某商用車轉向液壓系統計算與匹配

劉杰靈，曹 燦，金美瑛，章 印

（南京依維柯汽車有限公司，江蘇 南京 211806）

隨著人們生活水平的提高，汽車發展越來越追求舒適性，轉向助力系統也得到飛速發展。其中液壓助力轉向系統具有結構簡單緊湊、制造成本低、可靠性強等優點，雖然和發動機保持同步工作會浪費發動機效率，增加燃油消耗，仍是目前國內商用車轉向助力系統采用的主流技術方案。本文以我司某車型為例，介紹其液壓助力系統的計算和匹配。

1 液壓助力轉向系統的組成和原理

液壓助力轉向系統主要由儲油罐、轉向助力泵、整體式動力轉向器（含助力缸、控制閥等）、管路、機械轉向傳動機構等構成，具體結構如圖1所示。

圖1 液壓助力轉向系統

轉向助力泵通過皮帶輪（或齒輪機構）接受發動機的動力，向轉向控制閥輸出高壓油。當方向盤轉向時，轉向控制閥改變油路，高壓油進入助力缸其中一腔體，推動活塞向另一側移動，進而協助齒條和橫拉桿移動。

2 設計相關的參數

我司該商用車為寬體輕客M1車型，軸距為3 m，座位數為5～9個，滿載3.55 t，發動機排量2.3 L。轉向液壓系統計算的相關參數如表1所示，該車實際的液壓助力轉向系統布置如圖2所示。

表1 車型參數及轉向系統參數

圖2 實車液壓助力轉向系統的布置

3 參數計算與部件匹配選型

3.1 助力缸

1.助力缸缸徑

助力缸的缸徑過小會使轉向液壓系統的助力偏小，反之缸徑過大則會浪費材料，增加油耗，提高成本。

按式（1）經驗公式計算，

式中，為轉向軸載荷，取值為1 450 kg；取缸徑為54 mm。

2.助力缸活塞厚度

助力缸活塞厚度為

取活塞厚度16 mm。

3.助力缸長度

助力缸長度為

式中，為齒條行程180 mm；預留間隙為10 mm；調節行程=0.6；為活塞厚度16 mm。

取助力缸長度250 mm，如表2所示。

表2 助力缸的參數

3.2 轉向助力泵

1.轉向助力泵的最大壓力

原地轉向時，轉向器承受的阻力矩達到最大值，但是精確計算轉向系統中的力（輪胎變形阻力、內摩擦阻力、轉向輪繞主銷轉動的阻力等）十分困難，為此采用半經驗公式來計算汽車在瀝青或混凝土路面上的原地轉向阻力矩：

式中，為輪胎和路面間的滑動摩擦因數，一般取0.7；輪胎氣壓為0.55 MPa；

轉向軸軸荷：

式中，為轉向軸載荷1 450 kg。

實際計算而得的阻力矩一般偏小，考慮轉向系統的傳動效率，一般推薦轉向器的最大輸出扭矩乘以一個安全系數，取其為1.25：

無助力所需要的轉向盤力矩：

式中，轉向節轉角增量：

式中，轉向輪內外輪最大轉角=46.22°，=39°；

對應轉向盤轉角增量：

式中，為方向盤最大圈數3.8。

為保證助力轉向系統具有較好的轉向輕便性，同時又具有一定的路感，應使駕駛員在進行轉向操作時的轉向盤扭矩在一定范圍內。根據推薦范圍為3.6 Nm～4.5 Nm。取轉向盤手力矩4 Nm，則助力力矩為-4。

齒輪節圓半徑：

式中，為助力缸的工作面積，助力缸缸徑為54 mm；為活塞桿所占面積，活塞桿徑約為0.6倍助力缸缸徑，取35 mm；

方向機的助力缸的最大壓力：

考慮助力缸的泄露因素，取安全因數為1.5，則方向機助力缸的最大壓力：

轉向泵的最大壓力：

式中，Δ為管路損失，一般為0.3 MPa～0.5 MPa，取0.5 MPa。

2.轉向助力泵控制流量與排量

圖3為一般轉向助力泵的特性曲線。通常，助力泵的特性需求規定為一個范圍，只要實際助力泵曲線落在范圍內，均符合要求。由圖3可知，在低速區轉向助力泵輸出流量較小，為了滿足發動機怠速時原地轉向的輸出助力，就必須要求轉向泵低速時（發動機怠速）的最小流量也能達到目標。

圖3 一般轉向助力泵的特性曲線

一般商用車車型轉向盤的最大轉速取1 r/s，則轉向器活塞的最大移動速度為

式中，為轉向器線角傳動比47.33 mm/r。

轉向盤轉速最大時，助力缸需要的流量最大，即轉向泵的理論最大流量為

式中，為轉向器活塞有效作用面積1 328 mm。

一般，轉向泵的控制流量為

式中，為動力轉向器允許的內泄漏量，取1 L/min。

取油泵的控制流量為9 L/min。

實際使用中，在發動機怠速時，駕駛員感到轉向沉重，可適當提高理論排量，而轉向泵的控制流量應盡可能小。因為流量過大會導致系統發熱量增大，油封、橡膠管路和連接件的老化加快，同時，轉向系消耗的發動機功率也會增大，相應發動機的油耗也會提高。轉向系統失穩、振動、噪聲，高速時轉向盤發飄等問題也有可能出現。

轉向泵的限壓轉速的選取需綜合考慮發動機功率消耗和轉向的靈敏度（路感），取其為1 300 r/min。限壓前轉向泵的特性曲線一般取線性，由控制流量，限壓轉速可做出該特性曲線，如表3所示。

表3 最終選定的轉向泵的參數

油泵的理論排量為

式中，為轉向泵容積效率0.9；為限壓轉速。

3.轉向助力的國標要求校核

在原地轉向時，轉向力為

式中，為根據式（7）計算所得無助力所需要的轉向盤力矩；為轉向盤外徑，取390 mm。

根據《汽車轉向系基本要求》（GB 17675— 2021），助力系統故障時，M1車型其轉向力應小于300 N，而原地轉向所需要克服的阻力矩最大，故滿足法規要求。

而助力正常時，法規要求轉向力≤150 N，手力矩為

怠速時轉向助力泵與轉向控制閥輸出的液壓滿足該需求，故滿足GB 17675法規。

3.3 儲油罐

一般儲油罐容積為

式中，為油泵控制流量。

取儲油罐容積為1.4 L。

除了滿足容積的基本要求，儲油罐還要滿足散熱、過濾的要求。一般油罐材料要能承受-40 ℃～130 ℃的工作溫度，并能在100 ℃的高溫下持續工作。同時，過濾精度一般取10 μm～20 μm?？紤]到轉向助力泵的自吸能力較差，儲油罐的安裝位置一般比泵的進油口高20 mm以上。

3.4 管路

1.管路尺寸

參考供應商常用的四種轉向泵控制流量，根據式（25），吸油管流速取1 m/s，高壓管流速取3 m/s，推薦與泵相連的吸油管和高壓油管的橡膠管內徑如表4所示。

表4 推薦管路內徑

管路內徑的計算參考式為

式中，為轉向助力泵的控制流量；為轉向液流速。吸油管流速推薦1 m/s～1.5 m/s；高壓油管流速推薦2.5 m/s～3.5 m/s；回油管推薦1.5 m/s～2.5 m/s。

吸油管半徑為

高壓油管半徑為

回油管半徑為

取吸油管管路內徑為14 mm，高壓油管管路內徑為8 mm，回油管管路內徑為10 mm。

2.管接頭扣壓量

國內經常采用經驗公式來確定管接頭扣壓量，即

式中，為橡膠管內膠壓縮量（或金屬套筒扣壓量）；為橡膠管內膠層厚度；為金屬管接頭（芯管）對膠管內徑擴張的過盈量；為橡膠管內膠層壓縮量的百分數；為金屬套筒與扣壓處外徑的間隙。

這幾項參數均與供應商的加工能力有關，因此，最終扣壓量取決于實際定點供應商的推薦參數。

3.管路走向布置要求

考慮發動機帶動轉向助力泵的抖動以及傳遞高壓轉向液時橡膠管的形變，橡膠管安裝后的松弛量至少在5%以上。

橡膠管安裝時應避免彎折。橡膠管彎折時，會降低能夠承受的壓力，同時還可能引起接頭的松脫。一般情況下，橡膠管每彎折7°，軟管的使用壽命就會降低10%。

橡膠管彎曲半徑應盡可能長。彎曲半徑取橡膠管外徑的6～10倍為佳，盡可能達到8倍。一般橡膠管彎曲半徑每縮小20%，橡膠管的使用壽命就會降低90%。

管路安裝時可采用防護套或管夾定位，減少管路與部件間的磨損。

管路應避免熱源，超過最高承受溫度會導致管路受壓能力下降、接頭漏油和橡膠加速老化等問題。

4 總結

本文以某商用車為例，對助力缸、轉向助力泵、儲油罐、轉向管路等部件進行了詳細的計算校核，并對零部件關鍵參數進行匹配選型。目前采用該系列參數的各液壓轉向助力零部件已通過可靠性路試，且該車型已經投產兩年，用戶反饋 轉向力適中，操縱穩定性良好。

本文的分析思路、計算方法對于今后類似的商用車轉向液壓助力系統的設計及選型提供了一定參考和指導價值。