雙轉(zhuǎn)向器合流式全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)特性分析

蘇 晨 ，劉志懷

（1.河南工學(xué)院 汽車(chē)工程系，河南 新鄉(xiāng) 453003；2.哈密豫新能源產(chǎn)業(yè)研究院有限責(zé)任公司，新疆 哈密 839001；3.河南理工大學(xué)，河南 焦作 454150）

1 引言

流量放大全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有負(fù)載敏感轉(zhuǎn)向的功能，隨著負(fù)載傳感流量放大全液壓轉(zhuǎn)向器的使用范圍越來(lái)越廣，所以有必要對(duì)負(fù)載傳感全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)靜、動(dòng)態(tài)性能做全面的研究[1]。而在更大噸位的工程機(jī)械中，原有的流量放大全液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，遇到了轉(zhuǎn)向器選型困難的問(wèn)題，需要探索更大排量轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)方案，因此我們還提出了一種雙轉(zhuǎn)向器合流方案。國(guó)內(nèi)外學(xué)者取得一定成果：文獻(xiàn)[2]基于OSQA型流量放大器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)一種用于大型工程機(jī)械的全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，解決了大型工程機(jī)械操作困難的問(wèn)題；文獻(xiàn)[3]針對(duì)全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了分析，從能量流的角度建立轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)模型；文獻(xiàn)[4]采用AMESim和ADAMS協(xié)同仿真的方法，對(duì)汽車(chē)用液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了仿真研究。

針對(duì)現(xiàn)有流量放大全液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，此類(lèi)系統(tǒng)在超大噸位工程機(jī)械應(yīng)用中極有可能出現(xiàn)不能轉(zhuǎn)向或者轉(zhuǎn)向發(fā)沉的問(wèn)題，為了解決這個(gè)問(wèn)題和使流量放大大全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠應(yīng)用到更大噸位自卸汽車(chē)上，提出一種方案：雙轉(zhuǎn)向器合流方案，即選用排量較小的兩組全液壓轉(zhuǎn)向器OSPBX LS控制一個(gè)流量放大器OSQB合流工作，采用試驗(yàn)和建模仿真相結(jié)合的辦法對(duì)新系統(tǒng)的特性進(jìn)行分析，以驗(yàn)證此方案的可行性。

2 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)

2.1 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理分析

全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，系統(tǒng)液壓原理圖，如圖1所示。

圖1 全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic Diagram of Full Hydraulic Steering System

2.2 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)

（1）轉(zhuǎn)向阻力矩

根據(jù)轉(zhuǎn)向阻力矩計(jì)算相關(guān)公式可得[5]：

式中：B—轉(zhuǎn)向輪寬度，mm；μs—輪胎與地面摩擦系數(shù)；e—轉(zhuǎn)向輪擺動(dòng)半徑，mm；Gs—轉(zhuǎn)向橋負(fù)荷，N；k—超載系數(shù)。

（2）轉(zhuǎn)向液壓缸的最大推力：FSmax=TL/rmin（2）

式中：rmin—最小轉(zhuǎn)向阻力臂，mm。

（3）轉(zhuǎn)向液壓缸的面積

（4）全液壓轉(zhuǎn)向器計(jì)算

轉(zhuǎn)向液壓缸的工作容積[6]：

（5）蓄能器計(jì)算選型

式中：ps1—轉(zhuǎn)向系統(tǒng)最高工作壓力，MPa；必須綜合考慮該值，太大會(huì)增大系統(tǒng)壓力損失，太小會(huì)增大蓄能器容積；ps0—蓄能器的充氣壓力，MPa；n—多變系數(shù)，n=1～1.4[7]。

（6）轉(zhuǎn)向泵計(jì)算選型

轉(zhuǎn)向器需要轉(zhuǎn)向泵供給的額定流量按下式計(jì)算：

式中：nSU—轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)速，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下，轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)速可取最小值，r/min。

式中：iep—發(fā)動(dòng)機(jī)與轉(zhuǎn)向泵的傳動(dòng)比；nengmin—發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速，r/min；ηSPV—轉(zhuǎn)向泵的容積效率。

由于是恒壓變量泵補(bǔ)油、蓄能器供油，并且采用了分動(dòng)箱帶動(dòng)兩個(gè)轉(zhuǎn)向泵，所以轉(zhuǎn)向泵排量可以適當(dāng)減小[8-9]。

選擇的最大排量組合為：全液壓轉(zhuǎn)向器型號(hào)OSPLX520LS，流量放大器型號(hào)OSQB8。此時(shí)，方向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)m=6.9，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的最高壓力已經(jīng)接近25MPa，在某些工況下，系統(tǒng)極有可能出現(xiàn)不能轉(zhuǎn)向或者轉(zhuǎn)向發(fā)沉的問(wèn)題，這種情況對(duì)于系統(tǒng)的安全性和操作性都是很難接受的，使得轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能需要進(jìn)一步改善[10]。

為了解決這個(gè)問(wèn)題和使流量放大大全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能夠應(yīng)用到更大噸位自卸汽車(chē)上，我們提出了一種方案：雙轉(zhuǎn)向器合流方案，即選用排量較小的兩組全液壓轉(zhuǎn)向器OSPBXLS控制一個(gè)流量放大器OSQB合流工作[11]，如2×OSPBX400LS與OSQB8組合，該系統(tǒng)的排量可以很大，上述問(wèn)題得以解決，系統(tǒng)原理，如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)向器合流控制原理圖Fig.2 Schematic Diagram of the Confluence of the Steering Gear

3 雙轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)特性分析

本節(jié)模型的搭建也選用了轉(zhuǎn)向器和流量放大器的超級(jí)元件，以便圖形更加簡(jiǎn)潔[12-13]。為了模型與系統(tǒng)原理更好的對(duì)應(yīng)及圖形簡(jiǎn)化，將流量放大器、轉(zhuǎn)向器和等效的模型封裝為超級(jí)元件形式。

圖3 系統(tǒng)特性曲線Fig.3 System Characteristic Curve

為了驗(yàn)證雙轉(zhuǎn)向器方案的可行性，現(xiàn)令方向盤(pán)轉(zhuǎn)角θ輸入斜坡信號(hào)，如圖 3（a）所示。使方向盤(pán)轉(zhuǎn)速降低一半[14]。由圖 3（b）可以知道，由于采用了雙轉(zhuǎn)向器，輸入到轉(zhuǎn)向油缸的油量基本保持不變，這說(shuō)明轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)降低一半，但是流入轉(zhuǎn)向油缸的油液流量基本維持不變，也就是說(shuō)可以得到更大輸出流量的全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。但是圖3（d）～圖3（f）均反映出系統(tǒng)響應(yīng)時(shí)間變長(zhǎng)。下面將分析轉(zhuǎn)向負(fù)載和入口流量變化對(duì)系統(tǒng)響應(yīng)的影響，通過(guò)得到的結(jié)果，可以更好的了解雙轉(zhuǎn)向器流量放大全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是否具有可行性[15]。

3.1 轉(zhuǎn)向負(fù)載變化對(duì)系統(tǒng)響應(yīng)影響

改變轉(zhuǎn)向負(fù)載，分析其對(duì)系統(tǒng)響應(yīng)的影響。

方向盤(pán)轉(zhuǎn)角輸入斜坡信號(hào)，由圖可知當(dāng)轉(zhuǎn)向器開(kāi)口一定時(shí)，其流量不會(huì)隨著負(fù)載的改變而變化，這證實(shí)了轉(zhuǎn)向器的流量與負(fù)載無(wú)關(guān)。轉(zhuǎn)向負(fù)載變化對(duì)系統(tǒng)響應(yīng)的影響與單轉(zhuǎn)向器模型相比具有相同的規(guī)律，這說(shuō)明了雙轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)流量依然與負(fù)載無(wú)關(guān)。但是在開(kāi)始的短暫時(shí)間內(nèi)，系統(tǒng)產(chǎn)生了不同的震蕩，并且響應(yīng)時(shí)間增長(zhǎng)。

3.2 入口流量變化對(duì)系統(tǒng)響應(yīng)的影響

方向盤(pán)轉(zhuǎn)角輸入斜坡信號(hào)，改變泵的轉(zhuǎn)速分析入口流量變化對(duì)系統(tǒng)響應(yīng)的影響，結(jié)果如圖4所示。

由圖可見(jiàn)，入口流量變化對(duì)系統(tǒng)響應(yīng)的影響與單轉(zhuǎn)向器模型相比具有相同的規(guī)律，但是在開(kāi)始的短暫時(shí)間內(nèi)，轉(zhuǎn)向缸工作壓力及轉(zhuǎn)向缸輸入流量產(chǎn)生了不同的波動(dòng)，但是系統(tǒng)的響應(yīng)時(shí)間略有延遲。由此可見(jiàn)，雙轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)流量與入口流量變無(wú)關(guān)。

圖4 入口流量系統(tǒng)特性影響Fig.4 Impact of Inlet Flow System Characteristics

根據(jù)上述分析可以知道使用雙轉(zhuǎn)向器的模型在方向盤(pán)轉(zhuǎn)角輸入斜坡信號(hào)時(shí)，各參數(shù)均趨于穩(wěn)定。通過(guò)分析，影響雙轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)性能的因素主要還是方向盤(pán)的轉(zhuǎn)速和負(fù)載。從而說(shuō)明負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有很好的性能，其能保證轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的流量不受發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)載的影響。

綜上所述，雙轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)是一個(gè)穩(wěn)定的系統(tǒng)，其具有單轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)的所有特性。但是與單轉(zhuǎn)向器系統(tǒng)相比，動(dòng)態(tài)響應(yīng)時(shí)間較長(zhǎng)。當(dāng)系統(tǒng)流量大于流量放大器允許最大流量時(shí)，系統(tǒng)還可增加一個(gè)流量放大器，即構(gòu)成了雙轉(zhuǎn)向器+雙流量放大器的系統(tǒng)。

4 系統(tǒng)特性試驗(yàn)分析

研究液壓系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能的過(guò)程中，試驗(yàn)測(cè)試工作是不可缺少的。雙轉(zhuǎn)向器合流式流量放大全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗(yàn)平臺(tái)總體結(jié)構(gòu)圖，如圖5所示。在預(yù)先確定出的測(cè)點(diǎn)布置傳感器，連接測(cè)試儀器，核查測(cè)試系統(tǒng)。具體測(cè)點(diǎn)布置情況，如表1所示。

圖5 試驗(yàn)平臺(tái)總體結(jié)構(gòu)圖Fig.5 The Overall Structure of the Test Platform

表1 轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)Tab.1 Steering Hydraulic System Test Points

方向盤(pán)輸入近似角速度階躍信號(hào)，如圖6（a）所示。由圖可知，通過(guò)分析結(jié)果可知，負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有很好的性能，其能保證轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的流量不受發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)載的影響，驗(yàn)證了雙轉(zhuǎn)向器全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方案的可行性，同時(shí)表明理論分析和模型仿真的準(zhǔn)確性，為實(shí)車(chē)試驗(yàn)提供參考。

圖6 試驗(yàn)分析結(jié)果Fig.6 Test Results

5 結(jié)論

基于流量放大全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點(diǎn)，大噸位自卸車(chē)上極有可能出現(xiàn)不能轉(zhuǎn)向或者轉(zhuǎn)向發(fā)沉的問(wèn)題，提出一種雙轉(zhuǎn)向器合流方案，并采用模型和試驗(yàn)相結(jié)合的方法對(duì)其特性進(jìn)行分析，結(jié)果可知：（1）雙轉(zhuǎn)向器合流方案，選用排量較小的兩組全液壓轉(zhuǎn)向器OSPBX LS控制一個(gè)流量放大器OSQB合流工作，該方案采用蓄能器供油，恒壓變量泵補(bǔ)油，大幅度的提高了系統(tǒng)的效率。（2）分析了影響轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能的因素，主要是方向盤(pán)的轉(zhuǎn)速和負(fù)載。從而說(shuō)明負(fù)荷傳感轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有很好的性能，其能保證轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的流量不受發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和負(fù)載的影響（3）試驗(yàn)分析結(jié)果表明雙轉(zhuǎn)向器合流方案的可行性，同時(shí)表明理論分析和模型分析的準(zhǔn)確性，為實(shí)車(chē)試驗(yàn)提供參考。

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