客車(chē)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)力矩波動(dòng)的改進(jìn)設(shè)計(jì)

王 用

客車(chē)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)力矩波動(dòng)的改進(jìn)設(shè)計(jì)

王 用

（桂林大宇客車(chē)有限公司，廣西 桂林 541003）

闡述客車(chē)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)型式和轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)原理，介紹轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點(diǎn)參數(shù)和傳動(dòng)軸相位角的設(shè)計(jì)原則，依據(jù)此原則對(duì)某車(chē)型轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證。

客車(chē)轉(zhuǎn)向；傳動(dòng)系統(tǒng)；力矩波動(dòng)；改進(jìn)設(shè)計(jì)

客車(chē)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)是用來(lái)保持或改變客車(chē)行駛方向的操縱機(jī)構(gòu)，由方向盤(pán)、轉(zhuǎn)向軸系和轉(zhuǎn)向器組成。理想的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)能將方向盤(pán)端輸入的轉(zhuǎn)動(dòng)無(wú)損耗并等速地傳遞給轉(zhuǎn)向器，而實(shí)現(xiàn)這種理想狀態(tài)的最佳方案就是整個(gè)傳動(dòng)系軸線(xiàn)是一條直線(xiàn)。但駕駛艙內(nèi)附件眾多致使布置空間緊湊，這一理想狀態(tài)基本無(wú)法實(shí)現(xiàn)，因此，目前客車(chē)轉(zhuǎn)向軸系通常由不在同一直線(xiàn)上的轉(zhuǎn)向上軸、中間軸和轉(zhuǎn)向下軸分段式組成。由于十字軸萬(wàn)向節(jié)回轉(zhuǎn)方向松動(dòng)少、摩擦損失小、適合批量生產(chǎn)，在萬(wàn)向節(jié)叉與傳動(dòng)軸之間用花鍵連接時(shí)，可以利用它們之間軸向伸縮的特點(diǎn)彌補(bǔ)制造和安裝誤差[1]，所以，客車(chē)現(xiàn)普遍采用雙十字軸萬(wàn)向節(jié)將轉(zhuǎn)向中間軸分別與轉(zhuǎn)向上軸和轉(zhuǎn)向下軸連接。由于十字軸萬(wàn)向節(jié)存在不等速性，在轉(zhuǎn)向操作過(guò)程中很可能出現(xiàn)轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)的情況，而時(shí)輕時(shí)重的轉(zhuǎn)向手感將影響駕駛操縱的舒適性和安全性[2]，因此，在轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)中必須考慮如何減少轉(zhuǎn)向力矩的波動(dòng)。

1 轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)分析

1.1 力矩波動(dòng)因素

對(duì)于雙十字軸萬(wàn)向節(jié)如忽略傳動(dòng)摩擦，其轉(zhuǎn)矩有如下關(guān)系[3]：

式中：η為轉(zhuǎn)矩波動(dòng)率；ΔT為轉(zhuǎn)矩波動(dòng)值；T為轉(zhuǎn)向上軸輸入轉(zhuǎn)矩；θ為轉(zhuǎn)向上軸L1的旋轉(zhuǎn)角度；βe為傳動(dòng)軸系當(dāng)量夾角；傳動(dòng)角α1為轉(zhuǎn)向中間軸L2與轉(zhuǎn)向上軸L1的夾角；α2為轉(zhuǎn)向中間軸L2與轉(zhuǎn)向下軸L3的夾角；γ為傳動(dòng)面夾角，即轉(zhuǎn)向上軸L1和中間軸L2組成的平面ABC與中間軸L2和轉(zhuǎn)向下軸L3組成的平面BCD之間的夾角；φ為轉(zhuǎn)向中間軸軸叉相位角，即中間軸上軸叉所在平面Ⅱ和下軸叉所在平面Ⅲ之間的夾角[4]，從上往下看，平面Ⅱ到平面Ⅲ，沿順時(shí)針為正。如圖1所示，圖中轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)硬點(diǎn)A為方向盤(pán)中心；硬點(diǎn)B為上鉸接中心；硬點(diǎn)C為下鉸接中心；硬點(diǎn)D為轉(zhuǎn)向器中心。

從式（1）可以看出，傳動(dòng)角α1及α2、傳動(dòng)面夾角γ和相位角φ是轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)生力矩波動(dòng)的主要因素。為實(shí)現(xiàn)力矩?zé)o波動(dòng)傳動(dòng)，需滿(mǎn)足α1=α2且γ=φ=0或α1=α2且γ=-φ[5]。由于客車(chē)駕駛區(qū)空間有限，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)在任何操作位置上不得與其他部件有干涉現(xiàn)象[6]，而且方向盤(pán)需要調(diào)節(jié)位置以適應(yīng)不同駕駛?cè)巳?，以上條件實(shí)際難以滿(mǎn)足。如果轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)幅度過(guò)大將影響駕駛操控，當(dāng)波動(dòng)率控制在5%以?xún)?nèi)時(shí)可滿(mǎn)足駕駛要求[7]。

圖1 雙十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸布置示意圖

1.2 力矩波動(dòng)理論計(jì)算

對(duì)于雙十字軸萬(wàn)向節(jié)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)，根據(jù)式（1）和式（2），按照“當(dāng)量夾角越小，傳動(dòng)性能越好”的原則進(jìn)行設(shè)計(jì)[8]。即在設(shè)計(jì)前期，根據(jù)總體布置的駕駛區(qū)空間及人機(jī)工程學(xué)初步選取方向盤(pán)的設(shè)計(jì)位置及調(diào)節(jié)范圍，再綜合駕駛區(qū)其他零件的布置情況優(yōu)化轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中各硬點(diǎn)的坐標(biāo)，并選取合適的轉(zhuǎn)向中間軸軸叉相位角使方向盤(pán)在各個(gè)位置時(shí)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力矩波動(dòng)滿(mǎn)足駕駛要求[9]。

方向盤(pán)處于任一位置時(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)硬點(diǎn)A的坐標(biāo)表示為（XA，YA，ZA），B的坐標(biāo)為（XB，YB，ZB），C的坐標(biāo)為（XC，YC，ZC），D的坐標(biāo)為（XD，YD，ZD）。

由以上各式可計(jì)算出α1、α2和γ。為獲得最佳傳動(dòng)性能，βe應(yīng)盡可能小，取φ=-γ或φ=π-γ時(shí)，βe有最小值為，而力矩波動(dòng)率是隨轉(zhuǎn)向上軸轉(zhuǎn)角變動(dòng)的周期函數(shù)，當(dāng)cosθ=1時(shí)有最大值，如波動(dòng)率合格，則轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)硬點(diǎn)坐標(biāo)和相位角的選取方案可行。

2 轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)改進(jìn)設(shè)計(jì)

2.1 轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)布置改進(jìn)

根據(jù)車(chē)輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)布置圖，對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)數(shù)模進(jìn)行測(cè)算得到α1、α2和γ的數(shù)值如表1中的改進(jìn)前部分，根據(jù)當(dāng)量夾角最小，傳動(dòng)性能越好的設(shè)計(jì)原則，應(yīng)當(dāng)取最佳相位角φ=-γ，實(shí)際圓整后取φ=-19°，由于傳動(dòng)軸夾角α1和α2差值較大，計(jì)算得η=7.1%，不能滿(mǎn)足要求。

表1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)改進(jìn)前/后數(shù)據(jù)

為降低轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)，在駕駛區(qū)空間允許范圍內(nèi)，調(diào)整轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)硬點(diǎn)A、B、C、D的坐標(biāo)參數(shù)，將方向盤(pán)和轉(zhuǎn)向上軸安裝傾角增加2°，再重新布置轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向下軸，數(shù)模測(cè)算結(jié)果如表1中的改進(jìn)后部分，圓整后取最佳相位角φ=-11°時(shí)轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)率η=1.6%，理論上可滿(mǎn)足使用要求。

2.2 實(shí)測(cè)分析與驗(yàn)證

忽略萬(wàn)向節(jié)摩擦損失，對(duì)于雙十字軸萬(wàn)向節(jié)輸入軸（轉(zhuǎn)向上軸）轉(zhuǎn)矩T1和輸出軸（轉(zhuǎn)向下軸）轉(zhuǎn)矩T2及各自旋

上式中i為雙十字軸萬(wàn)向節(jié)瞬時(shí)傳動(dòng)比，其數(shù)值大小反映了轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)的大小。

當(dāng)車(chē)輛怠速原地保持恒定轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)時(shí)，因發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向桿系傳動(dòng)比均保持不變，則T2也可認(rèn)為是恒定值。依據(jù)式（3）得T1max/T1min=imax/imin，而方向盤(pán)直徑尺寸不變，則車(chē)輛轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤(pán)所需轉(zhuǎn)向力反映了轉(zhuǎn)向力矩的大小。所以，轉(zhuǎn)向力最大值與最小值的比值也反映了轉(zhuǎn)向力矩的波動(dòng)率的大小，比值越接近1，則轉(zhuǎn)向力矩的波動(dòng)率越小。

按改進(jìn)前和改進(jìn)后狀態(tài)分別將φ=-19°和φ=-11°兩件不同相位角的轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸裝配于同一樣車(chē)進(jìn)行轉(zhuǎn)向力實(shí)測(cè)，試驗(yàn)車(chē)輛方向盤(pán)勻速?gòu)淖髽O限轉(zhuǎn)到右極限位置約4圈，取第2和第3圈的轉(zhuǎn)向力數(shù)據(jù)及最大與最小的比值進(jìn)行分析比較，測(cè)試結(jié)果如表2所示。

表2 轉(zhuǎn)向力矩測(cè)量值T1

從試驗(yàn)數(shù)據(jù)可看出，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸相位角φ=-11°狀態(tài)安裝的方向盤(pán)轉(zhuǎn)向力最大值與最小值的比值明顯比相位角φ=-19°時(shí)的比值小，相應(yīng)的其轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)也小（η=1.6%），試驗(yàn)結(jié)論與模擬計(jì)算基本一致，車(chē)輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)改進(jìn)方案可行。

3 結(jié)束語(yǔ)

方向盤(pán)力是汽車(chē)操縱穩(wěn)定性評(píng)價(jià)的重要指標(biāo)[10]。車(chē)輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)按照“當(dāng)量夾角越小，傳動(dòng)性能越好”的原則進(jìn)行設(shè)計(jì)改進(jìn)，并經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向力對(duì)比測(cè)試驗(yàn)證，實(shí)測(cè)結(jié)果與理論計(jì)算一致，確保了車(chē)輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)滿(mǎn)足使用要求。

[1]汽車(chē)工程手冊(cè)編輯委員會(huì).汽車(chē)工程手冊(cè):設(shè)計(jì)篇[K].北京:人民交通出版社,2001.

[2]陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造:下冊(cè)[M].3版.北京:人民交通出版社，1997.

[3]王霄鋒.汽車(chē)底盤(pán)設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社，2010.

[4]馮帆，劉優(yōu).汽車(chē)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)軸相位角的設(shè)計(jì)[J].企業(yè)技術(shù)開(kāi)發(fā)：下旬刊,2016（2）：6-7.

[5]潘宇，何云峰，何志兵，等.雙十字軸萬(wàn)向節(jié)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械傳動(dòng)，2015（1）：83-86.

[6]公安部道路交通管理標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會(huì).機(jī)動(dòng)車(chē)運(yùn)行安全技術(shù)條件:GB 7258-2012[S].北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2012：9.

[7]王斌.轉(zhuǎn)向力矩波動(dòng)的校核方法[J].時(shí)代農(nóng)機(jī)，,2015（4）：27-28.

[8]裴錦華，李明.汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩波動(dòng)的匹配研究[J].汽車(chē)科技,2010（3）：48-51.

[9]劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2001.

[10]余志生.汽車(chē)?yán)碚揫M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2000.

Improvement Design of Torque Fluctuation for Bus Steering Transmission System

Wang Yong
(Guilin Daewoo Bus Co.,Ltd,Guilin 541003,China)

The authors elaborate the structure style and torque fluctuation theory of bus steering transmission system,introduce the design principles of hard points parameters and transmission phase angle of steering system.According to these principles,they improve the design of the steering transmission system of this vehicle,and verify the results through testing.

bus steering;transmission system;torque fluctuation;improvement design

U463.4

B

1006-3331（2017）05-0023-03

王 用（1981-），男，工程師；主要從事客車(chē)底盤(pán)設(shè)計(jì)和研究工作。

修改稿日期:2017-05-18