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    全液壓轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏理論分析與實(shí)驗(yàn)研究

    2015-04-26 08:22:58王存堂何國志謝方偉焦文瑞陳林吳娟
    機(jī)床與液壓 2015年19期
    關(guān)鍵詞:環(huán)槽全液壓轉(zhuǎn)向器

    王存堂,何國志,謝方偉,焦文瑞,2,陳林,吳娟

    (1.江蘇大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,江蘇鎮(zhèn)江 212013;2.鎮(zhèn)江液壓件廠股份有限公司,江蘇鎮(zhèn)江 212013)

    0 前言

    轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是叉車重要的系統(tǒng)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(wěn)定性,又要保證轉(zhuǎn)向時(shí)的靈活性和準(zhǔn)確性。隨著液壓技術(shù)的發(fā)展,以全液壓轉(zhuǎn)向器為核心部件的全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)因其具有裝備重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、易于布置、轉(zhuǎn)向手感好等優(yōu)勢,在叉車等輪式工程車輛中得到廣泛的應(yīng)用[1-2]。然而,在現(xiàn)有技術(shù)條件和工藝水平下,為了保證液壓元件內(nèi)部潤滑和防止卡死,相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零件間常存在間隙[3]。全液壓轉(zhuǎn)向器的閥套與殼體間的微小間隙,在大壓差作用下會(huì)產(chǎn)生內(nèi)泄漏,并且隨著使用年限的加長,內(nèi)泄漏加劇。內(nèi)泄漏導(dǎo)致油缸行程不足,造成轉(zhuǎn)向不足,長期積累后,對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)向輪中位的方向盤助力球位置不斷變動(dòng),從而影響駕駛員對(duì)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(duì)內(nèi)泄漏問題進(jìn)行重點(diǎn)研究。作者根據(jù)全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理,并結(jié)合全液壓轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),在建立全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上,對(duì)轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏問題重點(diǎn)分析。首先對(duì)內(nèi)泄漏的位置、泄漏流體的流動(dòng)狀態(tài)進(jìn)行計(jì)算分析,隨后通過試驗(yàn)對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證,以期為今后全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的改進(jìn)提供理論和試驗(yàn)基礎(chǔ)。

    1 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型

    1.1 轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)與工作原理

    全液壓轉(zhuǎn)向器的結(jié)構(gòu)如圖1所示,主要由計(jì)量馬達(dá)定子1、轉(zhuǎn)子2、殼體3、閥套4、閥芯5等零部件組成。轉(zhuǎn)向盤不動(dòng)時(shí),液壓油通道為:轉(zhuǎn)向油泵→進(jìn)油口P→孔P,此時(shí)轉(zhuǎn)向液壓缸進(jìn)油口及計(jì)量馬達(dá)進(jìn)油口被閥芯閥套關(guān)閉,活塞不運(yùn)動(dòng),溢流閥打開,系統(tǒng)回油。左轉(zhuǎn)時(shí),通過花鍵連接的方向盤和閥芯沿逆時(shí)針方向同步轉(zhuǎn)動(dòng)。液壓油通道為:轉(zhuǎn)向油泵→進(jìn)油口P→孔P→槽i→單號(hào)H孔→計(jì)量馬達(dá)→雙號(hào)H孔→槽j→孔C2→C2環(huán)槽→C2口→油缸左腔,油缸右腔回油→C1口→C1環(huán)槽→孔C1→槽k→孔O→回油口O→液壓油箱。由于轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏主要發(fā)生在凸臺(tái)Y與轉(zhuǎn)向器殼體之間的縫隙處,故內(nèi)泄漏液壓油通道為:C2環(huán)槽(高壓腔)→凸臺(tái)Y與轉(zhuǎn)向器殼體之間的縫隙→C1環(huán)槽(低壓腔)→回油口O。同時(shí)計(jì)量馬達(dá)的轉(zhuǎn)子在液壓油推動(dòng)下順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng),并逆時(shí)針自轉(zhuǎn),經(jīng)連接軸帶動(dòng)閥套逆時(shí)針旋轉(zhuǎn),這樣閥芯閥套的相對(duì)轉(zhuǎn)角變小,最終重新回到中位,液壓缸進(jìn)油口及計(jì)量馬達(dá)進(jìn)油口被閥套關(guān)閉,計(jì)量馬達(dá)及油缸停止運(yùn)動(dòng),轉(zhuǎn)向停止。只有繼續(xù)向左轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤,左轉(zhuǎn)才會(huì)繼續(xù)。右轉(zhuǎn)與左轉(zhuǎn)工作原理相同,不再贅述。

    圖1 全液壓轉(zhuǎn)向器結(jié)構(gòu)圖

    1.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型

    為了分析內(nèi)泄漏對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的影響,建立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型。首先假設(shè)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(zhuǎn)原理相同,僅油路流向不同[4],因此以左轉(zhuǎn)向?yàn)槔治鱿到y(tǒng)特性,圖2為左轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的簡化油路,A表示短槽i與雙號(hào)H孔形成的節(jié)流口;B表示雙號(hào)H孔與閥體上a孔形成的節(jié)流口;C表示閥體上a孔與單號(hào)H孔形成的節(jié)流口;D表示單號(hào)H孔與閥芯上槽j所形成的節(jié)流口;E表示閥芯上槽j與閥套孔C2形成的節(jié)流口。

    圖2 左轉(zhuǎn)向系統(tǒng)油路圖

    根據(jù)流體力學(xué)相關(guān)原理依次建立各節(jié)流口流量方程,聯(lián)立計(jì)量馬達(dá)力平衡方程后得負(fù)載壓力和轉(zhuǎn)向器入口壓力關(guān)系式為:

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

    液壓油在流出節(jié)流口E后,在環(huán)槽C2內(nèi)形成高壓,大部分液壓油進(jìn)入液壓缸高壓腔推動(dòng)活塞做功,油缸低壓腔液壓油通過環(huán)槽C1回流至油箱;此外部分液壓油經(jīng)閥套凸環(huán)臺(tái)Y與轉(zhuǎn)向器殼體之間的間隙直接進(jìn)入環(huán)槽C1然后流回油箱。流量連續(xù)性方程為:

    式中:Q為轉(zhuǎn)向器流經(jīng)計(jì)量馬達(dá)流量,m3/s;Q1為進(jìn)入液壓缸高壓腔的流量,m3/s;Q2為內(nèi)泄漏流量,m3/s。

    流入轉(zhuǎn)向液壓缸的液壓油推動(dòng)活塞做功,活塞運(yùn)動(dòng)速度表達(dá)式為:

    式中:Ap為油缸活塞有效面積,m2;y為活塞位移,m。

    轉(zhuǎn)向橋?qū)⒁簤河偷膲毫δ苻D(zhuǎn)換為轉(zhuǎn)向輪的機(jī)械能,圖3所示為橫置雙出桿式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。

    圖3 橫置雙出桿式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)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(dāng)量質(zhì)量,kg;Rp為阻尼系數(shù),N·s/m;Fm為轉(zhuǎn)向黏性阻力,N;FL為轉(zhuǎn)向負(fù)載阻力,N。

    液壓缸進(jìn)油體積V與活塞位移y關(guān)系為:

    式中:y為油缸位移,m;D為缸桶內(nèi)徑,m;d為活塞直徑,m。

    轉(zhuǎn)向桿系將油缸的直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為轉(zhuǎn)向輪的圓周運(yùn)動(dòng),如圖4所示。

    圖4 轉(zhuǎn)向桿系運(yùn)動(dòng)簡圖

    活塞位移y與轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角γ的關(guān)系式為:

    式中:K為主銷中心距,m;M為活塞桿總長,m;l1為節(jié)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(shí)間段0~t內(nèi),計(jì)量馬達(dá)計(jì)量油液體積為,只有部分液壓油推動(dòng)活塞做功,因此當(dāng)計(jì)量馬達(dá)驅(qū)動(dòng)閥套關(guān)閉轉(zhuǎn)向器內(nèi)各節(jié)流口后,液壓缸行程不足,造成轉(zhuǎn)向不足。為對(duì)比分析內(nèi)泄漏的影響,假設(shè)流經(jīng)計(jì)量馬達(dá)的液壓油全部進(jìn)入液壓缸,聯(lián)立式(5)、(6),計(jì)算得中位左轉(zhuǎn)至極限位置及回轉(zhuǎn)曲線,分別如圖6、7中理論曲線所示。

    1.3 轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏分析

    由縫隙流動(dòng)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(dòng)存在于大壓差處。目前液壓缸普遍采用活塞環(huán)密封結(jié)構(gòu),內(nèi)泄漏系數(shù)大大減小,對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)誤差影響較小[5-7],因此下文重點(diǎn)分析轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏問題。

    (1)轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏位置

    將轉(zhuǎn)向最大負(fù)載阻力代入式(4),得液壓缸兩腔壓差Δp為8 MPa。由于環(huán)槽C1和C2與分別與液壓缸兩腔連接,兩環(huán)槽之間壓差亦為8 MPa。兩環(huán)槽間環(huán)凸臺(tái)Y與殼體配合,將兩個(gè)環(huán)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(chǎn)生縫隙流動(dòng)。因此轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏主要發(fā)生在閥套和轉(zhuǎn)向器殼體間的縫隙處。

    (2)轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏流體流量

    為便于工程計(jì)算,視閥套與轉(zhuǎn)向器殼體之間縫隙為同心環(huán)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(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏雷諾數(shù)R e較小,屬于層流,并且閥套與轉(zhuǎn)向器殼體之間只存在周向相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng),對(duì)流體流動(dòng)狀態(tài)影響較小,因此閥套與轉(zhuǎn)向器殼體縫隙之間只存在壓差層流。

    進(jìn)一步分析得轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏流量表達(dá)式為:

    式中:R為轉(zhuǎn)向器殼體內(nèi)壁半徑,m;Δp為環(huán)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(dòng)力黏度,Pa·s;l為環(huán)凸臺(tái)Y寬度,m。

    (3)轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏特性分析

    根據(jù)理論研究,可知轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏特性如下:

    ①轉(zhuǎn)向液壓油動(dòng)力黏度越大,流動(dòng)規(guī)律越平穩(wěn),泄漏量越小。由于黏度隨溫度的升高會(huì)降低,因此降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作溫度可以減小內(nèi)泄漏流量;

    ②縫隙兩端壓差越大,即轉(zhuǎn)向液壓缸兩腔壓差越大,內(nèi)泄漏流量越大;

    ③環(huán)槽C1和環(huán)槽C2間凸環(huán)寬度越寬,內(nèi)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(huì)明顯加大。提高工藝水平減小縫隙高度可有效減小內(nèi)泄漏流量。

    2 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)

    2.1 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)

    為驗(yàn)證內(nèi)泄漏問題的存在和量化內(nèi)泄漏的流量,建立了全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái),試驗(yàn)臺(tái)如圖5所示。主要由全液壓轉(zhuǎn)向器、雙作用活塞缸和轉(zhuǎn)向橋等零部件組成。

    圖5 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)圖

    實(shí)驗(yàn)方法:由于內(nèi)泄漏發(fā)生在轉(zhuǎn)向器內(nèi)部,直接測試泄漏流量比較困難,因此通過測試轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向輪處裝有角度傳感器,實(shí)時(shí)監(jiān)測兩個(gè)轉(zhuǎn)角,并通過顯示器讀取角度值。通過單向節(jié)流閥調(diào)節(jié)背壓,模擬加載工況[8],并通過壓力表讀取背壓。

    工況設(shè)置:恒壓泵油源壓力10 MPa,為模擬重載工況,背壓設(shè)置為8 MPa。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)

    (1)方向盤過轉(zhuǎn)向試驗(yàn)

    為驗(yàn)證內(nèi)泄漏,從中位開始,向左轉(zhuǎn)向至車輪極限位置,此時(shí)活塞位移至右極限位置,繼續(xù)向左轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤,此時(shí)經(jīng)計(jì)量馬達(dá)排出的高壓液壓油無法進(jìn)入油缸,經(jīng)過內(nèi)泄漏通道進(jìn)入回油油路,因此盡管方向盤持續(xù)左轉(zhuǎn),車輪角度仍保持在左轉(zhuǎn)極限角度位置。測試結(jié)果如圖6中試驗(yàn)左轉(zhuǎn)曲線所示。為了量化最大泄漏流量,測試了過轉(zhuǎn)向時(shí)方向盤的最大轉(zhuǎn)速,該轉(zhuǎn)速為v=36(°)/s,由計(jì)量馬達(dá)排量V0=0.175 mL/(°),得最大內(nèi)泄漏流量試驗(yàn)值:

    Q2=v·V0=6.30 mL/s

    圖6 方向盤過轉(zhuǎn)向試驗(yàn)曲線圖

    (2)回程試驗(yàn)

    為對(duì)比一個(gè)回轉(zhuǎn)周期內(nèi)理論與試驗(yàn)轉(zhuǎn)向不足角,從中位開始,方向盤向左轉(zhuǎn)向至車輪極限位置后向回轉(zhuǎn),直至方向盤回到中位,如圖7中試驗(yàn)曲線所示。由于車輪轉(zhuǎn)向不足,當(dāng)方向盤回到中位時(shí)車輪未能回到中位。

    圖7 轉(zhuǎn)向回程試驗(yàn)曲線圖

    2.3 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)理論與試驗(yàn)對(duì)比分析

    理論和試驗(yàn)曲線對(duì)比可以看出,試驗(yàn)現(xiàn)象與理論模型基本吻合,進(jìn)一步分析知:

    (1)聯(lián)立式(4)、(7),將試驗(yàn)室工況各參數(shù)代入,計(jì)算得轉(zhuǎn)向器最大內(nèi)泄漏理論流量為4.74 mL/s。理論內(nèi)泄漏流量略小于試驗(yàn)值(4.74<6.30),主要由于其他縫隙處也存在內(nèi)泄漏。

    (2)對(duì)比分析圖5中理論和試驗(yàn)曲線可知,在無內(nèi)泄漏情況下,車輪和方向盤轉(zhuǎn)角成近似正比關(guān)系,且在車輪轉(zhuǎn)到極限位置后,方向盤無法繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng),而試驗(yàn)時(shí)方向盤可以過轉(zhuǎn)。

    (3)分析可知,全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的泄漏流量在試驗(yàn)全程內(nèi)并不為定值。主要因?yàn)樵囼?yàn)時(shí)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)速不能保持為一定值,導(dǎo)致轉(zhuǎn)向器輸出流量不穩(wěn),進(jìn)而單向節(jié)流閥產(chǎn)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(nèi)泄漏流量變化。

    3 結(jié)論

    (1)全液壓轉(zhuǎn)向器的內(nèi)泄漏形式為壓差層流,應(yīng)用縫隙流體流量計(jì)算法計(jì)算出內(nèi)泄漏流量最大為4.74 mL/s,通過降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)溫度和減小縫隙高度可有效減少內(nèi)泄漏量。

    (2)搭建了全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái),通過試驗(yàn)得出最大內(nèi)泄漏流量為6.30 mL/s,由于試驗(yàn)時(shí)其他縫隙處也存在少量泄漏,試驗(yàn)值略大于理論值。

    (3)理論分析及試驗(yàn)結(jié)果表明,全液壓轉(zhuǎn)向器內(nèi)泄漏是造成車輪轉(zhuǎn)向不足的主要因素。

    [1]ZHANG Yunqing,SUN Ying.Modeling and Co-simulation of Hydraulic Power Steering System[C].Third International Conference on Measuring Technology and Mechatronics Automation.2011:595-600.

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