摘要：轉(zhuǎn)向系統(tǒng)對汽車的操縱輕便性、機(jī)動性、靈敏性及行駛安全性至關(guān)重要，伴隨著中國汽車產(chǎn)業(yè)的蓬勃發(fā)展，人們對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求也越來越高。以某氫燃料輕卡為例，介紹了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計匹配過程，通過理論計算及分析，驗證了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計的法規(guī)符合性，并通過系統(tǒng)零部件匹配校核，驗證了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計的安全性和合理性，研究結(jié)論可為其他車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計提供參考。

關(guān)鍵詞：氫燃料輕卡;轉(zhuǎn)向系統(tǒng);設(shè)計匹配;校核

中圖分類號：U463.4收稿日期：2022-04-19

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2022.07.008

1前言

氫能是一種來源豐富、綠色低碳、應(yīng)用廣泛的二次能源，正逐步成為全球能源轉(zhuǎn)型發(fā)展的重要載體之一。為助力實現(xiàn)碳達(dá)峰、碳中和目標(biāo)，深入推進(jìn)能源生產(chǎn)和消費革命，構(gòu)建清潔低碳、安全高效的能源體系，促進(jìn)氫能產(chǎn)業(yè)高質(zhì)量發(fā)展，2022年3月國家發(fā)展改革委員會、國家能源局聯(lián)合發(fā)布了《氫能產(chǎn)業(yè)發(fā)展中長期規(guī)劃（2021-2035年）》。氫燃料汽車作為氫能在交通領(lǐng)域的應(yīng)用終端，迎來重大發(fā)展機(jī)遇。

本文以某氫燃料輕卡為例，對該車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和零部件設(shè)計匹配校核過程進(jìn)行了詳細(xì)的論述，驗證了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計的法規(guī)符合性、安全性和合理性，為其他車型，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計提供參考。

2整車及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)

如圖1所示，某氫燃料輕卡采用EHPS電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，該系統(tǒng)由轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱帶傳動軸總成、循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器帶垂臂總成、轉(zhuǎn)向油泵帶電機(jī)總成、轉(zhuǎn)向液壓管路、轉(zhuǎn)向油罐、轉(zhuǎn)向直拉桿、轉(zhuǎn)向橫拉桿等部件組成。整車及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)輸入?yún)?shù)見表1。

依據(jù)底盤初始布置方案確定的整車坐標(biāo)系下的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點坐標(biāo)如表2所示。

3轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計匹配

3.1轉(zhuǎn)向梯形校核

轉(zhuǎn)向輪的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系不僅影響輪胎的磨耗、轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向盤操作力、轉(zhuǎn)向時的回正力矩，同時對車輛的最小轉(zhuǎn)彎半徑也有一定的影響。精確的轉(zhuǎn)向梯形能夠更好地滿足阿克曼原理，保證良好的轉(zhuǎn)向性能。轉(zhuǎn)向梯形設(shè)計過程中對阿克曼轉(zhuǎn)角關(guān)系的符合程度，常用阿克曼率來進(jìn)行評價。利用ADMAS軟件搭建底盤多體動力學(xué)模型，仿真分析得出該車型內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線詳見圖2。

該車型實際內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線介于平行幾何學(xué)曲線和阿克曼幾何學(xué)理論曲線之間，20°轉(zhuǎn)角時阿克曼率為53.4%，在40%～60%范圍內(nèi)，全轉(zhuǎn)角時阿克曼率為80.5%，對于輕卡車型而言，阿克曼率處于較優(yōu)的設(shè)計范圍，內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系為較好的設(shè)計狀態(tài)。

3.2最小轉(zhuǎn)彎半徑

最小轉(zhuǎn)彎半徑表征了汽車能夠通過狹窄彎曲地帶或繞過不可越過的障礙物的能力。轉(zhuǎn)彎半徑越小，汽車的機(jī)動性能越好。

按外輪最大轉(zhuǎn)角：

按內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角：

最小轉(zhuǎn)彎半徑：R（Rm+R2m）=6378.5 mm

對于輕型載貨汽車而言，最小轉(zhuǎn)彎半徑通常不大于8m，故該氫燃料輕卡車型最小轉(zhuǎn)彎半徑符合要求。

3.3循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器行程校核

轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向橋的布置位置確定后，轉(zhuǎn)向直拉桿的長度即可確定，然后可運用作圖法或者運動仿真分析的方法對轉(zhuǎn)向器垂臂軸轉(zhuǎn)角進(jìn)行校核。運用作圖法校核時，首先根據(jù)轉(zhuǎn)向輪極限轉(zhuǎn)角位置，畫出轉(zhuǎn)向節(jié)臂中心極限位置，然后根據(jù)轉(zhuǎn)向直拉桿長度影射出轉(zhuǎn)向器垂臂軸轉(zhuǎn)角極限位置。為保護(hù)循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器的行程安全性，汽車轉(zhuǎn)向盤打至左右極限位置時，需保證轉(zhuǎn)向橋上的車輪轉(zhuǎn)角限位螺栓起限位作用。因此通過轉(zhuǎn)向輪極限轉(zhuǎn)角校核得到的轉(zhuǎn)向器垂臂軸轉(zhuǎn)角，應(yīng)在循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器垂臂軸設(shè)計轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，否則說明轉(zhuǎn)向器垂臂軸存在安全隱患。

循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器垂臂軸轉(zhuǎn)角校核圖如圖3所示，該車型在轉(zhuǎn)向輪極限轉(zhuǎn)角分別為41°和330時，對應(yīng)的轉(zhuǎn)向器垂臂軸實際轉(zhuǎn)角0為38.1°，在垂臂軸設(shè)計轉(zhuǎn)角+45°范圍內(nèi)，符合設(shè)計要求。

3.4轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比和轉(zhuǎn)向盤圈數(shù)

循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器角傳動比：

轉(zhuǎn)向傳動裝置角傳動比：

轉(zhuǎn)向傳動裝置角傳動比在0.85～1.1范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)向垂臂長度L，符合設(shè)計經(jīng)驗要求。

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)角傳動比由動力轉(zhuǎn)向器角傳動比和轉(zhuǎn)向傳動裝置角傳動比組成：

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力傳動比：

轉(zhuǎn)向盤圈數(shù)：

對于該氫燃料輕卡車型而言，轉(zhuǎn)向盤總?cè)?shù)設(shè)計為4圈比較合理。

3.5靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向無助力時轉(zhuǎn)向盤手力

GB 17675-2021《汽車轉(zhuǎn)向系基本要求》[2]規(guī)定，對于N2類車輛，當(dāng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)出現(xiàn)故障時以10km/h車速從直線行駛進(jìn)入轉(zhuǎn)向行駛狀態(tài)，使車輛達(dá)到轉(zhuǎn)向半徑為20m的轉(zhuǎn)向圓時，轉(zhuǎn)向操縱力應(yīng)小于400N。轉(zhuǎn)向盤手力大小作為重要的法規(guī)要求項，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計時必須對其的符合性進(jìn)行校核。汽車在靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向時的阻力矩最大，比行駛中的轉(zhuǎn)向阻力矩大2～3倍，是車輛轉(zhuǎn)向所需力矩的最大值，常采用半經(jīng)驗公式來計算車輛在瀝青或混凝土路面上的靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩M，=（Gg）948.3 N-ma

則轉(zhuǎn)向系統(tǒng)故障無助力時，原地轉(zhuǎn)向所需的轉(zhuǎn)向盤手力：F=2000D= 280.2 N-m。

該車型電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向無助力時轉(zhuǎn)向盤手力為280.2N，小于400N符合法規(guī)要求。

3.6轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動校核

轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)普遍采用非等速的十字萬向節(jié)，通常由兩個十字萬向節(jié)連接而成，由于受整車布置空間的限制，其傳動等速性很難保證，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動無法避免。力矩波動感直接影響著駕駛感覺，力矩波動校核對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計而言意義重大。

根據(jù)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點搭建運動仿真模型，分析得到該氫燃料輕卡轉(zhuǎn)向力矩波動率曲線如圖4所示，力矩波動率最大0.67%，小于5%經(jīng)驗值要求。

3.7轉(zhuǎn)向桿系與懸架的運動干涉校核

汽車轉(zhuǎn)向桿系設(shè)計應(yīng)保證車輪上下跳動時由轉(zhuǎn)向桿系與懸架的運動干涉所引起的車輪前束角變化盡可能小。在縱置鋼板彈簧非獨立懸架中，轉(zhuǎn)向桿系與懸架的匹配設(shè)計就是如何布置轉(zhuǎn)向直拉桿的問題[3]。根據(jù)硬點搭建運動仿真模型校核，轉(zhuǎn)向桿系與懸架的運動干涉情況如圖5所示。

在整車側(cè)視圖中，懸架運動與轉(zhuǎn)向直拉桿運動不協(xié)調(diào)造成的轉(zhuǎn)向節(jié)臂球銷中心軌跡X向偏差，在輪跳下極限時為2.97 mm，在輪跳上極限時為2.90 mm，偏差均小。于3mm的設(shè)計要求。

4轉(zhuǎn)向系統(tǒng)零部件設(shè)計匹配

4.1循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器帶垂臂總成匹配校核

根據(jù)靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩，計算得到轉(zhuǎn)向搖臂受到的扭矩M=M=959.8 N.m。則循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器最大輸出扭安全系數(shù)

為保證系統(tǒng)安全可靠，循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩安全系數(shù)應(yīng)大于1.5，產(chǎn)品選型符合要求。按照動力轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩，推算動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大承載前轉(zhuǎn)向軸軸荷

該動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可滿足前轉(zhuǎn)向軸59%超載使用條件。

4.2轉(zhuǎn)向油泵帶電機(jī)總成匹配校核

在新能源輕卡車型上用高壓電機(jī)帶動轉(zhuǎn)向油泵是當(dāng)前的一種主流技術(shù)方案，轉(zhuǎn)向油泵帶電機(jī)總成作為轉(zhuǎn)向助力裝置的核心部件，其技術(shù)參數(shù)對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)基本性能有著重大影響。

4.2.1轉(zhuǎn)向油泵技術(shù)參數(shù)匹配計算

轉(zhuǎn)向油泵的主要技術(shù)參數(shù)包括流量、工作壓力、排量和工作轉(zhuǎn)速。首先，根據(jù)轉(zhuǎn)向盤最大瞬時轉(zhuǎn)速，確定動力轉(zhuǎn)向器理論流量：

式中，w為汽車轉(zhuǎn)向盤最大瞬時轉(zhuǎn)速，輕卡車型取75r/min;t為動力轉(zhuǎn)向器螺桿螺距，mm;S為動力轉(zhuǎn)向器油缸實際工作面積，表達(dá)式為：

考慮系統(tǒng)內(nèi)泄漏，動力轉(zhuǎn)向泵流量Q應(yīng)滿足：

式中，Q。'為動力轉(zhuǎn)向器泄露量，取0.8L/min，與產(chǎn)品制造水平有關(guān)。

綜上，動力轉(zhuǎn)向泵流量應(yīng)在8.12～10.56 L/min范圍內(nèi)。

轉(zhuǎn)向油泵壓力過大會導(dǎo)致系統(tǒng)脈動強(qiáng)烈、液壓介質(zhì)黏度變化溫度升高、系統(tǒng)泄露風(fēng)險增加、零部件壽命縮短，因此應(yīng)根據(jù)系統(tǒng)負(fù)載大小來確定合適的壓力值。動力轉(zhuǎn)向器工作需求壓力：

考慮液壓轉(zhuǎn)向管路內(nèi)的壓力損失，動力轉(zhuǎn)向器實際最大需求工作壓力P。'= P。/0.9 = 5.4 MPa。

動力轉(zhuǎn)向泵工作壓力應(yīng)大于動力轉(zhuǎn)向器實際最大需求工作壓力，為了其安全性考慮，還應(yīng)該給1.5～2倍的安全系數(shù)，因此動力轉(zhuǎn)向油泵最大壓力應(yīng)在8.1～10.8 MPa范圍。轉(zhuǎn)向油泵流量確定后，應(yīng)根據(jù)工作轉(zhuǎn)速來確定油泵的排量大小。

轉(zhuǎn)向油泵排量偏小，容易出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沉重;排量偏大則會導(dǎo)致系統(tǒng)發(fā)熱，影響液壓介質(zhì)、管路及密封件的使用性能及其使用壽命。轉(zhuǎn)向油泵的排量和理論流量、轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系為Q'=qn。轉(zhuǎn)向油泵轉(zhuǎn)速過高，將會造成吸油不足，產(chǎn)生振動和噪音，零件會遭受氣蝕損傷壽命降低;轉(zhuǎn)向油泵轉(zhuǎn)速過低自吸性較差，要獲得同等大小的輸出流量，則需要增加油泵體積，導(dǎo)致重量增加。因此參考市場上同類輕卡車型，確定轉(zhuǎn)向油泵轉(zhuǎn)速為1 200 r/min，則轉(zhuǎn)向油泵排量為6.8～8.8 mL/r.

綜合以上技術(shù)參數(shù)要求及供應(yīng)商產(chǎn)品系列，選定轉(zhuǎn)向油泵產(chǎn)品狀態(tài)如表3所示。

4.2.2 轉(zhuǎn)向電機(jī)技術(shù)參數(shù)匹配計算

轉(zhuǎn)向電機(jī)參數(shù)根據(jù)匹配的轉(zhuǎn)向油泵參數(shù)來確定，其中電機(jī)功率、轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速是匹配的關(guān)鍵技術(shù)參數(shù)[4]。

轉(zhuǎn)向油泵輸出功率：P，=PQ"/60 = 1.36kW式中，Q“為實際流量，Q” =qnn， x 10-3。

則轉(zhuǎn)向電機(jī)功率：P.=P./n= 1.81kW 式中，n為總效率，取0.75。

轉(zhuǎn)向電機(jī)扭矩：N=14.4kw 式中，n為機(jī)械效率，n= n/n.o

根據(jù)轉(zhuǎn)向電機(jī)工作頻率和轉(zhuǎn)速、電機(jī)極對數(shù)之間的關(guān)系，計算電機(jī)工作頻率f =np/60 = 100 Hz。式中，p為轉(zhuǎn)向電機(jī)極對數(shù)，取5。

綜合以上技術(shù)參數(shù)要求及整車其他信息，選定轉(zhuǎn)向電機(jī)產(chǎn)品狀態(tài)如表4所示。

4.3動力轉(zhuǎn)向油管匹配校核

轉(zhuǎn)向管路內(nèi)徑d與流量Q、流速的關(guān)系為：

式中，推薦油泵吸油管流速0.5～1.5m/s，高壓油管流速3-4 m/s，回油管流速1.5～2.5 m/so

計算得油泵吸油管內(nèi)徑為p12～ф21mm，高壓油管內(nèi)徑為47.3-48.4 mm，回油管內(nèi)徑為p9.2～ф12mm，結(jié)合供應(yīng)商現(xiàn)有油管產(chǎn)品規(guī)格，選擇油泵吸油管內(nèi)徑為ф16 mm，高壓油管內(nèi)徑為48mm，回油管內(nèi)徑為φ10 mmo

4.4動力轉(zhuǎn)向油罐匹配校核

動力轉(zhuǎn)向油罐的關(guān)鍵設(shè)計匹配參數(shù)有油罐容積、最大允許貯油量、最大允許通過流量、絕對過濾精度和清潔度等，其中最大允許通過流量應(yīng)大于轉(zhuǎn)向油泵流量，取13 L/min;油罐內(nèi)雜質(zhì)總量應(yīng)不大于30mg，絕對過濾精度應(yīng)不大于140 μm。

轉(zhuǎn)向油罐容積的確定取決于它的工作性質(zhì)，該容積包括四部分（5：V。 = V， + Vz+ V， +VoV，為循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器動力工作容積：V， =nSt x 10-3 =0.31L，式中，n。為動力轉(zhuǎn)向器總?cè)?shù);S為動力轉(zhuǎn)向器油缸實際工作面積;t為螺桿螺距。V，為轉(zhuǎn)向管路容積，根據(jù)管路內(nèi)徑和長度計算得Vz= 0.36L。V，為控制閥油道容積，根據(jù)同類車型估算取0.1L。V.為油罐空間容積，為保證車輛在20°坡道上行駛時轉(zhuǎn)向油液不溢出，V，=（d'tan20° x 10-）/8 = 0.175L，式中，d為轉(zhuǎn)向油罐直徑，105 mm。則轉(zhuǎn)向油罐容積：V。 = V， + V， + V， +V， = 0.945 L。

這四個必須保證的容積之和為轉(zhuǎn)向油罐的最小允許容積，油罐最大貯油量V<V。-V。據(jù)此，選擇動力轉(zhuǎn)向油罐總?cè)莘e為1.3L，油罐貯油量0.7-0.8 L。

4.5轉(zhuǎn)向直拉桿設(shè)計校核4.5.1 轉(zhuǎn)向直拉桿結(jié)構(gòu)設(shè)計

轉(zhuǎn)向直拉桿應(yīng)不與周邊部件（輪胎和懸架）產(chǎn)生運動干涉，通常要求轉(zhuǎn)向直拉桿與周邊部件的距離>20 mm.由于轉(zhuǎn)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(jìn)行校核（9）。車輛右轉(zhuǎn)向時，左前輪會靠近轉(zhuǎn)向直拉桿，運用DMU運動仿真模型校核并確定直拉桿結(jié)構(gòu)如圖6所示，直拉桿相對力學(xué)連線的偏心率e=68 mm。

4.5.2 轉(zhuǎn)向直拉桿強(qiáng)度校核

轉(zhuǎn)向直拉桿工作時主要是產(chǎn)生拉壓變形，故只校核其拉壓應(yīng)力。當(dāng)轉(zhuǎn)向垂臂和直拉桿夾角為90°時，傳遞到直拉桿上的力最大。在汽車原地轉(zhuǎn)向時，作用在直拉桿上的力為F，產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力為。

根據(jù)靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩計算轉(zhuǎn)向直拉桿受力：F = 1000 M，/L = 4 799 N

按照動力轉(zhuǎn)向器輸出扭矩計算直拉桿上產(chǎn)生的拉壓力：

在對直拉桿進(jìn)行力學(xué)校核分析時，按照最大受力狀態(tài)進(jìn)行分析，故F，取兩者中較大值。

轉(zhuǎn)向直拉桿長度為672.4 mm，材料采用35號鋼管ф36 mmX8 mm，材料屈服強(qiáng)度[o]=315 MPa，直拉桿對力學(xué)連線偏心率處產(chǎn)生的力矩：M，=F.e。

直拉桿上產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力：

式中，E為彈性模量，取2x10" Pa; 1，為慣性矩，1， = T（D - d'）/64;D為拉桿截面大徑;d為拉桿截面小徑;A為截面積，A=T（D2 -d）/4;1為拉桿長度。

計算得o=177.4 MPa，安全系數(shù)大于1.5，拉桿強(qiáng)度滿足要求。

5結(jié)語

本文以某氫燃料輕卡車型為例，詳細(xì)介紹了電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計匹配過程，根據(jù)整車相關(guān)設(shè)計輸入，借助理論計算公式及仿真分析軟件，對內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系、最小轉(zhuǎn)彎半徑、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動比、轉(zhuǎn)向盤圈數(shù)、轉(zhuǎn)向盤手力、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動、轉(zhuǎn)向桿系和懸架運動協(xié)調(diào)性進(jìn)行了分析校核，驗證了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計的法規(guī)符合性和合理性;通過對循環(huán)球動力轉(zhuǎn)向器行程和最大輸出扭矩匹配校核，驗證了轉(zhuǎn)向器選型的合理性;通過對轉(zhuǎn)向油泵和轉(zhuǎn)向電機(jī)相關(guān)參數(shù)進(jìn)行匹配計算，確定了轉(zhuǎn)向油泵帶電機(jī)總成產(chǎn)品狀態(tài);通過校核轉(zhuǎn)向油管管徑和動力轉(zhuǎn)向油罐容積，明確了轉(zhuǎn)向油管和油罐的產(chǎn)品規(guī)格;最后，通過轉(zhuǎn)向直拉桿的動態(tài)間隙檢查和強(qiáng)度校核，驗證了拉桿結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性和安全性，對于類似電液助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)車型開發(fā)具有一定的參考價值。

參考文獻(xiàn)：

[1]儲勝林.某輕型商用車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計計算[J].汽車實用技術(shù)，2017（8）：10-13.

[2]GB 17675-2021 汽車轉(zhuǎn)向系基本要求[s].

[3]王霄峰.汽車底盤設(shè)計[M].北京：清華大學(xué)出版社，2010.

[4]謝現(xiàn)、新能源車型轉(zhuǎn)向油泵高壓電機(jī)的匹配和應(yīng)用[J].汽車實用技術(shù)，2020（1）：33-35.

[5]汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊，設(shè)計篇[M].北京：人民交通出版社，2001.

[6]魏成.某氫燃料車型液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配設(shè)計[J].汽車實用技術(shù)，2020（3）：65-67.

作者簡介：

楊萍，女，1985年生，工程師，研究方向為車輛底盤研究與開發(fā)。