全液壓轉向器內泄漏理論分析與實驗研究

王存堂，何國志，謝方偉，焦文瑞，2，陳林，吳娟

(1．江蘇大學機械工程學院，江蘇鎮江 212013;2．鎮江液壓件廠股份有限公司，江蘇鎮江 212013)

0 前言

轉向系統是叉車重要的系統之一，主要功能為操縱車輛的行駛方向，既要保持車輛沿直線行使的穩定性，又要保證轉向時的靈活性和準確性。隨著液壓技術的發展，以全液壓轉向器為核心部件的全液壓轉向系統因其具有裝備重量輕、結構緊湊、易于布置、轉向手感好等優勢，在叉車等輪式工程車輛中得到廣泛的應用［1-2］。然而，在現有技術條件和工藝水平下，為了保證液壓元件內部潤滑和防止卡死，相對運動的零件間常存在間隙［3］。全液壓轉向器的閥套與殼體間的微小間隙，在大壓差作用下會產生內泄漏，并且隨著使用年限的加長，內泄漏加劇。內泄漏導致油缸行程不足，造成轉向不足，長期積累后，對應轉向輪中位的方向盤助力球位置不斷變動，從而影響駕駛員對車輪角度位置的判斷，不利于駕駛的安全性和高效性。因此有必要對內泄漏問題進行重點研究。作者根據全液壓轉向系統的工作原理，并結合全液壓轉向器的結構特點，在建立全液壓轉向系統數學模型的基礎上，對轉向器內泄漏問題重點分析。首先對內泄漏的位置、泄漏流體的流動狀態進行計算分析，隨后通過試驗對計算結果進行驗證，以期為今后全液壓轉向系統的改進提供理論和試驗基礎。

1 全液壓轉向系統的數學模型

1．1 轉向器的結構與工作原理

全液壓轉向器的結構如圖1所示，主要由計量馬達定子1、轉子2、殼體3、閥套4、閥芯5等零部件組成。轉向盤不動時，液壓油通道為:轉向油泵→進油口P→孔P，此時轉向液壓缸進油口及計量馬達進油口被閥芯閥套關閉，活塞不運動，溢流閥打開，系統回油。左轉時，通過花鍵連接的方向盤和閥芯沿逆時針方向同步轉動。液壓油通道為:轉向油泵→進油口P→孔P→槽i→單號H孔→計量馬達→雙號H孔→槽j→孔C2→C2環槽→C2口→油缸左腔，油缸右腔回油→C1口→C1環槽→孔C1→槽k→孔O→回油口O→液壓油箱。由于轉向器內泄漏主要發生在凸臺Y與轉向器殼體之間的縫隙處，故內泄漏液壓油通道為:C2環槽(高壓腔)→凸臺Y與轉向器殼體之間的縫隙→C1環槽(低壓腔)→回油口O。同時計量馬達的轉子在液壓油推動下順時針轉動，并逆時針自轉，經連接軸帶動閥套逆時針旋轉，這樣閥芯閥套的相對轉角變小，最終重新回到中位，液壓缸進油口及計量馬達進油口被閥套關閉，計量馬達及油缸停止運動，轉向停止。只有繼續向左轉動方向盤，左轉才會繼續。右轉與左轉工作原理相同，不再贅述。

圖1 全液壓轉向器結構圖

1．2 轉向系統的數學模型

為了分析內泄漏對轉向系統的影響，建立轉向系統的數學模型。首先假設油液的密度、彈性模量為定值，忽略沿程及回油阻力。因左、右轉原理相同，僅油路流向不同［4］，因此以左轉向為例分析系統特性，圖2為左轉向系統的簡化油路，A表示短槽i與雙號H孔形成的節流口;B表示雙號H孔與閥體上a孔形成的節流口;C表示閥體上a孔與單號H孔形成的節流口;D表示單號H孔與閥芯上槽j所形成的節流口;E表示閥芯上槽j與閥套孔C2形成的節流口。

圖2 左轉向系統油路圖

根據流體力學相關原理依次建立各節流口流量方程，聯立計量馬達力平衡方程后得負載壓力和轉向器入口壓力關系式為:

式中:p為轉向器入口壓力，Pa;p6為液壓缸左腔(C2腔)壓力，Pa;Q為流經計量馬達流量，m3/s;Cd為節流口的流量系數;ρ為油液密度，kg/m3;A1～A5為節流口A、B、C、D、E的開口面積，m2;Dm為馬達的理論弧度排量，m3/(°);Jm為馬達轉子、連接軸及軸套的轉動慣量，N·m·s2;θm為馬達轉子轉角，(°);t為時間，s;Bm為黏性阻尼系數，m·N·s;G為閥芯、閥套間鏈接板簧剛度，N·m/(°);M F為馬達常值阻力矩，N·m。

液壓油在流出節流口E后，在環槽C2內形成高壓，大部分液壓油進入液壓缸高壓腔推動活塞做功，油缸低壓腔液壓油通過環槽C1回流至油箱;此外部分液壓油經閥套凸環臺Y與轉向器殼體之間的間隙直接進入環槽C1然后流回油箱。流量連續性方程為:

式中:Q為轉向器流經計量馬達流量，m3/s;Q1為進入液壓缸高壓腔的流量，m3/s;Q2為內泄漏流量，m3/s。

流入轉向液壓缸的液壓油推動活塞做功，活塞運動速度表達式為:

式中:Ap為油缸活塞有效面積，m2;y為活塞位移，m。

轉向橋將液壓油的壓力能轉換為轉向輪的機械能，圖3所示為橫置雙出桿式轉向機構。

圖3 橫置雙出桿式轉向機構圖

液壓缸力平衡方程為:

式中:p7為液壓缸C1腔壓力，Pa;Mp為活塞及活塞桿當量質量，kg;Rp為阻尼系數，N·s/m;Fm為轉向黏性阻力，N;FL為轉向負載阻力，N。

液壓缸進油體積V與活塞位移y關系為:

式中:y為油缸位移，m;D為缸桶內徑，m;d為活塞直徑，m。

轉向桿系將油缸的直線運動轉換為轉向輪的圓周運動，如圖4所示。

圖4 轉向桿系運動簡圖

活塞位移y與轉向輪轉角γ的關系式為:

式中:K為主銷中心距，m;M為活塞桿總長，m;l1為節臂長，m;β為梯形底角，(°);l2為連桿長，m;h為液壓缸偏心距，m。

由式(1)—(3)可知，在時間段0～t內，計量馬達計量油液體積為，只有部分液壓油推動活塞做功，因此當計量馬達驅動閥套關閉轉向器內各節流口后，液壓缸行程不足，造成轉向不足。為對比分析內泄漏的影響，假設流經計量馬達的液壓油全部進入液壓缸，聯立式(5)、(6)，計算得中位左轉至極限位置及回轉曲線，分別如圖6、7中理論曲線所示。

1．3 轉向器內泄漏分析

由縫隙流動原理可知，縫隙流量與壓差成正比，因此在縫隙高度一定的情況下，大流量的縫隙流動存在于大壓差處。目前液壓缸普遍采用活塞環密封結構，內泄漏系數大大減小，對轉向系統誤差影響較小［5-7］，因此下文重點分析轉向器內泄漏問題。

(1)轉向器內泄漏位置

將轉向最大負載阻力代入式(4)，得液壓缸兩腔壓差Δp為8 MPa。由于環槽C1和C2與分別與液壓缸兩腔連接，兩環槽之間壓差亦為8 MPa。兩環槽間環凸臺Y與殼體配合，將兩個環槽腔分割為高壓腔和低壓腔，由于潤滑需要和防止卡死，該配合為間隙配合，正常工況下存在一定縫隙，產生縫隙流動。因此轉向器內泄漏主要發生在閥套和轉向器殼體間的縫隙處。

(2)轉向器內泄漏流體流量

為便于工程計算，視閥套與轉向器殼體之間縫隙為同心環縫。由于縫隙的水力直徑較小，而液壓油都有一定的粘度，因此轉向器內泄漏雷諾數R e較小，屬于層流，并且閥套與轉向器殼體之間只存在周向相對轉動，對流體流動狀態影響較小，因此閥套與轉向器殼體縫隙之間只存在壓差層流。

進一步分析得轉向器內泄漏流量表達式為:

式中:R為轉向器殼體內壁半徑，m;Δp為環槽C1和C2兩腔壓差，Pa;h為閥套與殼體之間縫隙高度，m;μ為液壓油動力黏度，Pa·s;l為環凸臺Y寬度，m。

(3)轉向器內泄漏特性分析

根據理論研究，可知轉向器內泄漏特性如下:

①轉向液壓油動力黏度越大，流動規律越平穩，泄漏量越小。由于黏度隨溫度的升高會降低，因此降低轉向系統的工作溫度可以減小內泄漏流量;

②縫隙兩端壓差越大，即轉向液壓缸兩腔壓差越大，內泄漏流量越大;

③環槽C1和環槽C2間凸環寬度越寬，內泄漏流量越小;

④泄漏量和縫隙高度的三次方成正比，因此縫隙高度稍有增加，泄漏量會明顯加大。提高工藝水平減小縫隙高度可有效減小內泄漏流量。

2 全液壓轉向系統試驗

2．1 全液壓轉向系統試驗臺

為驗證內泄漏問題的存在和量化內泄漏的流量，建立了全液壓轉向系統試驗臺，試驗臺如圖5所示。主要由全液壓轉向器、雙作用活塞缸和轉向橋等零部件組成。

圖5 全液壓轉向系統試驗臺結構圖

實驗方法:由于內泄漏發生在轉向器內部，直接測試泄漏流量比較困難，因此通過測試轉角和轉速的途徑量化泄漏。為了記錄方向盤和車輪角度，方向盤和轉向輪處裝有角度傳感器，實時監測兩個轉角，并通過顯示器讀取角度值。通過單向節流閥調節背壓，模擬加載工況［8］，并通過壓力表讀取背壓。

工況設置:恒壓泵油源壓力10 MPa，為模擬重載工況，背壓設置為8 MPa。轉向器排量63 mL/r;角度顯示器每隔0．5 s讀取并記錄方向盤和車輪角度值。

2．2 全液壓轉向系統試驗

(1)方向盤過轉向試驗

為驗證內泄漏，從中位開始，向左轉向至車輪極限位置，此時活塞位移至右極限位置，繼續向左轉動方向盤，此時經計量馬達排出的高壓液壓油無法進入油缸，經過內泄漏通道進入回油油路，因此盡管方向盤持續左轉，車輪角度仍保持在左轉極限角度位置。測試結果如圖6中試驗左轉曲線所示。為了量化最大泄漏流量，測試了過轉向時方向盤的最大轉速，該轉速為v=36(°)/s，由計量馬達排量V0=0．175 mL/(°)，得最大內泄漏流量試驗值:

Q2=v·V0=6．30 mL/s

圖6 方向盤過轉向試驗曲線圖

(2)回程試驗

為對比一個回轉周期內理論與試驗轉向不足角，從中位開始，方向盤向左轉向至車輪極限位置后向回轉，直至方向盤回到中位，如圖7中試驗曲線所示。由于車輪轉向不足，當方向盤回到中位時車輪未能回到中位。

圖7 轉向回程試驗曲線圖

2．3 全液壓轉向系統理論與試驗對比分析

理論和試驗曲線對比可以看出，試驗現象與理論模型基本吻合，進一步分析知:

(1)聯立式(4)、(7)，將試驗室工況各參數代入，計算得轉向器最大內泄漏理論流量為4．74 mL/s。理論內泄漏流量略小于試驗值(4．74＜6．30)，主要由于其他縫隙處也存在內泄漏。

(2)對比分析圖5中理論和試驗曲線可知，在無內泄漏情況下，車輪和方向盤轉角成近似正比關系，且在車輪轉到極限位置后，方向盤無法繼續轉動，而試驗時方向盤可以過轉。

(3)分析可知，全液壓轉向系統的泄漏流量在試驗全程內并不為定值。主要因為試驗時轉向盤轉速不能保持為一定值，導致轉向器輸出流量不穩，進而單向節流閥產生的背壓小幅度不斷變化，即泄漏縫隙兩端壓差不斷變化，由式(7)知，內泄漏流量變化。

3 結論

(1)全液壓轉向器的內泄漏形式為壓差層流，應用縫隙流體流量計算法計算出內泄漏流量最大為4．74 mL/s，通過降低轉向系統溫度和減小縫隙高度可有效減少內泄漏量。

(2)搭建了全液壓轉向系統試驗臺，通過試驗得出最大內泄漏流量為6．30 mL/s，由于試驗時其他縫隙處也存在少量泄漏，試驗值略大于理論值。

(3)理論分析及試驗結果表明，全液壓轉向器內泄漏是造成車輪轉向不足的主要因素。

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