某輕型商用車轉向系統設計計算

儲勝林，張俊達，張奇奇

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某輕型商用車轉向系統設計計算

儲勝林，張俊達，張奇奇

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

汽車轉向系直接關系到駕駛員及乘車人員的人身安全，文章從轉向系的設計輸入著手，概括了轉向系從設計輸入到輸出所必須要做的計算校核，并以某輕型卡車為例，對其轉向系主要零部件的匹配作了詳細的校核，確保轉向系設計的安全性、合理性。

轉向系統；設計計算

CLC NO.:U461.9 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)08-106-04

1、引言

1.1 轉向系的功用、組成及類型

汽車轉向系統是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構。按是否有外界能源提供動力一般可分為機械轉向系統和助力轉向系統。

圖1 機械轉向系統示意圖

圖2 液壓助力轉向系統示意圖

如下圖1和圖2所示分別為典型的機械轉向系統和液壓助力轉向系統。

機械轉向系統一般由轉向盤、轉向傳動軸、轉向器、轉向拉桿、轉向節等基本部分組成。動力轉向系統是在機械轉向系統的基礎上增加轉向助力裝置而形成的。按提供能源分類，通常又可分為液壓助力轉向和電動助力轉向等。常見的液壓助力轉向系統在原有機構轉向系統上增加了動力轉向泵，轉向油管，油壺等部件。

2、載貨汽車轉向系設計計算

2.1 概述

隨著人們對汽車的要求越來越高，對轉向系統的性能要求也越來越高。商用車轉向系統設計的一般基本要求和流程有：

1）根據總布置提供的位置初步確定轉向器位置；

2）選定合適的轉向器總成；

3）轉向系的布置要保證轉向傳動裝置及拉桿有足夠的剛度和運動空間；

4）按照轉向器在車架上的位置和圖紙，結合前軸、懸架圖紙繪制轉向直拉桿與懸架的運動干涉圖、計算最小轉彎半徑、轉向操縱力、直拉桿強度校核等；

本文以某汽車為例，對轉向系統的設計計算進行了說明。

2.2 轉向器主要總成參數的確定

2.2.1 動力轉向器缸徑選擇

動力轉向器的缸徑選擇過小會使助力轉向液壓系統容易產生故障；助力方向機的缸徑選擇過大會浪費材料，增加成本。

根據《汽車設計》要求：

①前橋載荷P≤5500kg時，選擇d=100缸徑的方向機；

②前橋載荷P＞5500Kg時，按；

助力方向機的缸徑系列為70mm、80mm 、90mm、100 mm、110mm等，方向機缸徑選擇過小會使助力轉向液壓系統容易產生故障。

如本公司生產的某車型前軸設計載荷為2000kg,方向機缸徑為80mm。

由于前軸設計載荷為2000kg，超載載荷（按超出120%計算）為：2400kg，由公式 P/5500 = d^2/10000可得，d=66mm。所以選擇缸徑為80mm的方向機可以滿足要求。

2.2. 2 轉向力矩計算

汽車在瀝青或者混凝土的原地轉向阻力矩Mr作為轉向系計算載荷：

相關參數：

f－輪胎和路面間的滑動摩擦系數，一般取0.7；

G1－前軸負荷，單位N；G1=2000kg×10N/kg=20000N

p－輪胎氣壓，單位Mpa；p =0.56Mpa

2.2.3 動力轉向器進油壓力的選擇

在典型路面（非水泥路，土路，鄉村公路）上，汽車按實際最高載貨重量，原地打方向上方向機進油壓力為7Mpa～13Mpa，低于7Mpa，可以考慮減少方向機油缸直徑，高于13Mpa時應考慮加大方向機油缸直徑。方向機最高壓力限制（安全壓力）：按典型公路重載原地轉向時測定的測試壓力除以0.85，建議不能超過15Mpa，如果前軸載荷過大而方向機缸徑已足夠大（120mm）轉向助力還不夠，可以考慮增加方向機進油壓力。一般建議使用12MPa～13MPa 安全壓力，安全壓力越高可靠性越差。

根據以上計算結果，選用的某方向機的參數如下：

表1

2.3 轉向泵配套參數選擇

2.3.1 轉向泵的最大壓力

因從轉向泵的出口到方向機的進口之間存在壓力損失，在選擇轉向泵的最大壓力時，應使轉向泵的最大壓力：

其中：P1——方向機的最大壓力，選用的方向機的最大壓力為10MPa

△P——管路損失，一般取（0.3～0.5）Mpa

PP——該車型的動力轉向泵的最大壓力，PP＝10.3MPa

Pp≥P1+ΔP ，滿足選用要求。

2.3.2轉向泵的控制流量Qp

式中Qmax 為方向機所需的最大流量

當Qmax=7.5L/min時，轉向泵的控制流量

選用的轉向泵的控制流量采用8.5L/min，驗算可達到要求。

另外轉向油泵必須有足夠的流量以保證汽車有較快的轉向速度。汽車怠速時發動機轉速低，發動機怠速運轉時需提供足夠的工作流量給轉向系統以保證原地快速轉向需求。

據對本公司關于轉向速度的統計，汽車轉向盤的最快轉速一般要求在1.0～1.25轉/秒 。取中間值1.125轉/秒，即68 轉/分（68r/min）計算。

其中：

Q—動轉系統實際需要流量（L/min）。

S—動力轉向器油缸實際工作面積（mm2）Q1—動力轉向器允許的內泄漏量（L/min）V—活塞移動速度（mm/min）。n—轉向盤最大轉速（r/min）。t—螺距(mm)。

根據上面計算公式，即可確定動轉系統所需要的實際流量。

將方向機所提供的參數代入公式2－5可得該車型的轉向系統實際需要流量為5.9L/min ～7.6L/min，所選定的動轉泵流量為8.5L/min滿足要求。

2.4 轉向系運動干涉量計算校核

2.4.1 懸架與轉向系的運動干涉量校核

按照汽車設計上關于懸架與轉向系運動干涉量校核的方法步驟對某車型運動干涉量進行校核。下圖所示為懸架與轉向的運動校核圖。

圖3 懸架與轉向的運動校核圖

作圖方法與步驟：以轉向節臂球銷中心A1的擺動中心O2為中心，以O2A1為半徑畫出圓弧JJ'，再以轉向器搖臂下端B為圓心，B A1為半徑作圓弧KK'。過A1點作主片卷耳連線的垂直線NN'，并以A1點向上截取距離為動撓度fd的點，向下截以距離為靜撓度fc的點，通過這兩點作垂直于NN'的直線與兩個運動軌跡分別交于GH和G‘H’四點，GH和G‘H’為鋼板彈簧與轉向直拉桿運動不協調所造成的軌跡偏差，GH 和G‘H’應盡量小一些，偏差過大的話則應修正B點和A點

1的位置。

設計時應讓GH和G'H'值盡量小，最好控制在3mm以內，如達不到此值，則要考慮改變B點位置。以某車型為例，校核其運動干涉量

轉向系統運動干涉校核結果如下所示：圖上A1點向上取動撓度70，向下取靜撓度70的運動干涉量分別為1.5mm 和2.9mm，設計合理，如下圖：

圖4

2.4.2 轉向器搖臂轉角校核

轉向器搖臂轉角校核也是轉向系運動干涉校核的一部分，這部分主要考證在汽車方向盤打至左右極限時，一定要保證前軸上的限位螺栓先起限位作用，這樣保護了轉向器，確保行車的安全性。作圖步驟是在上一個校核圖的基礎上再畫出前輪的最大內、外轉角，將前軸內、外轉角的運動量再通過直拉桿影射成轉向器搖臂的前后擺角，檢驗搖臂的前、后擺角是否在轉向器搖臂自由擺角范圍內，若在，說明設計合理，若不在，說明擺角運動干涉，即方向盤在極限位置時是轉向器搖臂在限位，存在安全隱患，必須優化設計方案。以某車型為例，作轉向器搖臂轉角校核圖。

圖5

如圖所示，在車輪極限轉角32°、39°的情況下，轉向搖臂的前、后最大擺角分別為37°、39°，小于方向機設計的角度±42°，因此設計符合要求。

2.5 最小轉彎半徑計算

前輪最小轉彎半徑計算公式為：

軸距L＝2800 mm；

內輪最大轉向角θimax=39°

主銷延長線接地點距離K=1476 mm；

主銷偏移距a=52 mm；

將以上數據代入公式2-6中可得：

Rimin＝5724.9mm≈5.7m

2.6 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。

（1）轉向拉力的值確定從兩個方面；

1）轉向阻力矩在直拉桿上產生的拉（壓）力

式中：Mr－轉向阻力矩

l2－轉向節臂長

代入數據，Mr=881917.1N.mm，l2＝197.6mm可得

2）動力轉向器在直拉桿上產生的拉（壓）力

式中：l1－搖臂長；M－轉向器輸出力矩

兩者的比較以后取較大的值（即F=8016N）進行強度校核。

（2）轉向拉桿對于力學連線的偏心率e

1）轉向拉桿對于力學連線的偏心率處產生的力矩M

2）根據轉向拉桿的截面特性

慣性矩Iz

以上式中：

E：彈性模量，由于拉桿材料一般采用35、45鋼，取值200GPa

Iz：慣性矩，單位m4

D：截面大徑，單位m

d：截面小徑，單位m

A：截面面積，單位m2

l：桿長，單位m

F：直拉桿最大拉（壓)力，單位N

[σ]：鋼材的屈服強度

以下為直拉桿參數：

直拉桿截面參數：φ36×8

轉向拉桿對于力學連線的偏心率 e=35.25mm

將以上參數代入公式2-9、2-10、2-11，計算結果如下圖所示：

圖6

由圖可知，穩定性安全系數為2.5，是大于推薦值1.6的，直拉桿強度是能滿足設計要求的。

3、結論

本文對轉向系的設計校核計算做了簡單的描述和匯總，從轉向器的選用、動轉泵的匹配和關鍵零部件的強度校核方面均做了必要計算和說明。轉向系統的布置與設計主要用來保證駕駛員操縱輕便、舒適，并使汽車具有較高的機動性和靈敏度，轉彎時減少車輪的側滑，減輕轉向盤上的反沖力和有自動回正作用。為了保證上述功能，轉向系設計最起碼要做到設計與匹配合理、運動不干涉、零部件有足夠的強度和壽命。本文的例子為公司現生產的一成熟車型，所以從校核的結果還可以證明該車型轉向系的設計是合理的、安全的，經過實踐驗證，也證明了這一結果的正確性。

[1] 王望予.汽車設計.機械工業出版社.p174-190.

[2] 劉惟信.汽車設計.清華大學出版社.p431-482.

[3] 林秉華.最新汽車設計實用手冊.黑龍江人民出版社.p1351-1438.

A light commercial vehicle steering system design and calculation

Chu Shenglin, Zhang Junda, Zhang Qiqi
( Anhui jianghuai automobile Co., LTD., Anhui Hefei 230601 )

Automotive steering system is directly related to the safety of the driver and the passengers. This paper summarizes how to design the steering system of the vehicle, and some calculus which is needed from input to output. Then give us a example of a car to make sure the steering system is safety and rationality.

steering system; design&calculate

U461.9

A

1671-7988 (2017)08-106-04

儲勝林，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.08.036