某車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配計算

鄭生文

（湖南湖大艾盛汽車技術(shù)開發(fā)有限公司，湖南 長沙 410000）

某車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配計算

鄭生文

（湖南湖大艾盛汽車技術(shù)開發(fā)有限公司，湖南 長沙 410000）

液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計問題較繁雜，設(shè)計需采用“重復(fù)提出假設(shè)并驗證”的方式，并全面的考慮相關(guān)數(shù)據(jù)。本文通過計算驗證設(shè)計初期所提出的關(guān)鍵硬點(diǎn)或關(guān)鍵結(jié)構(gòu)尺寸，并使主要數(shù)據(jù)符合法規(guī)或同類車推薦數(shù)據(jù)的要求，同時進(jìn)一步計算液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)，指導(dǎo)后期的設(shè)計與選型。

車輛；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；液壓助力

CLC NO.: U463.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)02-79-05

前言

汽車的轉(zhuǎn)向是通過轉(zhuǎn)向輪相對于汽車縱向軸線偏轉(zhuǎn)一定的角度來實現(xiàn)的，用來改變或恢復(fù)汽車行駛方向的專門機(jī)構(gòu)稱之為汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。目前汽車上較多的采用助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)以減輕駕駛員的操作負(fù)擔(dān)，其中液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因其具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低、可靠性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，仍然是目前汽車上較多采用的助力轉(zhuǎn)向形式[1]。

液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計參數(shù)較多，在車輛設(shè)計前期如何合理設(shè)計這些參數(shù)，以滿足汽車的基本性能要求，本文以某乘用車為載體，介紹轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)的匹配設(shè)計過程。

1、整車參數(shù)輸入

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配設(shè)計主要是根據(jù)整車配置、布置及參數(shù)，參考同類車型參數(shù)，初定部分參數(shù)，然后校核計算，以驗證所選參數(shù)是否滿足預(yù)期該及法規(guī)的要求，滿足后即可初步確定參數(shù)，用于后續(xù)設(shè)計輸入。

因此，在設(shè)計初期，需要獲得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計需要的整車及部件參數(shù)，具體如下：

表1 可用的整車及部件參數(shù)

2、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)硬點(diǎn)及參數(shù)初定

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與前懸架系統(tǒng)組成了一個復(fù)雜的、復(fù)合的多體運(yùn)動系統(tǒng)，在設(shè)計初期需要同時考慮懸架系統(tǒng)的相關(guān)結(jié)構(gòu)及參數(shù)，表2是在整車坐標(biāo)系中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及前懸架系統(tǒng)關(guān)鍵硬點(diǎn)坐標(biāo)，后面將對這些坐標(biāo)參數(shù)的合理性做進(jìn)一步的驗證。其中，表2中為左側(cè)硬點(diǎn)坐標(biāo)，右側(cè)硬點(diǎn)坐標(biāo)與左側(cè)對稱。

表2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及前懸架系統(tǒng)關(guān)鍵硬點(diǎn)坐標(biāo)

結(jié)合以上轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)的硬點(diǎn)，并進(jìn)行運(yùn)動模擬分析，確定出該車轉(zhuǎn)向梯形各參數(shù)如下表：

項目 參數(shù) 項目 參數(shù)轉(zhuǎn)向梯形臂m 193.811 mm 梯形底角γ 55.144°左右斷開點(diǎn)間距離 800 mm 轉(zhuǎn)向器齒條行程m1183.5 mm內(nèi)轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角max' iθ 35.2338° 外轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角max' oθ 29.406°

表3 轉(zhuǎn)向梯形的關(guān)鍵參數(shù)

3、轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)校核

3.1 阿克曼理論

汽車轉(zhuǎn)向時，車輪的理想狀態(tài)為全部車輪圍繞同一瞬時轉(zhuǎn)向中心做純滾動。

在不考慮車輪彈性和汽車高速行駛的情況下，內(nèi)、外側(cè)轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角關(guān)系的理想狀態(tài)，應(yīng)符合阿克曼理論，即

式中θo——外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角，°；θi——內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角，°；L——汽車軸距；K——兩主銷中心線延長線與地面的交點(diǎn)之間的距離，mm；B1——前軸輪距；a——主銷偏移距。

理想的內(nèi)、外側(cè)轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角差為δθ=θi-θo。

3.2 實際內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系

當(dāng)內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角在滿足oθ=iθ的條件時，轉(zhuǎn)向梯形為平行四邊形，稱為平行幾何學(xué)。

若考慮到車輪彈性和汽車高速行駛的情況，以及為了節(jié)省車內(nèi)空間，實際的內(nèi)、外側(cè)轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角差值應(yīng)較阿克曼理論確定的理想內(nèi)、外側(cè)轉(zhuǎn)向輪的轉(zhuǎn)角差值小一些。該車的實際內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線在阿克曼幾何學(xué)和平行幾何學(xué)的理論曲線之間變化[3]，見圖2。

3.3 阿克曼率及可行性

阿克曼率是指實際內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角差與理想內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角差的比率關(guān)系，即：

根據(jù)對初定的前懸架及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)建立數(shù)模，并進(jìn)行運(yùn)動模擬分析，測得內(nèi)、外車輪的轉(zhuǎn)角，計算得出該車的阿克曼率。并與對標(biāo)車的阿克曼率曲線對比如圖3所示。

圖2中，紅色曲線為對標(biāo)車實測阿克曼率曲線，藍(lán)線為該車阿克曼率曲線。該車的阿克曼率曲線與對標(biāo)車的阿克曼率曲線走向趨勢一致，該車的阿克曼率略小于對標(biāo)車，符合內(nèi)、外輪轉(zhuǎn)角關(guān)系的要求。

4、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配計算

4.1 靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向無助力時方向盤手力

根據(jù)GB 17675-1999《汽車轉(zhuǎn)向系 基本要求》中3.9條規(guī)定，汽車以10 km/h車速、24m轉(zhuǎn)彎直徑前行轉(zhuǎn)彎時，不帶助力時轉(zhuǎn)向力應(yīng)小于245 N，帶助力轉(zhuǎn)向但助力轉(zhuǎn)向失效時，其轉(zhuǎn)向力應(yīng)小于588 N[4]。因此靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向無助力時方向盤手力是否滿足要求，是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是否合理的重要指標(biāo)之一，其具體計算過程如下：

4.1.1 靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩

汽車所受的最大轉(zhuǎn)向阻力矩為汽車滿載時的原地轉(zhuǎn)向阻力矩。由半經(jīng)驗公式

計算得靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩Mr為795.19 N·m

4.1.2 靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向無助力時方向盤手力的計算

通常靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩需通過轉(zhuǎn)向梯形、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向機(jī)，最后通過方向盤傳遞到駕駛員的手上，在計算時要考慮多級傳動比，如下：

式中：i0——轉(zhuǎn)向器平均線角傳動比；iω0——轉(zhuǎn)向系角傳動比；ip——轉(zhuǎn)向系力傳動比；Fh——靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向無助力時方向盤手力；m1——轉(zhuǎn)向器齒條的總行程；n——方向盤轉(zhuǎn)動總?cè)?shù)；m——梯形臂長；r——轉(zhuǎn)向器主動小齒輪的節(jié)圓半徑，mm；θ——齒輪齒條軸交角，取θ=13°；Dsw——方向盤直徑；a——主銷偏移距；η——轉(zhuǎn)向器的效率；

分別將上述公式逐步迭代計算，可得轉(zhuǎn)向器平均線角傳動比i0為57.344 mm/r；轉(zhuǎn)向系角傳動比iω0為21.24；轉(zhuǎn)向系力傳動比ip為357.065；靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向無助力時方向盤手力Fh為231.9N。其中Fh＜245 N，符合法規(guī)要求。

4.2 最小轉(zhuǎn)彎直徑

汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑指汽車的外轉(zhuǎn)向輪的中心平面在車輛支承平面（一般就是地面）上的軌跡圓直徑，即汽車前輪處于最大轉(zhuǎn)角狀態(tài)行駛時，汽車前軸離轉(zhuǎn)向中心最遠(yuǎn)車輪胎面中心在地面上形成的軌跡圓直徑。對于一般的轎車來說，轉(zhuǎn)彎直徑大約在10-12米之間。

汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑計算公式如下：

(1.10)

計算得到汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑Dmin=11.994 m＜12m，滿足經(jīng)驗值的要求。

5、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的選型計算

5.1 動力轉(zhuǎn)向器的選型計算

5.1.1 轉(zhuǎn)向器額定輸出力的計算

動力轉(zhuǎn)向器的選型參數(shù)主要包括齒條行程、線角傳動比、額定輸出力、額定工作壓力，其中齒條行程、線角傳動比的數(shù)據(jù)已知，并已驗證合理性；油缸額定工作壓力參考同類車型，取P=12.5 Mpa，實際最大工作壓力P'=6.25 MPa；而額定輸出力的計算過程如下：

轉(zhuǎn)向器齒條實際最大作用力

式中Mr——靜態(tài)原地轉(zhuǎn)向阻力矩；m——轉(zhuǎn)向梯形臂長；γ——梯形底角。

轉(zhuǎn)向器額定輸出力F=(1.5～2)F '，其中（1.5～2）為安全系數(shù)，這里取2則F=2F'=9999.91N，實際選型時取轉(zhuǎn)向器額定輸出力F=10000N

5.1.2 轉(zhuǎn)向器其他參數(shù)計算

（1）動力缸的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)

動力缸的尺寸參數(shù)主要通過以下公式計算：

式中S——動力缸工作截面積；D——動力缸內(nèi)徑，mm；d——活塞桿直徑，mm；B——活塞厚，mm；L0——動力缸長度；

動力缸內(nèi)腔的全長，除了要考慮活塞沖程所必須的長度外，還必須留有余地，即活塞到極限位置時，還應(yīng)與缸蓋之間有大約10 mm左右的間隙。另外伸出至極限位置時，活塞與缸蓋之間還應(yīng)留有一段長度l，其作用在于改善活塞桿的導(dǎo)向，一般為l=(0.5～0.6)D ，這里取l=0.6D。

動力缸的尺寸參數(shù)計算結(jié)果如下：取d=28mm，動力缸內(nèi)徑D=42.457mm，取42.5mm；活塞厚B=12.75mm；動力缸長度L0=231.75mm。

（2）轉(zhuǎn)向器主動小齒輪的節(jié)圓半徑r

由公式(1.6)計算可得， r=9.367 mm。

（3）動力缸流量及泄漏量計算

動力缸流量的計算公式：

根據(jù)QC/T 530-2000《汽車動力轉(zhuǎn)向器總成技術(shù)條件》，內(nèi)泄漏量Q2不超過內(nèi)泄漏試驗流量的15%[6]，這里規(guī)定內(nèi)泄漏量不超過內(nèi)泄漏試驗流量的10%，即：

當(dāng)發(fā)動機(jī)怠速時，若要保證轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)速n=1.5 r/s，則活塞速度v=85.95 mm/s，根據(jù)公式(2.5)和(2.6)計算的：Q1=4.129 L/min、Q2≤0.459 L/min。

5.2 動力轉(zhuǎn)向泵的選型計算

動力轉(zhuǎn)向泵的選型參數(shù)主要包括工作轉(zhuǎn)速、排量、最小/最大流量、最大工作壓力等，油泵工作轉(zhuǎn)速范圍因與發(fā)動機(jī)匹配，取800～6000 r/min。而油泵實際所需理論流量Q0應(yīng)滿足Q0=(1.5～2)Q1+Q2[3]，這里取：

油泵最大工作壓力P應(yīng)大于動力缸實際最大工作壓力P'，為了其安全性，還應(yīng)給1.5～2的安全系數(shù)，取安全系數(shù)為2時，油泵最大工作壓力P=2P'=12.5 MPa。

結(jié)合數(shù)據(jù)可繪制油泵工作特性曲線見下圖4。

5.3 動力轉(zhuǎn)向油罐的選型計算

動力轉(zhuǎn)向油罐所關(guān)注的參數(shù)包括總?cè)莘e、最大貯油量、最大允許通過流量及絕對過濾精度等，其中：絕對過濾精度應(yīng)不低于25 μm；油罐最大允許通過流量應(yīng)大于油泵最大流量Q02，這里取11 L/min；油罐總?cè)莘e及最大貯油量的計算方法如下：

式中V1——動力缸工作容積，L；V2——管路容積之和，估算取V2=0.3 L；V3——控制閥油道容積，根據(jù)同類車型估算，取V3=0.1 L；V4——油罐空間容積，保證汽車行駛在坡度20°的路面上時，油液不會溢出，L；Vmax——油罐最大貯油量，L；m1——齒條行程；S——動力缸工作截面積；d——油罐內(nèi)徑，d=85 mm。

計算得：V=0.635L，取油罐總?cè)莘e為0.65 L；Vmax=0.562L，取油罐最大貯油量為0.55 L。

5.4 動力轉(zhuǎn)向管路的選型計算

管路內(nèi)油液流速的大小將影響油路的液壓損失、油泵性能及結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)加以控制，推薦流速允許值，油泵吸油管vp1=1～1.5m/ s ，高壓油管vp2=2.5～3.5m/ s，回油管vp3=1.5～2.5m/ s 。則分別計算對應(yīng)油管的內(nèi)徑方法如下：

式中Q——油泵最大流量10.5 L/min；vp1——油泵吸油管油液流速，m/s ；vp2——高壓油管油液流速，m/s ；vp3——回油管油液流速，m/s ； dp1——油泵吸油管內(nèi)徑，mm；dp2——高壓油管內(nèi)徑，mm；dp3——回油管內(nèi)徑，mm。

取vp1=1.5 m/s，通過公式(2.12)計算dp1=12.188 mm；圓整油泵吸油管內(nèi)徑dp1=14 mm，再次代入公式(2.12)反求校核得vp1=1.137 m/s，在推薦范圍內(nèi)，符合要求，可最終確定油泵吸油管內(nèi)徑為14mm；

取vp2=3.5 m/s，通過公式(2.13)計算dp2=7.979 mm；圓整高壓油管內(nèi)徑dp2=8 mm，再次代入公式(2.13)反求校核得vp2=3.48 m/s，在推薦范圍內(nèi)，符合要求，由于高壓油管較短，壓力損失較小，油液流速可取得大一些，可最終確定高壓油管內(nèi)徑為8mm；

取vp3=2.5 m/s，通過公式(2.14)計算dp3=9.441 mm；圓整回油管內(nèi)徑dp3=10 mm，再次代入公式(2.14)反求校核得vp3=2.228 m/s，在推薦范圍內(nèi)，符合要求，可最終確定回油管內(nèi)徑為10mm。

6、結(jié)論

本文以某乘用車為載體，介紹了液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的匹配設(shè)計過程，通過理論計算的方式，驗證設(shè)計初期所提出的關(guān)鍵硬點(diǎn)或關(guān)鍵結(jié)構(gòu)尺寸，主要數(shù)據(jù)的驗證結(jié)論符合法規(guī)及同類車經(jīng)驗的要求，同時計算轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的液壓助力部分的相關(guān)參數(shù)，可指導(dǎo)設(shè)計后期的選型工作。對于類似的乘用車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計具有一定的參考價值。

[1] 余志生.汽車?yán)碚揫M].3版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2000.

[2] 《汽車設(shè)計 第 4 版》，吉林大學(xué) 王望予 主編，機(jī)械工業(yè)出版社.

[3] 《汽車工程手冊 設(shè)計篇》，《汽車工程手冊》編輯委員會，人民交通出版社.

[4] GB 17675-1999 《汽車轉(zhuǎn)向系 基本要求》.

[5] 《汽車設(shè)計》，劉惟信 主編，清華大學(xué)出版社.

[6] QC/T 530-2000 《汽車動力轉(zhuǎn)向器總成技術(shù)條件》.

按照前述熱平衡公式：

可以推算出PTC元件的功率值如下:

P= QPTC/△t =24.436/60= 0.407kw 選取靠近規(guī)格420W從用電平衡角度對電能消耗校核如下：

在發(fā)動機(jī)起動前的前預(yù)熱階段和等待起動時段，由蓄電池提供電能，12V系統(tǒng)中PTC工作電流為35A，由于前預(yù)熱時間最長25S，等待起動時最長20S，消耗蓄電池容量35*45/(60*60)=0.44AH，對整車裝用的120AH蓄電池性能影響不大。而當(dāng)起動成功后，發(fā)電機(jī)接替蓄電池提供電能，所以所選取的方案電能消耗值合理。

以上設(shè)計參數(shù)在具體產(chǎn)品中的實現(xiàn)形式為：將選擇的柴油預(yù)熱系統(tǒng)PTC總需求功率420W分為兩組，油水分離器和主柴濾（精濾）各分配210W，每組由三片70W硬幣狀圓形陶瓷發(fā)熱元件并聯(lián)組成。

3.5 試驗驗證情況

模擬實際使用情況進(jìn)行強(qiáng)化低溫方案驗證，選用柴油標(biāo)號為-10℃的燃油，在試驗室環(huán)境溫度-15℃條件下，車輛放置一晚后進(jìn)行車輛冷起動對比試驗，未加裝柴油預(yù)熱裝置的車輛起動后怠速暖車到100秒時熄火，裝有上述預(yù)熱裝置的車輛一次性起動成功，怠速狀態(tài)持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)正常。對柴油預(yù)熱階段溫升檢測，和上述理論計算基本一致。

4、結(jié)束語

本文介紹的PTC柴油加熱系統(tǒng)的設(shè)計方案，已在批量生產(chǎn)車型中采用, 售后質(zhì)量反饋良好. 該方案對整車原供油系統(tǒng)的改動較小，成本控制較好, 對提升整車?yán)淦饎有阅軠p少用戶抱怨有實際意義.總體方案和參數(shù)經(jīng)驗值的選取對售后產(chǎn)品的改裝也具有借鑒價值。需要說明的是：

介紹的方案針對滿足用戶冷凝點(diǎn)附近環(huán)境溫度下正常起動車輛的要求，主要出發(fā)點(diǎn)是解決市場常見的氣溫驟降冷起動困難的用戶抱怨，更低環(huán)境下采用高凝點(diǎn)油品的應(yīng)用場合（如-20℃環(huán)境溫度下用0號柴油）需要其它特殊手段。

參考文獻(xiàn)

[1] 豪彥 GB/T19147-2003《車用柴油》和EN590《車用柴油》標(biāo)準(zhǔn)的比較 [J].汽車與配件2003（30）：35-36NO.4.2011.

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[3] 王軍等 PTC電熱元件在車用柴油機(jī)上的應(yīng)用[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車2002（1）：42-43.

[4] 劉瑞林 提高柴油機(jī)低溫起動性能的冷起動輔助措施[J].汽車技術(shù)2007（6）：7-8.

A car hydraulic power steering system matching calculation

Zheng Shengwen
（Aisn Auto R&D Co., Ltd., Hunan Changsha 410000）

Hydraulic steering system design problem is more complicated, design requires the use of "repeat and verify hypotheses" approach, and the need to fully consider some relevant data.Content of the article is verify that the key hard points early in the design of the proposed structure or key size by means of calculation, and the main data are consistent with regulatory requirements and similar vehicles experience.

vehicle；Steering system；Hydraulic booster

U463.4

A

1671-7988(2015)02-79-05

鄭生文，就職于湖南湖大艾盛汽車技術(shù)開發(fā)有限公司。