大型鉸接式車輛超大排量全液壓轉(zhuǎn)向器的試驗(yàn)研究

大型鉸接式車輛超大排量全液壓轉(zhuǎn)向器的試驗(yàn)研究

0全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)本文對(duì)大型拱門車輛的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了研究，并對(duì)大型復(fù)雜彎曲車輛的駕駛進(jìn)行了分析，并對(duì)大型復(fù)雜彎曲車輛的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了研究。分析了旋轉(zhuǎn)臂科的原始徑向系統(tǒng)的主要問題。提出使用全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)代替?zhèn)鹘y(tǒng)機(jī)械輔助旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的新潘向系統(tǒng)的關(guān)鍵部件bsse1-2000超大排量的全液壓轉(zhuǎn)向器，彌補(bǔ)了國(guó)內(nèi)空白。由于鉸接轉(zhuǎn)向的機(jī)械車輛存在轉(zhuǎn)彎半徑小,機(jī)動(dòng)性能強(qiáng),作業(yè)效率高等優(yōu)點(diǎn),得到了最廣泛的應(yīng)用。但其落后的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)制約了其發(fā)揮,我們對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的改進(jìn)正順應(yīng)了它的發(fā)展,因此得到了國(guó)家和總參的支持。1該行業(yè)現(xiàn)有的傾斜系統(tǒng)分析(1)機(jī)械蝸輪蝸桿轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)向系統(tǒng)如圖1所示的輪式工程機(jī)械族原采用的動(dòng)力鉸接轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。它主要由轉(zhuǎn)向器、桿系和液壓系統(tǒng)三個(gè)部分組成。輪式工程機(jī)械族原采用的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)是由轉(zhuǎn)向主泵、輔助泵、供需閥、高壓濾清器、轉(zhuǎn)向閥、轉(zhuǎn)向油缸、管路和油箱等組成。這個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理是,當(dāng)轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向器方向盤時(shí)。轉(zhuǎn)向器搖臂擺動(dòng),通過前拉桿、水平拉桿、后拉桿及搖臂,帶動(dòng)轉(zhuǎn)向閥閥桿移動(dòng)。從雙聯(lián)齒輪泵來的高壓油,經(jīng)供需閥合流后,再經(jīng)高壓濾清器進(jìn)入轉(zhuǎn)向閥,由轉(zhuǎn)向閥控制進(jìn)入轉(zhuǎn)向油缸,轉(zhuǎn)向油缸推動(dòng)前、后車架偏轉(zhuǎn)而進(jìn)行轉(zhuǎn)向。前車架偏轉(zhuǎn)時(shí),由固定其上的隨動(dòng)桿,使搖臂不斷往回?cái)[,再通過拉桿,使轉(zhuǎn)向閥閥桿回到中位。這個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是采用機(jī)械蝸輪蝸桿轉(zhuǎn)向器,并通過轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向閥之間的桿系推動(dòng)轉(zhuǎn)向閥閥桿移動(dòng)并采用機(jī)械隨動(dòng),從而分配進(jìn)入轉(zhuǎn)向油缸的左、右腔及控制流量的大小。轉(zhuǎn)向閥和轉(zhuǎn)向油缸之間是用高壓軟管連接。(2)轉(zhuǎn)向操縱困難由于桿系的制造精度,安裝精度和變形等原因,使每個(gè)鉸接點(diǎn)都存在著間隙。所有的間隙累加起來,反應(yīng)到方向盤上,就造成方向盤較大的空行程,使轉(zhuǎn)向靈敏度降低,轉(zhuǎn)向操縱困難。另一方面桿系所有的間隙累加反應(yīng)到轉(zhuǎn)向閥閥桿上,造成轉(zhuǎn)向閥閥桿自由移動(dòng)的可能性。由于機(jī)械車輛在行駛或作業(yè)中產(chǎn)生振動(dòng),便有可能使轉(zhuǎn)向閥閥桿發(fā)生移動(dòng),也就是方向盤不動(dòng),由于轉(zhuǎn)向閥閥桿來回串動(dòng),而造成機(jī)械車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不穩(wěn)定,使機(jī)械車輛不能保證直線行駛,而產(chǎn)生蛇形或扭股現(xiàn)象。(3)qcos+pldqdrf的思想其次,根據(jù)液壓裝置的動(dòng)力學(xué),在液壓系統(tǒng)中,當(dāng)液壓的流速和方向發(fā)生變化時(shí),流量不穩(wěn)定等原因,會(huì)在控制閥閥桿的軸向方向產(chǎn)生附加作用力和慣性力。液體流和流向的變化、流量不穩(wěn)定等在控制閥閥桿的軸向方向產(chǎn)生的附加作用力,可按下式計(jì)算:F=ρvQcosα+pL?dQdtF=ρvQcosα+pL?dQdt式中:ρ—液體密度;v—液流速度;Q—液體流量;L—在控制閥內(nèi)液流流束的長(zhǎng)度;dQ/dt—流量變化率;α—液流流動(dòng)方向和控制閥之間的夾角,α值與閥的開度及閥桿和閥座之間的間隙δ的比值有關(guān)。當(dāng)X/δ比值從零變?yōu)?時(shí),α由0°變到45°,當(dāng)X/δ比值超過1時(shí),α由就逐漸增加到69°。由于這個(gè)附加作用力的作用,而且轉(zhuǎn)向閥閥桿由于桿系間隙存在自由移動(dòng)的可能性。這樣也造成機(jī)械車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的不穩(wěn)定,使機(jī)械車輛不能保證直線行駛,而產(chǎn)生蛇形和扭屁股現(xiàn)象。這個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在輪式工程機(jī)械族樣機(jī)上采用之后,經(jīng)過試驗(yàn)和實(shí)際使用,確實(shí)存在如上所述的方向盤空行程大,轉(zhuǎn)向靈敏度低、轉(zhuǎn)向操縱困難,以及產(chǎn)生蛇形和扭屁股現(xiàn)象等問題,所以必須研究設(shè)計(jì)新的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來提高輪式工程機(jī)械族的轉(zhuǎn)向性能。2全壓萃取系統(tǒng)和全壓泵送送器參數(shù)的確定(1)單因素作用的產(chǎn)生從上節(jié)分析結(jié)果看,輪式工程機(jī)械族原采用的轉(zhuǎn)向系統(tǒng),造成轉(zhuǎn)向、行駛不穩(wěn)定的因素,除了鉸接轉(zhuǎn)向固有的缺點(diǎn)外,主要是由于桿系的間隙和變形,以及液流的變化產(chǎn)生附加作用力等原因造成的。針對(duì)這種情況,為了提高輪式工程機(jī)械族的轉(zhuǎn)向和行駛穩(wěn)定性,確定采用全液壓力鉸接轉(zhuǎn)向系統(tǒng),如圖2所示轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由超大排量全液壓轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向執(zhí)行油缸和雙泵合流供油系統(tǒng)等組成。這種轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的特點(diǎn)是:由方向盤直接操縱全液壓轉(zhuǎn)向器,可全部去掉桿系,徹底消除桿系間隙和變形造成的不良影響。(2)全壓壓縮壓縮壓縮壓調(diào)向器參數(shù)的確定油缸內(nèi)側(cè)sV=π4?(2D2-d2)?S(mL)V=π4?(2D2?d2)?S(mL),式中:D—油缸內(nèi)徑(cm)D=10cm;d—活塞桿直徑(cm)d=5.5cm;S—活塞行程(cm)S=54.5cm;V=π4?(2×102-5.52)×54.5=7266(mL)。工作容量全液壓轉(zhuǎn)向器的排量q應(yīng)滿足轉(zhuǎn)向油缸工作容量的需要,即:V=q·η總·ηV則q=Vη總?ηV(mL/r)式中:V—轉(zhuǎn)向油缸工作容量(cm3),η總—前、后車架左右最大轉(zhuǎn)向角時(shí),方向盤旋轉(zhuǎn)的總?cè)?shù)。一般取η總=4.5～6;現(xiàn)取4.5;ηV—全液壓轉(zhuǎn)向的容積效率,取ηV=0.88?！鄎=72664.5×0.88=1835(mL/r)。所以,全液壓轉(zhuǎn)向器的排量定為2000cm3/r。則方向盤的總?cè)?shù)為:n總=Vq總?ηv=72662000×0.88=4.1(圈)全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)水泵的最低轉(zhuǎn)速根據(jù)所確定的全液壓轉(zhuǎn)向器的排量,需要供油泵提供的流量按下式計(jì)算:Q=60×n?q1000(L/min),式中:q—全液壓轉(zhuǎn)向器排量(mL/r);n—方向盤轉(zhuǎn)速(r/s),一般車輛n=0.67,1.0,1.5r/s三種,取n=1.0r/s?！郠=60×1.0×20001000=120(L/min)在全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中,液壓系統(tǒng)采用的是雙泵合流方式供油,轉(zhuǎn)向主泵和輔助泵為雙聯(lián)齒泵CBF-F80/63型。為滿足全液壓轉(zhuǎn)向器正常工作時(shí)所需的供油量,油泵的最低轉(zhuǎn)速應(yīng)為:nmin=1000×Q(q1+q2)ηv(r/min),式中:Q—轉(zhuǎn)向器所需的供油量(L/min);q1—轉(zhuǎn)向主泵排量(mL/r)q2—輔助泵排量(mL/r);ηV—泵的容積效率,取0.9,則nmin=1000×120(80+63)×0.90=932(r/min)。當(dāng)轉(zhuǎn)向主泵單獨(dú)供油時(shí),則油泵的最低轉(zhuǎn)速為:nmin=1000×12080×0.90=1667(r/min)。由計(jì)算結(jié)果可知,當(dāng)油泵轉(zhuǎn)速低于932r/min時(shí),轉(zhuǎn)向主泵和輔助泵的油流全部供給轉(zhuǎn)向器工作,當(dāng)轉(zhuǎn)速超過932r/min后,輔助泵的油開始部分分流,直到油泵轉(zhuǎn)速達(dá)到1667r/min后,輔助泵的油全部分流。3全液壓轉(zhuǎn)向器的開發(fā)和實(shí)驗(yàn)(1)全液壓轉(zhuǎn)向器的開發(fā)由上述計(jì)算可知:滿足大型鉸接車輛轉(zhuǎn)向的全液壓轉(zhuǎn)向器的排量為2000mL/r,其液壓系統(tǒng)的供油量為120L/min。壓力損失由流體力學(xué)理論可知,當(dāng)液體的流速增加到一定值時(shí),流體便會(huì)從恒定的穩(wěn)流變?yōu)槲闪?穩(wěn)流的壓力損失為Δp=K.Q即與流量成正比,而紊流的壓力損失為Δp=K.Q2即與流量平方成正比。其臨界流速為:小于9m/s。況且流速升高容易產(chǎn)生氣穴、氣蝕等危害。所以設(shè)計(jì)液體流速為6m/s,通道最小當(dāng)量面積為:A=Q/v=120×10-3÷(6×60)=0.333×10-3(m2)=333mm2。另外,由于沿程損失遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于局部損失,所以應(yīng)將流道盡量設(shè)計(jì)為當(dāng)量面積相等,即把局部紊流損失轉(zhuǎn)換為沿程穩(wěn)流損失,使損失減小一個(gè)數(shù)量級(jí)。閥芯壓流道的設(shè)計(jì)因瞬態(tài)液動(dòng)力對(duì)閥芯運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性危害較大,為了減少閥芯、閥套和閥體之間相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)流道口的瞬態(tài)液動(dòng)力,所以在結(jié)構(gòu)上進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì),如圖3所示把閥芯、閥套流道設(shè)計(jì)為腰形孔并漸近成疊,使通過的流量緩慢變化如圖所示,這不但消除了液動(dòng)力而且增加了過流量。工藝加工方法為了減少閥芯與閥套,閥套與閥體之間的泄漏量,我們?cè)诠に嚿喜捎贸蓪?duì)配磨的方法,保證其配合間隙小于2μm.(2)超大排量壓力調(diào)向器的類型試驗(yàn)臺(tái)架試驗(yàn)試驗(yàn)為了考核新研制的全液壓轉(zhuǎn)向器所達(dá)到的性能指標(biāo),試制的全液壓轉(zhuǎn)向器分別進(jìn)行了臺(tái)架試驗(yàn)。圖4為臺(tái)架試驗(yàn)系統(tǒng)的原理圖,臺(tái)架試驗(yàn)的測(cè)試項(xiàng)目及試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果如表1所示。bz1-2000壓力/壓力檢測(cè)指標(biāo)A.測(cè)定的轉(zhuǎn)向器實(shí)際排量比設(shè)計(jì)的理論排量要大10%左右。在系統(tǒng)供油量充足的條件下,轉(zhuǎn)向器排量幾乎不隨轉(zhuǎn)速而變化。在相同轉(zhuǎn)束下,流量隨工作壓力變化的流量變化率都在10%以下,小于性能指標(biāo)規(guī)定的10%。B.全液壓轉(zhuǎn)向器的機(jī)械阻力矩,動(dòng)力轉(zhuǎn)向扭矩,壓力振擺等項(xiàng)性能都達(dá)到性能指標(biāo)所規(guī)定要求。C.壓力損失,由P腔至A腔或B腔及BZZ1-2000型的由P腔至O腔都達(dá)到性能指標(biāo)的規(guī)定。D.全液壓轉(zhuǎn)向器的內(nèi)泄漏量,BZZ1-2000型符合性能指標(biāo)的要求。E.所測(cè)試的三個(gè)全液壓轉(zhuǎn)向器,在臺(tái)架試驗(yàn)過程中未發(fā)現(xiàn)外泄漏現(xiàn)象。(3)第二、混合模型的改進(jìn)在臺(tái)架試驗(yàn)的基礎(chǔ)上,對(duì)大排量全液壓轉(zhuǎn)向器進(jìn)行了改進(jìn),并試制出第二輪樣品。為考核其工作可靠性和耐久性,對(duì)第二輪樣品在臺(tái)架上進(jìn)行了20萬(wàn)次的耐久性試驗(yàn)。(4)回用果不同耐久性試驗(yàn)后對(duì)被試轉(zhuǎn)向器進(jìn)行拆檢,主要零件磨損量的測(cè)量結(jié)果如表3所示。拆檢結(jié)果表明:轉(zhuǎn)向器彈簧片無(wú)疲勞損壞現(xiàn)象,拔銷無(wú)彎曲變形,所制造的大排量全液壓轉(zhuǎn)向器經(jīng)20萬(wàn)次耐久性試驗(yàn)后主要零件磨損正常,并且性能上仍能達(dá)到技術(shù)指標(biāo)要求。4全液壓動(dòng)力鉸接轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在大排量全液壓轉(zhuǎn)向器研制成功后,利用輪式工程機(jī)械族試制樣機(jī),把轉(zhuǎn)向系統(tǒng)改裝成全液壓動(dòng)力鉸接轉(zhuǎn)向系統(tǒng)(如圖2所示)。進(jìn)行實(shí)車轉(zhuǎn)向性能試驗(yàn)。(1)前、后車架回轉(zhuǎn)角度將機(jī)械停放在平坦、硬實(shí)的水泥路面上,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在1600～1800r/min,向左(右)轉(zhuǎn)動(dòng)方向盤,使前后車架處于相對(duì)最大轉(zhuǎn)向角(約38°),記錄方向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩、轉(zhuǎn)角和前、后車架的相對(duì)轉(zhuǎn)角、測(cè)試結(jié)果如表4(2)高速行駛穩(wěn)定性試驗(yàn)機(jī)械用最高行駛速度50km/h,在寬度為4m的區(qū)域內(nèi)直線行駛。測(cè)定行駛1km時(shí)方向盤的修正次數(shù)和最大修正量,測(cè)試結(jié)果如表5。(3)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)主要考核了新研制全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向能力,經(jīng)實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果表明:①轉(zhuǎn)向能力強(qiáng),向左、向右的最小轉(zhuǎn)彎半徑都達(dá)到原設(shè)計(jì)小于6m的要求。②轉(zhuǎn)向靈敏高,不論向左、向右極限轉(zhuǎn)彎時(shí),方向盤的轉(zhuǎn)動(dòng)圈數(shù)都小于2.5圈,也完全符國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO規(guī)定的在4s之內(nèi)的要求。方向盤的空行程,左、右均為8°,完全符合轉(zhuǎn)向靈敏度所要求的不超過10°～15°的要求。③操縱輕便,測(cè)定的方向盤最大轉(zhuǎn)扭為9.8N·m,方向盤的最大操縱力為49N,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)ISO規(guī)定的轉(zhuǎn)向作用力不得超過115N的要求,并且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊,布置、安裝方便,便于維修保養(yǎng)。④高速行駛穩(wěn)定性原來采用的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)有明顯的提高,能保證在寬度4m的區(qū)域內(nèi),以最高行駛速度(50km/h)直線行駛,中1km的范圍內(nèi)最多修正次數(shù)平均為16次,平均每66m才修正1次。在66m范圍內(nèi)跑偏量小于1m。基本上消除了高速行駛時(shí)的蛇形和擺尾現(xiàn)象。駕駛員的直觀感覺,認(rèn)為轉(zhuǎn)向操縱輕便,靈敏度高,行駛穩(wěn)定性有明顯的改善。5全液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由方向盤直接操縱全液壓轉(zhuǎn)向器可去掉桿系,徹底消除桿系間隙和變形所造成的不良影響,瞬態(tài)液動(dòng)力的消除使轉(zhuǎn)向更加穩(wěn)定。全動(dòng)力轉(zhuǎn)向操縱輕便靈活,整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單緊湊,容易布置,供油系統(tǒng)采用雙泵合流,保證了發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)的轉(zhuǎn)向靈敏性和可靠性,以及發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速時(shí)的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。全液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)應(yīng)用于高速行駛的鉸接式機(jī)械車輛,經(jīng)實(shí)車研究和試驗(yàn),基本上摸清了輪胎式工程機(jī)械族原采用的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)存在的問題和產(chǎn)生的原因。經(jīng)過輪胎式工程機(jī)械族推土機(jī)的實(shí)車轉(zhuǎn)向性能試驗(yàn)證明此轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有