汪隨，袁葭杰

（揚州亞星客車股份有限公司，江蘇 揚州 225009）

前言

隨著人們對出行方便性要求的提高，低入口、低地板城市客車[1]已經成為許多大城市公共交通的首選。而低入口與低地板城市客車對轉向橋設計及選用基本相同，即滿足前橋過道高度即可。目前，此類車型常用的前橋結構有前獨立懸架及大落差剛性橋可供選擇。其中大落差剛性橋以結構簡單、方便布置、車架精度要求低、成本更低等優(yōu)勢被普遍運用。

1 轉向系統設計

為滿足操作輕便、轉向靈活的要求，客車常選用循環(huán)球式液壓助力轉向器[2]。轉向器常有立式及臥式布置形式。對于此12 米大客車，前懸較長，為方便布置，首選帶角傳動的轉向器臥式布置形式。而轉向器臥式布置又分為平臥及側臥兩種，側臥布置相比平臥布置傳動效率更高，但作為低地板城市客車，駕駛區(qū)相對較低，空間限制，轉向器側臥布置困難，因此，此類客車大多采用轉向器平臥布置形式[3]。

2 轉向系統校核及匹配

2.1 整車參數

最大總質量18000kg，前橋軸荷6500，后橋軸荷11500kg，軸距5900mm。

2.2 轉向梯形及轉角

目前，國內一般客車主機廠底盤設計還主要為前橋的選用，不專門設計新的轉向梯形（部分有開發(fā)能力的大主機廠才會根據整車情況開發(fā)新的轉向梯形）。此客車為選用市場上現有的大落差剛性前橋，已附帶轉向梯形，一級落差75mm，二級落差130mm，最大內外輪轉角48°/38°。

根據選用的前橋轉向梯形參數可得到實際的內輪轉角與外輪轉角對應關系。再根據前輪定位參數、軸距等通過作圖法可繪制理論內輪轉角與外輪轉角對應關系，得到實際與理論轉角差[4]。結果如圖1 所示：

圖1 轉角差值曲線

據校核結果，內輪轉角0°-30°范圍內，實際外輪轉角與理論外輪轉角差不超過1°，前橋轉向梯形選擇滿足整車要求。

2.3 轉向器的匹配與布置

轉向器90%效率最大輸出力矩需大于原地轉向阻力距，以保證轉向輕便性[5]。此客車前橋軸荷6500kg，采用國產江門ZJ120C（同BOSCH 8098）循環(huán)球式液壓助力轉向器，平臥布置。轉向器90%最大輸出扭矩6414 N.m，傳動比23.27，搖臂最大擺角94°，最大工作油壓15MPa。

2.4 轉向油泵的匹配

轉向油泵最高油壓需大于系統所需油壓，其提供的流量需滿足快速轉向時（方向盤1.5r/s 轉速）需求，否則動力轉向反而會形成附加阻力。此客車采用電動轉向油泵，最大工作油壓13MPa，控制流量16L/min，排量12ml/r，轉速1500r/min。

2.5 轉向傳動桿系

轉向垂臂設計[6]應保證轉向器在前橋最大轉角時轉向器行程能夠達到總行程的90%以上，以充分利用轉向器性能。前橋分別左轉或右轉到極限時轉向垂臂前后擺角差盡量小（通常垂臂左右轉角差＜3°），從而保證方向盤兩側轉角差小。轉向直拉桿連接轉向垂臂與轉向節(jié)臂，在滿足車輛前橋最大載荷使用條件下，做到在轉向過程中不與懸架件及輪胎等有干涉。

設計時通過CAD 等繪圖軟件，先找出橋上轉向節(jié)臂相對橋主銷的轉動點及轉動距離，即節(jié)臂的實際轉動中心距及節(jié)臂長度，以此為基礎繪制轉向節(jié)臂和轉向垂臂運動軌跡及極限位置。

此客車轉向布置如圖2 所示，轉向垂臂長度265mm，左右極限擺角44.3°/42.7°。

圖2 轉向布置圖

2.6 匹配計算校核

2.6.1 原地轉向阻力距計算校核

采用半經驗公式：

式中：Mr為原地轉向阻力矩；G1為轉向軸負荷；J為輪胎與地面間的滑動摩擦系數；P表示輪胎氣壓。

計算得：原地轉向阻力矩Mr=4045.2 N.m＜轉向器90%最大輸出力矩6414 N.m，轉向器選擇符合要求。

2.6.2 系統壓力校核

轉向傳動油經轉向油泵加壓后，輸送至轉向機內，推動其內活塞，形成助力與車輪阻力平衡。

式中：Ma為施加在轉向盤上的力矩；P為轉向系統所需最大油壓；ΔP為轉向系統的壓力損失；S為轉向機活塞有效面積；r為轉向機齒扇半徑；D為轉向機缸體直徑；d為轉向機絲桿直徑；t為轉向機絲桿螺距。

根據公式（2）、（3）、（4）代入各參數，計算得：系統最大油壓P=10.3MPa。

所選轉向油泵及轉向機最高油壓均大于此值，轉向油泵壓力匹配符合要求。

2.6.3 系統流量校核

轉向系統流量需滿足方向盤1.5r/s 轉速需求，計算公式如下：

式中：Q0為轉向器理論所需流量；k 為流量計算經驗系數；Q2為轉向器允許的內泄漏量；Q1為轉向系統實際所需流量。

根據（5）、（6）式，代入參數計算得：轉向系統實際所需流量。

所選轉向油泵控制流量為16 L/min 大于計算所得，轉向油泵流量符合要求。

3 試驗驗證

作為城市客車，轉向使用更為頻繁，為減少駕駛員打方向時的勞動強度，轉向時方向盤力需較小（城市客車方向盤力一般設計小于50N）。根據GB 17675 對轉向系的要求，車輛向左或向右轉向力不得有顯著差異。車輛以10km/h 車速、24m 轉彎直徑前行轉彎時，帶助力轉向但助力轉向失效時，其轉向力應小于588N，且機動動作時間不得大于6s。

在此，本文從轉向輕便性[7]和助力失效時轉向力[8]這兩個方面對整車進行試驗驗證。

3.1 試驗準備

車輛裝載到最大總質量18000kg，前軸6500kg，后軸11500kg，輪胎氣壓符合要求；

試驗設備：數據采集器、測力方向盤、氣壓表、風速儀、卷尺等；

試驗環(huán)境：平坦干燥路面，環(huán)境溫度20°，最大風速＜5m/s。

3.2 轉向輕便性試驗

考慮城市客車實際使用情況，經常在站內原地打方向后再行駛，而原地轉向也是方向盤力最大的時候，試驗測得原地轉向方向盤力矩結果如圖3 所示：

圖3 原地轉向方向盤力矩與轉角曲線

從試驗結果可知，原地轉向最大方向盤力矩10.5N.m，此客車配置方向盤直徑500mm，得原地轉向最大方向盤力42N，符合轉向輕便性要求。

3.3 轉向助力失效轉向力試驗

轉向助力失效轉向力試驗按GB 17675 要求進行，按24m轉彎直徑現場測得方向盤兩邊轉角為右轉880°、左轉830°，以此獲得試驗數據結果如圖4 所示：

圖4 轉向助力失效方向盤力矩與轉角曲線

從試驗結果可知，24m 轉彎直徑時右轉方向盤最大力矩104.8N.m，作用力419.N，作用時間5.01s；左轉方向盤最大力矩102.7N.m，作用力410.8N，作用時間4.75s，符合轉向法規(guī)要求。

4 結論與分析

本文以低地板城市客車轉向系統設計為研究，記錄了客車轉向系統匹配、校核、驗證等過程。結果表明，此12 米城市客車用的大落差轉向前橋軸荷6500kg，軸距5900mm，轉向輕便性及助力失效時轉向力都符合要求。目前市場上出現部分三軸雙層城市客車，使用的此類大落差轉向前橋軸荷要到7000kg[9]，整車最大總質量也相應增大，軸距也更大，此類客車轉向系統設計時，對轉向系統匹配校核要求則更高。