转向沉重

转向沉重（精选3篇）

转向沉重 篇1

1台856Ⅲ型装载机,作业中出现转向慢且沉重现象。该机装配4WG200型变速器,电脑控制可半自动变速。转向液压泵安装在变速器上,由1根传动轴驱动2个泵(双联泵),其中主液压泵给转向液压缸供油,推动转向液压缸活塞杆;先导液压泵给工作装置先导操纵阀及转向器供油,由溢流阀控制液压油压力,先导油压要求为3.5～4 MPa。

首先拆下组合阀至转向器的软管,启动柴油机由怠速运转至中速,观察先导油压力状况,结果软管出口没有液压油喷射出来,由此怀疑溢流阀有故障。

其次,将溢流阀拆下,发现阀芯处粘有少量金属粉末。将该阀清洗后装复试机,油压有所提高,但转向依然沉重缓慢。

最后,将油压表装在流量放大阀至转向液压泵进油口处,启动柴油机并左、右原地转动转向盘,测得油压只有5 MPa,与原机资料要求油压16 MPa比较相差甚远。

出现油压偏低可能有2个原因:一是转向系安全阀有故障,二是转向泵内泄而供油不足。先拆检流量放大阀右端的安全阀,检测该阀没有问题,由此判定转向液压泵内泄严重。

更换新的同型号国产转向液压泵,并将转向系统油压调至16 MPa,试机时转向恢复正常。

转向沉重 篇2

我公司生产的0.6～0.8 t电动叉车,在组装调试过程中发现转向沉重,有时还有转向盘自转现象,存在安全隐患,需进行改进。

该种叉车上使用的转向器选用伊顿产403—7982—19型转向器。这是一种带优先阀的负荷传感全液压转向器,体积小,结构紧凑,与我公司用于1.5t蓄电池叉车的转向器相同,在1～1.5 t叉车上使用正常。

分析认为,造成此故障的原因如下:

(1)转向轴硬度不够,与转向器啮合时花键部分易变形,从而导致啮合不均匀,造成转向沉重。

(2)转向轴、转向管柱和连接法兰、过渡法兰为不同外协单位生产,使转向轴花键与转向器花键不匹配,造成花键啮合不均匀,转向时有死点。

(3)连接法兰轴向尺寸较长,使得加工时连接孔的垂直度和连接法兰的同轴度不能保证;在组装后,花键不能正确啮合,导致转向沉重。

总体分析认为转向沉重的主要原因是转向轴与转向器的花键啮合不均匀。

2. 改进措施

将转向轴的生产也交给转向器厂家,采用配套加工方法,以减少花键加工误差:改进转向轴热处理技术要求,增加转向轴的硬度,从而提高花键部位的强度,以减小花键啮合时的变形;提高连接法兰的同轴度和连接孔加工的垂直度要求,从装配上保证花键正确啮合;在装配转向操纵机构时,按规定拧紧力矩拧紧螺栓,保证装配质量。

转向沉重 篇3

对载货汽车而言,转向轻便性直接影响到整车的操纵稳定性。转向沉重问题极易使驾驶员产生驾驶疲劳,同时还会影响到转向系统各零部件的使用寿命,影响行车安全。怠速转向沉重现象是车辆在发动机怠速运行工况下行驶,驾驶员转向过程中会感到转向沉重,尤其快速转动方向盘时,转向沉重现象更为明显。本文所讨论的某6×2载货汽车使用路况弯道较多,用户经常在怠速工况下转弯行驶,怠速转向沉重问题给驾驶带来很大的危险性。

本文从设计理论的角度对某6×2载货汽车怠速转向沉重问题进行深入的分析,并通过装车试验验证,最后找出了该车型怠速转向沉重问题的主要原因。最终通过优化整改措施将问题彻底解决。

所涉及的车辆基本配置如下表1。

1、影响因素分析

对车辆转向系统从设计理论的角度上进行分析,影响怠速转向沉重的主要因素有以下两个方面:(1)、转向系统传动机构传动比及转向系统输出扭矩;(2)、助力转向系统工作压力及系统流量匹配合理性。

1.1 转向系统传动机构分析

对该车型转向系统传动机构进行现场检查,在转向过程中转向系统各个零部件之间不存在干涉现象,助力转向管路连接无误。

下图1为该车型转向传动机构示意图。

转向系统传动机构影响转向沉重的设计因素主要有以下两点:1、转向传动机构角传动比;2、转向系统输出扭矩。

(1)转向系统传动机构传动比校核

第一桥转向传动机构角传动比iwl=Rk1/Re1=323.8/296=1.09,其中RK1为一桥转向节臂长,RE1为转向垂臂长。

第二桥转向传动机构角传动比

iw2=rd1/rc×rd3/rd1×rk2/re2=246/125×313/410=1.0038,式中rk2为二桥转向节臂长,rc为转向垂臂轴至过渡拉杆的垂臂长,rd1为过渡摆臂Ⅰ的摆臂长,re2为过渡摆臂Ⅱ的长度,rd3为过渡拉杆Ⅱ至摆臂r轴的摆臂长。

通过以上计算分析可以发现,转向系统传动机构角传动比均在0.85～1.1之间,在设计推荐值范围内。

(2)转向系统输出扭矩校核

该车型配置转向器参数如下表3:

方向机最大输出扭矩M1=8266N.m

助力缸最大输出扭矩

其中P为转向泵最大工作压力(14MPa),D为活塞缸直径(60mm),d为活塞杆直径(28mm),L为活塞杆连接点与支座铰接点距离(198mm),θ为偏摆极限转角(28°),η为助力缸效率(取0.96)

转向系统最大输出扭矩M=M1+M2=13463N.m

转向系统最大阻力矩

其中,f为轮胎与地面摩擦系数(一般取0.8),G为前轴满载负荷,B为轮胎气压(一般取1.1MPa),m为前轴满载质量(一轴6750Kg,二轴7100Kg),譬为重力加速度。

由以上公式可以计算出,转向系统最大转向阻力矩Mr=8992N.m

转向系统最大输出扭矩M>最大转向阻力矩Mr

以上分析可以得出,转向系统传动机构符合要求,从理论设计的基础上,该处不是造成怠速转向沉重的原因。

1.2 助力转向系统工作压力及系统流量分析校核

对该车型液压助力转向系统所需最大工作压力及控制流量进行匹配计算分析,其分析过程如下:

转向系统所需最大工作压力

其中,P为油泵的最大工作压力;T为转向器的最大输出扭矩;S0为转向器油缸的工作面积;S1为是螺杆外径所占面积:RF为扇形齿分度圆半径。

由以上计算可以得出转向系统所需最大工作压力为15.5MPa。

转向器所需最大工作流量

其中,Q1为转向器所需最大工作流量,n为方向盘最大瞬时转速,重型货车取1.25r/s;l为方向机螺杆螺距;l为方向机效率系数(泄露系数),取0.85;1.5-2为经验系数,可能与制造水平有关。

由以上计算可以得出,转向器所需最大工作流量Q1=15.78L/min

助力缸所需最大工作流量

助力缸工作面积S=3.14×(D2-d2)/4

其中,D为助力缸工作缸径(70mm),d为助力缸推杆外径(28mm),V为方向盘每转油缸移动距离(37mm),N为转向盘最大转速(1.25r/s)

由以上可以得出Q2=8.97L/min

转向系统所需控制流量Q=Q+Q2,Q=24.75L/min

发动机怠速工况下,动转泵所需排量q=Q3/S1×100(,其中S1为发动机怠速时转向泵的转速,Q3为发动机怠速转向盘转速1.25r/s时转向系统所需流量。

S1=S2×i,其中S2为发动机怠速(700r/min),l为动转泵与发动机转速比(1.09)。

由以上计算公式可以计算出在发动机怠速运行工况下,系统所需转向泵的排量为25ml/r。

1.3 试验测试分析

对该车辆运行工况下系统流量进行测量,绘制出图2所示的系统流量特性曲线图。

由以上流量特性曲线可以看出怠速工况(发动机转速730r/min)下系统流量(12L/min)明显小于理论需求值(16.5L/min),由此可以看出车辆怠速运行工况下,系统流量过小,不能满足系统转向过程中流量的需求,导致怠速工况下转向沉重。

2、系统流量匹配优化

根据上文分析,车辆在发动机怠速运行的工况时,系统实际流量过小不能够满足转向系统使用要求是造成转向沉重的主要原因

针对如何提高车辆怠速使用工况下的系统流量,有以下两种途径:其一,通过提高动转泵与发动机转速比即传动比,以提高发动机怠速时动转泵的转速来提高系统流量;其二,通过提高转向泵的排量,在发动机怠速工况、转向泵转速不变的情况下使系统的流量增加。

由于第一种方案需对发动机与动转泵连接处的啮合齿轮齿数做修改,优化工作较为复杂,成本较高。故采取第二种优化途径,依据理论计算值调整转向泵的参数,以提高发动机怠速工况下系统的流量,优化后转向泵的相关技术参数如下表6。

3、试验及市场验证

针对该车辆更换优化方案中的转向泵,并对怠速工况下的系统流量进行检测,其检测结果如下表7。

由上表测试结果可以看出,车辆怠速工况下,系统流量均值为16.03L/min,该值与理论计算值(16.5L/min)基本一致。

另外对优化方案实施后的车辆进行转向耗时试验,试验结果见下表8。

通过现场试车主观评价及相关试验验证,通过以上优化方案,怠速转向沉重问题消失,转向过程更加灵敏。

按此优化方案,该类车型陆续完成了小批量生产并投入市场,通过三个月的市场跟踪验证,无一例怠速转向沉重的问题,用户比较满意。

4、结束语

该文从设计理论的角度,通过对转向系统传动机构及液压助力转向系统流量匹配合理性进行了深入的计算分析及相关试验验证,最终找出怠速转向沉重问题产生的主要原因,通过相应的优化方案最终将问题彻底解决,试验验证效果良好。该文所及方法和结论对类似问题的解决具有一定的借鉴作用。

摘要：转向沉重问题是汽车最常见的故障之一,其影响因素较为复杂。本文以某6×2载货汽车为例,通过深入的理论计算分析及相关试验验证,指出了该类车型怠速转向沉重故障产生的主要原因,提出了一种优化改进措施,解决了怠速转向沉重的问题。

关键词：载货车,怠速,转向沉重,分析,优化

参考文献

[1]陈家瑞.汽车构造[下].人民交通出版社,2002.

[2]王望予.汽车设计.机械工业出版社,2004.

[3]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册设计篇[M].人民交通出版社,2001.