鄭家節(jié) 陸好源

上汽通用五菱汽車股份有限公司整車前期開發(fā)科 廣西柳州市 545007

1 引言

當前各大汽車廠家紛紛把平臺化的設計理念應用到車型設計中去，以降低開發(fā)成本和提高汽車質量可靠性。轉向系統(tǒng)作為汽車最重要的人機交互部件之一，其不同車型轉向系統(tǒng)的平臺化研究也越來越引起汽車開發(fā)人員的重視。下面，結合對某平臺兩款不同種類的新車型的電動助力轉向系統(tǒng)的應用開發(fā)，談談轉向系統(tǒng)在同平臺不同車型之間如何最大化的實現(xiàn)平臺化的設計及應用。

2 概述

電動助力轉向系統(tǒng)主要由方向盤、轉向管柱、轉向傳動軸及轉向機組成。其中公司內部方向盤骨架材料為鎂合金，且已經(jīng)平臺化，不同車型的方向盤造型及其上的多功能按鍵略有差異。

3 轉向系統(tǒng)硬點設計

轉向系統(tǒng)硬點設計內容包括方向盤中心點、方向盤傾角、上下萬向節(jié)中心點，轉向器輸入軸嚙合點，轉向橫拉桿內球銷點及轉向橫拉桿外球銷點。

3.1 方向盤中心點及傾角的確定

基于已確定的駕駛員人體姿態(tài)（如圖1），按如下公式確定方向盤傾角A18、BOF點與SWC點的縱向距離L6、AHP點與SWC點的垂向距離H17。

圖1 人體姿態(tài)

式中：A18-方向盤傾角，在垂直平面內，方向盤輪緣面的切平面與Z軸的夾角，單位為°。

式中：L6-BOF點與SWC點的水平間距，單位為mm。

式中：H17-SWC點與AHP點的垂直距離，單位為mm。

3.1.1 Sedan方向盤中心點及傾角的確定

基于轎車考慮，已確定Sedan駕駛員坐姿 H30為 280mm， 依 據(jù) 公 式 2-1、2-2、2-3， 確 定 出A18=24.5°，L6=440mm，H17=654mm。

3.1.2 SUV方向盤中心點及傾角的確定

基于SUV考慮，已確定SUV駕駛員坐姿 H30為 330mm， 依 據(jù) 公 式 2-1、2-2、2-3， 確 定 出A18=29.5°，L6=390mm，H17=690mm。

3.2 轉向器輸入軸位置確定

圖2所示為轉向系投影在后視圖和側視圖上的簡化圖，A-方向盤中心點；B-上萬向節(jié)中心點；C-下萬向節(jié)中心點；D-轉向器齒輪軸與齒條相交點在齒輪軸線上的投影點；E-轉向器齒輪軸與齒條相交點在齒條上的投影點；F、G-轉向橫拉桿左、右內球銷點。

圖2 轉向系統(tǒng)簡化圖1

3.2.1 D點位置確定

E點到F點（或G點）的距離需要保證齒條行程后仍有足夠長的結構尺寸，使轉向器殼體具有足夠的強度、剛度、模態(tài)。確定E點后，以E為原點，整車坐標X軸為方向建立平面1。將平面1繞FG向后旋轉，做平面2，平面1與平面2的夾角可根據(jù)需要進行調整。作平行于平面2的平面3。將E點投影到平面3上，側E點在平面3上的投影點即為D點，如圖3。

圖3 轉向系統(tǒng)簡化圖2

3.2.2 C點位置確定

在平面3上取點C。連接CD，CD與整車坐標Y軸夾角一般在60～90°之間，可根據(jù)布置需要進行調整，DC長度可根據(jù)布置、結構需要進行調整。根據(jù)以上要求C點位置確定，即下萬向節(jié)點位置確定。CD即為轉向器輸入軸。

3.3 轉向傳動軸夾角

傳動軸夾角即為轉向管柱軸線與轉向中間軸軸線夾角（圖3中AB與BC夾角）、轉向中間軸軸線與轉向器輸入軸軸線夾角（圖3中BC與CD的夾角）。傳動軸夾角大小及兩角差值大小對整個轉向系速度波動有很大影響。因此在布置過程中需要注意和控制傳動軸夾角及角度差。

由于給定方向盤中心點A、方向盤傾角及轉向管柱長度，側上萬向節(jié)B點位置確定。確定傳動軸夾角大小可通過調節(jié)平面1與平面2、DC與整車坐標Y軸夾角及DC長度等方式來實現(xiàn)。

3.4 布置校核

根據(jù)以上布置要求對某平臺轉向系進行布置，布置結果參數(shù)如下表1。

根據(jù)表1轉向布置參數(shù)驗證轉向布置是否合理。通過運動仿真模型，可以得到方向盤角速度與轉向器輸入軸角速度曲線。

如圖4所示，轉向器輸入軸角速度，最大值為1.027deg/s，最小值為0.973 deg/s。通常要求轉向器輸入軸角速度與方向盤角速度差值不大于15%，該轉向傳動軸轉速最大差值為2.7%，等速性良好。

4 轉向系統(tǒng)結構及性能的設計

除整車坐姿高度不同導致轉向系統(tǒng)硬點參數(shù)存在差異外，SEDAN和SUV兩車的外形尺寸、重量參數(shù)也存在差異，兩車相關參數(shù)見表2，考慮到轉向管柱、轉向器開發(fā)周期長、開發(fā)費用高，SEDAN和SUV硬點差異由轉向中間軸做適應性設計更改，轉向管柱、轉向器則按平臺化思路進行設計開發(fā)。

4.1 轉向管柱助力電機的設計

助力電機輸出扭矩是電機設計的重要參數(shù)，要滿足同一平臺不同車型的電機共用要求，需定義合理的電機參數(shù)，即能滿足兩個車型的使用要求，又兼顧整車成本，做到設計合理，不盈余。

表1 某平臺轉向布置參數(shù)

圖4 平臺轉向速度波動圖

表2 某平臺整車參數(shù)

4.1.1 齒條力的確定

電機輸出扭矩主要受齒條力影響，按下面公式確定齒條力。

式中：F：齒條力，單位為N；Mr：原地轉向力矩，單位為Nm；Mg：重力回正力矩，單位為Nm；S：轉向梯形有效作用力臂，單位為mm。

原地轉向力矩Mr可根據(jù)以下經(jīng)驗公式確定：

式中：f：輪胎滑動摩擦系數(shù)； G：前軸載荷，單位為N；P：輪胎氣壓，單位為MPa。

重力回正力矩Mg可根據(jù)以下經(jīng)驗公式確定：

式中：G：前軸載荷，單位為N；R：輪胎半徑，單位為mm；D：主銷偏移距，單位為mm；γ：主銷內傾角，單位為°；λ：最大內輪轉角，單位為°。

為計算齒條力，相關參數(shù)見表3。

根據(jù)公式4-1依次算出兩個車型的齒條力，選取其最大值。

表3 某平臺轉向系統(tǒng)齒條力計算參數(shù)

4.1.2 電機輸出扭矩的確定

電機輸出扭矩按以下公式確定：

式中：Tm：電機扭矩，單位Nm；F：齒條力，單位為N；i：線角傳動比，單位為mm/rev；η1：傳動軸及軸向器傳動效率；η2：減速機構傳動效率；Th：人手操作力矩，單位Nm；GR：減速機構減速比。

兩個車型的齒條力F由公式4-1算出，從中選出最大值，由于是同平臺車型，傳動效率η1和η2和人手操作力矩GR都設定為相同值，線角傳動比按表3選取，通過公式4-4即可算出某平臺車型所需的最大電機扭矩參數(shù)，按此參數(shù)進行整個平臺的電機設計和選擇，可滿足同一平臺不同車型的轉向性能要求，即可實現(xiàn)兩個車型助力電機的統(tǒng)一。

4.2 轉向管柱結構設計

某平臺兩款車型均要求方向盤可調和方向盤可潰縮，為滿足項目車型開發(fā)要求，轉向管柱設計為上轉向管柱和下轉向管柱兩部分，中間用套管連接，碰撞時通過套管擠壓變形達到吸能目的；管柱內部的轉向軸也分為兩段，上轉向軸與方向盤連接，下轉向軸與轉向中間軸連接，汽車發(fā)生碰撞時，上轉向管柱移入下轉向管柱內，產(chǎn)生摩擦，同時擴大駕駛員與方向盤的空間，防止駕駛員胸部撞到方向盤形成傷害；與CCB連接的轉向管柱上支架采用注塑塊，當碰撞力超過注塑的剪切力，注塑塊脫落，同時鋼片變形，實現(xiàn)方向盤潰縮吸能。

4.3 轉向器設計

設計轉向器之前需確定主要轉向參數(shù)，SEDAN和SUV的主要轉向參數(shù)見表4：

表4 某平臺主要轉向參數(shù)

由表4轉向參數(shù)可知，除最小轉彎直徑外，其余參數(shù)均一致，因此只需要按其中一款車型的轉向參數(shù)對轉向器進行設計。

綜合轉向參數(shù)、前軸最大載荷和對標分析，轉向器主要參數(shù)設計如表5所示：

5 轉向系統(tǒng)總成臺架試驗

采用平臺化思路設計的轉向系統(tǒng)，分別在搭載1.2L、1.5L及1.0T的Sedan及SUV樣車上完成模態(tài)測試，轉向系統(tǒng)模態(tài)均未出現(xiàn)共振現(xiàn)象，且樣車在試乘試駕活動中，未反饋方向盤抖動問題。完成轉向管柱總成縱向剛度試驗、橫向剛度試驗，振動耐久等臺架試驗后，均未出現(xiàn)破壞變形和異常磨損現(xiàn)象；完成轉向器要求的各種臺架試驗后，轉向器能正常工作，所有零件無裂紋，均滿足設計要求。

表5 某平臺轉向器主要結構參數(shù)

6 結語

通過仿真校核和實驗驗證，本文所論述的兩個車型的轉向系統(tǒng)均滿足設計定義要求，基于平臺化的設計思路，使得某平臺兩個車型的轉向系統(tǒng)共用率得以極大的提高，按照企業(yè)現(xiàn)有供應商體系評估，全新開發(fā)一套轉向系統(tǒng)，開發(fā)成本在500萬-800萬不等，開發(fā)周期兩年半，通過平臺化的設計思路，整車開發(fā)成本得以大大降低，開發(fā)周期也相應大幅縮小，極大的提高了企業(yè)的生產(chǎn)效益。