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摘要：介绍了某车型的转向器选型设计，从整车转向设计要求出发，分别从输出扭矩和输出行程两方面进行校核计算，确定合适的转向器性能参数，进而选用整体循环球式动力转向器，５ ０００ｋｍ可靠性试验结果表明该转向器满足整车转向要求。
关键词：汽车转向器；选型设计
引言
某车型是在现有４７６０轴距底盘的基础上匹配宽体２０５０排半驾驶室，同时加大货厢提高载重量的大轻卡车。该车型作为一个全新的平台，其载质量提升较大，对转向系统提出了更高的要求。转向器是整个转向系统的关键部件，设计过程中需对转向系统进行校核计算，为转向器的选型设计及后续转向系零部件的开发设计提供可靠的数据支持。
1汽车转向系统
汽车转向系统是汽车主要的安全部分，它的发展趋势主要分为两个不同阶段，就是传统的机械转向系统与现代的助力转向系统。
1.1机械转向系统
传统的机械式转向系统所主要讲的为通过操作者通过作用于转向盘上的作用力就是它的转向动力，然后没有给它别的外部助力，接着利用转向轴和转向器，其次它的传动机构就马上传给转向轮，所以得到了它的变动车轮转角用意，这样去变动车轮滚动的不同位置[1]。不过最老式的汽车转向系统就为没有助力的纯机械式的转向系统。机械转向系统这样的系统不但加强了操作者停车和低速的行驶情况下的转向操纵的压力，尤其它的转向灵敏性与它的轻便性都是不同相对的，根本不能从基础上处理汽车在各个不同的路感和工况下的转向相冲突。
1.2助力转向系统
助力转向就是在纯机械转向系统中加上了助力泵，利用发动机来使助力泵的工作它给单纯的人力的转向供给的助力，有助力的转向它会变得更加的轻松。
1.2.1液压助力转向系统
液压助力转向系统它就是在老式的纯机械式转向装置上添加了控制阀、油泵、动力缸、储油罐和回油管路等液压动力装置来给予的转向助力。液压动力装置根据发动机曲轴上得到的能量，储存在它的液压罐中间，转向期间根据机械机构的控制发出的能量，进而从转向系统给与的助力[2]。
1.2.2电控液压助力转向系统
根据选定了转向器与机械控制参数之后，传统的液压的助力转向系统的助力特性从而就跟着确定了，不会再对各个参数加于控制和调节，所以很困难在协调不一样的工况情况下转向轻便性和路感的之间的联系，所以也就不能更加地满足大家对汽车操控性能日益增加所提出的要求。通过以上的论述的局限性，设计者在传统液压助力转向装置增加了改正，发明了电控液压助力转向系统（ElectricHydraulicPowerSteering，简称EHPS）。在原来的系统中新增了一个电磁阀，经过车速传感器与转向盘转角传感器它们的输入信号，用来电控单元（ElectricControlUnit，简称ECU）来控制电磁阀开启的大小，直接调节动力缸的供油量，因此对比它们的精确地控制助力大小，在现在这种转向系统在汽车生产中得到了广泛应用。电控技术的引用产生了助力转向技术发展的重大改变，可是液压装置却始一直有，所以引发出来漏油、管路不简便、高成本等缺点成了电动助力转向的发展奠定了基础。
1.2.3电动助力转向系统
电动助力转向系统（ElectricPowerSteering，简称EPS）根据电控液压助力转向的基础的起源发展起来的为一种全新机电结合转向技术。系统的助力开始是一个由电控单元ECU控制电流输入的电动机，不是液压动力缸。在ECU的操作下，经过对于助力电机给予的电流大小与方向的变化进行控制与调节，以更加明白的地实现了设计者最开始设定的在不同车速与不同转向盘转角下所要的最好的转向助力。
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2转向器选型设计原则
转向器选型设计，即为了达到整车所要求的转向性能，通过计算选择合适的转向器对整车进行匹配。如何为整车匹配好转向器是整个转向系统开发的关键。为节约开发和采购成本，一般选用现有成熟的转向器资源。该车型转向器选型中需考虑以下几点：１）通过计算，确定转向器所要到达的输出扭矩和工作行程。转向器输出的扭矩应足以克服转向时的转向阻力矩，否则会出现转向沉重问题，严重时甚至驾驶员用尽全身之力都不能使转向轮偏转。汽车转向沉重，将增加驾驶员的疲劳强度，降低汽车的机动性能，并且难以保证汽车的行驶安全。整体循环球式动力转向器的工作行程是转向器摇臂轴摆角，为满足整车要求，需通过计算整车转向时所需最大摆动角度来确定。２）确定转向器与转向操纵机构和转向传动机构的连接形式。３）分析转向器的外形尺寸及装配结构是否满足总体布置要求。其中第１点需通过计算整车转向系统对转向器性能的要求才能确定，第２、３点属于配型设计。
3转向器的选型
转向器的输出扭矩可根据转向阻力矩通过转向传动机构传导后，在转向器输出端形成的阻力矩来确定。因此，需先确定转向传动机构，再根据转向阻力矩计算确定转向器的输出扭矩。
3.1转向阻力矩的计算
一般来说，转向阻力矩由被动转向阻力矩和主动转向阻力矩两部分组成。被动转向阻力矩由胎压和路面摩擦、转动系统内部摩擦所致，可根据轮胎与地面间的滑动摩擦系数、轴荷及胎压、车速、前轮转角及其变化速度或趋向用近似公式求出。主动转向阻力矩由作用在转向轮上的外力和外力矩所产生，其大小与很多因素有关，主要影响因素有作用在前轮的侧向力、纵向力、回正力矩、前轮定位角和几何尺寸及前轮转角，其计算方法繁琐、复杂。精确计算转向阻力矩较困难，一般采用具有足够精度的半经验公式计算汽车在沥青或砼路面上的原地转向阻力矩Ｍｒ。考虑到货车实际使用中都存在超载现象，为保证转向安全，计算前轴负荷Ｇ１时取最大超载运行时的前轴载荷。设计时，该载荷通过整车极限载荷状况进行轴荷分配来确定。
3.2转向器输出扭矩的确定
该车型的转向传动机构通过转向横拉杆、转向节臂、转向直拉杆、转向摇臂传递转向力，可按下式计算转向阻力矩在转向器输出端形成的力矩ＭＺ：ＭＺ＝ＭｒＬ１／Ｌ２（1）式中：Ｌ１为转向摇臂长度（ｍｍ）；Ｌ２为转向节臂长度（ｍｍ）。该车型选用前轴总成，其转向节臂长度为２４２ｍｍ，转向传动机构设计中选定的转向摇臂长度为２３０ｍｍ，根据式（1）计算得转向阻力矩在转向器输出端形成的阻力矩ＭＺ＝４ ２８２Ｎ·ｍ。选择转向器时首先要考虑的是其输出扭矩应大于ＭＺ，否则不管其他性能多符合，都将对整车使用操控性、舒适性造成影响，甚至埋下安全隐患。
3.3转向器摇臂轴摆角的确定
转向器摇臂轴连接转向摇臂摆动，摇臂带动转向直拉杆作近似直线运动，拉杆驱动轮胎偏转。选取转向器时，需通过计算校核摇臂轴摆角行程是否满足转向系统的要求。理论上，在满足整车最小转弯直径的情况下，确定该位置时内轮转向节的偏转角度βｌ，再根据转向传动机构的角传动比τω按式（1）计算在极限转角时要求的转向器摆角β，根据β值校核转向器摇臂轴摆角βｆ是否满足要求，要求βｆ＞β。但实际设计过程中，转向传动机构一般处于设计阶段，其角传动比τω难以确定，整个计算也无法实现。β＝τωβｌ（2）整车设计中希望转向轮有尽可能大的转角使转弯直径最小，但车轮的转角过大会造成一系列的干涉问题，并造成转向直拉杆设计困难。车型设计过程中通过作图在设计转向直拉杆结构的同时对摇臂轴摆角进行计算。
结语
该文通过计算分析，为某大轻卡车型选配满足整车转向要求的转向器。通过样车试制及５ ０００ｋｍ可靠性试验，所选转向器满足整车转向要求，保证了整车转向的安全性，且节约了开发和采购成本。
参考文献：
［１］ 王望予．汽车设计［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２０1４．
［２］ 林秉华．最新汽车设计手册［Ｍ］．哈尔滨：黑龙江人民出版社，２０1５．
［３］ 吴植民．汽车转向器［Ｍ］．北京：人民交通出版社，２０1７．
［４］ 成大先．机械设计手册［Ｍ］．北京：化学工业出版社，２０1２．
［５］ 刘振成．中型载货汽车转向系统的分析研究与改进设计［Ｊ］．长春：吉林大学，２０1１．
论文作者:陈海滨,王少华
论文发表刊物:《防护工程》2018年第16期
论文发表时间:2018/10/9
标签：转向器论文; 助力论文; 转向系统论文; 整车论文; 阻力论文; 汽车论文; 液压论文; 《防护工程》2018年第16期论文;