作者：郑家节 陆好源
来源：《时代汽车》 2018年第6期
1引言
当前各大汽车厂家纷纷把平台化的设计理念应用到车型设计中去，以降低开发成本和提高汽车质量可靠性。转向系统作为汽车最重要的人机交互部件之一，其不同车型转向系统的平台化研究也越来越引起汽车开发人员的重视。下面，结合对某平台两款不同种类的新车型的电动助力转向系统的应用开发，谈谈转向系统在同平台不同车型之间如何最大化的实现平台化的设计及应用。
2概述
电动助力转向系统主要由方向盘、转向管柱、转向传动轴及转向机组成。其中公司内部方向盘骨架材料为镁合金，且已经平台化，不同车型的方向盘造型及其上的多功能按键略有差异。
3转向系统硬点设计
转向系统硬点设计内容包括方向盘中心点、方向盘倾角、上下万向节中心点，转向器输入轴啮合点，转向横拉杆内球销点及转向横拉杆外球销点。
3.1方向盘中心点及倾角的确定
基于已确定的驾驶员人体姿态（如图1），按如下公式确定方向盘倾角A18、BOF点与swc点的纵向距离L6、AHP点与swc点的垂向距离H17。
A18= (0.068 (H30) +6.4)土2 (2-1)
式中：A18-方向盘倾角，在垂直平面内，方向盘轮缘面的切平面与Z轴的夹角，单位为。。
L6=640.1-0.10352 (H30) -0.0005 (H30)2
(2-2)
式中：L6-BOF点与swc点的水平间距，单位为mm。
H17=405.17+0.8715 (H30)
(2-3)
式中：H17-SWC点与AHP点的垂直距离，单位为mm。
3.1.1 Sedan方向盘中心点及倾角的确定
基于轿车考虑，已确定Sedan驾驶员坐姿H30为280mm，依据公式2-1、2-2、2-3，确定出A18=24.5。，L6=440mm，H17=654mm。
3.1.2 SUV方向盘中心点及倾角的确定
基于SUV考虑，已确定SUV驾驶员坐姿H30为330mm，依据公式2-1、2-2、2-3，确定出A18-29.5。，L6-390mm，H17=690mm。
3.2转向器输入轴位置确定
图2所示为转向系投影在后视图和侧视图上的简化图，A-方向盘中心点；B-上万向节中心点；C-下万向节中心点；D-转向器齿轮轴与齿条相交点在齿轮轴线上的投影点；E-转向器齿轮轴与齿条相交点在齿条上的投影点；F、G-转向横拉杆左、右内球销点。
3.2.1 D点位置确定
E点到F点（或G点）的距离需要保证齿条行程后仍有足够长的结构尺寸，使转向器壳体具有足够的强度、刚度、模态。确定E点后，以E为原点，整车坐标X轴为方向建立平面1。将平面1绕FG向后旋转，做平面2，平面1与平面2的夹角可根据需要进行调整。作平行于平面2的平面3。将E点投影到平面3上，侧E点在平面3上的投影点即为D点，如图3。
3.2.2 C点位置确定
在平面3上取点C。连接CD，CD与整车坐标Y轴夹角一般在60～90。之间，可根据布置需要进行调整，DC长度可根据布置、结构需要进行调整。根据以上要求C点位置确定，即下万向节点位置确定。CD即为转向器输入轴。
3.3转向传动轴夹角
汽车方向盘 传动轴夹角即为转向管柱轴线与转向中间轴轴线夹角（图3中AB与BC夹角）、转向中间轴轴线与转向器输入轴轴线夹角（图3中BC与CD的夹角）。传动轴夹角大小及两角差值大小对整个转向系速度波动有很大影响。因此在布置过程中需要注意和控制传动轴夹角及角度差。
由于给定方向盘中心点A、方向盘倾角及转向管柱长度，侧上万向节B点位置确定。确定传动轴夹角大小可通过调节平面1与平面2、DC与整车坐标Y轴夹角及DC长度等方式来实现。
3.4布置校核
根据以上布置要求对某平台转向系进行布置，布置结果参数如下表1。
根据表1转向布置参数验证转向布置是否合理。通过运动仿真模型，可以得到方向盘角速度与转向器输入轴角速度曲线。
如图4所示，转向器输入轴角速度，最大值为1.027deg/s，最小值为0.973 deg/s。通常要求转向器输入轴角速度与方向盘角速度差值不大于15%，该转向传动轴转速最大差值为2.7%，等速性良好。
4转向系统结构及性能的设计
除整车坐姿高度不同导致转向系统硬点参数存在差异外，SEDAN和SUV两车的外形尺寸、重量参数也存在差异，两车相关参数见表2，考虑到转向管柱、转向器开发周期长、开发费用高，SEDAN和SUV硬点差异由转向中间轴做适应性设计更改，转向管柱、转向器则按平台化思路进行设计开发。
4.1转向管柱助力电机的设计
助力电机输出扭矩是电机设计的重要参数，要满足同一平台不同车型的电机共用要求，需定义合理的电机参数，即能满足两个车型的使用要求，又兼顾整车成本，做到设计合理，不盈余。
4.1.1齿条力的确定
电机输出扭矩主要受齿条力影响，按下面公式确定齿条力。
F (M，+Mg) /s
(3-1)
式中：F：齿条力，单位为N; Mr:原地转向力矩，单位为Nm. Mg:重力回正力矩，单位为NmsS：转向梯形有效作用力臂，单位为mm。
原地转向力矩Mr可根据以下经验公式确定：
Mr=f÷3000．X~3÷P
(3-2)
式中：f：轮胎滑动摩擦系数； G:前轴载荷，单位为N；P：轮胎气压，单位为MPa。
重力回正力矩M。可根据以下经验公式确定：
Mg=0.25G (R. tan y +D).sin2 y.sin入
(3-3)
式中：G:前轴载荷，单位为N* R:轮胎半径，单位为mm; D:主销偏移距，单位为mm.v：主销内倾角，单位为6 I入：最大内轮转角，单位为4。
为计算齿条力，相关参数见表3。
根据公式4-1依次算出两个车型的齿条力，选取其最大值。
4.1.2电机输出扭矩的确定
电机输出扭矩按以下公式确定：
Tm= (F.i÷(2丌．111. 1000)-Th)÷(GR．112)
(3-4)
式中：Tm:电机扭矩，单位Nm；F：齿条力，单位为NIi：线角传动比，单位为mm/rev; rli:传动轴及轴向器传动效率{rl 2：减速机构传动效率；Th:人手操作力矩，单位Nm} GR:减速机构减速比。
两个车型的齿条力F由公式4-1算出，从中选出最大值，由于是同平台车型，传动效率n．和n：和人
手操作力矩GR都设定为相同值，线角传动比按表3选取，通过公式4-4即可算出某平台车型所需的最大电机扭矩参数，按此参数进行整个平台的电机设计和选择，可满足同一平台不同车型的转向性能要求，即可实现两个车型助力电机的统一。
4.2转向管柱结构设计
某平台两款车型均要求方向盘可调和方向盘可溃缩，为满足项目车型开发要求，转向管柱设计为上转向管柱和下转向管柱两部分，中间用套管连接，碰撞时通过套管挤压变形达到吸能目的；管柱内部的转向轴也分为两段，上转向轴与方向盘连接，下转向轴与转向中间轴连接，汽车发生碰撞时，上转向管柱移入下转向管柱内，产生摩擦，同时扩大驾驶员与方向盘的空间，防止驾驶负胸部撞到方向盘形成伤害；与CCB连接的转向管柱上支架采用注塑块，当碰撞力超过注塑的剪切力，注塑块脱落，同时钢片变形，实现方向盘溃缩吸能。
4.3转向器设计
设计转向器之前需确定主要转向参数，SEDAN和SUV的主要转向参数见表4：
由表4转向参数可知，除最小转弯直径外，其余参数均一致，因此只需要按其中一款车型的转向参数对转向器进行设计。
综合转向参数、前轴最大载荷和对标分析，转向器主要参数设计如表5所示：
5转向系统总成台架试验
采用平台化思路设计的转向系统，分别在搭载1.2L、1.5L及1.OT的Sedan及SUV样车上完成模态测试，转向系统模态均未出现共振现象，且样车在试乘试驾活动中，未反馈方向盘抖动问题。完成转向管柱总成纵向刚度试验、横向刚度试验，振动耐久等台架试验后，均未出现破坏变形和异常磨损现象；完成转向器要求的各种台架试验后，转向器能正常工作，所有零件无裂纹，均满足设计要求。
6结语
通过仿真校核和实验验证，本文所论述的两个车型的转向系统均满足设计定义要求，基于平台化的设计思路，使得某平台两个车型的转向系统共用率得以极大的提高，按照企业现有供应商体系评估，全新开发一套转向系统，开发成本在500万-800万不等，开发周期两年半，通过平台化的设计思路，整车开发成本得以大大降低，开发周期也相应大幅缩小，极大的提高了企业的生产效益。
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