平臺化設計的轉向系統力矩波動優化方法

涂大鵬，林成杰，谷玉川，胡偉

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 511434)

0 引言

隨著全球市場對汽車消費需求的上升，全球各汽車生產廠商為節約研發費用，提高研發效率，縮短研發時間，均已逐步采取整車平臺化開發模式，如大眾的MQB平臺，標致雪鐵龍的EMP平臺，豐田的TNGA平臺，沃爾沃的CMA平臺。采用平臺開發有下述幾個優勢：(1)平臺化的設計提高了產品的通用化和模塊化零部件的應用，可以最大限度減少零部件數量和種類，降低了開成設計成本；(2)平臺化縮短了產品研發周期，提高了生產效率；(3)平臺化的零件反復被使用并優化，積累了設計和制造的經驗，其可靠性得到了多次驗證，提高了產品質量[1-3]。

1 轉向系統影響因素

轉向系統在整個底盤性能中起著至關重要的作用，底盤的操穩平順性大部分通過方向盤傳遞到駕駛員手上。其中轉向系統硬點是決定轉向系統結構和性能的基礎，是轉向系統開發之初最重要的設計工作。轉向系統硬點除考慮轉向系統的性能之外，還受很多外界因素的影響，如方向盤中心點的位置、人機的高低位置、懸架的高低位置、懸架的硬點以及碰撞潰縮的要求[4-5]。由于轉向系統的影響因素太多，在平臺化設計中，如果前期沒有對轉向系統的通用化進行全盤考慮，會導致由于一點點因素的修改使得轉向系統無法通用。

影響轉向系統力矩波動的因素很多[6]，包括方向盤位置、管柱中心線角度、前懸硬點的齒條內點位置、轉向管柱長度、輸入軸長度、輸入軸俯仰角、齒輪齒條夾角、齒輪齒條嚙合點位置等，具體如圖1—圖2所示。

圖1 側視圖

圖2 俯視圖

2 多車型力矩波動優化方法

表1為某司某平臺下開發的3款車型的方向盤中心點及齒條內點參數。

表1 整車參數

根據上述的硬點參數及分布，雖然齒條內點已經進行了統一，但是由于對應不同車型，如分別對應Seden、SUV、MPV等車型，導致方向盤中心位置差別很大，其中Seden和MPV的方向盤中心點相差達到209 mm。

在不同車型的轉向系統硬點的設計中，要保證各個車型的力矩波動滿足力矩波動小于10%的設計目標要求。而根據平臺化的思想，希望各個車型的轉向系統的硬點基本保持不變[7-8]，因此該問題可以轉換為在滿足轉向系統各影響因素要求下，滿足各個車型的力矩波動要求的非劣解。由于該解是一組滿足要求的非劣解，應根據實際情況來選擇其中一組解。

式中：F1(x,y,z， ......)表示A車型的力矩波動方程；

F2(x,y,z， ......)表示B車型的力矩波動方程；

F3(x,y,z， ......)表示C車型的力矩波動方程；

gk(x,y,z， ......)∈gk表示k個約束方程。

由于每個車型的力矩波動的權重系數是一樣的，根據多目標優化方法[9-11]，可以將上述方程通過線性加權法將多目標優化方程簡化為單目標規劃問題。通過建模算出各個因素的影響因子，按影響因子由大到小確認每個影響因子的值。圖3為計算方法流程圖。

圖3 系統流程圖

3 某平臺力矩波動優化示例

圖4是轉向系統示意圖。

圖4 系統示意圖

根據上述闡述的轉向系統影響因素進行分析：輸入軸俯仰角、齒輪齒條夾角及嚙合點位置任何一變更參數，就會導致轉向機殼體重新開模。由于轉向機殼體的模具費比較昂貴，根據平臺化開發的思路希望各個車型共用一個轉向機殼體，只通過修改輸入軸長度及管柱輸出軸長度來保證各個車型的力矩波動滿足要求，輸入軸長度由于受到傳感器及防塵罩布置及轉向系統剛度的影響，文中按300 mm作為初始值，轉向管柱長度考慮到布置電動調節轉向管柱及碰撞的潰縮要求,文中按520 mm作為初始值。齒輪齒條夾角會影響轉向器的正、逆效率，建議設定為65°～75°(具體可以根據每個廠家要求進行設定)，初定70°作為初始值。嚙合點位置受齒條行程及加工模具的影響，文中按155 mm作為初始值。

綜上，需要先確定俯仰角、齒輪齒條夾角及嚙合點位置后，再針對各車型對輸入軸及管柱輸出軸進行微調，優化目標及優化參數具體見表2，以滿足各個車型的力矩波動要求。

表2 優化目標及參數

由于可以對輸入軸及管柱輸入軸進行微調，3個車型的力矩波動的優化，可以簡化為兩個上下極限位置車型的力矩波動的優化。通過CATIA建立模型，并用PEO模塊計算出各個參數的影響因子，按影響因子進行排序，按影響因子大小分別確認各個參數值后，再根據管柱長度及輸入軸長度進行微調。

通過分析后，各個參數對A車型的力矩波動影響如圖5—圖7所示。

各個參數對C車型的力矩波動影響如圖8—圖10所示。

根據以上分析，兩個車型的趨勢基本上是相反的，各個參數的影響因子如表3所示。

圖5 俯仰角與力矩波動曲線(A車型)

圖6 軸交角與力矩波動曲線(A車型)

圖7 嚙合點位置與力矩波動曲線(A車型)

圖8 俯仰角與力矩波動曲線(C車型)

圖9 嚙合點位置與力矩波動曲線(C車型)

圖10 軸交角與力矩波動曲線(C車型)

根據影響因子排序，俯仰角對力矩波動的影響最大。通過比較F1(x,y,z， ......)的極值點，F2(x,y,z， ......)的極值點以及F1(x,y,z， ......)=F2(x,y,z， ......)時的值，最終確定俯仰角。

表4為各方案的力矩波動。

表4 各方案的力矩波動

根據以上對比，確定俯仰角為22.46°，圓整后為22.5°。

同理，分別確定齒輪齒條夾角為65°，嚙合點位置為165 mm。

根據上述確認的俯仰角、齒輪齒條夾角及嚙合點位置對各車型進行力矩波動優化，優化后的結果如表5所示。

表5 優化參數

通過上述方法，實現了只修改轉向機輸入軸及管柱輸出軸的長度來保證各個車型的力矩波動要求，實現了轉向系統的平臺化設計。

4 總結

通過該方法實現了多車型的力矩波動優化，大大提高了時間和效率，同時也實現了轉向系統的平臺化。在前期設計時實現了轉向系統的通用化，防止在后期不同車型設計，由于布置等因素導致轉向系統或者其他系統的修改，有效節約開發時間和開發成本。