某中型卡車轉向與懸架干涉的校核及優化

孫江平

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

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某中型卡車轉向與懸架干涉的校核及優化

孫江平

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

摘 要：針對某中卡產品進行空、滿載狀態轉向與懸架系統干涉量校核，將其轉化為轉向盤偏轉角度，對行駛中轉向盤打手問題直觀體現。經分析校核，轉向彎臂端球銷安裝方向改變后空滿載狀態下干涉量均大幅度降低。優化后對車輛進行試驗轉向盤打手問題得到解決。

關鍵詞：轉向；懸架系統；干涉量

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.03.012

CLC NO.: U463.8 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2016)03-37-04

1、產品分析

針對某中卡產品轉向盤明顯打手現象進行分析，經對故障車輛現場確認后初步判斷為轉向傳動裝置與懸架導向機構運動干涉量過大導致，下面從轉向與懸架系統運動干涉的角度對該產品進行分析。

1.1 轉向與懸架系統干涉理論

中卡產品一般采用非獨立鋼板彈簧前懸架、鍛壓式工字梁前橋，轉向器上的力通過轉向直拉桿傳遞給前橋，作用于轉向梯形實現轉向。直拉桿通過球頭銷一端連接于轉向器搖臂，一端連接于前橋彎臂，當前輪相對車架或車身上下跳動時，轉向彎臂與直拉桿鉸接球銷的球心A，一方面要隨著前輪繞著鋼板彈簧主片所決定的A點的擺動中心O2擺動，同時又要繞著直拉桿另一端與轉向搖臂相鉸接的球銷中心B擺動，若這兩種擺動的軌跡偏差（干涉量）較大，則要引起前輪繞主銷的擺振，導致轉向盤偏擺、打手。

圖1　轉向系統與懸架系統干涉量校核示意圖

圖中：A──轉向彎臂球銷中心

B──轉向搖臂球銷中心

C──鋼板彈簧主片中心

O1──鋼板彈簧主片中心C點擺動中心

O2──轉向彎臂球銷中心A點擺動中心

O3──轉向搖臂球銷中心B點擺動中心

D──板簧前吊耳安裝中心

E──板簧后吊耳安裝中心

JJ ──A點繞O2點的運動軌跡（以O2點為圓心，O2A為半徑所畫圓弧）

KK ──A點繞B點的運動軌跡（以B點為圓心，BA為半徑所畫圓弧）

N-N──過A點所作的輔助垂線

fd──懸架動撓度（緩沖塊壓縮1/2時）

fe──懸架靜撓度

e──卷耳半徑

le──卷耳中心到前U型螺栓中心的距離

GH、G H ──運動不協調造成的軌跡偏差（運動干涉量）

1.2 車型相關參數見表1

表1　車型相關參數

表2　主要硬點坐標

1.3 主要硬點坐標（以懸架前吊耳安裝孔中心為原點，以豎直向上為Y正向、水平向后為X正向建立平面坐標系，所有點進行投影）如表2所示。

2、車輛直線行駛時轉向系統與懸架系統干涉量分析

2.1 空載狀態干涉量校核

圖2　空載狀態干涉量校核

采用繪圖法校核如下：

項 目 　最大干涉量（單位mm）此時撓度值（單位mm）動撓度時（車輪相對車身向上運動） 　9.86 　128.5空載時靜撓度時（車輪相對車身向下運動） 　6.77 　41

2.2 滿載狀態干涉量校核

圖3　滿載狀態干涉量校核

干涉量校核如下：

此時撓度值（單位mm）項 目 　最大干涉量（單位mm）動撓度時（車輪相對車身向上運動） 　7.07 　107.5滿載時靜撓度時（車輪相對車身向下運動） 　9.52 　62

2.3 干涉量對轉向盤偏轉角度影響分析

干涉量對轉向盤偏轉角度可通過下面公式近似計算：

將（1）、（2）代入（3）可得 γ=iω0*R*arcsin（Δx/R）/r

式中：Δx——轉向系統與懸架系統干涉量

R——轉向彎臂旋轉半徑

r——搖臂旋轉半徑

iω0——轉向器角傳動比

由表1可知：R=217mm，r=210mm，iω0=18.62，結合干涉量校核結果，可知對駕駛操縱感影響分析如下：

表4

國家標準轉向盤自由間隙15°，考慮轉向盤自由間隙轉向盤偏角也達20°以上，可看出轉向系統與懸架系統干涉量對駕駛操縱影響很大，遇到顛簸路面導致轉向盤打手嚴重。

3、整改方案及分析

（1）造成轉向盤打手主要原因在于轉向系統與懸架系統運動不協調造成，要根本解決需要調整轉向器搖臂下端球銷、轉向彎臂端球銷相對位置，最理想狀態為轉向器搖臂下端球銷中心點B與轉向節臂球銷中心點的擺動中心O2重合，此時干涉量為0。

在平頭貨車上，其駕駛員的位置很靠前，而轉向器又在駕駛員之前，這就決定了不方便把B點布置得與O2點重合，只能在現有產品基礎上使兩者盡量靠近或者盡量使A、B、O2處于一條直線上，在這種情況下，可以在A點和O2點連線的延長線上布置B點。這樣，一般也可以保證車輪上、下跳動時其繞主銷的轉角比較小，而且上、下跳動時該干涉轉角的轉動方向相同。

（2）基于以上考慮，改變轉向彎臂上球銷穿接方式由從上向下穿接改為從下向上穿接，如圖所示：

圖4　優化前彎臂球銷穿接示意圖

圖5　優化后彎臂球銷穿接示意圖

表5　優化后變化的硬點坐標

優化前后A、B、O2三點分布對比(滿載狀態)：

圖6　優化前A、B、O2三點分布圖

圖7　優化后A、B、O2三點分布圖

優化前O2點偏離A、B連線61.1mm，優化后O2點偏離A、B連線24.3mm，A、B、O2基本處于一條直線上。

4、優化后直線行駛時轉向系統與懸架系統干涉量校核

4.1 優化后空載狀態干涉量校核

項 目 　最大干涉量（mm）此時撓度值（mm）轉向盤極限偏角（°）動撓度時（車輪相對車身向上運動） 　2.38 　68.95mm 　12.1空載時靜撓度時（車輪相對車身向下運動） 　3.8 　41mm 　19.3

圖8　優化后空載狀態干涉量校核

4.2 優化后滿載狀態干涉量校核

圖9　優化后滿載狀態干涉量校核

項 目 　最大干涉量（mm）此時撓度值（mm）轉向盤極限偏角（°）動撓度時（車輪相對車身向上運動） 　1.13 　44.77mm 　5.7滿載時靜撓度時（車輪相對車身向下運動） 　5.04 　62mm 　25.6

4.3 優化后干涉量對轉向盤偏轉角度影響分析

表6

5、優化前后干涉量所引起轉向盤偏轉角對比如下

表7

可以看出優化后無論空載還是滿載，車輛行駛過程中轉向盤極限偏轉角均大幅度下降，結合轉向盤存在自由間隙，只有車輪相對車身向下運動到極限時轉向盤才產生輕微打手現象，達到預期效果。

6、實際驗證

改進后在試驗及售出車輛中，遇顛簸路面轉向盤打手現象基本消除，轉向性能得到駕駛員的好評。

7、結論

轉向與懸架系統運動不協調是引起轉向盤打手主要原因；

為了減少轉向與懸架系統干涉量，設計時應盡量使轉向器搖臂下端球銷中心點與轉向節臂球銷中心點的擺動中心靠近或處于同一直線上。

對市場上存在此類故障的車輛，在保持現有產品轉向器、前橋、前懸架等關鍵部件主體不變的前提下，調整轉向節臂上球銷穿接方式、更換轉向直拉桿可達到7.2所述效果，優化駕駛操縱性，有一定的推廣意義。

參考文獻

[1] 王望予.汽車設計.北京:機械工業出版社2004.

[2] 李志魁等.某自卸車轉向與懸架干涉的ADAMS校核和優化設計.汽車技術.2012(2):30-34.

[3] 李伯岳等.汽車轉向干涉校核的快速實現.客車技術與研究.2009(5):18-21.

Check and Optimize the Interference Quantity between Steering and Suspension System of a medium-sized Truck

Sun Jiangping
（Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230601）

Abstract:check interference quantity between steering and suspension system of a medium-sized Truck in full load and no-load condition,convert to steering wheel angle,show the process of steering wheel hit hands intuitively.By the analysis,interference quantity significantly reduced in full load and no-load condition,When the ball pin installation changes.To test the improved truck,the fault of steering wheel hit hands is resolved.

Keywords:steering; suspension system; interference quantity

作者簡介：孫江平，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。

中圖分類號：U463.8

文獻標識碼：A

文章編號：1671-7988(2016)03-37-04