某氫燃料車型液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)

魏成　裴希華

摘 要：隨著液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的不斷應(yīng)用與發(fā)展，人們對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的要求越來越高。文章結(jié)合某氫燃料車型液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，就該系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)向器和電動(dòng)轉(zhuǎn)向泵壓力和流量進(jìn)行匹配設(shè)計(jì)，對(duì)轉(zhuǎn)向器垂臂擺角、轉(zhuǎn)向油管的內(nèi)徑和油罐的容積、轉(zhuǎn)向直拉桿的間隙和強(qiáng)度等進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核，確保了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的安全性和合理性。

關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向系統(tǒng);校核;匹配設(shè)計(jì)

中圖分類號(hào)：U463.4 ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：B ?文章編號(hào)：1671-7988（2020）03-11-04

前言

氫燃料汽車是以氫為主要能量，國內(nèi)現(xiàn)階段已經(jīng)形成一定的產(chǎn)業(yè)集群。隨著在氫燃料電池電堆及其關(guān)鍵材料領(lǐng)域已初步形成產(chǎn)業(yè)鏈，國內(nèi)各產(chǎn)業(yè)鏈企業(yè)也在不斷突破和技術(shù)創(chuàng)新。本文以此為依托，對(duì)該車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)和校核進(jìn)行詳細(xì)闡述，旨在為后續(xù)的車型開發(fā)提供必要的參考和依據(jù)。

1 動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的選用

該車型主要技術(shù)參數(shù)如表1。

1.2 轉(zhuǎn)向器垂臂擺角校核

確定轉(zhuǎn)向器的安裝位置和前橋的狀態(tài)后，轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向節(jié)臂的相對(duì)位置可以確定，拉桿的長度即可確定。汽車方向盤打至左右極限時(shí)，需保證前軸上的限位螺栓先起限位作用，這樣保護(hù)了轉(zhuǎn)向器，確保了行程的安全性。作圖步驟是先畫出前輪的最大內(nèi)、外轉(zhuǎn)角，將前軸內(nèi)、外轉(zhuǎn)角的運(yùn)動(dòng)量再通過轉(zhuǎn)向直拉桿影射成轉(zhuǎn)向器垂臂的擺角，檢驗(yàn)垂臂擺角是否在設(shè)計(jì)的擺角范圍內(nèi)。若在，說明設(shè)計(jì)合理;若不在，則說明擺角運(yùn)動(dòng)干涉，即方向盤在極限位置時(shí)是轉(zhuǎn)向器垂臂在限位，存在安全隱患。如下是該車型轉(zhuǎn)向器垂臂擺角校核圖，圖中垂臂長度194.5mm，車輪內(nèi)轉(zhuǎn)角37°，外轉(zhuǎn)角27.7°，轉(zhuǎn)向節(jié)臂中心到主銷中心距離200mm，轉(zhuǎn)向直拉桿長度857mm已確定。

如上圖，在車輪極限轉(zhuǎn)角為37°和27.7°時(shí)，轉(zhuǎn)向器垂臂擺角分別是39°和28°，在轉(zhuǎn)向器輸出擺角±（42°±1°）范圍內(nèi)，滿足要求。

此時(shí)，方向盤總?cè)?shù)n需重新計(jì)算確定。

2 轉(zhuǎn)向油泵的選用

車型選用電動(dòng)轉(zhuǎn)向泵，采用泵體和控制器一體式。油泵采用永磁同步電機(jī)，具有能耗低、重量輕、體積小等特點(diǎn)?？刂破鞑捎酶咝阅艿碾娏魇噶靠刂萍夹g(shù)，即變頻調(diào)速控制，低速高轉(zhuǎn)矩輸出，具有良好的動(dòng)態(tài)特性、超強(qiáng)的過載能力。

5 轉(zhuǎn)向直拉桿設(shè)計(jì)

5.1 直拉桿外形設(shè)計(jì)

車輛右轉(zhuǎn)向時(shí)，左前輪胎會(huì)靠近直拉桿，在底盤布置過程中二者間的避讓空間需在直拉桿的彎形上進(jìn)行考慮，初步設(shè)計(jì)結(jié)果如下圖：

5.2 直拉桿間隙校核

轉(zhuǎn)向直拉桿應(yīng)不與周邊部件（輪胎和懸架）產(chǎn)生干涉，通常要求轉(zhuǎn)向直拉桿與周邊部件的距離≥20mm。由于轉(zhuǎn)向直拉桿屬于運(yùn)動(dòng)部件，因此有必要對(duì)其周邊部件的運(yùn)動(dòng)間隙進(jìn)行校核。校核主要看輪胎最大外轉(zhuǎn)角和最大內(nèi)轉(zhuǎn)角兩個(gè)極限位置時(shí)，轉(zhuǎn)向直拉桿與周邊部件的間隙。運(yùn)用二維圖進(jìn)行校核，校核結(jié)果如下圖所示：

由上述二維圖可知，當(dāng)轉(zhuǎn)向輪向內(nèi)轉(zhuǎn)至最大轉(zhuǎn)角27.7°時(shí)，直拉桿與輪胎間隙最小，間隙值為27.1mm。車輪處于直線位置時(shí)，直拉桿與板簧間隙最小，間隙值為71.4mm。兩個(gè)間隙值均>20mm，所以直拉桿彎形設(shè)計(jì)滿足要求。

5.3 轉(zhuǎn)向直拉桿強(qiáng)度校核

直拉桿工作時(shí)主要是產(chǎn)生拉壓變形，故只校核其拉壓應(yīng)力。汽車原地轉(zhuǎn)向時(shí)，作用在直拉桿上的力為F，產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力為σ。轉(zhuǎn)向拉壓力的確定從兩個(gè)方面考慮：動(dòng)力轉(zhuǎn)向器在直拉桿上產(chǎn)生的拉壓力和轉(zhuǎn)向阻力矩在直拉桿上產(chǎn)生的拉壓力。下圖為直拉桿受力分析的簡(jiǎn)圖：

圖中，A為垂臂初始位置，A1為垂臂左極限位置，A2為垂臂右極限位置，B為轉(zhuǎn)向節(jié)臂初始位置，B1為轉(zhuǎn)向節(jié)臂左極限位置，B2為轉(zhuǎn)向節(jié)臂右極限位置，α為垂臂初始位置時(shí)與拉桿的夾角，α1為垂臂左極限位置時(shí)與拉桿的夾角，α2為垂臂右極限位置時(shí)與拉桿的夾角，F(xiàn)0為傳遞到直拉桿上的力，F(xiàn)1為轉(zhuǎn)向器輸出到垂臂運(yùn)動(dòng)軌跡切線方向的力，F(xiàn)2為垂臂方向的分力。

A1處：F0=F1/sinα1

A處：F0=F1/sin（π-α）=F1/sinα

A2處：F0=F1/sin（π-α2）=F1/sinα2

當(dāng)垂臂與拉桿的夾角為90°時(shí)，F(xiàn)0最大。在對(duì)直拉桿進(jìn)行力學(xué)校核、分析時(shí)，按最大受力狀態(tài)進(jìn)行分析。

下表是直拉桿拉壓力計(jì)算的已知參數(shù)：

6 結(jié)束語

本文介紹了某氫燃料車型液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的匹配設(shè)計(jì)，根據(jù)車型相關(guān)的主要技術(shù)參數(shù)選擇相應(yīng)的轉(zhuǎn)向器，通過對(duì)電動(dòng)轉(zhuǎn)向泵的流量和壓力、轉(zhuǎn)向油管的內(nèi)徑和油罐的容積、轉(zhuǎn)向直拉桿的間隙和強(qiáng)度等的校核計(jì)算，使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配合理，部件滿足強(qiáng)度和操控要求。對(duì)后續(xù)類似的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)有一定的參考價(jià)值。

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