轉向系統平臺化設計及應用

鄭家節 陸好源

上汽通用五菱汽車股份有限公司整車前期開發科 廣西柳州市 545007

1 引言

當前各大汽車廠家紛紛把平臺化的設計理念應用到車型設計中去，以降低開發成本和提高汽車質量可靠性。轉向系統作為汽車最重要的人機交互部件之一，其不同車型轉向系統的平臺化研究也越來越引起汽車開發人員的重視。下面，結合對某平臺兩款不同種類的新車型的電動助力轉向系統的應用開發，談談轉向系統在同平臺不同車型之間如何最大化的實現平臺化的設計及應用。

2 概述

電動助力轉向系統主要由方向盤、轉向管柱、轉向傳動軸及轉向機組成。其中公司內部方向盤骨架材料為鎂合金，且已經平臺化，不同車型的方向盤造型及其上的多功能按鍵略有差異。

3 轉向系統硬點設計

轉向系統硬點設計內容包括方向盤中心點、方向盤傾角、上下萬向節中心點，轉向器輸入軸嚙合點，轉向橫拉桿內球銷點及轉向橫拉桿外球銷點。

3.1 方向盤中心點及傾角的確定

基于已確定的駕駛員人體姿態（如圖1），按如下公式確定方向盤傾角A18、BOF點與SWC點的縱向距離L6、AHP點與SWC點的垂向距離H17。

圖1 人體姿態

式中：A18-方向盤傾角，在垂直平面內，方向盤輪緣面的切平面與Z軸的夾角，單位為°。

式中：L6-BOF點與SWC點的水平間距，單位為mm。

式中：H17-SWC點與AHP點的垂直距離，單位為mm。

3.1.1 Sedan方向盤中心點及傾角的確定

基于轎車考慮，已確定Sedan駕駛員坐姿 H30為 280mm， 依 據 公 式 2-1、2-2、2-3， 確 定 出A18=24.5°，L6=440mm，H17=654mm。

3.1.2 SUV方向盤中心點及傾角的確定

基于SUV考慮，已確定SUV駕駛員坐姿 H30為 330mm， 依 據 公 式 2-1、2-2、2-3， 確 定 出A18=29.5°，L6=390mm，H17=690mm。

3.2 轉向器輸入軸位置確定

圖2所示為轉向系投影在后視圖和側視圖上的簡化圖，A-方向盤中心點；B-上萬向節中心點；C-下萬向節中心點；D-轉向器齒輪軸與齒條相交點在齒輪軸線上的投影點；E-轉向器齒輪軸與齒條相交點在齒條上的投影點；F、G-轉向橫拉桿左、右內球銷點。

圖2 轉向系統簡化圖1

3.2.1 D點位置確定

E點到F點（或G點）的距離需要保證齒條行程后仍有足夠長的結構尺寸，使轉向器殼體具有足夠的強度、剛度、模態。確定E點后，以E為原點，整車坐標X軸為方向建立平面1。將平面1繞FG向后旋轉，做平面2，平面1與平面2的夾角可根據需要進行調整。作平行于平面2的平面3。將E點投影到平面3上，側E點在平面3上的投影點即為D點，如圖3。

圖3 轉向系統簡化圖2

3.2.2 C點位置確定

在平面3上取點C。連接CD，CD與整車坐標Y軸夾角一般在60～90°之間，可根據布置需要進行調整，DC長度可根據布置、結構需要進行調整。根據以上要求C點位置確定，即下萬向節點位置確定。CD即為轉向器輸入軸。

3.3 轉向傳動軸夾角

傳動軸夾角即為轉向管柱軸線與轉向中間軸軸線夾角（圖3中AB與BC夾角）、轉向中間軸軸線與轉向器輸入軸軸線夾角（圖3中BC與CD的夾角）。傳動軸夾角大小及兩角差值大小對整個轉向系速度波動有很大影響。因此在布置過程中需要注意和控制傳動軸夾角及角度差。

由于給定方向盤中心點A、方向盤傾角及轉向管柱長度，側上萬向節B點位置確定。確定傳動軸夾角大小可通過調節平面1與平面2、DC與整車坐標Y軸夾角及DC長度等方式來實現。

3.4 布置校核

根據以上布置要求對某平臺轉向系進行布置，布置結果參數如下表1。

根據表1轉向布置參數驗證轉向布置是否合理。通過運動仿真模型，可以得到方向盤角速度與轉向器輸入軸角速度曲線。

如圖4所示，轉向器輸入軸角速度，最大值為1.027deg/s，最小值為0.973 deg/s。通常要求轉向器輸入軸角速度與方向盤角速度差值不大于15%，該轉向傳動軸轉速最大差值為2.7%，等速性良好。

4 轉向系統結構及性能的設計

除整車坐姿高度不同導致轉向系統硬點參數存在差異外，SEDAN和SUV兩車的外形尺寸、重量參數也存在差異，兩車相關參數見表2，考慮到轉向管柱、轉向器開發周期長、開發費用高，SEDAN和SUV硬點差異由轉向中間軸做適應性設計更改，轉向管柱、轉向器則按平臺化思路進行設計開發。

4.1 轉向管柱助力電機的設計

助力電機輸出扭矩是電機設計的重要參數，要滿足同一平臺不同車型的電機共用要求，需定義合理的電機參數，即能滿足兩個車型的使用要求，又兼顧整車成本，做到設計合理，不盈余。

表1 某平臺轉向布置參數

圖4 平臺轉向速度波動圖

表2 某平臺整車參數

4.1.1 齒條力的確定

電機輸出扭矩主要受齒條力影響，按下面公式確定齒條力。

式中：F：齒條力，單位為N；Mr：原地轉向力矩，單位為Nm；Mg：重力回正力矩，單位為Nm；S：轉向梯形有效作用力臂，單位為mm。

原地轉向力矩Mr可根據以下經驗公式確定：

式中：f：輪胎滑動摩擦系數； G：前軸載荷，單位為N；P：輪胎氣壓，單位為MPa。

重力回正力矩Mg可根據以下經驗公式確定：

式中：G：前軸載荷，單位為N；R：輪胎半徑，單位為mm；D：主銷偏移距，單位為mm；γ：主銷內傾角，單位為°；λ：最大內輪轉角，單位為°。

為計算齒條力，相關參數見表3。

根據公式4-1依次算出兩個車型的齒條力，選取其最大值。

表3 某平臺轉向系統齒條力計算參數

4.1.2 電機輸出扭矩的確定

電機輸出扭矩按以下公式確定：

式中：Tm：電機扭矩，單位Nm；F：齒條力，單位為N；i：線角傳動比，單位為mm/rev；η1：傳動軸及軸向器傳動效率；η2：減速機構傳動效率；Th：人手操作力矩，單位Nm；GR：減速機構減速比。

兩個車型的齒條力F由公式4-1算出，從中選出最大值，由于是同平臺車型，傳動效率η1和η2和人手操作力矩GR都設定為相同值，線角傳動比按表3選取，通過公式4-4即可算出某平臺車型所需的最大電機扭矩參數，按此參數進行整個平臺的電機設計和選擇，可滿足同一平臺不同車型的轉向性能要求，即可實現兩個車型助力電機的統一。

4.2 轉向管柱結構設計

某平臺兩款車型均要求方向盤可調和方向盤可潰縮，為滿足項目車型開發要求，轉向管柱設計為上轉向管柱和下轉向管柱兩部分，中間用套管連接，碰撞時通過套管擠壓變形達到吸能目的；管柱內部的轉向軸也分為兩段，上轉向軸與方向盤連接，下轉向軸與轉向中間軸連接，汽車發生碰撞時，上轉向管柱移入下轉向管柱內，產生摩擦，同時擴大駕駛員與方向盤的空間，防止駕駛員胸部撞到方向盤形成傷害；與CCB連接的轉向管柱上支架采用注塑塊，當碰撞力超過注塑的剪切力，注塑塊脫落，同時鋼片變形，實現方向盤潰縮吸能。

4.3 轉向器設計

設計轉向器之前需確定主要轉向參數，SEDAN和SUV的主要轉向參數見表4：

表4 某平臺主要轉向參數

由表4轉向參數可知，除最小轉彎直徑外，其余參數均一致，因此只需要按其中一款車型的轉向參數對轉向器進行設計。

綜合轉向參數、前軸最大載荷和對標分析，轉向器主要參數設計如表5所示：

5 轉向系統總成臺架試驗

采用平臺化思路設計的轉向系統，分別在搭載1.2L、1.5L及1.0T的Sedan及SUV樣車上完成模態測試，轉向系統模態均未出現共振現象，且樣車在試乘試駕活動中，未反饋方向盤抖動問題。完成轉向管柱總成縱向剛度試驗、橫向剛度試驗，振動耐久等臺架試驗后，均未出現破壞變形和異常磨損現象；完成轉向器要求的各種臺架試驗后，轉向器能正常工作，所有零件無裂紋，均滿足設計要求。

表5 某平臺轉向器主要結構參數

6 結語

通過仿真校核和實驗驗證，本文所論述的兩個車型的轉向系統均滿足設計定義要求，基于平臺化的設計思路，使得某平臺兩個車型的轉向系統共用率得以極大的提高，按照企業現有供應商體系評估，全新開發一套轉向系統，開發成本在500萬-800萬不等，開發周期兩年半，通過平臺化的設計思路，整車開發成本得以大大降低，開發周期也相應大幅縮小，極大的提高了企業的生產效益。