某中型卡车转向与悬架干涉的校核及优化

孙江平

（安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230601）



某中型卡车转向与悬架干涉的校核及优化

孙江平

（安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230601）

摘 要：针对某中卡产品进行空、满载状态转向与悬架系统干涉量校核，将其转化为转向盘偏转角度，对行驶中转向盘打手问题直观体现。经分析校核，转向弯臂端球销安装方向改变后空满载状态下干涉量均大幅度降低。优化后对车辆进行试验转向盘打手问题得到解决。

关键词：转向；悬架系统；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、产品分析

针对某中卡产品转向盘明显打手现象进行分析，经对故障车辆现场确认后初步判断为转向传动装置与悬架导向机构运动干涉量过大导致，下面从转向与悬架系统运动干涉的角度对该产品进行分析。

1.1 转向与悬架系统干涉理论

中卡产品一般采用非独立钢板弹簧前悬架、锻压式工字梁前桥，转向器上的力通过转向直拉杆传递给前桥，作用于转向梯形实现转向。直拉杆通过球头销一端连接于转向器摇臂，一端连接于前桥弯臂，当前轮相对车架或车身上下跳动时，转向弯臂与直拉杆铰接球销的球心A，一方面要随着前轮绕着钢板弹簧主片所决定的A点的摆动中心O2摆动，同时又要绕着直拉杆另一端与转向摇臂相铰接的球销中心B摆动，若这两种摆动的轨迹偏差（干涉量）较大，则要引起前轮绕主销的摆振，导致转向盘偏摆、打手。

图1　转向系统与悬架系统干涉量校核示意图

图中：A──转向弯臂球销中心

B──转向摇臂球销中心

C──钢板弹簧主片中心

O1──钢板弹簧主片中心C点摆动中心

O2──转向弯臂球销中心A点摆动中心

O3──转向摇臂球销中心B点摆动中心

D──板簧前吊耳安装中心

E──板簧后吊耳安装中心

JJ ──A点绕O2点的运动轨迹（以O2点为圆心，O2A为半径所画圆弧）

KK ──A点绕B点的运动轨迹（以B点为圆心，BA为半径所画圆弧）

N-N──过A点所作的辅助垂线

fd──悬架动挠度（缓冲块压缩1/2时）

fe──悬架静挠度

e──卷耳半径

le──卷耳中心到前U型螺栓中心的距离

GH、G H ──运动不协调造成的轨迹偏差（运动干涉量）

1.2 车型相关参数见表1

表1　车型相关参数

表2　主要硬点坐标

1.3 主要硬点坐标（以悬架前吊耳安装孔中心为原点，以竖直向上为Y正向、水平向后为X正向建立平面坐标系，所有点进行投影）如表2所示。

2、车辆直线行驶时转向系统与悬架系统干涉量分析

2.1 空载状态干涉量校核

图2　空载状态干涉量校核

采用绘图法校核如下：

项 目 　最大干涉量（单位mm）此时挠度值（单位mm）动挠度时（车轮相对车身向上运动） 　9.86 　128.5空载时静挠度时（车轮相对车身向下运动） 　6.77 　41

2.2 满载状态干涉量校核

图3　满载状态干涉量校核

干涉量校核如下：

此时挠度值（单位mm）项 目 　最大干涉量（单位mm）动挠度时（车轮相对车身向上运动） 　7.07 　107.5满载时静挠度时（车轮相对车身向下运动） 　9.52 　62

2.3 干涉量对转向盘偏转角度影响分析

干涉量对转向盘偏转角度可通过下面公式近似计算：

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

式中：Δx——转向系统与悬架系统干涉量

R——转向弯臂旋转半径

r——摇臂旋转半径

iω0——转向器角传动比

由表1可知：R=217mm，r=210mm，iω0=18.62，结合干涉量校核结果，可知对驾驶操纵感影响分析如下：

表4

国家标准转向盘自由间隙15°，考虑转向盘自由间隙转向盘偏角也达20°以上，可看出转向系统与悬架系统干涉量对驾驶操纵影响很大，遇到颠簸路面导致转向盘打手严重。

3、整改方案及分析

（1）造成转向盘打手主要原因在于转向系统与悬架系统运动不协调造成，要根本解决需要调整转向器摇臂下端球销、转向弯臂端球销相对位置，最理想状态为转向器摇臂下端球销中心点B与转向节臂球销中心点的摆动中心O2重合，此时干涉量为0。

在平头货车上，其驾驶员的位置很靠前，而转向器又在驾驶员之前，这就决定了不方便把B点布置得与O2点重合，只能在现有产品基础上使两者尽量靠近或者尽量使A、B、O2处于一条直线上，在这种情况下，可以在A点和O2点连线的延长线上布置B点。这样，一般也可以保证车轮上、下跳动时其绕主销的转角比较小，而且上、下跳动时该干涉转角的转动方向相同。

（2）基于以上考虑，改变转向弯臂上球销穿接方式由从上向下穿接改为从下向上穿接，如图所示：

图4　优化前弯臂球销穿接示意图

图5　优化后弯臂球销穿接示意图

表5　优化后变化的硬点坐标

优化前后A、B、O2三点分布对比(满载状态)：

图6　优化前A、B、O2三点分布图

图7　优化后A、B、O2三点分布图

优化前O2点偏离A、B连线61.1mm，优化后O2点偏离A、B连线24.3mm，A、B、O2基本处于一条直线上。

4、优化后直线行驶时转向系统与悬架系统干涉量校核

4.1 优化后空载状态干涉量校核

项 目 　最大干涉量（mm）此时挠度值（mm）转向盘极限偏角（°）动挠度时（车轮相对车身向上运动） 　2.38 　68.95mm 　12.1空载时静挠度时（车轮相对车身向下运动） 　3.8 　41mm 　19.3

图8　优化后空载状态干涉量校核

4.2 优化后满载状态干涉量校核

图9　优化后满载状态干涉量校核

项 目 　最大干涉量（mm）此时挠度值（mm）转向盘极限偏角（°）动挠度时（车轮相对车身向上运动） 　1.13 　44.77mm 　5.7满载时静挠度时（车轮相对车身向下运动） 　5.04 　62mm 　25.6

4.3 优化后干涉量对转向盘偏转角度影响分析

表6

5、优化前后干涉量所引起转向盘偏转角对比如下

表7

可以看出优化后无论空载还是满载，车辆行驶过程中转向盘极限偏转角均大幅度下降，结合转向盘存在自由间隙，只有车轮相对车身向下运动到极限时转向盘才产生轻微打手现象，达到预期效果。

6、实际验证

改进后在试验及售出车辆中，遇颠簸路面转向盘打手现象基本消除，转向性能得到驾驶员的好评。

7、结论

转向与悬架系统运动不协调是引起转向盘打手主要原因；

为了减少转向与悬架系统干涉量，设计时应尽量使转向器摇臂下端球销中心点与转向节臂球销中心点的摆动中心靠近或处于同一直线上。

对市场上存在此类故障的车辆，在保持现有产品转向器、前桥、前悬架等关键部件主体不变的前提下，调整转向节臂上球销穿接方式、更换转向直拉杆可达到7.2所述效果，优化驾驶操纵性，有一定的推广意义。

参考文献

[1] 王望予.汽车设计.北京:机械工业出版社2004.

[2] 李志魁等.某自卸车转向与悬架干涉的ADAMS校核和优化设计.汽车技术.2012(2):30-34.

[3] 李伯岳等.汽车转向干涉校核的快速实现.客车技术与研究.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

作者简介：孙江平，就职于安徽江淮汽车股份有限公司。

中图分类号：U463.8

文献标识码：A

文章编号：1671-7988(2016)03-37-04