全液壓轉向系統的原理及其設計*

張長偉，郁錄平，薛 雪，李鵬波

(長安大學工程機械學院，陜西西安 710064)

0 引言

全液壓轉向系統靠液壓系統將發動機的動力傳遞到轉向系統，能根據轉向要求為轉向液壓缸提供適量的液壓油進行轉向，結構緊湊、安裝方便、操作輕便，而且具有在發動機熄火時能實現人力轉向等優點，目前在工程機械中得到了廣泛應用。

1 普通全液壓轉向系統的工作原理

圖1為全液壓轉向系統的典型回路。

圖1 全液壓轉向典型回路

從液壓油泵3輸出的壓力油經單路穩定分流閥5穩定流量后，進入全液壓轉向器6。當駕駛員操縱方向盤時，全液壓轉向器6的閥芯轉動，液壓油進入轉向油缸8實現轉向。

1．1 全液壓轉向器

1．1．1 開芯無反應型

圖2(a)為開芯無反應型全液壓轉向器的工作原理示意圖，圖2(b)為其常見的符號形式。

當方向盤不轉動時，開芯無反應型全液壓轉向器內的轉閥閥芯處于中間位置，從油泵來的油從P口進入轉閥后，不經過計量馬達而直接從T口流回油箱;通向轉向油缸的A口、B口處于關閉狀態。

圖2 開芯無反應型全液壓轉向器原理

當方向盤右轉時，帶動計量馬達右轉，轉向閥芯右轉(圖2中為右移，下同)，P口的液壓油通過計量液壓馬達后，從A口進入轉向油缸，使車輛轉向;從轉向油缸流出液壓油經B口回油箱。當方向盤停止轉動時，計量馬達停止轉動，轉向閥套在回位彈簧的作用下轉動到閥芯的中間位置，P口的油重新回油箱，A口、B口又處于關閉狀態。由于計量馬達是與方向盤聯動的，計量馬達所轉過的圈數與方向盤的轉角成正比，所以進入轉向油缸的液壓油流量與方向盤的轉角成正比，保證方向盤的轉角與轉向輪的轉角一一對應。

方向盤左轉時的情況與右轉時相反。

當液壓油源發生故障不能供油時，用手動轉動方向盤帶動轉向馬達轉子轉動，這時轉向馬達起到泵的作用，吸開全液壓轉向器內的單向閥向轉向油缸供油，實現手動轉向，由于這時的轉向動力由人力產生，方向盤會變的沉重。

由于不轉動方向盤時，轉向器P、T油口相通，實現了卸荷，A、B口處于封閉狀態，轉向油缸的油液均處于封閉位置，作用在轉向輪上的外力傳遞不到方向盤上，所以稱為開芯無反應型。采用這種轉向器的車輛，駕駛員通過方向盤不能感受到道路的顛簸情況、行駛中方向盤不會打手、直線行駛時不易跑偏，但在車輛轉向后不能自動回正。

開芯無反應型全液壓轉向器通常用于行駛在道路環境不好、轉向機構沒有自動回正功能的機械上。如:鉸接式的裝載機、壓路機，或后橋轉向的車輛。

1．1．2 開芯有反應型

開芯有反應型全液壓轉向器在一般情況下的工作方式與開芯無反應型相同。與開芯無反應型不同的是，這種轉向器在不轉動方向盤時通向轉向油缸的A口、B口分別與計量馬達的進、出油口相通。

由于在中位時計量馬達的兩個油口分別與轉向油缸的油口相通，路面對轉向輪的作用力會通過驅動計量馬達傳到轉向盤上，使駕駛員有一定的路感;在用于有自動回正功能的機械上時，轉向結束后車輪可以實現自動回正;但這種轉向器在轉向輪遇到很大沖擊時方向盤容易打手。

開芯有反應型全液壓轉向器通常用于行駛在道路環境較好、轉向機構有自動回正功能的機械上。如:工作于廠區的工業車輛、以運輸為主的拖拉機。

1．2 組合閥塊

機器行進中輪胎受到的沖擊在轉向油缸中轉化為液壓系統的壓力后，可以由管路反饋至全液壓轉向器。這個沖擊力會造成管路泄漏，甚至破壞系統元件，引起嚴重的后果。安裝于全液壓轉向器上的組合閥塊對系統起保護作用。圖3為幾種常見的組合閥塊型式。

布置在A－T口、B－T口之間的溢流閥是過載閥，過載閥的壓力設定值應比轉向系統所需最大工作壓力高2 MPa左右。其作用是當轉向輪受到外部沖擊，轉向油缸內的壓力升高，對轉向油缸進行過載保護。

布置在高壓管路P口上的單向閥可以防止轉向過程中輪胎的沖擊引起壓力從轉向器反饋到穩流閥和液壓泵。

在全液壓轉向系統中，組合閥塊不是必須要設置的。對于小型低速機器，可以省略組合閥塊。

圖3 幾種常見的組合閥塊

1．3 單路穩定分流閥

全液壓轉向回路中，使用的液壓泵通常為定量泵。保證轉向器所需要的流量穩定，對于方向盤轉速較大的車輛(叉車、裝載機)和應用大排量轉向器的車輛來說尤其重要，這樣可避免車輛在高速運行時轉向過于靈敏使駕駛員有發飄的感覺，車輛低速時轉向也不是太沉重。單路穩定分流閥保證車輛轉向的穩定性，使轉向系統獲得的流量不因發動機轉速或轉向系統壓力的變化而變化，并且可以將多余的油液提供到其他工作回路，實現一泵多用。常用的單路穩定分流閥如圖4所示。

圖4 單路穩定分流閥

圖1中使用的是分流型單路穩定分流閥。閥體內有一個穩流閥1和一個溢流閥2，當液壓泵以一定流量從P口進行供油時，一部分從A口輸出，供給轉向系統使用;另一部分通過穩流閥1由B口輸出，供給其他液壓系統或部件使用。溢流閥2的出口通向液壓油箱，當轉向系統壓力過高的情況時開啟，用來保護轉向回路。恒流型的工作原理與分流型基本相同，除供油給轉向回路外，從穩流閥1和溢流閥2排出的液壓油合流后都回油箱。

2 負荷傳感型全液壓轉向器回路

圖5為負荷傳感型全液壓轉向系統的工作原理，與普通全液壓轉向器比較，負荷傳感型轉向器殼體上多了一個LS感應口，該LS感應口與到優先閥或負載感應油泵的LS口相連接。優先閥的CF口與全液壓轉向器的P口相連接，EF口與其他液壓工作裝置相連接。當操作方向盤轉向時，LS口壓力升高，優先閥閥芯左移，通往CF口的流量增加，通往EF口的流量減少，保證轉向系統正常運行;當不轉動方向盤時，LS口為低壓，從CF口流向轉向器的液壓油產生一定的壓力，該壓力作用到優先閥閥芯左側，使閥芯右移，減少通往CF口的流量，加大通往EF口到其他液壓工作回路的流量，但并未將CF口關死，CF口仍有少量的流量維持優先閥閥芯的狀態［1］。

圖5 負荷傳感型全液壓轉向回路

無論負荷壓力大小、方向盤轉速快慢，優先閥均能按照轉向油路的要求，優先分配相應流量，充分保證轉向可靠、靈活和輕便。當進行轉向時，油泵輸出的壓力油，除去給轉向系統提供所需的流量外，剩余部分可供給其他液壓工作裝置;當不進行轉向時，優先閥幾乎將油泵輸出的所有壓力油提供給其他液壓工作裝置，從而提高液壓系統的效率。

3 轉向系統設計的一般步驟

3．1 轉向液壓缸所需要的最大推力

式中:Mz為轉向輪的轉向阻力距，N·mm;F為液壓缸所需要的最大推力，N;r為最小轉向力臂，mm。

3．2 轉向液壓缸的設計

3．2．1 轉向液壓缸的工作面積

式中:A為轉向液壓缸的工作面積，mm2;p為轉向液壓缸工作壓力，MPa;η為轉向液壓缸的機械效率，一般為 0．9 ～0．97。

對于中小型轉向系統，轉向系統壓力一般為6．5～11 MPa，以便采用較為經濟的液壓泵，其安全性能也容易保證;當轉向系統的轉向功率比較大時，可采用高壓11～17 MPa。

3．2．2 轉向液壓缸內徑及容積［2］

①對于轉向液壓缸采用一對交叉連接的單出桿油缸(如圖1)的轉向系統，轉向時一個油缸受拉、另一個受壓，這樣操作特性對稱且轉向力矩大。轉向液壓缸的工作面積應該是一個液壓缸的無桿腔與另一個液壓缸的有桿腔面積之和，其內徑以及油缸的容積可以由式(3)～(4)得出:

式中:D為轉向液壓缸內徑，mm;d為活塞桿直徑，mm;S為轉向液壓缸行程，可以根據轉向臂的尺寸與轉角范圍確定，mm;V為轉向液壓缸理論容量，mL。

②對于一些低速機械，如壓路機，為降低產品成本，也可采用一個單出桿油缸。雖然油缸活塞兩邊有效面積不相等會導致轉向操作特性不對稱，不過對于低速機械影響不大。其內徑應該按有桿腔計算，油缸的容積應該按無桿腔計算，也就是:

③對于采用雙出桿液壓缸作轉向油缸的機器(如圖5)，其內徑以及油缸的容積可由式(7)～(8)得出:

3．3 轉向器的理論排量

對于液壓轉向系統來說，應具有較高的靈敏度和較好的穩定性，所以對于行駛速度不太快的工程機械，從保證安全和減少作業循環時間來看，要求轉向器具有較小的傳動比，這樣轉向輪對方向盤轉角的響應比較敏感，可以減少方向盤旋轉總圈數;對于運輸行駛的機械，需要有較慢的反應，防止轉向輪偏轉過大，所以傳動比大，方向盤旋轉總圈數也增加。在方向盤旋轉總圈數確定的前提下，轉向器排量選擇可按式(9)計算得出:

式中:n1為轉向活塞從一極端移動到另一極端時的方向盤轉動的總圈數，一般取3～5 r;q為轉向器排量，mL/r。

3．4 系統轉向流量Q

圖9 執行器出口壓力

綜上所述可得，獨立閥口控制系統可通過對執行器進出油口進行壓力和流量的復合控制，增加了系統的控制柔性，可以通過對控制器的合理設計來保證系統在流量飽和時，承受慣性負載執行器復合動作的協調性以及負載適應特性。

4 結語

根據獨立閥口控制系統進出油口獨立調節的優勢，采用壓力流量復合控制策略，并根據進油側計算流量反饋控制的方法給出了多執行器復合動作流量分配控制方法，并通過仿真分析得出該控制方法可以合理分配各執行器的所需流量，在執行器承受慣性負載時可以合理利用泵的輸出流量，同時也可以降低系統對負載突變帶來的干擾，為獨立閥口控制系統多執行器復合動作的分流控制和負載適應控制提供了新的研究方法和思路。

［1］ 權 龍．工程機械多執行器電液控制技術研究現狀及最新進展［J］．液壓氣動與密封，2010，30(1):40－43．

［2］ Jansson A，Palmberg J．O．Separate Controls ofMeter－in and Meter－out Orifices in Mobile Hydraulic Systems［J］．SAE Transactions，1990，99［2］:377－383．

［3］ Elfving M．A Concept for a Distributed Controller Offluid Power Actuators［D］．Sweden:Linkoping University，1997．

［4］ 劉英杰．負載口獨立電液比例方向閥控制系統關鍵技術研究［D］．杭州:浙江大學，2011．

［5］ 顧臨怡，王慶豐．采用計算流量反饋的流量控制方法及特性研究［J］．機械工程學報，1999，35(4):1－4．

［6］ 趙衛良．工程機械多執行器電液分流控制研究［D］．杭州:浙江大學，2003．

［7］ 危丹鋒．挖掘機雙閥芯液壓系統控制策略研究［D］．長沙:中南大學，2011．