進行校核。校核主要看輪胎最大外轉角和最大內轉角兩個極限位置時，轉向直拉桿與周邊部件的間隙。運用二維圖進行校核，校核結果如下圖所示：

由上述二維圖可知，當轉向輪向內轉至最大轉角27.7°時，直拉桿與輪胎間隙最小，間隙值為27.1mm。車輪處于直線位置時，直拉桿與板簧間隙最小，間隙值為71.4mm。兩個間隙值均>20mm，所以直拉桿彎形設計滿足要求。

5.3 轉向直拉桿強度校核

直拉桿工作時主要是產生拉壓變形，故只校核其拉壓應力。汽車原地轉向時，作用在直拉桿上的力為F，產生的拉壓應力為σ。轉向拉壓力的確定從兩個方面考慮：動力轉向器在直拉桿上產生的拉壓力和轉向阻力矩在直拉桿上產生的拉壓力。下圖為直拉桿受力分析的簡圖：

圖中，A為垂臂初始位置，A1為垂臂左極限位置，A2為垂臂右極限位置，B為轉向節(jié)臂初始位置，B1為轉向節(jié)臂左極限位置，B2為轉向節(jié)臂右極限位置，α為垂臂初始位置時與拉桿的夾角，α1為垂臂左極限位置時與拉桿的夾角，α2為垂臂右極限位置時與拉桿的夾角，F0為傳遞到直拉桿上的力，F1為轉向器輸出到垂臂運動軌跡切線方向的力，F2為垂臂方向的分力。

A1處：F0=F1/sinα1

A處：F0=F1/sin（π-α）=F1/sinα

A2處：F0=F1/sin（π-α2）=F1/sinα2

當垂臂與拉桿的夾角為90°時，F0最大。在對直拉桿進行力學校核、分析時，按最大受力狀態(tài)進行分析。

下表是直拉桿拉壓力計算的已知參數：

6 結束語

本文介紹了某氫燃料車型液壓助力轉向系統(tǒng)的匹配設計，根據車型相關的主要技術參數選擇相應的轉向器，通過對電動轉向泵的流量和壓力、轉向油管的內徑和油罐的容積、轉向直拉桿的間隙和強度等的校核計算，使轉向系統(tǒng)匹配合理，部件滿足強度和操控要求。對后續(xù)類似的液壓助力轉向系統(tǒng)的設計有一定的參考價值。

參考文獻

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