重卡轉向直拉桿的設計方法研究

姚 英

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

重卡轉向直拉桿的設計方法研究

姚 英

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

針對重卡轉向直拉桿設計，提出一種考慮到前軸主銷內傾角及后傾角情況下的轉向直拉桿長度計算方法，并與傳統的作圖法作比較，為進一步準確計算轉向直拉桿的長度提供參考。

轉向器搖臂；擺角；轉向直拉桿；長度

CLC NO.:U462.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)07-128-03

引言

轉向直拉桿是汽車轉向傳動機構元件，它連接轉向器和轉向橋，傳遞轉向器的輸出扭矩，實現整車的轉向。進行轉向直拉桿的設計，要求在轉向輪直行時，保證轉向器的搖臂軸處于中位狀態，同時汽車在左轉向及右轉向時，轉向盤轉動的角度相當。而傳統的圖解法在進行轉向直拉桿的長度設計時，一般是忽略轉向橋的主銷內傾角及后傾角，這樣就會造成設計的轉向直拉桿長度與實際需要的長度有偏差，導致轉向器搖臂左右極限擺角的偏差，可能會出現轉向器搖臂已達到極限位置而轉向輪未限位的情況，這會影響轉向器的使用壽命及整車的安全性。因此，關于轉向直拉桿的長度設計方法的研究，仍具有重要的實際意義。

1、圖解法計算轉向直拉桿的長度

首先根據總布置要求確定轉向器搖臂中心o1、彎臂繞主銷轉動中心o2及經過直拉桿前球銷中心的垂直平面XX'的相對位置，已知轉向垂臂及前軸彎臂的初始位置，忽略轉向橋的主銷內傾角及后傾角，由作圖法可計算出直拉桿的長度及轉向垂臂相對與彎臂的轉角。步驟如下：如圖一所示，過B點作BB'垂直于XX'，以B'為圓心，B'A為半徑畫圓弧與XX'交于C點，則BC即為轉向直拉桿的長度。因為ΔBB‘A ?ΔBB’C ，則BA=BC ，BA為直拉桿的實際長度。當彎臂轉過角度∠BO2D 時，過D點作DD‘垂直于XX'，以D點為圓心，BC長為半徑畫圓弧與XX'交于F點。再以D'點為圓心，D'F為半徑畫圓弧，以o1為圓心，O1A為半徑畫圓弧，兩圓弧交于E點，則ΔDD'F ?ΔDD'E ，DE=DF = BC=BA ，BA為直拉桿的實際長度，∠AO1E 為垂臂轉動的角度。

圖1

2、通過空間機構計算轉向直拉桿的長度

在圖解法的基礎上，考慮主銷內傾角及后傾角，通過空間兩點間坐標計算轉向直拉桿的長度。

已知如下參數：

轉向器輸出軸坐標：(x1,y1,z1)

轉向器搖臂轉動半徑：r

轉向器搖臂初始角度（搖臂與Z軸的夾角，逆時針為正）：α0

左主銷中心坐標：(x2,y2,z2)

前軸彎臂轉動半徑：R

前軸彎臂初始角度（彎臂與Y軸的夾角，逆時針為正）：β0

直拉桿后球銷中心與主銷中心距離（沿Z軸方向）：h

前輪最大內轉角：β內

前輪最大外轉角：β外

主銷內傾角：γ

主銷后傾角：θ

圖2

如圖2所示，O點為左輪主銷中心（車輪中心線與主銷軸線的交點），O1為直拉桿后球銷中心（前軸彎臂初始角度為0時），O'點為O1到主銷軸線的垂足，則O1O'的長度為R。根據幾何關系，計算出O'點的坐標為：

當O1繞主銷軸線OO'旋轉角度β時，根據幾何關系，計算出O1的坐標為：

如圖3所示，O0為轉向器輸出軸，O2'為轉向直拉桿的前球銷中心，當轉向搖臂繞轉向器輸出軸旋轉角度α時，根據幾何關系，計算出O2的坐標為：

圖3

當轉向器初始角度為α0，前軸彎臂初始角度為β0時，由式（1）、（2）、（3）直拉桿前、后球銷中心的坐標為：

前球銷中心坐標：

由于轉向直拉桿的剛度很大，可認為其在工作過程中長度保持不變，根據空間兩點間的距離公式，由（4）、（5），初步算出直拉桿的長度L。

轉向設計時，要求轉向盤左右兩邊轉動的圈數相當，即要求轉向搖臂左右擺動角度相差不大，一般不超過3°；同時要求在右轉向輪限位時轉向搖臂與轉向直拉桿的夾角要不大于150°；轉向傳動比R/r的比值為0.85～1.1。

下面根據轉向直拉桿的長度L計算搖臂的左右極限擺角及右轉向輪限位時轉向搖臂與轉向直拉桿的夾角。

轉向盤左轉極限時，左輪內轉角達到最大為β內，轉向盤右轉極限時，左輪外轉角達到最大為：β外，則直拉桿前球銷左右轉向極限時的坐標為：

直拉桿后球銷左右轉向極限時的坐標為：

直拉桿長度保持不變，則有：

由式（7）、（8）、（9）、（10），求解三角函數，分別求出α左、α右，再根據余玄定理，計算出右轉向極限時轉向搖臂與轉向直拉桿的夾角δ。分別滿足如下要求：

再根據以上限定條件，通過調整α0及r，計算出合適的直拉桿長度。

3、兩種方法對比

以某重卡轉向直拉桿的設計為例：

已知轉向器輸出軸坐標：(-938.5,-721,-370)

轉向器搖臂轉動半徑：230mm

轉向器搖臂初始角度（搖臂與Z軸的夾角，逆時針為正）：13°

左主銷中心坐標：（0，-937，-836.5）

前軸彎臂轉動半徑：245mm

前軸彎臂初始角度（彎臂與Y軸的夾角，逆時針為正）：2.8°

前輪最大內轉角：39°

前輪最大外轉角：32°

主銷內傾角：7°

主銷后傾角：2°

（1）通過圖解法計算出相關參數如下：

表1

（2）通過本方法計算出的相關參數如下：

表2

（3）設計直拉桿長度為907mm，裝車后進行測量，相關參數如下：

表3

通過對比可發現，傳統圖解法計算的轉向直拉桿的長度偏小，設計誤差較大。而本方法考慮了主銷內傾角及后傾角的影響，因此設計計算的結果更準確。該車經過試驗場10000km的驗證，前橋限位后轉向搖臂未到極限位置，驗證效果良好。

4、結論

本文根據重型4×2重卡車使用工況，充分考慮了主銷內傾角及后傾角的影響，通過對轉向直拉桿長度計算方法的研究，最終準確設計4×2重卡車轉向系統的直拉桿。理論與實際相結合，完成了一種4×2重卡車轉向直拉桿的設計工作。本文所涉及的內容對今后轉向系統的設計工作具有一定的借鑒意義，有興趣的讀者可將此理論應用到雙前橋轉向的直拉桿設計中。

[1] 王望予.汽車設計[M].機械工業出版社.

[2] 劉惟信.汽車設計[M].清華大學出版社.

[3] 陳家瑞.汽車構造[上].人民交通出版社,2002.

[4] 陳家瑞.汽車構造[下].人民交通出版社,2002.

The research on the design method of heavy truck steering drag link

Yao Ying
( Anhui Jianghuai Automobile Co. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

Specific to the steering drag link design of heavy truck steering system,this paper puts forward one calculationg method about the length of steering drag link under the consideration of kingpin inclination angle and caster angle on the front axle,compared with the traditional drawing method,this method can provide a reference for calcuating the length of steering drag link more accurately.

Steering arm; Pivot angle; Steering drag link; Length

U462.2

A

1671-7988(2016)07-128-03

姚英，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.07.040