乘用車齒輪齒條式的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配

陳丁躍，楊勵(lì)，郭澤紅，賀志瑛

（長(zhǎng)安大學(xué) 汽車學(xué)院，陜西 西安710064）

助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能使汽車具有較高的機(jī)動(dòng)性與操縱輕便性.目前，乘用車使用最廣泛的助力形式是壓液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng).國(guó)內(nèi)各乘用車公司轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用的開(kāi)發(fā)方式還是傳統(tǒng)的比對(duì)匹配法，即利用現(xiàn)成（或同類車型）幾組不同的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn)，通過(guò)主觀評(píng)價(jià)在幾個(gè)系統(tǒng)中優(yōu)選一種或稍加調(diào)整便應(yīng)用于該車.這種方法存在一定的盲目性，當(dāng)整車相關(guān)參數(shù)一旦調(diào)整，之前的試驗(yàn)結(jié)果就失去意義，需要重新進(jìn)行匹配，匹配過(guò)程費(fèi)時(shí)費(fèi)力，效果也不好.本文以動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的齒輪齒條式液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為研究對(duì)象，利用經(jīng)驗(yàn)公式與理論結(jié)合，建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型進(jìn)行匹配分析，確認(rèn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù).

1 系統(tǒng)模型的建立

1.1 轉(zhuǎn)向泵模型

轉(zhuǎn)向泵（雙作用葉片泵）將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)能轉(zhuǎn)換為液壓能.低速或停車時(shí)，得到液壓助力輕松轉(zhuǎn)向操作；高速時(shí)，控制液壓大?。ㄒ话泯X輪泵最高壓力為7 MPa），確保轉(zhuǎn)向的安全性.

取發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)向泵轉(zhuǎn)速的比值為1∶1，轉(zhuǎn)向器活塞直徑48mm，齒條直徑31mm，輸入軸齒輪半徑11mm，方向盤(pán)最大轉(zhuǎn)速3.2π·s－1，則轉(zhuǎn)向器最大流量L·min－1≈7L·min－1，Q轉(zhuǎn)向泵＝Q轉(zhuǎn)向器［1］.根據(jù)大多數(shù)駕駛員的駕駛習(xí)慣作出車速與檔位的對(duì)應(yīng)表，如表1所示.表1中：v為車速；i0為主減速器傳動(dòng)比；ig為檔位傳動(dòng)比.

表1 車速檔位表Tab.1 Table of the vehicle speed and the gear

1.2 齒輪齒條式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器模型的建立

齒輪齒條式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器有簡(jiǎn)單閥口轉(zhuǎn)閥式和短切口轉(zhuǎn)閥式，文中以短切口閥式為例進(jìn)行研究.

1.2.1 短切口閥式 轉(zhuǎn)向器內(nèi)的工作油壓P［3］為

圖1 轉(zhuǎn)向泵特性曲線Fig.1 Steering pump characteristic curve

式（1）中：液體密度ρ＝0.872kg·L－1（15 ℃）；經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)向器控制閥的總流量Q＝7L·min－1；閥槽數(shù)N＝4；流量系數(shù)Cd＝0.7；閥芯的刃口上加工的圓弧形或平面坡口的軸向長(zhǎng)度W取3，4，5，6，8，10，12，14；閥芯刃口上加工圓弧形或平面坡口寬度A1＝0.75mm（匹配過(guò)程中可改）；閥芯半徑R＝10mm（匹配過(guò)程中可更改）［1］；φ為閥芯與閥體瞬間相對(duì)轉(zhuǎn)角（即扭桿轉(zhuǎn)角）.

由此可得壓力P和閥轉(zhuǎn)角φ在不同W值下的關(guān)系，并繪制出短切口閥轉(zhuǎn)向器特性曲線，如圖2所示.采用短切口修正刃口，再配合選擇扭桿直徑，可以得到合理的轉(zhuǎn)向器特性曲線［3］.

1.2.2 扭桿手力分析 轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向扭桿產(chǎn)生的扭矩Mk［4］為

式（2）中：G為剪切彈性模量，對(duì)于40Cr，常用80.0～85.0GPa，取G＝80.0GPa；扭桿直徑d1＝4.6mm（可調(diào)整）；φ為扭桿轉(zhuǎn)角，即閥芯與閥體瞬間相對(duì)轉(zhuǎn)角；扭桿承受扭矩的程度L1＝140mm（可調(diào)整）.

轉(zhuǎn)向手力F手（轉(zhuǎn)向器齒輪作用于齒條的力）表示為

式（3）中：R1為轉(zhuǎn)向器齒輪半徑，實(shí)測(cè)R1＝11mm.由此可得轉(zhuǎn)向手力（F手）隨扭桿轉(zhuǎn)角（φ）的變化關(guān)系曲線圖，如圖3所示.

圖2 短切口閥轉(zhuǎn)向器特性曲線Fig.2 Steering gear with short incision valve characteristic curve

圖3 轉(zhuǎn)向手力隨扭桿轉(zhuǎn)角變化曲線圖 Fig.3 Steering wheel force－torsion bar corner characteristic curve

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配計(jì)算

2.1 轉(zhuǎn)向手力

對(duì)于空滿載質(zhì)量變化不大的乘用車，低速行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)輸入轉(zhuǎn)矩不高于5N·m（已知轉(zhuǎn)向盤(pán)半徑為190mm，經(jīng)計(jì)算可知該轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)施加于轉(zhuǎn)向盤(pán)的力為26.3N），可認(rèn)為轉(zhuǎn)向輕便（國(guó)標(biāo)規(guī)定帶助力轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向力不得大于65N）；高速行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向盤(pán)輸入轉(zhuǎn)矩不低于7.5N·m（經(jīng)計(jì)算可知該轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)施加于轉(zhuǎn)向盤(pán)的力為40N），可認(rèn)為轉(zhuǎn)向穩(wěn)定［5］.

由此可得：當(dāng)設(shè)計(jì)目標(biāo)為低速（車速v≤80km·h－1）時(shí)，轉(zhuǎn)向手力不大于26.3N；高速（車速v≥90 km·h－1）時(shí)，轉(zhuǎn)向手力不低于40N，如圖4所示.

總布置輸入數(shù)據(jù)為：整車質(zhì)量2 552kg；前軸荷1 250.5kg；輪胎自由直徑776mm；輪胎氣壓200 kPa；軸距2 790mm；迎風(fēng)面積2.71m2；車輪偏置距24.094mm；主銷內(nèi)傾角12.41°；車輪轉(zhuǎn)角36°.

2.2 轉(zhuǎn)向阻力矩

轉(zhuǎn)向阻力矩由摩擦阻力矩、轉(zhuǎn)向前輪主動(dòng)阻力矩和被動(dòng)阻力矩組成.摩擦阻力矩Mb1是由轉(zhuǎn)向器及傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中的摩擦引起的阻力矩，通常視為常數(shù)，值較小，且不易獲得準(zhǔn)確值，故不予考慮.

2.2.1 轉(zhuǎn)向前輪主動(dòng)阻力矩（回正力矩Mb2） 右轉(zhuǎn)向輪受力分析圖，如圖5所示.轉(zhuǎn)向輪的主要定位角和結(jié)構(gòu)參數(shù)為：轉(zhuǎn)向輪主銷后傾角τ；主銷后傾距nK；偏置距rL＝24.094mm；轉(zhuǎn)向輪的靜力半徑r0；主銷內(nèi)傾角δ＝12.41°；車輪外傾角γ.Mb2［6］表示為

圖4 轉(zhuǎn)向手力目標(biāo)曲線Fig.4 Steering wheel force objective curve

式（4）中：轉(zhuǎn)向軸（即前軸）負(fù)荷G1＝12 254.9N；車輪轉(zhuǎn)角θ＝36°.由此計(jì)算可得，Mb2＝73.6N·m.

2.2.2 被動(dòng)阻力矩 被動(dòng)阻力矩Mb3［7］是由輪胎和路面間的摩擦產(chǎn)生的，表示為

圖5 右轉(zhuǎn)向輪受力分析圖Fig.5 Stress diagram of the right side steering wheel

式（5）中：前軸載荷Fz＝12 254.9N；L，B為輪胎與地面接觸面的長(zhǎng)和寬（將輪胎與地面的接觸面近似視為矩形）；f為輪胎與地面摩擦系數(shù)（由經(jīng)驗(yàn)取0.8）.

Fz為前軸載荷減去空氣升力（F升）作用于前軸的分力（F前），前軸載荷為12 254.9N，即1 250.5kg.空氣升力隨著車速的變化而變化［2］，即

式（6）中：空氣密度ρ＝1.225 8s2·m－4；相對(duì)車速v在無(wú)風(fēng)狀態(tài)下取0～150km·h－1；迎風(fēng)面積A＝2.71m2；Cz為升力系數(shù)，一般取值為－0.4～0.4，文中取0.3.

軸距為2 790mm，假設(shè)后軸到車輛重心的距離為L(zhǎng)2，則G·L2＝12 254.9×2 790，G＝25 009.6 N.由此可計(jì)算出：L2＝917.5mm.又因?yàn)榍拜S到重心的距離為1 872.5mm，故升力作用與前軸的分力

由于不考慮系統(tǒng)內(nèi)部摩擦引起的阻力矩，所以轉(zhuǎn)向阻力矩Mb＝Mb2＋Mb3，轉(zhuǎn)向阻力FP＝（Mb2＋Mb3）／（齒條到主銷的距離，140.139mm）.由此可得不同車速v所對(duì)應(yīng)的滾動(dòng)半徑R1，L，B，F(xiàn)z，Mb和FP，繪制出不同車速下所對(duì)應(yīng)的不同轉(zhuǎn)向阻力，如圖6所示.

圖6 轉(zhuǎn)向阻力與車速關(guān)系圖Fig.6 Steering resistance and vehicle speed diagram

3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配分析

系統(tǒng)的匹配過(guò)程主要通過(guò)改變轉(zhuǎn)向器閥芯刃口上加工的圓弧形或平面坡口的軸向長(zhǎng)度W和轉(zhuǎn)向泵的最大流量與高速時(shí)的穩(wěn)定流量來(lái)達(dá)到預(yù)期目標(biāo)［8］.

不同轉(zhuǎn)向泵的流量隨車速v變化的關(guān)系，如表2所示.表2中：Q1，Q2，Q3分別表示3種不同轉(zhuǎn)向泵流量.從而得出不同轉(zhuǎn)向泵的流量特性曲線，如圖7所示.不同轉(zhuǎn)向泵與轉(zhuǎn)向器的搭配結(jié)果所能提供的轉(zhuǎn)向助力和轉(zhuǎn)向阻力之間的關(guān)系，如圖8所示.

由圖8可知：W＝14 mm，Q＝7L·min－1；W＝18 mm，Q＝9L·min－1；W＝10 mm，Q＝5L·min－1，這3種搭配結(jié)果比較接近預(yù)期目標(biāo).但是對(duì)這3種搭配結(jié)果進(jìn)行詳細(xì)分析發(fā)現(xiàn)：W＝18mm，Q＝9L·min－1和W＝10mm，Q＝5L·min－1，這兩種搭配結(jié)果在高速時(shí)需要手提供的力比預(yù)期的手力偏大；而W＝14mm，Q＝7L·min－1這種搭配結(jié)果能同時(shí)滿足低速輕便和高速穩(wěn)定的預(yù)期目標(biāo).綜上所述，選擇對(duì)W＝14mmQ＝7L·min－1的搭配結(jié)果進(jìn)行進(jìn)一步的詳細(xì)分析.

表2 不同轉(zhuǎn)向泵的流量隨車速變化的關(guān)系Tab.2 Relationships between the flow of the different steering pumps and the vehicle speed

圖7 流量隨車速變化的關(guān)系Fig.7 Relationship between the steering pump flow and the vehicle speed

圖8 轉(zhuǎn)向助力與轉(zhuǎn)向阻力的關(guān)系Fig.8 Relationship between the power steering and the steering resistance

轉(zhuǎn)向力（F助＋F手）在扭桿轉(zhuǎn)角φ＝4°時(shí)，轉(zhuǎn)向力和轉(zhuǎn)向阻力隨車速變化曲線圖，如圖9所示.由圖9可知：當(dāng)車速約為80km·h－1時(shí)，轉(zhuǎn)向阻力值開(kāi)始大于轉(zhuǎn)向力（F助＋F手），即轉(zhuǎn)向所需要的力開(kāi)始增大，轉(zhuǎn)向開(kāi)始變得沉重；雖然車速達(dá)到120km·h－1之后轉(zhuǎn)向手力逐漸減小，但是始終還是比預(yù)設(shè)的手力值大，所以避免了前文所說(shuō)的高速時(shí)轉(zhuǎn)向盤(pán)發(fā)飄而引起的危險(xiǎn).

F手與車速v之間關(guān)系曲線，如圖10所示.由圖10可知：當(dāng)車速v≤80km·h－1時(shí)，需要駕駛員作用于轉(zhuǎn)向盤(pán)的力為25.6N，小于26.3N；當(dāng)車速v≥90km·h－1時(shí)，需要駕駛員作用于轉(zhuǎn)向盤(pán)的力均大于40N.由此達(dá)到了設(shè)計(jì)初期預(yù)定“低速轉(zhuǎn)向輕便，高速轉(zhuǎn)向穩(wěn)定”的目標(biāo).

圖9 轉(zhuǎn)向力和轉(zhuǎn)向阻力與車速關(guān)系曲線Fig.9 Relationship between the steering force，the steering resistance and the vehicle speed

圖10 F手與車速之間關(guān)系圖Fig.10 Relationship between the steering wheel force and the vehicle speed

4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配結(jié)果及分析

綜合上文的匹配過(guò)程，得到轉(zhuǎn)向泵的特性曲線，如圖11所示；轉(zhuǎn)向器的特性曲線［9］，如圖12所示.

由計(jì)算分析可得轉(zhuǎn)向泵的匹配類型如下：當(dāng)流量v＝10km·h－1（n＝1 020r·min－1）時(shí)，達(dá)到最大值，最大流量為7L·min－1；當(dāng)v＝50km·h－1（n＝1 335r·min－1）時(shí)，開(kāi)始降低；當(dāng)v＝110km·h－1（n＝2 266r·min－1）時(shí)，達(dá)到穩(wěn)定流量狀態(tài)，穩(wěn)定流量為5L·min－1.

由計(jì)算分析可得轉(zhuǎn)向器的相關(guān)參數(shù)如下：閥槽數(shù)N＝4；流量系數(shù)Cd＝0.7；閥芯的刃口上加工的圓弧形或平面坡口的軸向長(zhǎng)度W＝14mm；閥芯刃口上加工圓弧形或平面坡口寬度A1＝0.75mm；閥芯半徑R＝10mm；閥芯與閥體瞬間相對(duì)轉(zhuǎn)角φ（即扭桿轉(zhuǎn)角）轉(zhuǎn)動(dòng)范圍為0°～4.1°.

圖11 轉(zhuǎn)向泵特性曲線Fig.11 Steering pump flow characteristic

圖12 轉(zhuǎn)向器特性曲線Fig.12 Steering gear characteristic

5 結(jié)束語(yǔ)

在總布置輸入的情況下，運(yùn)用理論分析和經(jīng)驗(yàn)公式結(jié)合的方法，計(jì)算轉(zhuǎn)向阻力并得出轉(zhuǎn)向阻力曲線，分析計(jì)算并得出轉(zhuǎn)向泵和齒輪齒條動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的特性曲線.對(duì)駕駛員作用于轉(zhuǎn)向盤(pán)的手力計(jì)算分析，將轉(zhuǎn)向泵與轉(zhuǎn)向器的特性曲線和手力合理匹配，以實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向力大于等于轉(zhuǎn)向阻力的目標(biāo)［10］.文中這種逆向設(shè)計(jì)與正向設(shè)計(jì)思路相結(jié)合的匹配方法在工程上行之有效，不僅可以提高產(chǎn)品開(kāi)發(fā)效率，而且降低技術(shù)風(fēng)險(xiǎn)，為汽車企業(yè)節(jié)省開(kāi)銷，同時(shí)也使廣大消費(fèi)者受益.

［1］郭孔輝，劉濤.某車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的試驗(yàn)與仿真［J］.吉林大學(xué)學(xué)報(bào)：工學(xué)版，2011，41（1）：5－11.

［2］余志生.汽車?yán)碚摚跰］.5版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009：176－182.

［3］畢大寧.汽車轉(zhuǎn)閥式動(dòng)力轉(zhuǎn)向器的設(shè)計(jì)與應(yīng)用［M］.北京：人民交通出版社，1998：42－50.

［4］王潤(rùn)琪，周永軍，尹鵬.汽車前輪定位及回正力矩和轉(zhuǎn)向力的計(jì)算［J］.湖南科技大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2012，25（1）：42－46.

［5］國(guó)家質(zhì)量技術(shù)監(jiān)督局.GB 17675－1999 汽車轉(zhuǎn)向系基本要求［S］.北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社出版，1999：3.

［6］郭孔輝.汽車操縱動(dòng)力學(xué)［M］.長(zhǎng)春：吉林科學(xué)技術(shù)出版社，1991：256.

［7］黃炳華，陳禎福.汽車主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向阻力矩的分析與計(jì)算［J］.武漢理工大學(xué)學(xué)報(bào)：信息與管理工程版，2008，30（6）：912－915.

［8］WONG T.Hydraulic power steering system design and optimization simulation［C］∥SAE 2001World Congress Detroit.Michigan：［s.n.］，2001：116.

［9］高峰，劉亞輝.電控液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的初步匹配計(jì)算［J］.北京航空航天大學(xué)學(xué)報(bào)，2007，33（5）：605－607.

［10］王宵鋒.汽車底盤(pán)設(shè)計(jì)［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2010：341－395.