0 引言汽车转向梯形是一个由“齿轮-齿条”驱动的连杆运动机构，与悬架机构一起控制轮胎转向与跳动。合理的转向梯形应达到内外轮转角差、转向器行程、转向传动比、悬架运动前束变化、转向齿条力以及转弯侧向力等各项指标的综合匹配，进而影响转向灵敏度、转向轻便性等操稳特性。它是实现整车转向特性和安全驾驶的重要传动机构[1]。很多学者对转向梯形设计进行了研究[2-6]。但鉴于转向梯形数学模型搭建困难、部分参数不易获得、优化目标难以确定，并且常因布置空间不足，导致转向器不能布置在理想位置等，对汽车设计人员来说，在项目开发初期很难利用已有研究中的方法进行转向梯形设计。另外，缺乏在同一套汽车前悬架运动机构中，转向梯形前置与转向梯形后置连杆机构的性能对比与互换的研究。本文弥补了这一空白，为汽车工程师扩宽了设计自由度。当今汽车的设计趋势正朝着简单、高效、低成本的方向发展，汽车平台化的概念应运而生，如大众MQB平台。本文以某混动车型前置转向梯形变为后置转向梯形的概念设计为例，探究了一种简单、高效的设计方法，保证了前悬架大部分零部件的通用性，有利于实现整车底盘平台化，为汽车工程师提供了一种设计手段。1 转向梯形组成转向梯形分为转向梯形前置和转向梯形后置。纵置发动机车型常采用双叉臂悬架，转向梯形前置；横置发动机车型常采用麦弗逊悬架，转向梯形后置。本文探讨了一种纵置发动机车型和横置发动机车型同时使用一套双叉臂悬架、共用一套后置转向梯形的方案（反之亦可）。如图1所示，虚线代表转向梯形前置，实线代表转向梯形后置。其中，A和A'点为转向器齿条内断开点；B和B'点为转向拉杆外球头点，在车轮转向节上；AD和A'D'为转向器齿条中心线，由转向输入轴小齿轮驱动做直线运动；AB和A'B'为转向拉杆，实现转向器齿条与转向节连接，将齿条的直线运动转变为车轮绕CC'的旋转运动；CC'为转向主销轴线；BC和B'C'为转向梯形臂，即转向拉杆外球头点至转向主销轴线的垂直距离；α和α'为梯形臂传动角；β和β'为齿条传动角。10.16578/j.issn.1004.2539.2023.10.001.F001图1转向梯形机构Fig. 1Steering trapezoidal linkage2 转向梯形设计指标及影响因素对转向梯形影响最大的是轮胎特性和转向系统，转向梯形的设计要确保整车底盘调校阶段可以达到理想的整车转向性能。由于轮胎和转向零件均由供应商提供，大多数情况下供应商只是在现有产品上做设计修改或调校，而不是重新开发，因此，只要设计的转向梯形指标达到标杆车水平，就能为后期底盘调校打好基础，最大程度地借用公司现有转向器产品，缩短开发周期。通过对大量不同品牌的轿车和SUV进行KC台架试验，基于试验数据和工程开发经验给出当代汽车最新转向梯形参数设计指标，如表1所示。10.16578/j.issn.1004.2539.2023.10.001.T001表1转向梯形设计指标及影响因素Tab. 1Steering trapezoid design objective and influencing factors转向梯形参数设计指标影响因素主销后倾/（°）3~7转向高速回正、悬架抗特性、转向外倾变化主销内倾/（°）10~14转向低速回正、悬架侧倾特性梯形臂长度/mm120~154角传动比、转向齿条力、方向盘手力梯形臂传动角α（设计位置）/（°）前置：76±2后置：100±2转向阿克曼率梯形臂传动角α（极限位置）/（°）35~145最大车轮转角、齿条力、方向盘手力齿条传动角β/（°）10齿条力、悬架运动前束变化20°转角阿克曼率/%42~58内外轮转角差、转弯侧向力、轮胎寿命35°转角阿克曼率/%60~75内外轮转角差、转弯侧向力、轮胎寿命齿轮齿条线角传动比/（mm/r）50±5转向灵敏度、齿条力、方向盘手力、转向小齿轮直径方向盘与车轮转角比15~17转向灵敏度、齿条力、方向盘手力转向拉杆长度布置空间与悬架决定悬架运动前束变化3 转向梯形前置和转向梯形后置对比研究该混动车型采取发动机横置，双叉臂悬架，转向梯形后置；原型车发动机为纵置，双叉臂悬架，转向梯形前置。因布置空间要求，需要把原型车的转向器后移，即将转向梯形前置更改为转向梯形后置，同时，未来该发动机横置车型和纵置车型共用一套转向器，并兼顾公司麦弗逊后置转向梯形的车型。因此，有必要先对转向梯形前置和转向梯形后置运动机构特性进行研究。根据图1搭建Catia悬架-转向DMU运动模型，通过仿真得知，前置转向梯形向左转向时，梯形臂传动角α'为锐角且逐渐减小，当减至极限位置达到35°时（表1），可实现最大转角为42.5°的车轮转角；后置转向梯形向左转向时，梯形臂传动角α为钝角逐渐增大，增至极限角度145°（锐角为35°）时，可实现最大转角为45°的车轮转角。可见，后置转向梯形可形成的最大转角略大于前置转向；采用大转角转向，追求最小转弯直径时，后置转向梯形更有优势。由转向阿克曼率随车轮转角变化仿真曲线（如图2所示，实线表示转向梯形前置，虚线表示转向梯形后置）可知，转向梯形后置曲线变化率较大，且容易形成较大的阿克曼率，保证转向获得足够侧向力的同时，能减少轮胎磨损；转向梯形前置曲线变化较平缓，转向精准，但不容易形成“大转角-大阿克曼”的转向优势，轮胎磨损较大，不利于轮胎使用寿命。10.16578/j.issn.1004.2539.2023.10.001.F002图2转向阿克曼率随车轮转角变化曲线Fig. 2Change curves of steering Ackermann rate with wheel angle综上，后置转向梯形可以实现更小的转弯直径，提升轮胎使用寿命；同时能兼顾公司麦弗逊悬架、后置转向梯形的车型。基于性能开发需求和产品布局，该混动车选用双叉臂前悬架、发动机横置和后置转向梯形连杆机构。4 设计原则的确定参考文献[7-8]，结合大量Adams/car运动分析和Adams insight灵敏度分析研究，得出前、后置转向梯形连杆机构均适用的设计原则（具体研究过程此处不赘述）：1）设计位置处梯形臂传动角大小影响转向阿克曼率曲线的变化趋势。通过调整转向拉杆外球头点的Y坐标，可以调整转向阿克曼率至期望值。2）转向拉杆外球头点的Z坐标影响悬架跳动前束变化值。通过更改该坐标，可获得轮跳行程内期望的前束变化值，对其他悬架运动参数无影响或影响微小。3）转向拉杆长度应匹配悬架机构设计，影响轮跳前束曲线的变化曲率。实现相同的前束变化趋势，转向器布置位置越高，对于麦弗逊悬架来说需要的转向拉杆长度越长，双叉臂悬架所需要的转向拉杆长度则越短。4）在转向器齿轮-齿条驱动机构不变的情况下，梯形臂长度影响车轮最大转角。梯形臂越长，相同转向器行程下，车轮最大转角越小。5 设计方法本文设计方法的实质为人机交互法，是设计阶段经常采用的快捷设计方法，即预先输入一组参数，对各个特性进行仿真计算，观察各个特性计算结果，并对相关参数进行调整，反复仿真计算，直到各个特性均可以接受为止。该方法需要操作者对设计目标值和特性变化规律非常了解。基于此，以原型车设计参数作为输入，参考图1建立Catia V5参数化后置转向梯形机构运动模型和Adams前悬架运动仿真模型，以表1中的设计指标为指导，参照第4节中确定的设计原则，以某混动车转向梯形设计为例，确定设计方法。其设计核心是确定转向器齿条内断开点A（可确定转向器位置）和转向拉杆外球头点B（控制转向梯形机构运动轨迹），步骤如下：1）利用Adams建立原型车前悬架运动模型[9]。2）确定转向器齿条内断开点A。在Catia V5中，作出设计车转向主销轴线，根据发动机空间和悬架运动空间初定转向器齿条内断开点A。该混动车型需将前置转向器后移300 mm、上移30 mm，齿条长度不变，这样A点坐标确定。3）确定阿克曼调整点B1。为保证梯形臂传动角，过A点作与原型车转向拉杆轴线A´B´平行的直线，用“点在线上”命令在该直线上创建一点命名为阿克曼率调整点B1，通过B1点在直线上的位置来调整梯形臂传动角α，达到调整阿克曼率的目的。AB1的长度参考公司转向梯形后置车型，初定305 mm。4）确定转向拉杆外球头点B。过阿克曼率调整点B1作主销轴线的垂线B1C，通过“偏移”命令，将阿克曼调整点B1沿所作垂线偏移，将偏移后的点命名为梯形臂调整点B，偏移初始值可设置为0。通过改变偏移值来调整梯形臂BC长度，保证车轮在相同转向器行程和方向盘圈数下与原型车最大转角相等，即转向传动比不变。5）调整梯形臂BC长度。将原型车梯形臂长度151 mm作为基准，调整转向拉杆外球头点B，以步骤1）中的Adams悬架转向仿真模型作为辅助，确定齿条行程不变、最大车轮转角与原型车相同的梯形臂长度。由于梯形臂长度不会变化太大，建议对梯形臂调整点B偏移值每变化1 mm进行一次悬架转向运动仿真，观察车轮转角变化。转角偏小，缩短梯形臂长度；转角偏大，增加梯形臂长度。6）调整转向阿克曼率。通过阿克曼率调整点B1来调整梯形臂传动角α，初始值可以按照后置转向梯形经验值100°确定。参考公司某后置转向梯形车型（转向性能与前轴荷相关，要选用轴荷接近的车型）确定阿克曼率目标：20°时为44%，35°时为64%。以步骤1）中的Adams模型辅助调整，阿克曼率偏大，减小梯形臂传动角α；阿克曼率偏小，增大梯形臂传动角α。建议梯形臂传动角每变化0.5°进行一次悬架转向工况仿真，观察阿克曼率变化。7）调整轮跳前束。由于该混动车型采用双叉臂前悬架，转向器上移30 mm，参考第4节的设计原则，转向拉杆应变短。调整转向器齿条内断开点A的Y坐标，同时调整转向拉杆外球头点B的Z坐标，使轮跳前束变化趋势与原型车相同。建议转向拉杆内断开点的Y坐标每调整5 mm进行一次悬架跳动仿真，观察前束随车轮跳动的变化趋势。调整过程中关注梯形臂长度和梯形臂传动角，不能变化太大。至此转向器齿条内断开点A和转向拉杆外球头点B确定完毕。注意：用Catia V5建立转向梯形模型时，要带参数建模（不能消参），方便参数调整；在转向梯形调整过程中，需对步骤4）~步骤6）反复交互调整，直至满足表1所给出的转向梯形运动机构的所有性能目标。最终设计结果如表2所示。10.16578/j.issn.1004.2539.2023.10.001.T002表2混动车转向梯形设计参数与原型车对比Tab. 2Comparison of steering trapezoidal parameters between the hybrid vehicle and the prototype vehicle梯形参数原型车混动车转向梯形形式前置梯形后置梯形主销后倾/（°）6.36.3主销内倾/（°）11.211.2梯形臂长度/mm151153梯形臂传动角α/（°）74.3100齿条传动角β/（°）7.15.6转向拉杆长度/mm386299方向盘圈数3.33.3齿条行程/mm82.582.520°转向阿克曼率/%48.94435°转向阿克曼率/%5564最大内轮转角/（°）37.637.6最大外轮转角/（°）32.431.3Adams仿真结果分别如图2和图3（实线表示原型车，虚线表示混动车）所示。10.16578/j.issn.1004.2539.2023.10.001.F003图3前束角随轮跳变化曲线Fig. 3Change curves of the toe angle with wheel travel由表2可知，该混动车型实现了由转向器前置变为转向器后置梯形连杆机构。在设计位置时，转向器齿条传动角β比原型车减小1.5°，有利于减小齿条力和转向摩擦力、提升传动效率。由图2可知，该混动车型在最大车轮转角附近，更容易形成较大的转向阿克曼率。结合转向阿克曼率公式转向阿克曼率(%)=内轮转角（°）-实际外轮转角（°）内轮转角（°）-理想外轮转角（°）可知，“大转角-大阿克曼”时，实际外轮转角有减小趋势，更趋近于理想转向，有利于提升轮胎使用寿命；同时，在车轮转角±25°常用工况下，后置转向阿克曼率减小，实际外轮转角有增大趋势，可以提供更大的侧向力，有利于转弯稳定性。此外，需要指出的是，在初始0°车轮转角附近，实际的内外轮转角差与理想的内外轮转角差都接近无穷小，二者比值接近于1。因此，转向阿克曼曲线在接近0°小转角附近，会有一个100%转向阿克曼率的尖点；经过微小车轮转角区域以后，转向梯形控制内外轮转向的效果就明显了。由图3可知，车轮跳动时前束变化与原型车一致，保证了与原型车相同的悬架运动性能。这样在实车调校时，直接借用原产品或在原产品基础上稍做设计修改，就可以实现理想的转向性能。如通过对轮胎调校，获得与转向梯形相匹配的轮胎；在原转向器基础上通过调整转向拉杆外球头点B，改变转向拉杆长度，局部设计特征稍做修改，就可以应用到该混动车型上；通过转向器输入轴小齿轮模数和压力角的调整来改变转向传动比和方向盘受力，进而调整整车转向灵敏度和转向轻便性等。6 结论结合大量车型台架试验，通过Catia V5和Adams软件辅助，对同一套前悬架搭载前置转向梯形和后置转向梯形进行对比研究，得出如下结论：1）同一套前悬架同时搭载前置转向梯形和后置转向梯形是可行的；以某混动车双叉臂前悬架、转向梯形设计为例，给出了一套适合汽车工程师使用的转向梯形正向设计方法。本文阐述的设计原理，对其他类型前悬架及其与之相匹配的转向梯形机构均适用。2）转向梯形后置，更容易实现较大的车轮转角和最小转弯直径；同时对轮胎使用寿命和整车转弯稳定性更具优势。本文针对悬架-转向系统进行了虚拟仿真研究，未来将结合整车仿真和实车路试，进一步发掘、完善转向梯形设计流程，提升车企底盘正向研发能力。