某乘用車轉向卡滯原因分析

于潮，張林濤，王仁廣

(中國汽車技術研究中心，天津 300300)

某乘用車轉向卡滯原因分析

于潮，張林濤，王仁廣

(中國汽車技術研究中心，天津 300300)

針對某量產乘用車型使用過程中出現的轉向卡滯問題，建立仿真模型并進行實際測試分析，主要通過轉向系統計算、轉向橫拉桿受力測試、失效轉向器檢查、轉向器試驗等措施，最終明確了轉向卡滯產生的具體原因，為問題的解決和質量改進提供了技術基礎。

轉向機；卡滯；轉向橫拉桿

0 引言

轉向系統是影響汽車主動安全性的重要因素之一，但設計制造等方面的細節考慮不周可能導致一些嚴重質量問題。根據市場反饋：大約7%的某量產乘用車A1的轉向器出現齒輪齒面損壞和卡滯，存在安全隱患。初步分析過程中，轉向器生產廠家認為轉向系統布置存在問題從而惡化了轉向器工作狀態。為了最終解決此問題，設計人員對轉向系統重新進行設計校核，并進行轉向橫拉桿、撓性萬向節阻滯力矩等實際測試，最終確定問題原因是轉向器造成的，并提出了具體的改進意見。

1 整車轉向系統計算

利用多系統動力學分析軟件，對A1前懸架和轉向系統各參數進行建模仿真，獲得相關參數的變化曲線。具體結果如下：

1.1 轉向輪上下跳動40 mm前輪定位參數變化

(1)外傾角變化范圍:-0.035°～0.05°;

(2)前束變化范圍:1.4°～-0.26°;

(3)主銷后傾角范圍:3.13°～3.78°;

(4)半輪距范圍:下跳行程4.5 mm,其值小于5 mm,上跳行程0.25 mm,其值小于2.5 mm,符合操穩要求;

(5)側傾轉向小于0.2°/(°),屬于不足轉向效應;

(6)后傾拖距變化:21.6～24.8 mm,符合上跳增加趨勢,防止制動側滑跑偏;

(7)主銷偏置距變化:11.26～13 mm;

(8)懸架垂直剛度變化:35～28 N/mm;

(9)側傾角剛度變化:(1.05～0.95)×106N·mm/(°);

(10)懸架單位側向力轉向角變化:(6.3～7.7)×10-4(°);

(11)輪胎接地點橫向滑移量變化:-3.6～2.8 mm;

(12)輪胎接地點縱向滑移量:0.475～0.775 mm。

根據以上計算結果判定，前懸架和轉向系統所確定的前輪定位參數和前輪姿態變化均在合理范圍內，符合設計要求。

1.2 轉向輪上跳160 mm下跳100 mm對懸架參數變化的影響

從得到的懸架參數變化曲線來看：(1)主銷后傾角變化曲線連續平滑;(2)前束變化曲線連續平滑;(3)前輪外傾變化曲線連續平滑。這說明前懸架在大幅度跳動過程中，定位參數變化曲線平順，說明前懸架沒有運動死點。

1.3 轉向梯形驗證

通過轉向梯形運動分析得到的內外輪轉角關系具體如圖1所示。

可以看出：理想曲線與仿真曲線基本符合，內外輪運動關系協調。

2 轉向橫拉桿液壓系統校核和受力分析

2.1 橫拉桿受力估算及液壓系統流量校核

通過對轉向橫拉桿進行受力分析，得到：(1)輪胎受側向沖擊載荷F時，橫拉桿受最大沖擊載荷，其關系為0.63F,假定輪胎受側向沖擊載荷為前軸負載980×9.8 N(兩驅)時，橫拉桿受沖擊載荷為617.4×9.8 N；(2)側向沖擊載荷為前軸負載1 070×9.8 N(四驅)時，橫拉桿受沖擊載荷為674.1×9.8 N。

按照SAE標準，轉向系統提供的最小流量Q應滿足如下要求：以540°/s的轉速轉動方向盤時，系統流量Q應大于單位時間內轉向器活塞移動所形成的空間體積V。如系統流量Q不能補充該空間的體積V時，液壓助力程度將減弱，也就是說驅動車輪實現轉向的力矩通過齒輪齒條直接傳遞，造成齒輪齒條負載過大。

校核得到油泵實際最小流量為72 mL/s，大于活塞移動所形成的空間所需的57.46 mL/s,說明液壓系統匹配合理。

2.2 轉向橫拉桿受力測定

該測試在汽車實驗場內進行，對7種對比車型的轉向橫拉桿的受力情況進行了測試，車輛行駛速度均維持在35～40 km/h，測定結果見表1。

表1 7種車型轉向橫拉桿受力測定結果

備注：彈性模量取值200 GPa,泊松比取值0.3,應力集中系數1.2。

結果分析：

(1)橫拉桿受瞬間最大沖擊載荷出現在卵石路面和石塊路面，較A1車受力大的成熟車型有4種：A2原車、RAV4、海獅面包、KIA獅跑，最大超出809 N。其中SUV兩種，皮卡1種。盡管每個車型通過某個較大石塊的概率存在差異，但它們整體上受力都在同一數量級別，這充分說明A1車轉向系統和懸掛系統的匹配從轉向器受力角度來說是一致的，不存在特殊性。

(2)A1車轉向系統因布置原因，增加了角傳動副，但海獅面包也存在這個問題，且海獅面包轉向橋負載還大于A1車，其轉向橫拉桿受力均大于A1車，但事實證明沒有出現因轉向器內部失效而卡滯，說明增加角傳動副與否對轉向器卡滯無影響。

(3)A2-TD和A1-TD因前橋負荷比A1大一千多牛頓,轉向橫拉桿受力較A1大128×9.8 N，仍使用A1轉向器存在風險。

通過以上對整車轉向系統和前懸掛的模擬計算和實車檢測，均說明轉向系統布置合理，不會因系統的緣故引起轉向器工況惡化而出現卡滯。轉向器與整車匹配與否，是從轉向器的傳動比、行程、助力特性等影響整車操縱方面來說，轉向器內部損壞應該從轉向器本身來找原因。

3 失效轉向器檢查

3.1 小齒輪金相、硬度、淬火層深檢查

小齒輪齒部淬透，金相組織為細密針狀馬氏體，硬度為HRC54.2～56.9，符合設計規范，小齒輪如圖2所示。根據檢測結果，小齒輪螺旋角α=37°和齒圈跳動、齒條斜角β=17°、殼體安裝角20°均符合設計規范，不會因制造誤差引起齒條齒輪嚙合出現咬齒頂、點接觸等缺陷。

3.2 轉向器失效原因分析

小齒輪、齒條螺旋角設計取值過大，齒條每移動1個齒(節距)，在齒面上將產生2.033 mm的軸向滑移，滑動摩擦過大，造成齒輪齒條早期磨損失效。

轉向器結構存在缺陷，具體如圖3所示。

齒輪軸軸向間隙引起齒輪軸軸向竄動，加上本來就存在的較大軸向滑移，加速齒面磨損，甚至齒面非正常接觸，出現咬傷。

3.3 未卡滯和卡滯轉向器對比

拆解行駛70 057 km后的A1轉向器檢查，結果如下：

(1)小齒輪磨損均勻，齒條中間常用齒面呈局部單邊(齒寬方向)磨損，未出現幾千公里就出現的齒面咬傷。

(2)拔出轉向器齒條后，拉動齒輪軸，從殼體尾部觀察，齒輪軸基本無軸向竄動。拆解分別行駛一萬多和兩萬多公里的卡滯轉向器，發現齒輪齒條出現咬傷情況、齒輪軸出現超過0.5 mm的軸向竄動。

4 轉向器臺架試驗

4.1 沖擊強度試驗

沖擊強度試驗結果如圖4所示。

實驗結果表明：小齒輪損壞(咬傷)齒條多處損壞(咬傷)。

4.2 正向耐久試驗

實驗條件：齒條載荷1 000×9.8 N，齒條90%行程7萬次循環，試驗結果如圖5所示。

小齒輪磨損均勻，無異常損壞，齒條齒面有異常損壞痕跡，屬齒面非正常接觸所致。

5 結論

通過以上計算校核和具體測試分析，可以得出造成A1車型轉向卡滯的原因與轉向系統、懸掛系統布置無關；車輛出現轉向卡滯的根本原因有2個方面：(1)轉向器結構不合理，齒輪軸軸向竄動過大，齒面非正常接觸，出現咬傷；(2)轉向器齒輪齒條嚙合參數選用不當，齒面滑移量過大。

針對實際和測試分析中發現的問題，提出以下改進措施：(1)修正轉向器結構;(2)調整齒輪齒條嚙合參數;(3)控制齒輪軸軸向竄動;⑷小齒輪應采用淬火后加工方式，保證齒面粗糙度、消除熱處理變形。改進后的結果表明，轉向卡滯問題得到了解決。

【1】包旭升.淺析汽車轉向系故障診斷與排除變形[J].黑龍江科技信息,2010(13):3.

【2】孫兆森，李建勝.齒輪傳動失效形式及其對策[J].山西焦煤科技,2006(4):6-7.

【3】周祥基.汽車轉向傳動機構的類型分析與優化設計[D].南京:東南大學,2005.

【4】李書龍，許超，楊智.汽車電動助力轉向系統硬件設計[J].機電工程,2004(1):5-8.

Analysis on Causes of Steering Stuck of a Passenger Car

YU Chao, ZHANG Lintao, WANG Renguang
(China Automotive Technology and Research Center, Tianjin 300300,China)

The steering stuck of some mass production passenger car was researched by calculation of steering system, testing the force on the steering tie-rod, checking on the bad steering device and doing experiment on the steering device. Finally the reason of the stuck was found and the improvement methods were proposed.

Steering device； Stuck；Steering tie-rod

2016-04-12

于潮，男，本科，工程師，從事混合動力研究。E-mail：yuchao@catarc.ac.cn。

U463.4

B

1674-1986(2016)06-066-04