基于正交試驗的轉閥式液壓動力轉向系統助力性能研究

蔡 靜 過學迅 方志剛 徐冠能

1.武漢理工大學，武漢，430070 2.廣西汽車拖拉機研究所，柳州，545000

0 引言

隨著液壓動力轉向系統在各級各類汽車上得到廣泛應用，國內外許多學者對液壓動力轉向系統的助力性能進行了研究。畢大寧［1］與朱駿［2］分別從轉向系統靈敏度特性曲線和手力特性曲線分析了系統的助力性能；Kang等［3］分析了液壓動力轉向系統壓力和流量的振動特性；文獻［4-7］研究了滑閥式動力轉向系統的動態響應特性。但是，針對轉閥式動力轉向系統關鍵參數對系統助力性能影響的研究較少。在對轉閥式動力轉向系統進行匹配設計時，十分有必要清楚各參數對助力性能的影響及影響程度。本文參考Birsching［8］建立的轉閥的二維模型，利用AMESim軟件和LMS Virtual.Lab Motion軟件建立了轉閥式液壓動力轉向系統的聯合仿真模型，采用正交試驗分析方法，分析了系統供油量、轉閥閥口尺寸及扭桿剛度對動力轉向系統助力性能的影響。

1 轉閥結構及工作原理簡介

轉閥在液壓動力轉向系統中控制著助力壓力的大小和方向。圖1a所示為六槽式轉閥的截面結構，它由閥套、閥芯及扭桿組成，閥套和閥芯上均勻分布著3組進油孔、回油孔以及到轉向動力缸左右腔的油孔。其中，到轉向動力缸右腔的油路為閥芯孔與扭桿之間的徑向間隙。閥套的內表面開有軸向盲槽，閥芯的外表面開有與閥套表面臺肩相配合的槽，閥芯臺肩與閥套槽在圓周方向留有預開間隙。

轉閥工作時，閥芯與閥套相對轉動，假設閥芯相對閥套順時針轉動，節流孔1和節流孔3的過流面積逐漸增大，節流孔2和節流孔4的過流面積逐漸減小以趨于關閉。由于轉閥結構的對稱性，其他進油口處的節流口工作方式相同，因此可將圖1a所示的轉閥表示為圖1b所示的轉閥模型。由圖1b可以看出，該轉閥由3組完全相同的惠斯通電橋式結構的油路并聯而成。圖1b中，帶有向上箭頭的節流孔表示在閥芯相對閥套順時針轉動時，過流面積逐漸增大的節流孔，帶有向下箭頭的節流孔表示過流面積逐漸減小的節流孔。

圖1 轉閥模型

2 轉閥式動力轉向系統助力特性曲線的分析

轉閥式動力轉向系統的助力性能可以用轉向靈敏度特性曲線表示，也可以用轉向手力特性曲線表示。由于轉向扭桿是線性彈簧，轉向手力特性曲線中的轉向手力矩大小與轉向靈敏度特性曲線中的轉向盤轉角大小成比例關系，二者的比值即為扭桿剛度。但轉向手力特性曲線包含了轉向系統干摩擦力矩，即在曲線原點左右會出現一段助力壓力很小的干摩擦力矩段。因此相對于轉向靈敏度曲線，轉向手力特性曲線表現出一定的滯后現象。

2.1 轉向靈敏度特性曲線

轉閥工作過程中，節流孔的突然閉合會導致油壓的突然升高，對轉向操作不利，因此閥芯刃口上通常加工有短切口，用于減緩節流孔關閉時閥口過流面積的變化，避免系統壓力出現突變，實現動力轉向系統的壓力變化理想控制。圖2為轉閥刃口示意圖。

圖2 轉閥刃口示意圖

轉閥結構尺寸確定后，根據薄壁小孔節流公式可以得出每個節流孔口壓力隨閥芯與閥套相對轉角的變化關系，圖1b所示的12個節流孔中，有6個節流孔的過流面積隨著閥芯相對閥套的轉動逐漸增大，其節流作用可忽略不計，只留下過流面積逐漸減小的節流孔，這些節流孔對轉向助力起主要作用。動力轉向系統供油量［8］為

式中，Cq為流量系數；ρ為油液密度，kg／m3；A為單個閥口過流面積，m2；Δp為動力轉向系統助力壓力，Pa。

閥口過流面積A為［1］

式中，R為閥芯半徑，mm；L1為預開間隙，mm；L2為短切口周向長度，mm；W1為預開間隙的軸向有效長度，mm；W2為短切口的軸向長度，mm；ψ為閥芯與閥套的相對轉角；α1為預開間隙關閉時閥芯相對閥套轉過的角度，（°）；α2為短切口關閉時閥芯相對閥套轉過的角度，（°）。

圖3所示為某轉閥的轉向靈敏度曲線，其閥口預開間隙在相對轉角1°左右關閉，閥口接近完全關閉時，系統助力壓力可達10MPa。

圖3 轉向靈敏度特性曲線

2.2 轉向手力特性曲線

圖4所示為某動力轉向系統轉向手力特性曲線，曲線1、3為轉向盤從中間位置分別向左右兩個方向轉動時動力轉向系統輸出壓力的變化曲線，曲線2、4為轉向盤回程時的壓力變化曲線。轉向手力特性曲線分為A、B、C、D 四個區間［1-2］。

（1）區間A為汽車直線行駛位置附近的助力區。區間A的寬度影響系統助力性能，過寬會造成動力轉向系統助力反應不靈敏，過窄則系統助力反應過于靈敏，駕駛手感不好。區間A的橫坐標范圍應不小于轉向系統的干摩擦力矩，否則駕駛員在進行轉向操作時，在克服轉向系統干摩擦階段就會有助力產生，即稍有轉向盤轉動，車輛行駛路線就會產生較大偏移，車輛直線行駛能力差。

圖4 轉向手力特性曲線

（2）區間B為車輛從直線行駛位置附近的小角度轉向區向快速轉向區C的過渡區域，即臨界轉換區。B區末端對應的助力系統壓力影響車輛的急速避障能力，該值越小，避障能力越差；但是隨著該值的增大，車輛中心區行駛手感變差。

（3）區間C屬于常用轉向區，是助力轉向系統的關鍵區域。在區間C內，系統助力壓力的增加速度和區間末端助力壓力的大小對車輛的轉向性能有直接影響。壓力增大速度越快，助力反應越靈敏；區間末端壓力越大，車輛的急速避障能力越好，但該值過大，車輛中心區中心區行駛手感變差。

（4）區間D為車輛低速行駛的大助力區，系統助力壓力大小接近原地轉向工況，此時的轉向阻力最大，動力轉向系統助力壓力迅速增大以滿足轉向需求。

3 聯合仿真模型的建立及驗證

3.1 聯合仿真模型的建立

分析國產某車型的助力性能，在AMEsim軟件中建立該車轉向系統的液壓模塊模型，在LMS Virtual.Lab Motion軟件中建立整車動力學分析模型并進行聯合仿真。考慮轉閥結構的對稱性，取圖1b中的一個分支建立仿真模型，并將各個閥口的過流面積設置為原面積的3倍，模型基本參數如表1所示。

表1 模型基本參數

3.2 聯合仿真模型驗證

使用建立的模型進行轉向輕便性試驗和急速避障試驗。車輛急速避障試驗［2］，即車輛以較低車速穩定行駛時，前方突然出現障礙物，駕駛員需要快速對轉向盤施加較大的轉角，使車輛繞過障礙物。文中的車輛以20km／h穩定行駛時，1s內給轉向盤施加300°轉角，分析急速避障角輸入時所需要的轉向盤手力矩。轉向輕便性試驗和急速避障試驗的轉向盤轉角和轉向手力矩曲線分別如圖5、圖6所示。對比仿真結果與試驗結果可知，試驗數據與仿真數據一致，因此該聯合仿真模型能代表原車物理模型。

圖5 轉向輕便性試驗

4 動力轉向系統助力性能正交試驗研究

使用建立的聯合仿真模型進行正交試驗，分析液壓動力轉向系統關鍵參數對助力性能的影響，并對系統關鍵參數做出優化。

圖6 急速蔽障試驗

4.1 試驗指標的確定

液壓動力轉向系統在滿足轉向輕便性的同時應具有一定的“路感”。本試驗以QC／T 480-1999《汽車操縱穩定性指標限值與評價方法》中汽車轉向輕便性試驗綜合評價計分值為轉向輕便性評價指標；以路感強度即轉向手力特性曲線中相當于1／4最大載荷點的斜率為“路感”的評價指標［1］。

4.2 試驗因素及水平的確定

液壓動力轉向系統助力性能影響較大的主要參數有轉閥閥口尺寸、扭桿剛度及動力轉向系統供油量。因此，選擇的試驗因素為節流口的預開間隙量、短切口周向長度、扭桿剛度及動力轉向系統供油量。為研究各因素的上下波動對助力性能的影響，各因素水平均取為3。確定的正交試驗條件如表2所示。

表2 動力轉向系統助力性能正交試驗條件

4.3 試驗計劃的安排

根據所選因素數和確定的水平數，不考慮因素間的交互作用，選擇L9（34）型正交表安排試驗，具體試驗計劃如表3所示。

表3 動力轉向系統助力性能正交試驗布局

表3中的轉向輕便性綜合評價計分值分三步計算，先根據 GB／T 6323.5-1994《汽車操縱穩定性試驗方法 轉向輕便性試驗》中規定的算法計算出轉向盤的平均操舵力和最大操舵力，再根據QC／T 480-1999《汽車操縱穩定性指標限值與評價方法》中的規定分別求出轉向盤平均操舵力和最大操舵力的評價計分值，最后計算出轉向輕便性試驗的綜合評價計分值。在計算各項指標評價計分值時，大于100分的分值按100分計，因此本次試驗中有4組試驗的轉向輕便性綜合評價計分值為100分。

4.4 試驗結果分析

對試驗數據進行處理，分別計算出各因素第i水平所在試驗中對應的轉向輕便性綜合評價計分值及路感強度值的平均值ki與極差K。試驗數據的處理結果記錄在表4中。

由表4可知，試驗分析的4個因素對轉向輕便性影響最大的是系統供油量，其次分別是扭桿剛度、短切口周向寬度，影響最小的因素為預開間隙量；對路感強度影響最大的影響因素為扭桿剛度，其次為短切口周向寬度、系統供油量，影響最小的因素為預開間隙量。

表4 動力轉向系統助力性能正交試驗結果

由于不同指標對應的最優方案不相同，于是采用綜合平衡法［9］確定系統最終的最優方案，對于因素A、B、D均取第一水平值大小；因素C為轉向輕便性指標最主要的影響因素，取水平二值C2。因此，確定方案A1B1C2D1為最后優化結果。

5 優化結果分析

改進前后的轉向盤手力矩隨轉角變化曲線與轉向手力特性曲線如圖7所示，改進前后的動力轉向系統參數與評價指標如表5所示，改進后的動力轉向系統在進行轉向輕便性試驗時的最大手力矩為4.5N·m，位于ZF公司的最佳手力矩3～5N·m范圍內［2］。改進后方案在保證轉向輕便性的同時路感由10.766增加到28.421，系統參數得到明顯優化。

圖7 改進前后對比

表5 改進前后系統參數與評價指標

6 結論

（1）對動力轉系系統轉向輕便性影響最大的參數為系統供油量，影響最小的參數為節流口預開間隙量；對動力轉向系統路感強度影響最大的參數為扭桿剛度，影響最小的參數為節流口預開間隙量。

（2）優化后的動力轉向系統最大手力矩減小，且“路感”增強，系統參數得到明顯優化。

［1］畢大寧.汽車轉閥式動力轉向器的設計與應用［M］.北京：人民交通出版社，1998.

［2］朱駿.液壓助力轉向與整車匹配的研究［D］.長春：吉林大學，2008.

［3］Kang W，Sim C，Kim J.Modeling of a Hydraulic Power Steering System and Its Application to Steering Damper Development［C］／／2005SAE World Congress ＆ Exhibition.Detroit，2005：2005-01-1263.

［4］Wang Ruoping.Simulation of Dynamic Characteristics of Hydraulic Power Steering System of Vehicles［C］／／14th Asia Pacific Automotive Engineering Conference.Hollywood，2007：2007-01-3654.

［5］Yuan Qinghui，Bo Xie.Modeling and Simulation of a Hydraulic Steering System［C］／／Commercial Vehicle Engineering Congress ＆ Exhibition.Chicago，2008：2008-01-2704.

［6］Guo Xiaolin，Ji Xuewu，Liu Yahui.Study on Dynamic Responses of the Vehicle Handling Models with a Speed-sensitive Hydraulic Power Steering System［C］／／Commercial Vehicle Engineering Congress ＆Exhibition.Rosemont，2007：2007-01-4239.

［7］Wang Miao，Zhang Nong，Misra A.Sensitivity of Key Parameters to Dynamics of Hydraulic Power Steering Systems［C］／／SAE 2005Noise and Vibration Conference and Exhibition.Traverse，2005：2005-01-2389.

［8］Birsching J.Two Dimensional Modeling of a Rotary Power Steering Valve［C］／／International Congress and Exposition.Detroit，1999：1999-01-0396.

［9］李云雁，胡傳榮.試驗設計與數據處理［M］.北京：化學工業出版社，2005.