東風商用車轉向系統(tǒng)設計案例

1、東風商用車轉向系統(tǒng)設計案例I規(guī)X本規(guī)X介紹了轉向系統(tǒng)的設計計算、匹配、以及動力轉向管路的布置。本規(guī)x適用于天龍系列車型轉向系統(tǒng)的設計2 ,引用標準：本規(guī)x主要是在滿足下列標準的規(guī)定（或強制）x圍之內(nèi)對轉向系統(tǒng)設計和整車布置。GB17675-1999汽車轉向系基本要求GB11557-1998防止汽車轉向機構對駕駛員傷害的規(guī)定GB7258-1997機動車運行安全技術條件GB9744-1997載重汽車輪胎GB/T6327-1996載重汽車輪胎強度試驗方法汽車標準匯編第五卷轉向車輪3 .概述：在設計轉向系統(tǒng)時，應首先考慮滿足零部件的系列化、通用化和零件設計的標準化。先從產(chǎn)品開發(fā)項目設計定義書上獵取新車

2、型在設計轉向系統(tǒng)所必須的信息。然后布置轉向傳動裝置，動力轉向器、垂臂、拉桿系統(tǒng)。再進行拉桿系統(tǒng)的上/下跳動校核、與輪胎的位置干涉校核，以及與懸架系統(tǒng)的位置干涉、運動干涉校核。最小轉彎半徑的估算，方向盤圈數(shù)的計算。最后進行動力轉向器、動力轉向泵，動力轉向油罐的計算與匹配，以滿足整車與法規(guī)的要求；確定了動力轉向器、動力轉向泵，動力轉向油罐匹配之后，再完成轉向管路的連接走向。4車輛類型:以EQ3386 8X4為例，6X4或4X2類似5桿系的布置：根據(jù)產(chǎn)品開發(fā)項目設計定義書上所要求的、車輛類型、車駕寬、高、軸距、空/滿載整車重心高坐標、輪距、前/后橋滿載軸荷、最小轉彎直徑、最高車速、發(fā)動機怠速、最高轉

3、速，空壓機接口尺寸，輪胎規(guī)格等，確定前橋的噸位級別、輪胎氣壓、花紋等?？紤]梯形機構與第一軸、第二軸、第三軸、第四軸之間的軸距匹配及各軸輪胎磨損必需均勻的原則，確定第一前橋、第二前橋內(nèi)外輪轉角、第一垂臂初始角、擺角與長度、中間垂臂的長度、初始角、擺角，確定上節(jié)臂的坐標、長度等確定的參數(shù)如下第一、二軸選擇7噸級規(guī)格輪胎型號：12.00-20、輪胎氣壓0.74Mpa、花紋第一軸外輪轉角 35° ; 內(nèi)輪轉角44第二軸外輪轉角29°內(nèi)輪轉角34°第一軸上節(jié)臂參數(shù)上節(jié)臂球銷坐標上節(jié)臂有效長度垂臂參數(shù)垂臂長度315mm,中間球銷長度187mm（接中間拉桿），初始角向后2

4、76;第二軸上節(jié)臂參數(shù)上節(jié)臂球銷坐標上節(jié)臂有效長度中間垂臂參數(shù)中間垂臂長度330mm（接第二直拉桿），中間球銷長度230mm（接中間拉桿），中間球銷長度269.5mm（接助力油缸活塞），初始角向后6°上述主要參數(shù)確定后，便可布置轉向機支架、第一直拉桿、第二直拉桿、中間拉桿。設計轉向機支架時，第一要考慮支架的強度，第二要支架的剛度，第三要考慮支架的鑄造工藝性。轉向機支架可以用有限元進行優(yōu)化設計，在因為支架的強度與剛度影響到整個轉向系統(tǒng)的性能。支架的強度與剛度不足，會引起前輪擺振、前輪轉向反映遲鈍、方向盤自由間隙大。另外，還要考慮轉向機的安裝工藝性與維修方便性，使轉向機的安裝螺栓有擰緊空

5、間及便于拆卸。設計第一/第二直拉桿時，要考慮下列問題：保證車輪右轉極限位置時，直拉桿與輪胎有10mm的間隙，直拉桿與減振器有10mm的間隙，直拉桿前后球銷擺角不超過12°,直拉桿與制動氣室有10mm的間隙等；保證車輪左轉極限位置時,直拉桿不與轉向機及轉向機支架等另部件干涉，直拉桿前后球銷擺角也不超過12°o還保證車輪上下跳動100mm時，直拉桿前后球銷擺角不超過15°。當然,還要考慮直拉桿的制造工藝性，使設計的直拉桿容易制造。最后還要對直拉桿進行強度、穩(wěn)定性校核。設計中間拉桿時，要考慮下列問題：保證車輪左/右轉至極限位置時，中間拉桿不與周圍的另部件干涉，中間拉桿前

6、后球銷擺角不超過12°。該車型為雙前橋，桿系另部件多，而且運動關系較復雜，如果制造水平低，桿系長度公差較大的話，則會引起第一與第二橋不對中，因此，應把中間拉桿設計成長度可調(diào)式，以彌補制造缺陷帶來的不足。當然，也考慮中間拉桿的制造工藝性，使設計的中間拉桿容易制造。最后同樣要對中間拉桿進行強度、穩(wěn)定性校核。6前輪上跳干涉量計算布置拉桿系統(tǒng)時，要保證前懸架和轉向拉桿的運動協(xié)調(diào)。在采用鋼板彈簧的情況下，當前輪相對于車身上下跳動時，轉向上節(jié)臂與直拉桿相連的球銷中心，一方面隨著前橋沿著彈簧主片所決定的軌跡運動，同時又要隨著垂臂球銷中心運動。如果這兩種運動的軌跡偏差較大，一方面在不平路面時會引起前

7、輪擺振，一方面，在緊急制動時由于彈簧的縱向扭曲，會引起前輪跑偏。按TRW規(guī)定：當車輪上跳100時，干涉量不大于7mm,車輪下跳100mm時，干涉量不大于15mm。如果不考慮兩前橋之間的相互影響，雙前橋的干涉量計算與單前橋的計算方法相同，單獨計算每個前橋的干涉量便可。計算結果如下彈簧當量桿半徑R=612mm彈簧當量桿角度0=7.86°第一軸：當前輪上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm,相應的干涉量（DX）如下：DZDX100-5.5490-4.6680-3.86-80-0.9-90-1.36-100-1.92第二軸：當前輪上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm,相應的

8、干涉量（DX）如下：DZDX1002.12902.23802.27-80-7.04-90-8.29-100-9.63可以看出，桿系的布置滿足TRW要求。7轉彎半徑估算轉彎半徑與第一軸的梯形機構及梯形機構與桿系的匹配有關。要盡量使所有輪胎產(chǎn)生純滾動和最小的磨損。因為輪胎有側偏現(xiàn)象，目前，輪胎側偏剛度等有關參數(shù)欠缺，轉彎半徑只能作近似估算，然后用實驗驗證。第一軸梯形機構的計算梯形臂球頭坐標(-170,882.1,-110.0)梯形臂有效長度m=175mm梯形底角76.27°梯形臂兩球頭中心距1764.2mm通過計算機優(yōu)化設計，當內(nèi)輪轉44。時外輪相應轉35°_-1+12+4-&

9、#176;3543min-sin&一.)Omax最小轉彎半徑Rmin可按下式計算：式中：LI, L2, L3軸距車輪接地偏置距%max外輪最大轉角Sa第一軸側偏角，取4代入數(shù)據(jù):6127.5/?niin=r+37.2=10828mm=10.828msin(35-4)最小轉彎直徑為21.66m,滿足整車要求，實際轉彎半徑通過試驗測定。8方向盤圈數(shù)計算：方向盤圈數(shù)與第一前橋最大轉角及轉向系的角傳動比有關，它影響駕駛員的超縱輕便性和轉向靈敏性。方向盤圈數(shù)小時，機動性好些，如果太小，會不符合駕駛員的駕駛習慣；方向盤圈數(shù)大時，轉向不太靈敏。對裝動力轉向的重型貨車，方向盤圈數(shù)可稍小些，一般在4.0

10、-5.5圈之間。通過計算機優(yōu)化設計，結果為：當?shù)谝惠S左輪向右轉35°時，垂臂擺角向后39.4°,右輪相應的轉角為44°中間垂臂擺角向后31。，第二軸左輪向右相應的轉27.7°,右輪相應的轉角為32.4°當左輪向左轉44°時，垂臂擺角向前38.4°,右輪相應的轉角為35°中間垂臂擺角向前擺32°,第二軸左輪向左轉33°,右輪的轉角為28.3°。當動力轉向器角傳動比為24時，方向盤轉動總圈數(shù)計算如下方向盤轉動總圈數(shù):(39.4° +38.4°) x 24(明薪= 5.2

11、9動力轉向系統(tǒng)的計算9.1 第一軸動力轉向能力計算動力轉向器的缸徑、最高油壓、最大輸出力矩與輪胎的原地轉向阻力矩，拉桿系統(tǒng)的角傳動比有關。動力轉向器的最大輸出力矩過大時，易使桿系和車身變形；動力轉向器的最大輸出力矩過小，車輛超載時，動力轉向失靈。原則是保證動力轉向器的最大輸出力矩稍大于作用于直拉桿作用于搖臂軸上的阻力矩。原地轉向力估算。原地轉向時，輪胎阻力矩Ms一般按V.E.GOUGH推薦的經(jīng)驗公式計算，即式中:M輪胎與地面間的摩擦系數(shù)，取U=0.7G單邊車輪負荷NG=7000x9.8/2=34300NP輪胎充氣壓力，取7.4X105代入數(shù)據(jù)得：Ms=0.7I343003TX'7.4x

12、105=1723.1Nj拉桿機構傳動比計算。通過計算機優(yōu)化設計：左輪右轉35°時，拉桿機構（從垂臂到上節(jié)臂）傳動比ip為L411,梯形機構（從上節(jié)臂到右梯形臂）傳動比%為0.559;左輪向左轉44°時，拉桿機構傳動比iD=0.668,梯形機構傳動比i?=1.855搖臂軸上阻力矩MP的計算。當輪胎阻力矩為Ms時，相應的作用在搖臂軸上的阻力矩MP:1+1Mp=Id如果考慮系統(tǒng)摩擦則MP=-MsIdFd式中：nT梯形機構效率，取0.8nd拉桿機構效率，取0.8代入數(shù)據(jù)得左輪向左轉時:1H1.855x0.80.668x0.8x1723.1=5397.1左輪向右轉時:Nm加=0.55

13、9x0.8xl723.1=4939.91.411x0.8動力轉向器的計算如果動力轉向器的缸徑選擇120mm,螺桿直徑為13.677mm,在壓力為13.0Mpa時，搖臂軸上確保輸出扭矩M=6149N.m顯然，動力轉向器輸出扭矩稍大于搖臂軸上的阻力矩，動力轉向器能滿足超載使用要求。9.2 第二軸動力轉向能力計算雙前橋中的第二橋的動力轉向助力一般由隨動助力缸或者隨動助力轉向器提供。隨動助力缸實際上就是一個動力缸，主要尺寸是動力缸內(nèi)徑和活塞行程。隨動助力缸油壓由動力轉向器提供，活塞移動行程與方向由中間拉桿控制。隨動助力缸提供的是油缸伸X輸出力與油缸壓縮輸出力。根據(jù)第二橋的負荷與轉角選擇動力缸內(nèi)徑與活塞

14、伸X/壓縮行程。隨動助力轉向器與隨動助力缸稍有不同，隨動助力轉向器提供的是搖臂軸的輸出力矩，隨動助力轉向器是集轉向器與動力缸于一體。相同的是隨動助力轉向器的油壓也由動力轉向器提供，搖臂軸的擺角與方向也由中間拉桿控制。采用隨動助力缸的優(yōu)點是因為隨動助力缸結構簡單，外形尺寸較小，因而拉桿系統(tǒng)布置較靈活，比較適合改裝車改裝用。缺點是桿系結構稍微復雜一些。采用隨動助力轉向器的優(yōu)點是桿系結構簡單一些。缺點是因為隨動助力轉向器的外形尺寸較大，占用的空間較大，隨動助力轉向器一般布置在車架上平面，不太適合改裝車改裝用。第二軸動力轉向能力計算，與第一軸動力轉向能力計算類似。同樣，隨動助力缸的缸徑、最高油壓、最大

15、輸出力的選擇，也要考慮輪胎的原地轉向阻力矩，拉桿系統(tǒng)的角傳動比。隨動助力缸的油壓由動力轉向器提供，最高油壓與動力轉向器相同。隨動助力缸輸出的力過大時，也會使使桿系和車身變形；隨動助力缸輸出的力過小，車輛超載時，動力轉向也失靈。原則是保證隨動助力缸輸出的力稍大于第二直拉桿作用于中間垂臂力。原地轉向力估算與第一軸相同，因為第二橋的軸荷與第一橋相同，因而輪胎阻力矩Ms也為1723.INm.第二軸拉桿機構傳動比計算。通過計算機優(yōu)化設計：第二軸左輪右轉28.5°時，拉桿機構（從垂臂到上節(jié)臂）傳動比ip為L231,梯形機構（從上節(jié)臂到右梯形臂）傳動比%為0.694。左輪向左轉34.4°

16、時，拉桿機構傳動比iD=0.835,梯形機構傳動比%=1.495輪胎阻力矩作用到中間垂臂軸上的力矩Mp2的計算。當輪胎阻力矩為Ms時，中間搖臂軸上的阻力矩Mp2：1+Mp2=.Ms如果考慮系統(tǒng)摩擦則1+!Id-"d式中：rit梯形機構效率，取0.8Dd拉桿機構效率，取0.8代入數(shù)據(jù)得左輪向左轉時:xl723.1 = 4736.31.495x0.80.835x0.8左輪向右轉時：1+N.m一M”=0.694x0.8xl723.1=4901.21.231x0.8備注：相關傳動比計算可采用空間矢量分解法（請注意垂直于桿和平行于桿的分速度的作用）。轉向助力油缸作用于中間垂臂的力矩計算：轉向助

17、力油缸工作缸徑中50;連桿直徑525,接油缸的中間垂臂有效長度Hl=0.2569moFs=尸Yx10-4=13x106xx52x10-4x0.9/4=229725N在效率i=90%,油壓為P=13MPa時，油缸伸X輸出力油缸伸X輸出力矩：Ms=Fs*H1=22972.5x0.2569=5901.6Nm在效率n=90%,油壓為P=13MPa時，油缸壓縮輸出力F、=P""二")xIO'=13xl06xx(52-2.52)xIO-4x0.9/4=17230N4油缸壓縮輸出力矩:My=Fy*H1=17230x0.2569=4426.3Nm動力轉向器提供給中間垂臂富

18、余力矩的計算。因為中間拉桿連接第一垂臂與中間垂臂，如果動力轉向器的輸出力矩大于第一前橋的阻力矩時，動力轉向器還有富余的力矩提供給中間垂臂。左轉向時，動力轉向器作用于中間垂臂軸的力矩：M'=(6149-5527.9)x230/187=764Nm右轉向時，動力轉向器作用于中間垂臂軸的力矩：M”=(6149-4951.7)x230/187=1472.6Nm動力轉向器與助力油缸作用于中間垂臂軸的力矩之和的計算。實際上，中間垂臂的力矩大部分由助力油缸提供，小部分由動力轉向器提供。左轉向時為：£M'=M'+Ms=6665.6Nm右轉向時為：£M"=M&

19、quot;+My=5898.9Nm顯然EM'>Mp2'£M”>Mp2”隨動助力缸滿足使用要求。9.3 動力轉向油泵的選取重型汽車采用的動力轉向油泵一般為葉片式，也有少量車型采用齒輪泵，如EQ4196進口發(fā)動機匹配的動力轉向油泵便是齒輪泵。葉片泵的優(yōu)點是工作壓力高，流量穩(wěn)定，噪聲小。齒輪泵的優(yōu)點是結構簡單，價格便宜，可靠性高。但流量波動大，噪聲大。動力轉向油泵的參數(shù)主要是最高壓力與怠速流量、控制流量。動力轉向器最高壓力是由動力轉向油泵提供的，所以最高壓力應與動力轉向器的相同。動力轉向油泵怠速流量的選取是根據(jù)方向盤以最大瞬時轉速轉動時，動力轉向器所需要的理論流

20、量，然后再計算出所需要的怠速流量與控制流量。對于汽車方向盤最大瞬時轉速，可以按TRW推薦的1.5圈/s計算。怠速流量計算公式為Qmin=60ntS+AQ,控制流量計算公式為Qmax=(1.5-2)60ntS+AQ,其中(?為轉向器的內(nèi)泄漏量，n為汽車方向盤最大瞬時轉速，t為螺距，S油缸實際工作面積。當然轉向油泵最主要的性能參數(shù)除了最高壓力與流量外，油泵的工作特性也是非常重要的。原則是：低速時，希望油泵的流量大一些，保證原地轉向的輕便性；在正常車速行使時，希望油泵的流量穩(wěn)定，不隨發(fā)動機轉速的增加而增大，保證路感與行駛安全性，防止方向盤發(fā)飄。動力轉向油泵的動力來源由發(fā)動機或空壓機提供。安裝方式有齒

21、輪、花鍵、聯(lián)軸節(jié)驅動等多種方式。9.4 動力轉向油罐的選取動力轉向油罐的主要功能是：儲存油液，向油泵供油；散熱、降低油液的工作溫度；過濾油液雜質，保證工作油液的清潔度。動力轉向油罐的主要設計參數(shù)有轉向油罐容積，濾芯的通過流量，濾芯過濾精度，安全閥裝置開啟壓力。轉向油罐容積，一方面要滿足油缸的工作容積、管路充填容積、油罐本身的空間容積要求，一方面要考慮油液的散熱性能，一般希望系統(tǒng)油液溫控制在80以下。濾芯的通過流量要滿足油泵的控制流量使用要求。過濾精度是轉向油罐一個很重要的性能指標。過濾精度一般選擇20um80um之間。過濾精度高時，過濾器壓力損失大些，成本相對高些；過濾精度低時，過濾器壓力損失小些，成本相對低些。安全閥裝置主要起應急作用：一旦濾紙堵塞，油液壓力增加到一定值時，安全閥打開，油液不再通過濾紙過濾而直接通過安全閥向油泵供油，以保證油泵壽命和行駛安全。安全閥開啟壓力一般設定為200250Kpa左右。動力轉向油罐一般用支架安裝在車架或龍門架等固定部位上，其出油口位置要高于油泵進油口位置300500mm之間9.5 轉向管路的連接。轉向管路的連接走向應簡單、美觀、順暢，避免窩則。轉向管路用油管與接頭來輸送油液與散熱。油管有鋼管