新型旁路阻尼重定向器對負載敏感轉向係統性能的影響

韓宇奇王¹，
輝劉¹，
進士陳¹＆
.．.
東陽市霍¹

bwin900手机版體積34，文章編號:106（2021）引用本文

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摘要

鉸接式裝載機的負載敏感轉向係統在轉向過程中容易受到較大的壓力衝擊和振蕩，影響係統穩定性。針對這一現象，提出了一種帶旁通阻尼的改向器優化結構。在這種結構中，在傳統的重定向器上增加了孔和節流槽。為了控製轉向負荷和工作條件，裝載機的轉向負荷由壓力調節閥代替。仿真和實驗結果表明，旁路阻尼重定向器比傳統重定向器具有更好的負載敏感特性。負載單元階躍信號引起的輸出壓力衝擊峰值從6.50 MPa降低到5.64 MPa，這意味著液壓係統的壓力振蕩降低了13.4%。壓力波動時間由2.09 s縮短至1.6 s，降幅達23.4%。輸出壓力振蕩迅速衰減，轉向操作平穩性明顯提高。

簡介

裝載機主要用於一定範圍內的裝卸物料和鏟工作，在其工作狀態下需要經常進行轉向操作[1，2］．研究人員利用數值分析和模擬方法對鉸接車輛轉向係統進行了全麵研究[3.，4，5］．得到了較準確的轉向性能和影響轉向性能的主要參數。現有鉸接式裝載機在轉向操作過程中，會出現液壓係統的衝擊和振蕩等不穩定情況，導致轉向啟動和停止時機器的穩定性較差。方向盤速度越高，機身的晃動或抖動越明顯[6，7］．

轉向係統性能的優化也成為研究的熱點。參考文獻[8，采用NSGA-II算法對轉向係統進行優化，進一步提高了轉向係統的性能。開發了一種新型轉向係統，以改善轉向時的駕駛性能[9］．其他研究人員[10，11]對鉸接式車架進行優化，以獲得更緊湊的鉸接式車架轉向係統，提高轉向靈活性。

對於不穩定的液壓係統，引入獨立控製進出口的轉向係統可以提高大扭矩下的轉向穩定性和靈敏度[12］．Load-sensing [13，比例變量[14]，其他變量泵已取代固定排量液壓泵為單杆[15，16，17]和雙杆[18]液壓缸轉向係統，並構建閉環轉向係統。泵的排量是由方向盤的轉速控製的，這意味著油可以按需供應。這減少了損失，提高了轉向係統的穩定性。楊等人。[19]提出了一種自動轉向係統，其中直流電機直接連接到一個全液壓轉向器。提高了轉向精度，簡化了操作。為確保轉向操作安全，將變頻調速技術與全液壓轉向係統相結合[20.，21]開發及改進一種變頻液壓重定向器[22，23，24］．為了克服影響重定向器功率性能的非線性因素，設計了適當的結構和控製策略。實現了對重定向能量的更有效利用，提高了係統的魯棒性[25，26，27］．提出了在固定排量液壓泵出口安裝旁路比例節流閥的轉向方案[28］．

以往的研究在一定程度上緩解了由供油壓力引起的鉸接式車輛轉向過程中的壓力衝擊、振蕩等不穩定性。然而，由於流量突變引起的壓力衝擊仍然難以控製，在高速工況下轉向係統仍然表現出較大的振蕩。針對液壓係統存在的問題，設計了一種帶旁通阻尼的重定向結構。

本文其餘部分的組織如下。節2介紹了旁路阻尼重定向器的工作原理。節3.，推導了重定向器閥口麵積與控製閥芯位移的關係，並建立了數學模型。此外，詳細描述了重定向器的流量、壓力和轉速之間的相互作用。節4建立了旁路阻尼重定向器的仿真模型，對其性能進行了驗證，並給出了仿真結果。第一部分描述了一個實驗仿真平台5，並在實驗的基礎上評價了旁路阻尼重定向器的有效性。節6分析了新型重定向器與傳統重定向器的異同。最後,部分7文章結束。

工作原理

本研究的研究對象為同軸流量放大重定向器，其結構如圖所示1(a).主要由殼體、計量電機、轉閥(包括控製閥芯和控製套筒)三部分組成。重定向器的控製閥芯連接到方向盤上，旋轉從而轉動方向盤。在控製閥芯和控製套筒之間有一個相對角位移。控製閥芯以一定角度旋轉後，輸入P打開。流體通過輸入進入，推動計量電機旋轉。

計量電機主要用於保證轉向泵工作時重定向器輸送的油流量與轉向盤角度成正比。如果轉向泵不工作，電機直接從油箱中抽油，在轉動方向盤時供給轉向缸。當方向盤轉速增加時，控製閥芯和控製套筒的相對角位移增加。流量和轉向速度同時增加。

數字1(b)示重定向器工作原理示意圖。重定向器在中位時，P口和旁通阻尼孔與R口、l口斷開，油通過P口、LS口進入通道，通過t口返回油箱，重定向器左右位置開關與方向盤轉動方向一致。當方向盤高速旋轉時，轉向杆帶動控製軸大角度旋轉。油通過流量放大孔進入通道，直接從轉向缸重定向器的L、R部分輸出，完成轉向。方向盤旋轉時，R口或L口通過旁路節氣孔K與T口相連;這樣就可以通過旁通阻尼來減小氣缸位移引起的壓力衝擊和振蕩，實現平穩轉向。

方法和模型

開口麵積的計算

旋轉閥包括具有四組凹槽的控製閥芯和具有10組通孔的控製套筒。當控製閥芯旋轉時，通過不同凹槽和通孔的通斷和開口麵積來改變油的流向和流速，如圖所示2(一)。

控製閥芯上的通孔沿圓周均勻分布，P、H各12個孔沿同一中心線分布。孔H從左到右編號，奇數列與孔L的中心線對齊，偶數列與孔r的中心線對齊。旁路阻尼孔K、孔LS和流量放大孔的位置如圖所示2控製套上的A、B、C、D各有6個通道沿圓周分布。通道A控製L-T或R-T的開關。C通道控製P-T的通斷和LS的反饋。B通道均勻分布在A通道和C通道之間，控製R-H或L-H的通斷，實現流量放大性能。通道D控製L-K或R-K的開關。

在檢查重定向器的性能時，有必要計算每個端口和通道的開口麵積。為便於計算，將控製閥芯與控製套筒沿軸線的裝配展開，如圖所示2(b).控製套筒的通道部分用實線表示，控製閥芯部分用虛線表示。

重定向器的油流路徑分為七個模塊。進氣模塊的開口麵積P-C為

$ $現代{P} = \左\{{\開始{數組}{l * {20}} {{3} r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)}和{\離開({0 < x < 2 r} \右)}\ \ {6 \ uppi r ^{2}}和{\離開({2 r < x} \右)}\ \ \{數組}}結束\ $ $

(1）

在哪裏$\theta = 2\arccos \frac{r - x}{r}$，\ (r \)是孔的直徑，和\θ(\ \)是開口麵積對應的角度。

流量放大模塊A-C的開口麵積為

左$ $現代{PA} = \ \ {\ displaystyle{\開始{數組}{l * {20}} {9 r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)}和{\離開({0 < x <間的{1}}\右)}\ \ \{聚集}開始6 r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)+ \離開({\壓裂{3}{2}\θ+ 1.02}\右)r ^ {2} \ hfill \ \ - 1.5 r ^{2} \罪\θ- 3 (r - x) \ hfill \ \ \{聚集}和{\結束離開({間的{1}< x <間的{2}}\右)}\ \ \{聚集}開始18 \ uppi r ^{2} \離開({\壓裂{3}{2}\θ+ 1.02}\右)r ^ {2} \ hfill \ \ - 6 r ^{2} \離開({\θ- \罪\θ}\右)+ 18 \ uppi r ^ {2} \ hfill \ \ - 1.5 r ^{2} \罪\θ- 3 (r - x) \ hfill \ \ \{聚集}和{\結束離開({間的{2}< x} \右)}\ \ \{數組}}結束\ $ $

（2）

在哪裏$間的{1}$而且$間的{2}$為兩個極限位置的位移。

計量電機模塊在油通過計量電機進、出口H時的開口麵積為

左$ $現代{H} = \ \{{\開始{數組}{l * {20}} {1.5 r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)+ 3 xl} & \四{\離開({0 < x < 2 r} \右)}\ \ {3 r (l + \ uppi r)} & \四{\離開({2 r < x} \右)}\ \ \{數組}}結束\ $ $

（3）

在哪裏\ (l \)為電機孔的邊長。

工作模塊H-R\L的開口麵積為

$ $現代{L R \反斜杠}= \左\{{\開始{數組}{L * {20}} {3 R ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)+ 6 xl} & \四{\離開({0 < x < 5 R} \右)}\ \ {6 R (2 L + \ uppi R)} & \四{\左({5 R < x} \右)。} \\ \end{array}} \右

（4）

返回模塊R\L-T的開口麵積為

$ $ \{對齊}開始現代{T} = \左\ {\ displaystyle{\開始{數組}{l * {20}} {r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)+ 2 xl}和{左({0 < x <} \ \ ),} \\ { \ 開始數組{}{你}r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)+ 6 xl \ \ + 2 r ^{2} \離開({\ theta_{1} - \罪\ theta_{1}} \) \{數組}}和{結束\離開({< x < 2 r -} \右)}\ \ \{數組}}\正確的結束。\{對齊}$ $

（5）

在哪裏$\theta_{1} = 2\arccos \frac{r - x + a}{r}$．

油通過L-S時，負載傳感器模塊的開口麵積為

左$ $現代{LS} = \ \{{\開始{數組}{l * {20}} {6 \ uppi r ^{2}}和{\離開({x <} \右)}\ \ {6 \ uppi r ^{2} \壓裂{3},{2}r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)}和{\離開({< x < + l} \右)}\ \ {3 \ uppi r ^{2} \壓裂{3},{2}r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)}和{\離開({+ l < x < + l + 2 r} \右)}\ \ 0 &{\離開({+ l + 2 r < x} \右)}\ \ \{數組}}結束\ $ $

(6）

在哪裏\ \ ()為開口麵積的橫向距離。

旁路模塊R\L-D的開口麵積為

$ $現代{D} = \左\{{\開始{數組}{l * {20}} {3 l \離開({a - x} \右)+ \壓裂{3}{2}r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)}和{\離開({0 < x <} \右)}\ \ 0 &{\左({< x} \右)。} \\ \end{array}} \右

(7）

旁路模塊D-K的開口麵積為

$ $ \{對齊}開始現代{D - K} = \左\ {\ displaystyle{\開始{數組}{l *{20}}{\壓裂{1}{2}r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)}和{\離開({0 < x <} \右)}\ \{\壓裂{1}{2}r ^{2} \離開({\θ-θ罪\ \}\右)+ r ^{2} \離開({\ theta_{1} -罪\ \ theta_{1}} \右)}和{\左({< x < 2 r} \右)}\ \ {\ uppi r ^ {2} + r ^{2} \離開({\ theta_{1} -罪\ \ theta_{1}} \右)}和{\離開({2 r < x < l} \右)}\ \{\壓裂{1}{2}r ^{2} \離開({\ theta_{2} -罪\ \ theta_{2}} \右)+ r ^{2} \左({\theta_{1} - \sin \theta_{1} } \right)} & {\left( {1 < x < 2r + a} \right),} \\ {\frac{1}{2}r^{2} \left( {\theta_{2} - \sin \theta_{2} } \right) + 2\uppi r^{2} } & {\left( {2r + a < x < a + l} \right),} \\ {\frac{1}{2}r^{2} \left( {\theta_{2} - \sin \theta_{2} } \right) + r^{2} \left( {\theta_{3} - \sin \theta_{3} } \right)} & {\left( {a + l < x < l + 2r} \right),} \\ \end{array} } \right. \end{aligned}$$

（8）

在哪裏$\theta_{2} = 2\arccos \frac{x - r - l}{r}$,$\theta_{3} = 2\arccos \frac{x - a - r - l}{r}$．

旁路模塊K-T的開口麵積為

左$ $現代{K} = \ \ {{\ displaystyle \開始{數組}{l *{20}}{{數組}{你}\ \開始壓裂{3}{2}r ^{2} \離開({\ varphi_{1} -罪\ \ varphi_{1}} \) \ \ + \壓裂{3}{2}r ^{2} \離開({\ varphi_{2} -罪\ \ varphi_{2}} \右)結束\{數組}}和{\離開({0 < x < 2 r - l_{2}} \右)}\ \ {3 \ uppi r ^{2} + \壓裂{3}{2}r ^{2} \離開({\ varphi_{1} -罪\ \ varphi_{1}} \右)}和{\離開({2 r - l_ {1} < x < l_{1}} \右)}\ \ {3 \ uppi r ^{2}}和{\離開({l_ {1} < x < l_{3}} \右)}\ \{\壓裂{3}{2}r ^左({{2}\ \ varphi_ {3} -罪\ \ varphi_{3}} \右)}和{\離開({l_ {3} < x < 2 r + l_{3}} \右)}\ \ \{數組}}結束\ $ $

（9)

在哪裏\ (\ varphi_ {1} = 2 \ arccos \壓裂{{r + x - l_ {1}}} {r} \)，\ (\ varphi_ {2} = 2 \ arccos \壓裂{{r - x - l_ {2}}} {r} \),\ (\ varphi_ {3} = 2 \ arccos \壓裂{{x - l_ {3} - r}} {r} \)．在這裏,\ (l_ {1} \)而且\ (l_ {2} \)兩個極限位置和兩個孔之間的距離，和\ (l_ {3} \)是兩個洞之間的距離。

各模塊開口麵積與控製閥芯位移的關係曲線如圖所示3.．

重定向器的數學模型

為了進一步分析帶有旁路阻尼結構的重定向器的動態特性，建立了重定向器的數學模型。我們接受以下假設，忽略管道損耗、內漏、摩擦力、重定向器的液壓力等對轉向性能影響不大的因素。基於重定向器結構和工作原理的等效阻尼示意圖如圖所示4．

計量電機密封油腔與轉閥的孔道結構相結合，實現了重定向器的配油關係。計量電機不考慮泄漏的流量連續性方程為

$$q_{m} = D_{m} \dot{\theta}_{m}，$$

（10）

在哪裏$\點{\θ}_ {m} $是電機的角速度，和\ (D_ {m} \)為電機的位移。

重定向器工作時主要承受徑向均勻分布的壓力[29］．由於重定向器的控製套筒與電機的轉子是剛性連接的，因此重定向器的受力情況與計量電機的受力情況相同。根據重定向器的工作原理，轉閥控製套筒與控製閥芯之間的粘滯摩擦和拖動力矩是電機的主要負載。粘性摩擦比阻力力矩小得多，可以忽略不計。電機的力平衡方程為

$$T_{l} = D_{m} (P_{H1} - P_{H2})，$$

（11）

在哪裏\ (P_{我}\)是旋轉閥孔之間的壓力。

重定向器的控製閥芯和控製套筒按其軸向展開成平麵結構。控製閥芯的位移為

$ $間{z} = = \壓裂{d}{2} \離開({\ int \ limits_ {0} ^ {t} {\ omega_ {f}{文本\ d {}} t - 2 \π\ int \ limits_ {0} ^ {t}{\壓裂{{q_ {m}}} {{D_ {m}}}{文本\ d {}} t}}} \右)=間{z} \離開({\ omega_ {f}} \右),$ $

（12）

在哪裏f \ (\ omega_ {} \)為旋轉閥的角速度。

重定向器進口的壓差和流量分別為

$$\Delta P = P - P_{LS}，$$

（13）

$ $ q_ {1} = C_ {d}現代{1}(間{z}) \√6{\壓裂{2 \δP}{\ρ}},$ $

(14）

在哪裏\ (C_ {d} \)流量係數和ρ\ (\ \)是流體密度。

根據前人對優先閥和重定向器的研究和分析[30.時，重定向孔壓差基本為恒定值。通過進口的流量與旋轉閥的開口麵積有關。換句話說，它隻取決於重定向控製閥芯的轉速，而不取決於電機轉速或轉向負載。

重定向器通過每個阻尼孔的流量可表示為

$ $ q_{我}= C_ {d}現代{我}(間{z}) \√6{\壓裂{{2 \三角洲P_{我}}}{\ρ}},$ $

(15）

在哪裏$現代{我}$洞口的麵積，和我\δP_ (\ {} \)是通過每個孔的壓降。

當重定向器處於介質位置時，介質阻尼孔\ (R_ {2} \)而且\ (R_ {3} \)都在工作。其他阻尼孔處於負開狀態，且\ (P_ {LS} \)是低壓。

$$q_{z} {=}q_{2} = q_{3} .$$

（16）

當重定向器旋轉時，\ (R_ {2} \)而且\ (R_ {3} \)都關門了。每個阻尼孔的流量為

$ $ q_ {z} = q_ {7} = q_ {1} + q_ {6} = q_ {9} = q_ {L - R} + q_ {8}, $ $

(17)

$$q_{m} = q_{1} = q_{4} = q_{5} .$$

（18)

如圖4可見，油通過各阻尼孔的壓差為$\德爾塔P_{2} = \德爾塔P$，$\Delta P_{3} = P_{LS} - P_{{_{{_{T}}}}}$，$\Delta P_{4} = P_{LS} - P_{H1}$，$\Delta P_{5} = P_{H2} - P_{FD}$，$\Delta P_{6} = P - P_{FD}$，$\Delta P_{7} = P_{FD} - P_{L}$，\δP_ (\ {L - R} =δP_ \ {8} = P_ {L} - P_ {R} \),$\Delta P_{9} = P_{R} - P_{T}$．

重定向器的流量-流量-壓力關係可轉化為

$ $ \{對齊}開始P = & \壓裂{\ρ}{2}\離開({\壓裂{{q_ {m}}} {{C_ {d}}}} \右)^{2}\離開({\壓裂{1}{{\離開({現代{4}\離開({間{z}} \右)}\右)^{2}}}+ \壓裂{1}{{\離開({現代{1}\離開({間{z}} \右)}\右)^{2}}}+ \壓裂{1}{{\離開({現代{5}\離開({間{z}} \右)}\右)^{2}}}}\右)+ \壓裂{{T_ {l}識別}}{{D_ {m } }} \\ & \ 四+ \壓裂{\ρ}{2}\離開({\壓裂{{q_ {m} + q_ {6}}} {{C_ {d}}}} \右)^左({{2}\ \壓裂{1}{{\離開({現代{7}\離開({間{z}} \右)}\右)^{2}}}+ \壓裂{1}{{\左({A_{9} \left( {x_{z} } \right)} \right)^{2} }} + \frac{1}{{\left( {A_{8} \left( {x_{z} } \right) + A_{z} } \right)^{2} }}} \right) + P_{T} , \\ \end{aligned}$$

(19)

$ $ \{對齊}開始q_{6} ^{2} = & \離開({\離開({\壓裂{{現代{6}\離開({間{z}} \右)}}{{現代{1}\離開({間{z}} \右)}}}\右)^{2}+ \離開({\壓裂{{現代{6}\離開({間{z}} \右)}}{{現代{4}\離開({間{z}} \右)}}}\右)^{2}+ \離開({\壓裂{{現代{6}\離開({間{z}} \右)}}{{現代{5}\離開({間{z}} \右)}}}\右)^{2}}\右)q_ {m} ^{2} \ \ & \四+ \壓裂{{2 t_ {l}識別}}{{\ρD_ {m}}} \離開({C_ {d}} \右)^{2}\離開({現代{6}\離開({間{z}} \右)}\右)^{2}。\ \ \{對齊}$ $

(20)

模擬方法及相關設置

模擬方法

通過實驗驗證仿真可以大大提高研究效率[31］．數字2說明轉矩器的圓周運動轉化為平動運動。用一個計量缸代替了計量電機，用一個進出口代替了七個封閉腔室，簡化了模型結構。在同一方向的平移過程中隻考慮6個進口孔。另外，閥體上對應H口和計量電機的七個孔相當於一個進、一個回口。模型中輸入力信號的大小代表方向盤的轉速。轉向負荷相當於兩個調節閥的整定壓力。

數字5顯示重定向器的仿真模型。為了提高模型的精度，對優先閥和重定向器的物理結構進行了分割，並進行了測量。得到的重要參數如表所示1．作用在控製閥芯上的液壓是可以偏移的，所以兩個相對閥塊的作用麵積要保持相等，閥口麵積的所有參數必須一致。7個模塊初始位置重疊由二維展開圖計算，具體參數設置如表所示1．開口麵積因控製閥芯的相對運動而變化，控製套筒按公式設置。（1) - (9)3．1．其餘未列出的參數具有模型的默認值。

表1仿真模型重要參數

全尺寸表

用計量氣缸代替計量電機，電機的位移計算出氣缸的有效麵積。

$$d = \frac{4V}{{\uppi d ^{2}}}.$$

(21）

如果n是方向盤輸入信號的速度，轉換速度的定義是什麼

$$v = 2\uppi rn.$$

(22)

模型的驗證

為了驗證仿真模型能否準確反映實際結構的工作原理和動態性能，研究了具有旁路阻尼的重定向器在不同工況下的性能。

數字6顯示控製閥芯和控製套筒在一定轉速信號下的位移曲線。曲線表明，當施加力信號時，控製閥芯立即開始運動，而控製套筒由於控製閥芯和控製套筒之間的死區而不運動。隨著轉速和開口口p的增大，控製閥芯與控製套筒之間的開口麵積和位移間隙增大，當轉速為0時，開口麵積減小到0，控製套筒相對於控製閥芯的停止運動有輕微滯後。仿真結果表明，重定向器的控製閥芯和控製套筒在提高方向盤轉速時保證了良好的跟蹤性能。

數字7顯示了壓差\δP (\ \)壓力損失$\Delta P_{R/L - P}$在恒定增加速度信號下的重定向器。很明顯$\Delta P_{R/L - P}$隨重定向開口麵積的增大而逐漸增大，而\δP (\ \)保持不變。當快速轉動方向盤時，轉向器的溢流麵積和流量都會增加。然而,$\Delta P_{R/L - P}$由於各孔板的溢流麵積梯度小於流速梯度，溢流麵積隨溢流麵積的增大而增大。

仿真結果表明，該模型完全反映了轉向器的實際結構，較好地反映了轉向器的工作原理，具有較好的跟隨特性。

仿真結果

分析了旁路阻尼重定向器在不同方向盤轉速、不同電機轉速和不同轉向負載下的動態特性。

數字8在空載工況下，以708 r/min為轉速，給出了轉向器在不同方向盤轉速下的仿真結果。仿真曲線表明，轉向器的流量隨方向盤速度的增加而增加。流量與開口麵積呈線性關係$現代{{1}}$當\δP (\ \)保持穩定，重定向器運行性能良好。流速放大孔在轉速為20和30 r/min時打開，流速迅速增加。另外，這部分流量不經過計量電機直接到達重定向器出口。

數字9顯示了在空載工況和方向盤轉速為20 r/min的情況下，不同電機轉速下重定向器的仿真結果。當電機轉速發生變化時，進入重定向器的流量和P、LS、L/R端口的壓力保持不變。這是因為在方向盤轉速固定的情況下，轉向係統所需的流量是恒定的，不受電機轉速的影響。

數字10分別給出了在固定方向盤轉速和電機轉速的情況下，空載和重載工況下的仿真結果。重載時重定向器的輸出壓力和壓力衝擊均高於空載時，但兩種情況下的回油壓力相同。通過對仿真結果的分析可知，在相同轉向速度下，負載的變化對轉向器的流量和壓差沒有影響。

數字10說明在輸入階躍信號的情況下，空載上升時間為0.23 s，小於重載時的0.49 s。當負載變重時，轉向係統的響應變慢。

轉向器實驗

實驗仿真平台

仿真模型雖然是根據實際結構參數建立的，但忽略了管道的影響。因此，有必要通過實驗驗證等效載荷和模型的正確性。仿真係統模型如圖所示5，建立旁路阻尼重定向器實驗仿真平台，如圖所示11．實驗仿真平台主要由優先閥、重定向器和等效負載組成，構成負載敏感轉向係統。優先閥的主要作用是保證主回路中的流體優先供給轉向係統，多餘的流體通過優先閥的EF口排出。

平台組裝時，應盡量減小管道的彎曲程度，以減少壓力損失對測量數據的影響。傳感器應安裝在盡可能靠近壓力點的地方。在實驗中，用測速儀測量了方向盤的角速度。數字11展示了實驗過程中使用的相關數據采集和測量設備。液壓泵的輸出壓力通過壓力傳感器測量，測量範圍為0 ~ 60 MPa。重定向器進口、出口和端口LS的壓力由壓力傳感器測量，範圍為0-40 MPa。壓力傳感器的精度為0.1%。采用流量計采集重定向器進口和出口的流量。將采集到的數據傳輸到采樣頻率為200hz的HMG 3000數據采集裝置，然後用計算機存儲、顯示和播放采集到的數據。實驗儀器的詳細參數見表2．

表2實驗平台的主要參數及尺寸

全尺寸表

實驗結果

在不同方向盤轉速、不同電機轉速和不同轉向負載的三種轉向工況下，對帶旁通阻尼的轉向器性能進行了測試和分析。實驗中的轉向條件與仿真轉向條件一致，保證了實驗結果的準確性。

數字12給出了在電機轉速為708 r/min、方向盤轉速為8、20、30 r/min的情況下，無負載旁路阻尼重定向器的實驗結果。方向盤轉速與通過轉向器的流量之間存在顯著的正相關關係，導致LS口和L/R口的壓力波動增大。方向盤轉速是影響轉向係統流量的主要因素。在較高的轉向速度下，導向器的進口流量隨轉向速度的增加而顯著提高。

數字13給出了在電機轉速為708、1200和1870 r/min時，方向盤轉速為20 r/min的空載試驗結果。當電機轉速增加時，通過重定向器的流量和P口、LS口和R/L口的壓力保持不變。因此，轉向係統所需的流量是由方向盤轉速而不是電機轉速決定的。

數字14給出了在轉向速度為8 r/min，電機轉速為708和1200 r/min的空載和重載工況下的實驗結果。P口、LS口和R/L口的壓力隨著轉向負荷的增加而顯著增加，而R口的壓力變化不明顯。結合前麵的仿真分析結果表明，轉向係統的壓力隨著轉向負荷的增大而增大，響應變緩。

表格3.給出了不同工況下重定向器各端口流量和壓力的仿真與實驗結果的對比。產生差異的主要原因是仿真中重定向器模型的摩擦力和計量電機電阻為估計值，與真實值存在差異。仿真結果與實驗結果的最大誤差為11.1%，驗證了仿真模型的準確性。該模型表明，進一步研究轉向性能是合理的。

表3部分仿真和實驗結果

全尺寸表

動力特性與振蕩分析

根據轉向過程中重定向器和轉向載荷的受力方程和流量連續性方程，

$ $現代{L} P_ {L} -現代{R} P_ {R} = m \壓裂{{u{文本\ d {}}}} {{t{文本\ d{}}}} +布魯裏潰瘍\離開(t \右)+ F (t) $ $

(23）

$ $ q_ {L - R} \離開(t \右)=現代{L} u \左(t \右)+ \壓裂{V} {E} \壓裂{{{文本\ d {}} P_ {1} (t)}} {{t{文本\ d {}}}} + \ lambda_ {c} [P_ {L} \離開(t \右)- P_} {R (t)), $ $

(24）

在哪裏\ \ (V)為等效荷載的室容積，\ \ (E)為油的有效體積模量，\ \ (F)是外部載荷，\ \ (u (t))為等效負載響應速度，\ (B \)是粘性阻尼，和\ (\ lambda_ c {} \)為等效荷載的泄漏係數。

旁路阻尼重定向器的轉向載荷的壓力-流量線性化方程如下:

$ $ q_ {8} = q_ {7} - q_ {L - R} = K_ {q}現代{8}\離開(s \右)+ K_ {c} (P_ {L} - P_ {R}), $ $

(25）

在哪裏\ (K_ {q} = \壓裂{{\部分q_ {8}}} {x} \部分= C_ {d} \√6{2 \壓裂{{P_ {L} - P_ {R}}}{\ρ}}\)，\ (K_{{\文本{c}}} = \壓裂{{\部分q_{8}}}{{\部分P_ {L}}} = \壓裂{{C_ {d}現代{8}}}{{\√6{2 \ρ(P_ {L} - P_ {R})}}} \)．

通過拉普拉斯變換得到兩個重定向器結構的動態特性框圖，如圖所示15．虛線內的變量表示旁路阻尼結構的影響。

當出口壓力合適時$P_{R} \左(s \右)= 0$流速$q_{7} \left({\text{s}} \right) = 0$，具有負載輸入和左出口壓力輸出的動態傳遞函數可表示為

L $ $ \壓裂{{P_{} \離開(s \右)}}{F \左(s \右)}= \壓裂{{\壓裂{{現代E {L}}} {mV}}} {{s ^{2} + \離開({\壓裂{{\ lambda_ E {c}}} {V} + \壓裂{B} {m}} \右)s + \壓裂{{B \ lambda_ {c} +現代{L} ^ {2}}} {mV} E}} = \壓裂{{K_ {A1} \ omega_ {n1} ^ {2}}} {{s ^ {2} + 2 \ xi_ {1} \ omega_ {n1} s + \ omega_ {n1} ^{2}}}。$ $

（26)

結合方程式。（23) - (25)，具有旁路阻尼的重定向器的動態傳遞函數為

$ ${聚集}\ \開始壓裂{{P_ {L} \離開(s \右)}}{F \左(s \右)}= \壓裂{{\壓裂{{現代E {L}}} {mV}}} {{s ^{2} + \離開({\壓裂{{E (\ lambda_ {c} + K_ {c})}} {V} + \壓裂{B} {m}} \右)s + \壓裂{{\離開({\ lambda_ {c} + K_ {c}} \右)B +現代{L} ^ {2}}} {mV} E }}, \\ = \ 壓裂{{K_ {A2} \ omega_ {n2} ^ {2}}} {{s ^ {2} + 2 \ xi_ {2} \ omega_ {n2} s + \ omega_ {n2} ^{2}}}。\ \ \{聚集}$ $

(27)

兩種結構重定向器的增益分別為

$ $ K_ {A1} = \壓裂{{現代{L}}} {{B \ lambda_ {c} +現代{L} ^ {2}}}, $ $

(28)

$ $ K_ {A2} = \壓裂{{現代{L}}}{{\離開({\ lambda_ {c} + K_ {c}} \右)B +現代{L} ^{2}}}。$ $

(29)

無阻尼固有頻率是

$ $ \ omega_ {n1} = \√6{\壓裂{E} {mV} (B \ lambda_ {c} +現代{L} ^ {2})}, $ $

(30）

$ $ \ omega_ {n2} = \√6{\壓裂{E} {mV} (B \ lambda_ {c} + BK_ {c} +現代{L} ^{2})}。$ $

(31)

係統阻尼比為

$ $ \ xi_{1} = \壓裂{{\ omega_ {n1}}}{{2現代{L} ^{2}}} \離開({m \ lambda_ {c} + \壓裂{BV} {E}} \右),$ $

（32)

$ $ \ xi_{2} = \壓裂{{\ omega_ {n2}}}{{2現代{L} ^{2}}} \離開({m \ lambda_ {c} + mK_ {c} + \壓裂{BV} {E}} \右),$ $

（33）

兩種結構重定向器的出口特性方程為

$ $ s ^{2} + \離開({\壓裂{{\ lambda_ E {c}}} {V} + \壓裂{B} {m}} \右)s + \壓裂{E} {mV} (B \ lambda_ {c} +現代{L} ^ {2}) = 0, $ $

(34)

$ $ s ^{2} + \離開({\壓裂{{(\ lambda_ {c} + K_ {c}) E}} {V} + \壓裂{B} {m}} \右)s + \壓裂{E} {mV} (B \ lambda_ {c} + BK_ {c} +現代{L} ^{2}) = 0。$ $

(35）

壓力超調為

$ $ M_ {pn} = \ exp \離開({- \壓裂{{\ xi_ {n} \ uppi}}{{\√6 {1 - \ xi_ {n} ^{2}}}}} \右),$ $

（36)

根據Routh-Hurwitz穩定性準則，兩個重定向器組成的兩個係統都是穩定的。

根據上述方程，當轉向加載時\ \ (F)增加，負荷壓力大\ (P_ {L} \)增大，節流壓力-流量係數\ (K_ c {} \)減小，無阻尼固有頻率\ (\ omega_ {n} \)和係統阻尼比減小，壓力超調\ (M_ P {} \)增加。係統振蕩次數增加，穩定性降低，調整時間增加。因此，轉向負荷的突然增加會導致係統振蕩。如果開放區域$現代{8}$孔的\ (R_ {8} \)的增加,\ (K_ c {} \)的增加,增加，壓力超調\ (M_ P {} \)減少。振蕩次數減少，係統的穩定性相應增加。在這項研究中，$\xi_{1} < \xi_{2}$，$m_ {p1} > m_ {p2}$，旁路阻尼重定向器超調量相對較小。

係統振蕩的嚴重程度由阻尼比決定．較小的振蕩越嚴重。振蕩過程的衰減速度由$\左| {\xi \omega_{n}} \右|$．更大的$\左| {\xi \omega_{n}} \右|$是，衰變越快。根據上述分析，

$ $ \左| {\ xi \ omega_ {n}} \右| _{1}< \左| {\ xi \ omega_ {n}} \吧。$ $ | _ {2}

(37）

因此，與傳統重定向器相比，在有旁路阻尼的重定向器中增加階躍信號，輸出壓力振蕩衰減更快，係統更加穩定。

數字16在電機轉速為708 r/min的空載條件下，不同方向盤轉速下旁路回路的流量曲線。當轉向盤轉速分別為8、20和30 r/min時，旁通回路流量分別為0.66、3.15和6.03 L/min，分別占進入轉向器總流量的16.5%、18.6%和19.1%。仿真結果表明，通過旁路回路的流量隨著方向盤轉速的增加而增加，但增加的速率減小。通過旁路回路的流量比例相對穩定。

數字17給出了電機轉速為708 r/min時，空載和重載兩種重定向器的等效負載進口壓力仿真曲線。在空載、方向盤轉速為20 r/min的情況下，旁路阻尼重定向器的等效負載入口壓力超調量從0.86 MPa降至0.79 MPa。在大負荷下，壓力超調量由6.50 MPa降至5.64 MPa，降幅為13.4%。壓力振蕩持續時間從2.09 s減少到1.6 s，下降率為23.4%。本文的研究可為鉸接式汽車轉向技術的穩定性優化提供參考。

結論

為減小鉸接式汽車轉向係統的壓力振蕩，提高轉向係統的穩定性，提出了一種具有旁通阻尼的新型轉向器。對轉向載荷進行等效替換，使研究條件更便於控製。對新型轉向器在不同工況下進行了仿真、實驗研究和分析。本研究的主要結論如下。

(1）
對於有旁通阻尼的重定向器，在轉向過程中，重負荷工況下等效負載入口壓力峰值由6.50 MPa降低到5.64 MPa。與傳統重定向器相比，超調量降低了13.4%，減少了係統振蕩次數。
（2）
旁路阻尼重定向器的負載變化引起的輸出壓力振蕩持續時間比傳統重定向器縮短了23.4%。壓力振蕩衰減快，係統更穩定。
（3）
對於有旁通阻尼的重定向器，通過旁通環的流量隨著方向盤轉速的增加而增加，但增加的速率減小。通過旁路回路的流量比例相對穩定。因此，旁路阻尼結構對轉向過程中的流量供給影響不大。

旁路阻尼重定向器雖然提高了轉向係統的穩定性，但對轉向靈敏度有一定的負麵影響，在一定程度上增加了轉向響應時間，造成轉向滯後。在未來的研究中，需要協調旁路阻尼結構的穩定性和靈敏度之間的矛盾，以達到最優的關係。本研究使用的實驗仿真平台不能完全反映轉向負荷的變化。在後續的研究中，應將該新型重定向器應用到原型車的性能測試中，以進一步提高試驗測試的精度。

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文章穀歌學者

下載參考

確認

不適用。

資金

國家重點研發計劃項目(2018YFB2000900)資助。

作者信息

作者和隸屬關係

吉林大學機械與航天工程學院，吉林，130022
王宇奇，劉新輝，陳進士，霍東陽

作者

韓宇奇王

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輝劉

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進士陳

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東陽市霍

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貢獻

XL、JC構思了本研究的思路;YW、DH進行了理論推導和仿真實驗。JC參與了結構設計。YW分析了數據並撰寫了手稿。所有作者閱讀並批準了最終稿件。

作者的信息

王宇奇，1993年生，目前在北京大學攻讀博士學位吉林大學機械與航天工程學院，中國．她獲得了學士學位吉林大學，中國2016年。她的研究興趣包括流體傳動和控製。

劉新慧，1962年生，現任北京大學教授吉林大學機械與航天工程學院，中國．

陳進士，1983年生，現任北京大學副教授吉林大學機械與航天工程學院，中國．

霍東陽，1996年生，現就讀於清華大學碩士研究生吉林大學機械與航天工程學院，中國．

相應的作者

對應到進士陳．

道德聲明

相互競爭的利益

作者聲明沒有競爭的經濟利益。

權利與權限

開放獲取本文遵循創作共用署名4.0國際許可協議(Creative Commons Attribution 4.0 International License)，該協議允許在任何媒體或格式中使用、分享、改編、分發和複製，隻要您給予原作者和來源適當的署名，提供創作共用許可協議的鏈接，並說明是否有更改。本文中的圖片或其他第三方材料包含在文章的創作共用許可中，除非在材料的信用額度中另有說明。如果材料不包含在文章的創作共用許可中，並且您的預期用途不被法律法規允許或超出了允許的用途，您將需要直接從版權所有者那裏獲得許可。欲查看此許可證的副本，請訪問http://creativecommons.org/licenses/by/4.0/．

轉載及權限

關於本文

引用本文

王穎，劉鑫，陳傑。et al。新型旁路阻尼重定向器對負載敏感轉向係統性能的影響。下巴。j .機械工程。Eng。34， 106(2021)。https://doi.org/10.1186/s10033-021-00627-7

下載引用

收到了：2020年6月11日
修改後的：2021年8月23日
接受：2021年10月18日
發表：2021年11月12日
DOI：https://doi.org/10.1186/s10033-021-00627-7

關鍵字

拖掛車
重定向器
負載敏感轉向係統
壓力振蕩

新型旁路阻尼重定向器對負載敏感轉向係統性能的影響

摘要

簡介

工作原理

方法和模型

開口麵積的計算

重定向器的數學模型

模擬方法及相關設置

模擬方法

模型的驗證

仿真結果

轉向器實驗

實驗仿真平台

實驗結果

動力特性與振蕩分析

結論

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確認

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