史先松，趙理想（安徽安凱汽車股份有限公司，合肥　230051）

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城市客車液壓轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)設(shè)計

史先松，趙理想
（安徽安凱汽車股份有限公司，合肥230051）

摘要：闡述城市客車轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的組成及系統(tǒng)匹配設(shè)計時主要參數(shù)的確定方法，提出城市客車轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)性能的測試方法，并通過測試結(jié)果對理論設(shè)計值進行修正，以改善轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的操縱性能。

關(guān)鍵詞：城市客車；液壓轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)；公交工況；性能測試

城市客車作為重要的交通工具之一，其操縱性及行駛安全性越來越成為人們關(guān)注的焦點。其中，轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的性能成為影響整車操縱性及行駛安全性的主要因素之一。本文以某型城市客車為例，闡述其轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的設(shè)計過程。

1　系統(tǒng)主要參數(shù)的確定

1.1系統(tǒng)組成及相關(guān)主要參數(shù)

循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器傳動效率高、工作平穩(wěn)可靠，且與轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)中其他液壓裝置的匹配布置較方便。因此，城市客車普遍采用循環(huán)球式液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。系統(tǒng)由轉(zhuǎn)向油罐、轉(zhuǎn)向油泵、轉(zhuǎn)向管路、循環(huán)球式動力轉(zhuǎn)向器組成[1-3]，如圖1所示。

圖1　循環(huán)球式液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成

該車及發(fā)動機與轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)有關(guān)的基本參數(shù)見表1。

表1　有關(guān)基本參數(shù)

轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)主要參數(shù)包括系統(tǒng)最大工作壓力、工作流量、轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)及轉(zhuǎn)向泵主要參數(shù)等。

1.2系統(tǒng)最大工作壓力的確定

確定系統(tǒng)壓力時，首先考慮轉(zhuǎn)向器的最大輸出扭矩T要滿足整車要求，即T≥Mr/l2×l1，其中l(wèi)1是轉(zhuǎn)向搖臂長度，mm；l2是轉(zhuǎn)向節(jié)臂長度，mm；Mr是整車滿載質(zhì)量時在瀝青或混凝土路面上原地轉(zhuǎn)向時的阻力矩，N·mm；η為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)效率，取0.81。Mr可由下式估算：

式中：f為輪胎與地面間的滑動摩擦系數(shù)，取0.7；G1是轉(zhuǎn)向軸負荷，為53 900 N；P為輪胎氣壓，0.9 MPa。轉(zhuǎn)向器的最大輸出扭矩T可由下式進行估算：

式中：l1為310 mm；l1為313 mm。

系統(tǒng)工作壓力P0與轉(zhuǎn)向器的輸出扭矩T成正比，P0可由下式估算：

式中：S是轉(zhuǎn)向器作用油缸的工作面積，為7 853.98 mm2；Rw是尺扇嚙合半徑，為44mm；△P是系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向泵出油口到方向機進油口的壓力損失，一般取0.3～0.5 MPa[4-5]。

1.3系統(tǒng)工作流量的確定

系統(tǒng)正常工作的液壓油流量Q可由下式估算：

式中：n是方向盤設(shè)計最高瞬時轉(zhuǎn)速，取75 r/min；S是油缸的工作面積，為7 853.98 mm2；t是轉(zhuǎn)向器螺桿螺距，為13.5 mm；k是系統(tǒng)流量系數(shù)，取1.5～2；K是方向機泄漏系數(shù)，取0.85[4-5]。

1.4轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)的確定

循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器參數(shù)主要有最大輸出扭矩T、卸荷壓力P、油缸工作面積S、傳動比i等。該系統(tǒng)設(shè)計時采用方向機卸荷，方向機卸荷壓力根據(jù)系統(tǒng)最大工作壓力確定。由于城市客車低速轉(zhuǎn)向工況較多，考慮轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的流量特性，宜選擇傳動比較大的方向機。所選轉(zhuǎn)向器主要參數(shù)為最大輸出扭矩4 450 000 N·mm；卸荷壓力13 MPa；油缸工作面積7 853.98 mm2；傳動比20.5∶1。

1.5轉(zhuǎn)向泵主要參數(shù)的確定

轉(zhuǎn)向泵的主要參數(shù)包括最高油壓P1、控制流量Qt、理論排量qt。

轉(zhuǎn)向泵最高壓力的選擇應充分考慮系統(tǒng)工作壓力及方向機卸荷壓力。由于系統(tǒng)工作壓力P0≈11.19～11.39 MPa，方向機卸荷壓力為13 MPa，因此，轉(zhuǎn)向泵最高壓力取14 MPa，同時轉(zhuǎn)向泵不帶卸荷功能。

轉(zhuǎn)向泵的控制流量一般應略高于系統(tǒng)的流量要求，Qt可由下式估算：

考慮城市客車運行工況中，經(jīng)常出現(xiàn)滿載出站時快速轉(zhuǎn)動方向盤，或在城市擁堵工況及道路狹窄地段怠速或低速行駛時較快速轉(zhuǎn)動方向盤等極限工況，因此，城市客車的轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)應具有良好的怠速或低速流量特性，轉(zhuǎn)向泵排量qt可由下式估算：

式中：Qd是怠速時方向機所需流量取1.3節(jié)中Q的計算值的最小值，即14.03 L/min；V是發(fā)動機怠速650 r/min；i是轉(zhuǎn)向泵與發(fā)動機之間的傳動比，1.2∶1。所選轉(zhuǎn)向泵的主要參數(shù)為最高壓力14 MPa；控制流量20 L/min；理論排量18 ml/r。

所選轉(zhuǎn)向泵特性曲線見圖2。

圖2　轉(zhuǎn)向泵特性曲線圖

2　系統(tǒng)性能測試

轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)主要參數(shù)確定后，需要通過試驗的方法對轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的性能進行測試并對參數(shù)進行修正。助力系統(tǒng)測試內(nèi)容主要包括系統(tǒng)油壓、系統(tǒng)流量和系統(tǒng)溫度。

為保證測試的準確性，測試前，前軸負荷加載至設(shè)計最大載荷53 900 N；輪胎氣壓按GB/T12534中3.2條規(guī)定執(zhí)行[6]；檢測并按圖紙裝配尺寸調(diào)整車輪轉(zhuǎn)角值、轉(zhuǎn)向連桿長度、垂臂安裝角度及方向盤轉(zhuǎn)角；傳動液加至儲油罐標定液位范圍內(nèi)；清洗油泵，去除泵內(nèi)雜質(zhì)，充分過濾去除系統(tǒng)內(nèi)雜質(zhì)并排空氣體；檢查管路密封性。

測試場地應選在清潔、干燥、平整的瀝青路面或其他經(jīng)過特別處理（地面附著系數(shù)約為0.7）的路面上進行，道路長2～3 km，寬不小于8 m，縱向坡度在1%以內(nèi)。環(huán)境溫度以20～25℃為宜，風速不大于3 m/s[6]。測試前先著車預熱至油溫達到（50±5）℃[1，10]。

2.1系統(tǒng)壓力測試

包括系統(tǒng)壓力損失測試、系統(tǒng)卸荷壓力測試和低速轉(zhuǎn)向行駛時系統(tǒng)油壓測試。

1）系統(tǒng)壓力損失測試：轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)壓力損失△P直接關(guān)系到液壓助力系統(tǒng)的效率[7]，主要來自于方向機、管路及儲油罐。

測試系統(tǒng)壓力損失時，不轉(zhuǎn)動方向盤，分別測試并記錄在發(fā)動機怠速650 r/min、發(fā)動機最高功率轉(zhuǎn)速1 200 r/min、發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速2 100 r/min三種工況下轉(zhuǎn)向泵壓力及方向機壓力，并取差值。測試結(jié)果見表2。

表2　系統(tǒng)壓力損失測試數(shù)據(jù)

從測試結(jié)果可以看出，系統(tǒng)壓力損失△P較小。一般要求系統(tǒng)壓力損失△P控制在0.45 MPa以內(nèi)。對于壓力損失較大的系統(tǒng)可通過選用阻尼力較小的管路材料（如不銹鋼管），或通過減少管路折彎及增大管路轉(zhuǎn)彎圓角直徑等方法減小系統(tǒng)壓力損失。

2）系統(tǒng)卸荷壓力測試：系統(tǒng)卸荷壓力測試是檢測通過理論計算設(shè)定的系統(tǒng)卸荷壓力能否滿足系統(tǒng)提供足夠的轉(zhuǎn)向助力。一般通過方向盤轉(zhuǎn)角、方向盤力及系統(tǒng)壓力變化的測試結(jié)果進行評價。

轉(zhuǎn)向器的輸出扭矩與系統(tǒng)壓力成正比。當系統(tǒng)卸荷壓力偏小時，方向機輸出扭矩無法克服轉(zhuǎn)向阻力矩時，會出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沉重現(xiàn)象。

在城市客車整個運行工況中，車輛滿載，怠速起步前原地轉(zhuǎn)動方向盤；下坡怠速起動前，前輪在制動的情況下，原地轉(zhuǎn)動方向盤等工況下會出現(xiàn)轉(zhuǎn)向阻力矩較大的情況。因此，取這兩種工況進行轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)助力大小的測試。測試結(jié)果見表3。

表3　系統(tǒng)卸荷壓力測試數(shù)據(jù)

設(shè)計要求在系統(tǒng)卸荷壓力為13 MPa時，方向盤極限轉(zhuǎn)角能夠達到設(shè)計值900°，且整個轉(zhuǎn)向過程中方向盤扭矩值不大于24 N·m。從試驗數(shù)據(jù)看出，系統(tǒng)開始卸荷時，方向盤扭矩值及方向盤轉(zhuǎn)角值滿足設(shè)計要求。

反之，試驗中，如果系統(tǒng)卸荷時方向盤轉(zhuǎn)角值達不到設(shè)計要求，且方向盤扭矩明顯升高，則說明系統(tǒng)卸荷壓力偏小，存在轉(zhuǎn)向沉重的隱患。在此情況下，可調(diào)整方向機油缸作用面積參數(shù)或方向機卸荷壓力參數(shù)并重復上述計算過程對轉(zhuǎn)向泵參數(shù)進行調(diào)整，重復上述試驗。

同時，在確保轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)提供足夠轉(zhuǎn)向助力的情況下，應盡可能減小轉(zhuǎn)向泵的最高壓力或盡可能減小轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)的卸荷壓力，以減小發(fā)動機能量的損耗，同時保證管路的密封性能。

3）低速轉(zhuǎn)向行駛時系統(tǒng)壓力測試：主要是對車輛低速轉(zhuǎn)彎行駛時系統(tǒng)油壓的變化進行測試。通過測試結(jié)果對城市客車在交通擁堵工況下低速轉(zhuǎn)向行駛時系統(tǒng)性能進行評價。

測試前根據(jù)極坐標方程l=d■ cos2ψ在測試場地上畫出整車雙紐線運行軌跡，軌跡上任意一點的曲率半徑R可由方程R=d（/3■ cos2ψ）進行確定。當ψ=0°時，雙紐線定點的曲率半徑為最小值，即Rmin=d/3。運行軌跡的最小曲率半徑Rmin按汽車最小轉(zhuǎn)彎半徑乘以1.1倍，并據(jù)此畫出雙紐線。在雙紐線最寬處，頂點和中點的路徑兩側(cè)各放置兩個標樁，共計放置16個標樁。標樁與試驗路徑中心線的距離按轉(zhuǎn)彎通道圓寬1/2加50 cm。測試時，車輛以10 m/h的車速按軌跡行駛[8-9]。雙紐線運行軌跡如圖3所示。

圖3　雙紐線運行軌跡圖

測試過程中系統(tǒng)壓力（轉(zhuǎn)向泵出油口處壓力）在0.6 ～6.9 MPa范圍內(nèi)變化，方向盤扭矩維持在6～7 N·m。設(shè)計要求整車低速轉(zhuǎn)向行駛時，系統(tǒng)實際壓力值不大于系統(tǒng)卸荷壓力的60%。測試結(jié)果滿足設(shè)計要求。一般情況下，車輛在滿足轉(zhuǎn)向車輪低速回正特性的同時，應盡可能減小低速行駛時系統(tǒng)最高油壓。

2.2系統(tǒng)流量測試

系統(tǒng)流量測試主要檢測理論系統(tǒng)工作流量的準確性，即轉(zhuǎn)向油泵的流量特性能否滿足系統(tǒng)要求。一般通過測試方向盤力的方式來實現(xiàn)[7]。測試時發(fā)動機怠速，前輪不制動，原地快速轉(zhuǎn)動方向盤，轉(zhuǎn)動速率不低于設(shè)計最高轉(zhuǎn)速75 r/min，記錄方向盤扭矩變化。

當方向盤以設(shè)計最高轉(zhuǎn)速75 r/min轉(zhuǎn)動時，方向盤扭矩值是13.6 N·m，小于設(shè)計扭矩值15 N·m。說明所選轉(zhuǎn)向泵的流量特性能夠滿足系統(tǒng)流量要求。

反之，試驗中，若轉(zhuǎn)向泵的流量特性無法完全滿足系統(tǒng)要求，可通過調(diào)整發(fā)動機怠速或轉(zhuǎn)向泵的排量等方法改善系統(tǒng)流量特性，并重復上述測試，直至方向盤扭矩值維持在15 N·m附近為止。

同時，由于系統(tǒng)所需液壓油的流量又與方向機油缸工作面積有關(guān)，因此，轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)助力足夠的前提下，也可通過調(diào)整方向機油缸工作面積來調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)向助力的響應速率。

2.3系統(tǒng)溫度測試

主要檢測城市客車在道路擁堵路況下，怠速停車發(fā)動機空轉(zhuǎn)，或車輛低速行駛不斷轉(zhuǎn)向時系統(tǒng)油溫的變化情況。轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)溫度主要與發(fā)動機溫度、轉(zhuǎn)向泵流量特性、管路走向、管路內(nèi)徑等參數(shù)有關(guān)。

測試前在轉(zhuǎn)向儲油罐中加裝溫度傳感器。測試前熱車，直至油溫達到（50±5）℃。測試前記錄環(huán)境溫度是24℃。測試分為靜態(tài)測試及動態(tài)測試。靜態(tài)測試時，整車靜止，不轉(zhuǎn)動方向，發(fā)動機空載，并以最高轉(zhuǎn)速2 100 r/min運轉(zhuǎn)，直至溫度保持穩(wěn)定不再上升，記錄系統(tǒng)油溫變化；動態(tài)測試前系統(tǒng)油溫需降至（50±5）℃，動態(tài)測試時車輛以10 km/h的車速沿圖3所示雙紐線運行軌跡做八字繞樁測試，直至系統(tǒng)溫度保持穩(wěn)定不再上升，記錄系統(tǒng)油溫變化。測試結(jié)果如表4所示。

表4　系統(tǒng)油溫測試數(shù)據(jù)

系統(tǒng)油溫不宜過高，一般要求車輛在城市工況下正常行駛時系統(tǒng)油溫不超過80℃。系統(tǒng)油溫偏高易導致液壓油氧化速度加快，縮短液壓使用壽命；油溫偏高還會導致油液粘度下降，系統(tǒng)運行不穩(wěn)定；當溫度超過一定值時，還會導致管路密封性能變差出現(xiàn)漏油等異常情況。液壓油溫度過高，可通過調(diào)整管路走向、管路內(nèi)徑及液壓泵的控制流量及排量等方法降低系統(tǒng)液壓油溫度。

3　結(jié)束語

液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是一個完整的系統(tǒng)，城市客車轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)匹配設(shè)計完成后，應結(jié)合整車實際運行工況對系統(tǒng)進行針對性測試，改進系統(tǒng)不足，優(yōu)化系統(tǒng)數(shù)據(jù)，使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有最優(yōu)化的操縱性及可靠性，駕駛員擁有輕便的操縱手力、適中的駕駛路感，提高整車舒適性及安全性。

參考文獻：

[1]GB 17675-1999，汽車轉(zhuǎn)向系基本要求[S].北京：中國標準出版社，1999.

[2]陳家瑞.汽車構(gòu)造：下冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.

[3]于志強，李晶.大中型客車液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計匹配[J].客車技術(shù)與研究，2009，31（2）：23-25.

[4]劉惟信.汽車設(shè)計[M].北京：清華大學出版社，2001.

[5]許賢良，王傳禮.液壓傳動[M].北京：國防工業(yè)出版社，2007.

[6]GB/T 12534-1990，汽車道路試驗方法通則[S].北京：中國標準出版社，1990.

[7]程飛，顏堯，李玉琴，等.汽車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)匹配試驗研究[J].汽車工程，2008，（7）：622-625.

[8]余志生.汽車理論[M].5版.北京：機械工業(yè)出版社，2010.5.

[9]GB/T6323.5-1994，轉(zhuǎn)向輕便性試驗[S].北京：中國標準出版社，1994.

[10]QC/T529-2013，汽車液壓動力轉(zhuǎn)向器技術(shù)條件與試驗方法[S].北京：中國計劃出版社，2013.

修改稿日期：2015-08-17

Design on Hydraulic Steering Power System for City Bus

Shi Xiansong, Zhao Lixiang
（Anhui Ankai Automobile Co., Ltd, Hefei 230051, China）

Abstract：This paper elaborates the composition ofsteeringpower systemfor citybuses and the method ofconfirming the main parameters for the system match design. Meanwhile, it alsopresents the propertytesting method of the systemand through the test results toamend the theoretical design data soas toimprove the systemoperation properties.

Key words:citybus; hydraulic steeringpower system; public transport mode; performance test

作者簡介：史先松（1989-），男，助力工程師；主要從事車輛轉(zhuǎn)向系及行駛系研發(fā)工作。

中圖分類號：U463.44+2

文獻標志碼：B

文章編號：1006-3331（2016）01-0036-04