全液压转向器内泄漏理论分析与实验研究.pdf

2015年 10月 机 床 与 液 压 Oct. 2015 第 43 卷 第 19 期 MACHINET0 0 L 2 HYDRAULICS Vol. 43 No. 19 DOI 10.3969/j. issn. 1001-3881. 2015. 19. 014 全液压转向器内泄漏理论分析与实验研究 王存堂\何国志\谢方伟\焦文瑞2, 2，陈林\吴娟1 1 . 江苏大学机械工程学院，江苏镇江212013 2.镇江液压件厂股份有限公司，江苏镇江212013 摘要针对内泄漏对转向系统的影响，建立了全液压转向系统的数学模型，并对内泄漏的位置、泄漏流体的流动状态 进行理论分析，计算出内泄漏流量最大为4.74 mL/s;同时，搭建了全液压转向系统试验台，通过试验得出最大内泄漏流 量为6.30 m Ls。理论计算试验结果表明，全液压转向器内泄漏是造成车轮转向不足的主要因素。 关键词全液压转向器；内泄漏；数学模型 中图分类号TH137.5 文献标志码A 文章编号1001-3881 2015 19-064-4 Theoretical Analyses and Experimental Research of Internal Leakage of Full Hydraulic Steering Gear WANGCuntang1，H EG uohi1，XIEFangwei1，JIA0 Wenrui1， 2, CHENLin1， WU Juan1 1. School of Mechanical Engineering， Jiangsu University， Zhenjiang Jiangsu 212013，China; 2. Zhenjiang Hydraulic Components Co.，Ltd.， Zhenjiang Jiangsu 212013，China Abstract Focusd on the effects of internal leakage on steering system，the mathematical model of full hydraulic steering system was established. The location of internal leakage and the fowcondition of the leakage fluid were analyzed theoretically，and the maxi mum flow of the internal leakage by calculation is 4. 74 mL/s. At the same time，An experimental plat was built for the steering system，and the experiment was conducted to obtain the maximum flow of tlie internal leakage was 6. 30 mL/s. The experimental results by theoretical calculation show that tlie internal leakage inside hydraulic power steering is the main factor casuing the problem of under steering of car wheels. Keywords Full hydraulic steering gear; Internal leakage; Mathematical model 〇 前言 转向系统是叉车重要的系统之一，主要功能为操 纵车辆的行驶方向，既要保持车辆沿直线行使的稳定 性 ，又要保证转向时的灵活性和准确性。随着液压技 术的发展，以全液压转向器为核心部件的全液压转向 系统因其具有装备重量轻、结构紧凑、易于布置、转 向 手 酶 等 优 势 ，在叉车等轮式工程车辆中得到广泛 的应用[H]。然而，在现有技术条件和工艺水平下， 为了保证液压元件内部润滑和防止卡死，相对运动的 零件间常存在间隙[3]。全液压转向器的阀套与壳体间 的微小间隙，在大压差作用下会产生内泄漏，并且随 着使用年限的加长，内泄漏加剧。内泄漏导致油缸行 程不足，造成转向不足，长期积累后，对应转向轮中 位的方向盘助力球位置不断变动，从而影响驾驶员对 车轮角度位置的判断，不利于驾驶的安全性和高效 性。因此有必要对内泄漏问题进行重点研究。作者根 据全液压转向系统的工作原理，并结合全液压转向器 的结构特点，在建立全液压转向系统数学模型的基础 上 ，对转向器内泄漏问题重点分析。首先对内泄漏的 位置、泄漏流体的流动状态进行计算分析，随后通过 试验对计算结果进行验证，以期为今后全液压转向系 统的改进提供理i仑切式验基础。 1全液压转向系统的数学模型 1.1 转向器的结构与工作原理 全液压转向器的结构如图1 所示，主要由计量马 达定子1、转子2、壳体3、阀套4、阀芯5 等零部件 组成。转向盘不动时，液压油通道为转向油栗（进 油口 P 孔P，此时转向液压缸进油口及计量马达进 油口被阀芯阀套关闭，活塞不运动，溢流阀打开，系 统回油。左转时，通过花键连接的方向盘和阀芯沿逆 时针方向同步转动。液压油通道为转向油栗（进油 口 P 孔P槽 （单号H孔（计量马达（双 号H孔 槽j 孔C2 C2环槽（ C2 口（ 油缸左腔，油缸右腔 回油（Ci 口（Ci环槽（孔Ci 槽k 孔 0 回油口 0 液 压 油 箱 。由 于 转 向 器 泄 漏 主 要 发 生 在 凸 台Y 与转向器壳体之间的缝隙处，故内泄漏液压油通道 为C2环 槽 （ 高压腔）（ 凸台Y与转向器壳体之间 的 缝 隙 环 槽 （ 低压腔）（ 回油口 0 。同时计量 马达的转子在液压油推动下顺时针转动，并逆时针自 转 ，经连接轴带动阀套逆时针旋转，这样阀芯阀套的 收稿日期 2014-09-09 基金项目江苏省工业支撑重点项目子课题（BE2013009-3 作者简介王存堂（1957，男，教授，主要从事液压技术方面的科研和教学工作。E-mail wcuntangsohu. com。 第 19期王存堂等全液压转向器内泄漏理论分析与实验研究 65 - 相对转角变小，最终重新回到中位，液压缸进油口 及计量马达进油口被阀套关闭，计量马达及油缸停止 运动，转向停止。只有继续向左转动方向盘，左转才 会继续。右转与左转工作原理相同，不再赘述。 图1 环槽M槽i槽j槽k 全液压转向器结构图 1 . 2 转向系统的数学模型 为了分析内泄漏对转向系统的影响，建立转向系 统的数学模型。首先假设油液的密度、弹性模量为定 值 ，忽略沿程及回油阻力。因左、右转原理相同，仅 油路流向不同[4]，因此以左转向为例分析系统特性， 图2为左转向系统的简化油路，A表示短槽i与双号 H孔形成的节流口； B表示双号H孔与阀体上a孔形 成的节流口； C表示阀体上a孔与单号H孔形成的节 流口；D表示单号H孔与阀芯上槽j所形成的节流 口； E表示阀芯上槽j与阀套孔C2形成的节流口。 根据流体力学相关原理依次建立各节流口流量方 程，联立计量马达力平衡方程后得负载压力和转向器 入口压力关系式为 Qf ⑴ 式中P为转向器入口压力，Pa; 1为液压缸左腔 C2腔）压力，Pa; M为流经计量马达流量，m3/s; 为节流口的流量系数；p为油液密度，kg/m3; 〜 为节流口 A、B、C、D、E的开口面积，m2; 化为 马达的理论弧度排量，m3/ ; -Q 5 _/icos“ / -槡2-sin//-“2 6 式中 干主销中心距，m; Q为活塞杆总长，m; 为节臂长，m; 0 为梯形底角，（ ; 为连杆长，m; G为液压缸偏心距，m。 由 式 ⑴ ％ 3 可知，在时间段0g内，计 量 马 达 计 量 油 液 体 积 为fd ，只有部分液压油 0 f Mid推动活塞做功，因此当计量马达驱动阀套关闭 0 转向器内各节流口后，液压缸行程不足，造成转向不 足。为对比分析内泄漏的影响，假设流经计量马达的 液压油全部进入液压缸，联 立 式 （ 5、（ 6，计算得 中位左转至极限位置及回转曲线，分别如图6、7 中 理论曲线所示。 1.3 转向器内泄漏分析 由缝隙流动原理可知，缝隙流量与压差成正比， 因此在缝隙高度一定的情况下，大流量的缝隙流动存 在于大压差处。目前液压缸普遍采用活塞环密封结 构，内泄漏系数大大减小，对转向系统误差影响较 小[ 5因此下文重点分析转向器内泄漏问题。 ⑴转向器内泄漏位置 将转向最大负载阻力代入式（ 4，得液压缸两腔 压 差 为 8 MPa。由于环槽Ci和C2与分别与液压缸 两腔连接，两环槽之间压差亦为8 MPa。两环槽间环 凸台Y与壳体配合，将两个环槽腔分割为高压腔和低 压腔，由于润滑需要和防止卡死，该配合为间隙配合， 正常工况下存在一定缝隙，产生缝隙流动。因此转向 器内泄漏主要发生在阀套和转向器壳体间的缝隙处。 ⑵转向器内泄漏流体流量 为便于工程计算，视阀套与转向器壳体之间缝隙 为同心环缝。由于缝隙的水力直径较小，而液压油都 有一定的粘度，因此转向器内泄漏雷诺数-e较小， 属于层流，并且阀套与转向器壳体之间只存在周向相 对转动，对流体流动状态影响较小，因此阀套与转向 器壳体缝隙之间只存在压差层流。 进一步分析得转向器内泄漏流量表达式为 式中- 为转向器壳体内壁半径，m; 为环槽Ci和 C2两腔压差，Pa; G为阀套与壳体之间缝隙高度，m; M为液压油动力黏度，P a-s; /为环凸台Y宽度，m。 ⑶转向器内泄漏特性分析 根据理论研究，可知转向器内泄漏特性如下 ① 转向液压油动力黏度越大，流动规律越平稳， 泄漏量越小。由于黏度随温度的升高会降低，因此降 低转向系统的工作温度可以减小内泄漏流量； ② 缝隙两端压差越大，即转向液压缸两腔压差越 大，内泄漏流量越大； ③ 环槽C1 和环槽C2 间凸环宽度越宽，内泄漏 流量越小； ④ 泄漏量和缝隙高度的三次方成正比，因此缝隙 高度稍有增加，泄漏量会明显加大。提高工艺水平减 小缝隙高度可有效减小内泄漏流量。 2全液压转向系统试验 2. 1 全液压转向系统试验台 为验证内泄漏问题的存在和量化内泄漏的流量， 建立了全液压转向系统试验台，试验台如图5 所示。 主要由全液压转向器、双作用活羞缸和转向桥等零部 件组成。 1 一液压泵 2 转向器 3 方向盘 4一方向盘角度传感器 5 角度显示器 6一电源 7 转向液压缸 8 转向轮 9一转向轮角度传感器 10 转向桥 11一压力表 12 单向节流阀 图5全液压转向系统试验台结构图 第 19期王存堂等全液压转向器内泄漏理论分析与实验研究 67 - 图6万向盘过转向试验曲线图 2 回程试验 为对比一个回转周期内理论与试验转向不足角， 从中位开始，方向盘向左转向至车极艮位置后向回 转，直 至 方 万 盘 關 中 位 ，娜7 中式验曲线所示。 由于车轮转向不足，当方向盘回到中位时车轮未能回 到中位。 实验方法由于内泄漏发生在转向器内部，直 接测试泄漏流量比较困难，因此通过测试转角和转速 的途径量化泄漏。为了记录方向盘和车轮角度，方向 盘和转向轮处装有角度传感器，实时监测两个转角， 并通过显示器读取角度值。通过单向节流阀调节背 压 ，模拟加载工况[8]，并通过压力表读取背压。 工况设置恒压泵油源压力10 MPa，为模拟重 载工况，背压设置为8 MPa。转向器排量63 m/r; 角度显示器每隔0 . s读取并记录方向盘和车轮角 度值。 2. 2全液压转向系统试验 ⑴方向盘过转向试验 为验证内泄漏，从中位开始，向左转向至车轮极 限位置，此时活塞位移至右极限位置，继续向左转动 方向盘，此时经计量马达排出的高压液压油无法进入 油缸，经过内泄漏通道进入回油油路，因此尽管方向 盘持续左转，车轮角度仍保持在左转极限角度位置。 测试结果如图6 中试验左转曲线所示。为了量化最大 泄漏流量，测试了过转向时方向盘的最大转速，该转 速为h36 /s，由计量马达排量； 0.175m/ 。 ） ， 得最大内泄漏流量试验值 M2 h - ;0 6. 30 mL/s 60-. I I I I I I I I I I I I I I I I I I 270 652 896 1143 1394 方 向 盘 转 角八 图7转向回程试验曲线图 2. 3全液压转向系统理论与试验对比分析 理论和试验曲线对比可以看出，试验现象与理论 模型基本吻合，进一步分析知 ⑴ 联 立 式 （ 4、（ 7，将试验室工况各参数代 入 ，计 算 得 转 向 器 最 大 内 泄 漏 理 论 流 量 为 4.74 m/s。理论内泄漏流量略小于试验值（ 4.746.30， 主要由于其他缝隙处也存在内泄漏。 ⑵ 对 比 分 析 图 5 中理论和试验曲线可知，在 无内泄漏情况下，车轮和方向盘转角成近似正比关 系，且在车轮转到极限位置后，方向盘无法继续转 动，而试验时方向盘可以过转。 ⑶ 分 析 可 知 ，全液压转向系统的泄漏流量在 试验全程内并不为定值。主要因为试验时转向盘转速 不能保持为一定值，导致转向器输出流量不稳，进而 单向节流阀产生的背压小幅度不断变化，即泄漏缝隙 两端压差不断变化，由 式 （ 7 知，内泄漏流量 变化。 3结论 ⑴全液压转向器的内泄漏形式为压差层流， 应用缝隙流体流量计算法计算出内泄漏流量最大为 4. 74 mL/s，通过降低转向系统温度和减小缝隙高度 可有效减少内泄漏量。 ⑵搭建了全液压转向系统试验台，通过试验 得出最大内泄漏流量为6. 30 m/s，由于试验时其他 缝隙处也存在少量泄漏，试验值略大于理论值。 ⑶ 理 论 分 析 及试验结果表明，全液压转向器 内泄漏是造成车轮转向不足的主要因素。 参考文献 [1] ZHANG Yunqing，SUN Ying. Modeling and Co-simulation of Hydraulic Power Steering System [ C ]. Third International Conference on Measuring Technology and Mechatronics Au tomation. 2011 595-600. 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