液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計

謝朝陽（齊魯理工學院，山東 濟南 250200）

1.1 管柱助力式

管柱助力電機安裝于轉(zhuǎn)向管柱上,助力和駕駛員操縱力矩一同經(jīng)過中間轉(zhuǎn)向軸作用于轉(zhuǎn)向小齒輪。這種結(jié)構(gòu)的最大優(yōu)點是電機、ECU、減速機構(gòu)都安裝于駕駛艙內(nèi),電機、ECU的工作環(huán)境較好,方便發(fā)動機艙布置。缺點是所有助力都通過轉(zhuǎn)向管柱傳遞到轉(zhuǎn)向小齒輪和齒條,轉(zhuǎn)向管柱部件受力較大,因而助力大小受到限制;同時由于其電機和蝸輪蝸桿減速機構(gòu)安裝于駕駛艙內(nèi),更容易引起駕駛室內(nèi)噪聲。因而這種結(jié)構(gòu)的EPS主要適用于車重較輕、發(fā)動機艙較小且對噪聲要求相對不高的微型轎車。

1.2 小齒輪助力式

小齒輪式EPS助力電機和蝸輪蝸桿減速器布置在轉(zhuǎn)向小齒輪附近。這種結(jié)構(gòu)的EPS,助力不需要管柱部件傳遞,因而電機可以提供更大的助力。小齒輪式EPS可以應用到需要助力較大,而布置相對方便的中級轎車上。

2 液壓助力主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

2.1工作模式

（1）液壓助力轉(zhuǎn)向模式

主動液壓缸兩端油路被封閉，活塞桿 2與主動液壓缸缸筒 3和 6之間無相對運動，相當于一個剛性的連桿。方向盤轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向位移和力矩經(jīng)小齒輪驅(qū)動助力齒條活塞桿（即主動液壓缸缸筒 3和 6）及活塞桿 2移動，并通過轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)帶動轉(zhuǎn)向前輪進行轉(zhuǎn)向。同時，轉(zhuǎn)向扭桿轉(zhuǎn)動的打開轉(zhuǎn)向閥，對進入助力液壓缸兩腔中的壓油壓力和流量進行控制，并為齒條助力活塞 3和 6提供助力；轉(zhuǎn)向扭桿在駕駛員轉(zhuǎn)向手力和轉(zhuǎn)向助力負反饋的共同作用下產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，從而形成一個剛性的負反饋，以力圖消除轉(zhuǎn)閥所引起的閥口變化，并恢復轉(zhuǎn)閥閥芯相對于閥體的中位狀態(tài)，其變形量即是閥口的開度角位移。

根據(jù)不同的車速和轉(zhuǎn)向角速度調(diào)節(jié)電機泵的轉(zhuǎn)速，可實現(xiàn)隨行駛工況感應的助力轉(zhuǎn)向特性。此模式與電動式機液伺服轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理相同。

轉(zhuǎn)向過程中，轉(zhuǎn)向器的齒輪齒條間具有兩個力矩的相互作用：轉(zhuǎn)向阻力矩Tz和液壓助力矩Ta，在它們的共同作用下，決定了轉(zhuǎn)閥角位移和反饋控制。有三種情形：

（a）助力工況：當Tz＞Ta時，轉(zhuǎn)向扭桿不斷產(chǎn)生變形量，由此，轉(zhuǎn)閥閥芯跟隨轉(zhuǎn)動，

從而不斷地為轉(zhuǎn)向提供助力的壓油。

（b）保持助力：當Tz=Ta時，轉(zhuǎn)向扭桿停止變形，但不回位，閥體隨動減小了通油間隙，系統(tǒng)維持一定的油壓和車輪轉(zhuǎn)角，此時，車輛進行等半徑彎道行駛。

（c）停止助力：當Tz＜Ta時，扭桿回位或因前輪懸空，扭桿不變形，此時，轉(zhuǎn)閥關閉油路，沒有液壓油進入，系統(tǒng)不提供轉(zhuǎn)向助力。

（2）液壓主動前輪轉(zhuǎn)向模式方向盤無轉(zhuǎn)向輸入時，轉(zhuǎn)閥閥芯處于開式中位，主動轉(zhuǎn)向缸筒3及齒條活塞 6與轉(zhuǎn)向器殼體之間無相對位移，中央控制單元（ECU）根據(jù)車輛動力學穩(wěn)定性控制策略決策出主動轉(zhuǎn)向疊加角指令，并將指令送至伺服閥控制器中，通過安裝在活塞桿 2上的位移傳感器實時檢測活塞桿的位置，并形成負反饋，其偏差信號作為電液伺服比例閥閥芯位移的控制輸入，轉(zhuǎn)向控制器采用控制策略決策出伺服閥控制電流，從而使伺服閥進行開度，壓力油經(jīng)主動活塞桿 2的空心油路進入到主動液壓缸某一側(cè)的工作腔中，推動活塞桿 2向一側(cè)移動，驅(qū)動轉(zhuǎn)向梯形架帶動車輪進行主動前輪轉(zhuǎn)向，從而實現(xiàn)對指令位移的準確跟蹤控制。此模式用于汽車受到外界干擾、危險工況或駕駛員轉(zhuǎn)向不到位時，利用AFS的直接轉(zhuǎn)向干預功能對車輛進行操縱穩(wěn)定性的主動控制。

3 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計與建模

3.1總體方案

（1）機械式轉(zhuǎn)向模式：指從方向盤、轉(zhuǎn)向管柱、伸縮液壓缸轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向機構(gòu)到轉(zhuǎn)向前輪的機械機構(gòu)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；

（2）電動液壓助力轉(zhuǎn)向模式：基于電動泵轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)的可變液壓源隨車輛行駛工況感應式的機液伺服助力轉(zhuǎn)向模式；

（3）液壓伺服主動前輪轉(zhuǎn)向模式：即不依賴于駕駛員轉(zhuǎn)向操縱的主動轉(zhuǎn)向。

根據(jù)液壓控制理論，中位正開口轉(zhuǎn)閥是一種比較理想的線性液壓控制元件，在正開口區(qū)域內(nèi)時，負載流量同時受兩個節(jié)流口的控制，并且是差動變化的，因此，可以有效提高零位的流量增益并改善系統(tǒng)的壓力—流量曲線的線性度。而在正開口區(qū)域以外，由于同一時刻只有兩個節(jié)流口起控制作用，其壓力—流量特性和中位零開口伺服閥是相同的。

新型液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不僅要實現(xiàn)轉(zhuǎn)向角位移和力矩的準確與可靠傳遞，而且需要方便地對其進行協(xié)調(diào)控制，因此，在保證系統(tǒng)工作的可靠性、穩(wěn)定性、動態(tài)性能和控制精度的前提下，其液壓控制系統(tǒng)還應盡可能簡單，成本低。借鑒傳統(tǒng)的電動液壓助力轉(zhuǎn)向技術，采用雙獨立油路的液壓控制系統(tǒng)，并通過電機泵為各自的子系統(tǒng)提供可變的液壓源，系統(tǒng)總體方案.

3.2性能參數(shù)匹配設計

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要參數(shù)包括：傳動比i、轉(zhuǎn)向器輸出最大扭矩T、最大液壓力 p，工作流量q、轉(zhuǎn)向臂行程等。本節(jié)將基于原地轉(zhuǎn)向阻力矩模型，對新型液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的主要性能參數(shù)進匹配設計，并對系統(tǒng)的關鍵元件進行選型。

3.2.1 原地轉(zhuǎn)向阻力矩

原地轉(zhuǎn)向阻力矩Mr采用汽車理論推薦的半經(jīng)驗公式進行估算

式中：Gz——前軸載荷（N）， Gz=42271N，其中， m 為客車整車質(zhì)量，l為前后軸距離，b為質(zhì)心到后軸的距離。

f——車輪接地滑動摩擦系數(shù)，取 f=0.7；

Pt——胎壓，大客車的輪胎有兩種：尼龍輪胎，胎壓一般為pt=8.3×105Pa；鋼絲輪胎的胎壓則為pt=9.0×105Pa；

為了充分發(fā)揮轉(zhuǎn)向器的效率，并保證液壓系統(tǒng)處于良好的工作工況，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的最大輸出扭矩T應滿足：T≥Mr，通常取 T=2784 N.m。

3.2.2 參數(shù)計算與元件選型

（1）新型液壓助力主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)

助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最大輸出扭矩折算到方向盤上的等效阻力矩Thz與轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的角傳動比i有關：

式中，η+為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)正效率，取 0.80；i為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)總的角傳動比，取i=20.48。

考慮到車載液壓系統(tǒng)的可靠性與安全性，根據(jù)液壓系統(tǒng)設計規(guī)范，選取系統(tǒng)的額定工作壓力為ps=130×105Pa，根據(jù)液壓控制系統(tǒng)，為保證 AFS伺服系統(tǒng)工作在最大效率點，其負載壓降可取為：

AFS液壓缸要能單獨驅(qū)動車輪進行轉(zhuǎn)向，則根據(jù)作用在方向盤上的等效力矩可計算出主動液壓缸活塞的有效工作面積Ap1：

主動活塞桿中間制有空心油路，主動液壓缸的內(nèi)徑和活塞桿外徑尺寸取為 58/28mm，則實際主動液壓缸的有效工作面積為2025mm2。

國家標準規(guī)定，原地轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)要能提供相應的轉(zhuǎn)向助力，以保證駕駛員轉(zhuǎn)向操縱輕便舒適。普通駕駛員作用在方向盤上的最大手力一般在 20～50N之間，當手力在 20N左右時感覺轉(zhuǎn)向比較輕便，大客車的方向盤直徑為 480mm，因此，原地轉(zhuǎn)向時，駕駛員作用在方向盤上比較合適的手力矩約為 4.8N.m，折算出手力約為 20N。這也是德國 ZF公司推薦的車輛原地轉(zhuǎn)向時駕駛員偏好的手力矩。液壓助力系統(tǒng)需要提供的最大助力矩為Tmax=165.2（N.m），則助力液壓缸活塞的有效工作面積Ap2為：

取助力液壓缸內(nèi)徑/活塞桿外徑為85/68mm，則實際的助力活塞有效作用面積為2041mm2。

（2）液壓控制閥

活塞有效作用面積及最大工作速度決定了轉(zhuǎn)向液壓缸所需要的工作流量。對于動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的穩(wěn)定性和響應速度十分重要。一方面，在車輛緊急避讓、超車換道過程中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應具有快速響應能力，另一方面，過快的前輪轉(zhuǎn)向會導致車輛狀態(tài)響應過于激烈。而且，駕駛員任何輕微的動作經(jīng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動比放大后，都能很輕松克服高速行駛時的轉(zhuǎn)向阻力，從而使行駛方向不斷發(fā)生改變，駕駛員就必須持續(xù)地對行駛方向進行修正，感覺到難以握住方向盤。根據(jù)人體工學原理，駕駛員轉(zhuǎn)動方向盤的速度一般在 1～2r/s之間，設計時方向盤轉(zhuǎn)速可取 1.5r/s。

①電液伺服比例閥

電液伺服比例閥不僅克服了傳統(tǒng)伺服閥對油液污染敏感和高昂價格等缺點，在結(jié)構(gòu)、性能、可靠性和價格上具有很大的優(yōu)勢，而且高頻響、高精度、滯環(huán)、無零位死區(qū)，其價格只有伺服閥的1/5～1/8，能滿足一般系統(tǒng)的自動化程度和控制精度，簡化了系統(tǒng)的復雜程度，為液壓轉(zhuǎn)向伺服控制系統(tǒng)提供了一種低成本和高可靠性的解決方案。

根據(jù)活塞的運動速度和作用面積，主動液壓缸的負載流量qL1為

取qL1=114.5L/min

②轉(zhuǎn)閥

根據(jù)3.1節(jié)的系統(tǒng)設計方案，助力系統(tǒng)采用中位開式轉(zhuǎn)閥，其負載流量為：

轉(zhuǎn)閥的額定流量為 30L/min。

（3）電機和油泵選型

取負載流量qL的 1.1～1.3倍作為液壓系統(tǒng)的供油流量qs，qs=18 L/min。電機泵的功率可根據(jù)系統(tǒng)液壓功率計算，系統(tǒng)的液壓功率Ny由最大供油流量和泵的出口壓力計算，則 AFS系統(tǒng)的液壓功率為：

為了保證油泵具有一定的壓力儲備，油泵出口的額定壓力一般要比最大工作壓力大25～60%，本文設計的電機最高轉(zhuǎn)速為nmax=3000（r/min），則油泵的排量Dm1為：

電機輸出的扭矩Ti1為：

機電泵的功率為 0.15-3.0k W，額定轉(zhuǎn)速 3000 r/min。

（4）蓄能器

變傳動比控制時，蓄能器作為輔助動力源，其容量為：

式中， V0——所需蓄能器的容積（m3）

Vx——蓄能器的工作容積（m3），sA為活塞行程， kA為液壓缸損失系數(shù)，取 1.2kA=， tA為主動液壓缸一個循環(huán)的動作時間。

P0——系統(tǒng)最低壓力（Pa）；

P1——系統(tǒng)最高壓力（Pa）；

P2——充氣壓力（Pa），按1 0 20.9 p＞p＞0.25 p充氣；

n——指數(shù)，等溫時 n=1，絕熱時取 n=1.4。

根據(jù)液壓設計手冊，選取的蓄能器型號為 NXQ 1-L0.4/20-H，其公稱容積為 0.4L，額定工作壓力 20Mpa，皮囊式蓄能器。

4 液壓轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)研究

4.1 控制系統(tǒng)總體結(jié)構(gòu)

新型液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作模式與車輛的行駛工況和方向盤操縱密切相關。助力轉(zhuǎn)向控制的是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力傳遞特性，PMSM泵轉(zhuǎn)速控制是實現(xiàn)隨工況感應助力特性關鍵技術，電機泵的速度指令是綜合了車速和方向盤轉(zhuǎn)速兩個參數(shù)的決策結(jié)果。

AFS系統(tǒng)的轉(zhuǎn)角指令有兩種：一是車輛穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向過程中，根據(jù)ECU中存儲的變傳動比曲線，進行變傳動控制，主要用于改善車輛的操縱穩(wěn)定性；二是當車輛處于臨界危險狀態(tài)時，AFS進行直接轉(zhuǎn)向干預，對車輛進行操縱穩(wěn)定性控制。因此，AFS控制系統(tǒng)的介入與退出、控制的疊加轉(zhuǎn)角都是以車輛操縱穩(wěn)定性控制為目標的，即來自車輛上層的ECU穩(wěn)定性控制系統(tǒng)。

新型液壓轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)采用分層思想進行設計，該方法思路清晰，結(jié)構(gòu)簡單，易于實現(xiàn)。決策層為車輛ECU中的動力學穩(wěn)定性控制系統(tǒng)；下層為轉(zhuǎn)向執(zhí)行控制器，用于對電機轉(zhuǎn)速、主動活塞桿位移進行跟蹤控制及驅(qū)動，系統(tǒng)總體結(jié)構(gòu)

通過伺服控制器需對ECU發(fā)送的三個指令任務進行控制：

（1）助力系統(tǒng)的電機泵速度伺服控制；

（2）主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的電機泵速度伺服控制；

（3）主動活塞桿的位移跟蹤控制。伺服閥控制器根據(jù)控制器發(fā)送的主動活塞桿位移指令

x*p1，將x*p1與安裝在雙伸縮缸上的移傳感器檢測信號xp1進行比較，其偏差作為轉(zhuǎn)向控制器的輸入量，利用相應的控制算法決策決策出電液伺服比例閥的閥芯位移xv，通過伺服比例閥放大器輸出控制電流，并使伺服比例閥動作，從而對進行主動液壓缸的壓油進行節(jié)流控制，推動主動活塞桿向一側(cè)位移，最終通過轉(zhuǎn)向梯形機構(gòu)帶動車輪進行轉(zhuǎn)向，直到實際位移與目標位移一致，形成主動轉(zhuǎn)向電液位置伺服的閉環(huán)跟蹤控制。

新型液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有完整的機械連接，當系統(tǒng)出現(xiàn)斷電、伺服比例閥故障等控制系統(tǒng)故障時，其機械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仍然可以保證基本的人工轉(zhuǎn)向功能，確保了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的可靠性。當控制系統(tǒng)位移誤差超出一定數(shù)值時，可通過相應的報警信號以提示駕駛員停車檢查和維修，提高了系統(tǒng)的安全性。

4.2 控制目標

新型液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需要完成兩個任務：（1）電機泵速度控制，利用可變流量液壓源實現(xiàn)對期望助力轉(zhuǎn)向特性曲線的跟蹤控制，因此，永磁同步電機速度控制策略研究是保證轉(zhuǎn)向“路感”，提高車輛在不同行駛工況下的舒適性和操縱穩(wěn)定性的主要研究內(nèi)容。（2）主動轉(zhuǎn)向活塞桿位移跟蹤控制，活塞桿位移的控制精度、響應特性以及系統(tǒng)的穩(wěn)定性等不僅影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能，而且直接關系到客車的操縱穩(wěn)定性和行駛的安全性。

因此，其控制目標主要有：

（1）快速響應能力：助力油泵電機應能快速跟蹤期望的轉(zhuǎn)速曲線，才能較好地實現(xiàn)隨速感應的助力特性，使低速轉(zhuǎn)向舒適和高速轉(zhuǎn)向穩(wěn)定，并具有清晰的轉(zhuǎn)向“路感”；主動轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應滿足車輛操縱穩(wěn)定性和主動安全控制的動態(tài)響應能力，系統(tǒng)的響應速度需與車輛的行駛工況以及駕駛員的轉(zhuǎn)向操縱相適應，從而確保AFS系統(tǒng)控制的靈敏度和穩(wěn)定性；

（2）較高的控制精度：高速行駛時，微小的前輪轉(zhuǎn)角都會產(chǎn)生較大的車輛狀態(tài)響應，因此，AFS系統(tǒng)的控制精度對車輛的操縱穩(wěn)定性影響較大。

（3）較好的魯棒性：客車的行駛工況復雜，且受多種因素的影響，系統(tǒng)存在各種不確定性，轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)應具有對參數(shù)變化、外界干擾以及控制器本身的誤差的自適應性能，以提高系統(tǒng)的魯棒性。