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，陈林，吴娟

(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)

0 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、转向手感好等优势，在叉车等轮式工程车辆中得到广泛的应用［1-2］。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论和试验基础。

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:转向油泵→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:转向油泵→进油口P→孔P→槽i→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→C1口→C1环槽→孔C1→槽k→孔O→回油口O→液压油箱。由于转向器内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→C1环槽(低压腔)→回油口O。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 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。

图2 左转向系统油路图

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:

式中:p为转向器入口压力，Pa;p6为液压缸左腔(C2腔)压力，Pa;Q为流经计量马达流量，m3/s;Cd为节流口的流量系数;ρ为油液密度，kg/m3;A1～A5为节流口A、B、C、D、E的开口面积，m2;Dm为马达的理论弧度排量，m3/(°);Jm为马达转子、连接轴及轴套的转动惯量，N·m·s2;θm为马达转子转角，(°);t为时间，s;Bm为黏性阻尼系数，m·N·s;G为阀芯、阀套间链接板簧刚度，N·m/(°);M F为马达常值阻力矩，N·m。

液压油在流出节流口E后，在环槽C2内形成高压，大部分液压油进入液压缸高压腔推动活塞做功，油缸低压腔液压油通过环槽C1回流至油箱;此外部分液压油经阀套凸环台Y与转向器壳体之间的间隙直接进入环槽C1然后流回油箱。流量连续性方程为:

式中:Q为转向器流经计量马达流量，m3/s;Q1为进入液压缸高压腔的流量，m3/s;Q2为内泄漏流量，m3/s。

流入转向液压缸的液压油推动活塞做功，活塞运动速度表达式为:

式中:Ap为油缸活塞有效面积，m2;y为活塞位移，m。

转向桥将液压油的压力能转换为转向轮的机械能，图3所示为横置双出杆式转向机构。

图3 横置双出杆式转向机构图

液压缸力平衡方程为:

式中:p7为液压缸C1腔压力，Pa;Mp为活塞及活塞杆当量质量，kg;Rp为阻尼系数，N·s/m;Fm为转向黏性阻力，N;FL为转向负载阻力，N。

液压缸进油体积V与活塞位移y关系为:

式中:y为油缸位移，m;D为缸桶内径，m;d为活塞直径，m。

转向杆系将油缸的直线运动转换为转向轮的圆周运动，如图4所示。

图4 转向杆系运动简图

活塞位移y与转向轮转角γ的关系式为:

式中:K为主销中心距，m;M为活塞杆总长，m;l1为节臂长，m;β为梯形底角，(°);l2为连杆长，m;h为液压缸偏心距，m。

由式(1)—(3)可知，在时间段0～t内，计量马达计量油液体积为，只有部分液压油推动活塞做功，因此当计量马达驱动阀套关闭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［5-7］，因此下文重点分析转向器内泄漏问题。

(1)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Δp为8 MPa。由于环槽C1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。

(2)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R 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:R为转向器壳体内壁半径，m;Δp为环槽C1和C2两腔压差，Pa;h为阀套与壳体之间缝隙高度，m;μ为液压油动力黏度，Pa·s;l为环凸台Y宽度，m。

(3)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、双作用活塞缸和转向桥等零部件组成。

图5 全液压转向系统试验台结构图

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 mL/r;角度显示器每隔0．5 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

(1)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v=36(°)/s，由计量马达排量V0=0．175 mL/(°)，得最大内泄漏流量试验值:

Q2=v·V0=6．30 mL/s

图6 方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轮极限位置后向回转，直至方向盘回到中位，如图7中试验曲线所示。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。

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:

(1)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 mL/s。理论内泄漏流量略小于试验值(4．74＜6．30)，主要由于其他缝隙处也存在内泄漏。

(2)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。

(3)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

(1)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。

(2)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 mL/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。

(3)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。

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