液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)手力沉重原因分析及實例優(yōu)化

丁 玲

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)手力沉重原因分析及實例優(yōu)化

丁 玲

Ding Ling

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

闡述了液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)手力沉重問題的分類和原因分析，并進行了實例優(yōu)化。

液壓轉(zhuǎn)向；轉(zhuǎn)向沉重；優(yōu)化設計

0 引 言

汽車動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是汽車關鍵零部件之一，對汽車操縱穩(wěn)定性、安全性、舒適性和駕駛員的操縱強度有重要影響。目前動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有液壓助力、電動助力（EPS）和電控液壓助力等，其中液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是相對比較成熟且應用最多的結(jié)構(gòu)，由主要部件轉(zhuǎn)向盤、轉(zhuǎn)向管柱、中間軸、儲油罐、動力轉(zhuǎn)向泵、轉(zhuǎn)向器及管路等組成。相對無助力轉(zhuǎn)向它以較低的功耗改善了汽車的操縱輕便性。

電動助力轉(zhuǎn)向可以根據(jù)車速提供不同的助力，為駕駛員提供更好的駕駛感覺，手力更加輕便，而傳統(tǒng)的液壓助力轉(zhuǎn)向手力沉重問題越來越凸顯出來，影響整車駕駛的舒適性。

根據(jù)液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)手力沉重的區(qū)域不同劃分為3個類型：全行程沉重、末端沉重、波動沉重

文章將結(jié)合實例車型對3種手力沉重問題進行原因解析及實例優(yōu)化。

1 全行程手力沉重問題實例分析

1.1 現(xiàn)象描述

在某車型上進行操縱穩(wěn)定性試驗的原地轉(zhuǎn)向手力矩測試，測試結(jié)果為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的全行程作用在轉(zhuǎn)向盤的手力矩都很大，測試結(jié)果見圖1，縱坐標為作用在轉(zhuǎn)向盤的手力矩值，橫坐標為對應的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，從圖中可以看出轉(zhuǎn)向盤平均作用力矩在5 N·m左右。

1.2 原因分析

導致全行程轉(zhuǎn)向沉重的原因有多種，可以確定4種常見的原因：

1）密封環(huán)磨損或剪切導致內(nèi)泄漏超標；

2）轉(zhuǎn)向拉桿球頭不靈活；

3）轉(zhuǎn)向器調(diào)整不當；

4）轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向力矩設計過重；

1.3 排查驗證

針對原因一，通過對問題車輛進行路試后拆車，然后對拆下的轉(zhuǎn)向器再進行拆解分析，看是否出現(xiàn)相應問題現(xiàn)象。最終發(fā)現(xiàn)密封環(huán)未損壞，故該原因排除。

針對原因二，對拆下的轉(zhuǎn)向器進行轉(zhuǎn)向拉桿球頭靈活性測試（多方位轉(zhuǎn)動球頭），并未感到球頭運動遲滯，且向各方位都能自由轉(zhuǎn)動，故該原因排除。

針對原因三，為問題車輛更換同規(guī)格轉(zhuǎn)向器，發(fā)現(xiàn)問題依然存在，故可排除是轉(zhuǎn)向器調(diào)整不當所導致。

針對原因四，查找轉(zhuǎn)向器閥特性設計參數(shù)（見圖2），設計定義油壓為5 MPa時轉(zhuǎn)向器扭桿輸入扭矩為5 N·m，與圖1的手力測試曲線結(jié)果相對應。

排查結(jié)果為轉(zhuǎn)向器閥特性手力設計參數(shù)偏大導致。

1.4 優(yōu)化措施

重新定義轉(zhuǎn)向器閥特性設計參數(shù)，油壓為5 MPa時對應轉(zhuǎn)向器扭桿輸入扭矩為4 N·m，見圖3。

1.5 優(yōu)化結(jié)果

對轉(zhuǎn)向器閥特性變更后，重新進行原地手力矩測試，結(jié)果見圖4，手力矩變?yōu)? N·m。

2 轉(zhuǎn)向末端手力問題實例分析

2.1 現(xiàn)象描述

某車型上進行操縱穩(wěn)定性試驗的原地轉(zhuǎn)向手力矩的測試，圖5為測試結(jié)果，縱坐標為作用在轉(zhuǎn)向盤的手力矩值，橫坐標為對應的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，圖上顯示轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至450°開始手力矩從4 N·m開始上升，直至600°時手力矩上升到9 N·m，反向轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤也如此，正反向轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)到底時均存在助力不足的情況，且助力不足的角度范圍較大。

2.2 原因分析

當轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至末端時轉(zhuǎn)向系統(tǒng)將達到最高工作壓力，此時動力轉(zhuǎn)向泵提供最高工作壓力，所以末端手力大小主要受動力轉(zhuǎn)向泵的最高工作壓力控制。

2.3 排查驗證

動力轉(zhuǎn)向泵最高工作壓力的設定值取決于轉(zhuǎn)向器對輪胎作用的最大推力加拉力，而最大推力加拉力為轉(zhuǎn)向器的最大齒條力，重新計算最大齒條力為74 455.1 N

根據(jù)最大齒條力計算結(jié)果推算動力轉(zhuǎn)向泵油壓最高應為8.12 MPa

轉(zhuǎn)向泵最高工作壓力是由內(nèi)部滑閥結(jié)構(gòu)控制的，圖6為轉(zhuǎn)向泵內(nèi)部滑閥的結(jié)構(gòu)示意圖，滑閥的最高壓力是通過調(diào)節(jié)彈簧的預緊力來調(diào)節(jié)的。鋼球在彈簧的作用下緊緊壓在閥座的錐面上，將滑閥內(nèi)部密封起來。當外部壓力增加時，鋼球與閥座的作用力迅速減小，在閥座錐面的粗糙度、圓度以及液壓油在傳遞時的壓力波動等的影響下，鋼球和閥座的密封會有輕微的泄露。并且隨著壓力的增高而泄漏量加大，所以最高工作壓力不是一個值而是一個范圍。

所以在設計最高工作壓力時應將最高工作壓力低限值高于系統(tǒng)所需的壓力。

2.4 優(yōu)化措施

將轉(zhuǎn)向泵最高工作壓力從7.5～8.2 MPa提高至8.2～8.8 MPa，改善末端手力矩沉重的問題。

2.5 優(yōu)化結(jié)果

重新對整改后的車型進行原地轉(zhuǎn)向手力矩的測試，結(jié)果見圖7，從0°～600°時轉(zhuǎn)向手力矩均為4 N·m，600°時轉(zhuǎn)向軟止點限位手力矩才開始上升。末端助力不足且助力不足的角度范圍較大的問題得以解決。

3 波動沉重問題實例分析

3.1 現(xiàn)象描述

某車型上進行操縱穩(wěn)定性試驗的原地轉(zhuǎn)向手力矩的測試，全行程轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時感覺手力矩時重時輕，圖8為測試結(jié)果，縱坐標為作用在轉(zhuǎn)向盤的手力矩值，橫坐標為對應的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。

3.2 原因分析

從圖8可以看出，手力矩曲線不是趨近于平直，而是呈正弦波動，高峰為6 N·m，低谷為4 N·m，所以轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤的過程中會有時重時輕的感覺。這種波動通常是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)布置不合理導致。

3.3 排查驗證

對問題車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的布置進行重新校核，見圖9，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向管柱、中間軸及轉(zhuǎn)向器輸入軸3根軸的軸線夾角α1為157.8°，α2為153.8°，中間軸兩端萬向節(jié)平面夾角γ12為38.6°，計算力矩波動為20%，見圖10。設計要求力矩波動通常為＜5%，所以此車力矩波動嚴重超差，手力矩設計值為5 N·m，由于有力矩波動，所以手力矩為（5±1） N·m。

3.4 優(yōu)化措施

重新布置轉(zhuǎn)向管柱、中間軸、轉(zhuǎn)向器輸入軸3根軸線所夾的角度，設計輸入α1=α2，實際設計α1為155.8°，α2為155.7°，中間軸萬向節(jié)平面夾角γ 12為15.5°，力矩波動計算為0.1%，波動很小，圖11為對問題車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)化布置，圖12為優(yōu)化后力矩波動計算圖。

3.5 優(yōu)化結(jié)果

在問題車型上更換優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，并重新進行原地轉(zhuǎn)向手力矩的測試，測試結(jié)果見圖13。從測試結(jié)果可以看出力矩波動問題得到解決，手力矩曲線趨近于直線。

5 結(jié)束語

通過對液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的手力沉重問題進行分類，詳細分析了產(chǎn)生手力沉重問題的原因，并對問題車型轉(zhuǎn)向沉重問題進行優(yōu)化改進，經(jīng)測試驗證后，改進效果明顯。如果操縱轉(zhuǎn)向盤感到過重，便不能敏捷的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤，使駕駛員因勞動強度過大而產(chǎn)生疲勞。當然操縱轉(zhuǎn)向盤的力矩也不能設置過輕，過輕會使駕駛員產(chǎn)生“發(fā)飄”而失去路感難于控制汽車的方向。合理設置轉(zhuǎn)向盤力矩是提高整車駕駛舒適性的重要指標。

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U463.44

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10.14175/j.issn.1002-4581.2014.05.009

2014-05-05

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