靜液驅動系統低壓回路增壓裝置工作特性研究

王赫，馬彪,2，李超，朱禮安

（1.100081 北京市 北京理工大學 機械與車輛學院；2.100081 北京市 北京電動車輛協同創新中心；3.411100 湖南省 湘潭市 江麓機電集團有限公司）

0 引言

靜液驅動技術廣泛應用于履帶裝甲車輛的風扇調速裝置中，其優點是裝置體積小、重量輕、工作可靠、可實現無級調速；泵與馬達通過柔性管路連接，便于將冷卻風扇布置在最適宜的位置，從而充分利用了動力艙有限的空間[1]。為實現靜液驅動系統的無級調速功能，主要通過節流調速與容積調速等方式。節流調速常采用定量泵定量馬達與控制閥系統實現，容積調速通過改變液壓泵或者液壓馬達的排量來實現調速。其中，容積式調速由于具有能量損失小、效率較高、油液溫升小等特點，是目前較為常用的車輛液壓驅動調速方式[2]。

容積調速回路按照油路循環特征的不同，又可分為閉式回路與開式回路[3]。閉式回路的液壓泵通過管路油道將液壓油傳輸給液壓馬達，馬達通過回油路將液壓油輸送回液壓泵，該回路優點是功率密度較高、油箱體積小、結構緊湊且回路中不易摻混空氣，但回路中油液冷卻條件較差，需單獨設計補油泵進行補油、換油與冷卻，結構復雜，價格偏高，元件質量大[4]；開式回路的液壓泵從油箱直接吸油，工作油液通過馬達直接排回油箱。該回路結構簡單，油液可得到充分的冷卻，但大大增加了油箱體積，同時液壓泵自吸能力較差，回路中易摻混空氣。吸空現象會使泵的吸油量減少，降低液壓系統的工作效率，同時導致系統出現流量和壓力脈動，破壞系統的穩定性。液壓主泵自吸能力差是制約靜液驅動開式調速回路設計的主要原因。

為解決開式調速回路中液壓泵的吸空問題，國內外學者在理論研究與實際應用中探索了一些較為有效的解決辦法。桑月仙[5]根據系統工況點設計出一款補油泵及配套的油箱和散熱器，同時計算隨液壓泵容積效率下降時系統的泄漏量及發熱功率,分析補油量是否充足及油溫是否超限；段培勇[6]等針對某型號特種車輛的靜液壓轉向系統在環境溫度及油液損耗下壓力變化影響轉向精度的問題，設計了一種靜液油液補償裝置；鄧帆等[7]設計了一種補油裝置，該裝置連接至液壓泵的吸油口，協助主泵進行吸油工作，達到改善主泵工作特性的目的；陳楷[8]提出一種基于射流原理的輔助吸油裝置來解決泵的吸空、振動、噪音等問題。

本文考慮在開式靜液驅動的低壓回油路添加新型增壓補油裝置，形成閉式或半閉式靜液驅動，使其液壓調速回路兼具開式回路體積小、重量輕、冷卻性能好和閉式回路功率密度高、油液不易摻混空氣的特點。該增壓裝置結構簡單，安裝方便，可應用于單向靜液驅動容積調速回路中，如履帶裝甲車輛的風扇調速裝置。本文介紹了該增壓補油回路的具體工作原理，同時利用AMESim 搭建模型進行仿真研究，綜合分析了結構參數和工作參數對其工作特性的影響。

1 基本結構和工作原理

含有增壓裝置的變量泵定量馬達閉式靜液驅動系統設計回路簡圖如圖1 所示。該靜液驅動系統相對于原有閉式回路，將集成了節流孔與噴嘴-射流管等結構的增壓裝置應用于液壓驅動低壓回油路中，替代了原有傳統閉式靜液驅動的補油泵與回路沖洗閥。

圖1 具有增壓裝置的靜液驅動調速回路原理簡圖Fig.1 Schematic diagram of hydrostatic drive speed control circuit with pressure booster

增壓裝置集成中，節流孔將馬達出口的部分熱油液經過筒式過濾器后分流至油箱，替代了傳統閉式靜液驅動的沖洗溢流閥。噴嘴-射流管結構將經過油箱重新冷卻過的油液引流至回路中，為液壓泵補充溫度低、干凈且有一定壓力的液壓油。

增壓裝置集成中的噴嘴-射流管結構如圖2所示。系統低壓回路中的油液經過噴嘴時形成高速射流，噴嘴口附近壓力低于大氣壓力，與油箱補油口形成壓差，使得油箱內低溫干凈的油液經過補油口回流至射流管中，與高速射流進行摻混，摻混后的流體經射流管擴壓段進行保壓，進而為液壓主泵吸油口提供有一定壓力、溫度較低、干凈且流量充足的液壓油液，保證液壓主泵不被吸空[9-11]。

圖2 增壓裝置集成模型Fig.2 Integrated model of booster device

2 建模與仿真

2.1 流量分析

首先對該靜液驅動低壓回路中的增壓裝置內部回路進行流量分析。假設該裝置過程中內部管路無泄漏，假設閉式靜液驅動回路中管路較短且為硬管，忽略管內的壓力損失。

（1）增壓裝置進口處增壓裝置的流量為q1、壓力為p1，其與定量馬達出口流量有關。根據實際工況，將壓力p1取值1.0，1.5，2.0 MPa進行多組參數建模分析。流量q1計算公式如下：

式中：VM——定量馬達的排量，m3/rad；ωM——定量馬達的角速度，rad/s；ηMV——定量馬達的容積效率。在實際工況中，馬達存在流量泄露，導致實際轉速比理論轉速低一些，同時，也使回到油箱的沖洗流量與進入回路的補油流量存在一定偏差。為了方便后文比較沖洗流量與補油流量，本文忽略回路中泵與馬達的容積損失和其他流量損失。

（2）噴嘴出口處增壓裝置的流量為q2、壓力為p2。由于該位置是噴嘴射流出口，壓力應小于大氣壓0.1 MPa。

（3）沖洗節流孔出油口處增壓裝置的沖洗流量為q3、壓力為p3。根據流體力學分析中孔口液流特性，有

式中：K——形狀系數；A——孔口面積，m2；Δpm——孔口前后的壓力差，N/m2；m——由孔口形狀決定的指數。

（4）補油進口處增壓裝置的補油流量為q4、壓力為p4，近似認為該處壓力為大氣壓0.1 MPa。根據流體力學相關分析，忽略管內的壓力損失，該管路中的速度分布可由式（3）表述

式中：μ——在管道中的流體油液的動力粘度，與溫度有關，(N·m)/m2；l——補油管路中的長度，根據該應用工況，選取l=0.5 m；d1——補油管路的直徑，根據該應用工況，取d1=15 mm；r——在補油管路中選取的與管道軸線重合的微小圓柱體的半徑。對式（3）積分可得補油進口處的補油管路流量表達式為

（5）增壓裝置出口處的出油口流量為q5、壓力為p5，根據應用工況可得，在出油口位置的壓力需滿足變量泵的最小自吸壓力。噴嘴出口到增壓裝置出口的流量應滿足質量與能量守恒定律，可得出口的流量q5表達式為：

在增壓裝置內部回路的噴嘴出口，有流量q2的表達式如式（6）：

忽略泵馬達內部泄露量和管路損失，為滿足閉式靜液驅動系統的正常工作，增壓裝置前后的流量應保持不變，即有式（7）：

聯立式（5）——式（7）可得

式（8）說明，增壓裝置工作過程中，其節流口流出的沖洗流量與補油口流進的補油流量相等。

2.2 工作參數分析

對于增壓裝置噴嘴-射流管結構，其主要的工作特性為：當增壓裝置噴嘴-射流管結構中噴嘴輸入相同能量的油液后，在相同壓力條件下增壓裝置補油越多，或補油口將相同流量的油液引至泵入口的壓力越高，則裝置的工作特性越好。為評價增壓裝置的工作性能，為此引入相關工作特性參數[12]。

2.3 仿真模型的建立

根據上文中已經給出的增壓裝置集成的內部回路結構與原理，通過調用Hydraulic 庫中不同的基本元件，搭建了如圖3 所示的增壓裝置內部回路模型[13-14]。模型庫中ejector pump 模塊其原理與本文增壓裝置中的噴嘴-射流管原理一致，故可直接調用。噴嘴-射流管結構參數如表1所示。

圖3 增壓補油回路仿真模型Fig.3 Simulation model of booster replenishing circuit

表1 噴嘴-射流管主要結構參數Tab.1 Main structural parameters of nozzle-jet tube

設置泵的轉速為2 000 r/min，通過改變變量泵的排量改變系統的總流量。油液選用10W-40車用潤滑油，在工作溫度為80，100，120 ℃下的動力粘度分別為0.029 4，0.015 5，0.011 1 Pa·s。為較全面評價該增壓補油回路的工作特性，設置了2個變量，即節流孔徑這一結構參數和油液粘度這一工作參數。在該增壓補油裝置中，節流孔徑的大小不是固定的，需要根據工作狀態匹配最優的節流孔徑。而油液粘度的變化可以直接反映出系統工作溫度的變化情況。變量參數值選取如表2所示。同時，選取補油流量和增壓器出口壓力這2 個工作參數進行仿真測量，補油流量的大小可以反映噴嘴-射流管的引射能力，較大的補油流量可以充分冷卻油液，彌補系統的油液泄露，改善系統的工作性能。而出口壓力反映了增壓器的增壓效果，若出口壓力低于泵的自吸壓力，泵將出現吸空現象，該系統不能正常工作。

表2 仿真變量參數值Tab.2 Simulation variable parameter values

3 結果與分析

3.1 增壓回路的動態特性

首先分析補油流量和沖洗流量的動態響應特性，設置總流量大小為40 L/min，得到的參數如圖4 所示。從圖4 可以看出，在仿真開始后，沖洗流量和補油流量迅速上升，在達到穩定值前均出現一定程度的波動，但補油流量的超調量和調整時間均大于沖洗流量，經過一段時間的調整后，與沖洗流量保持一致。

圖4 補油流量和沖洗流量的動態特性Fig.4 Dynamic characteristics of make-up flow and flushing flow

分析可知，該增壓裝置的引流能力，即理論補油流量要大于從節流孔排出的沖洗流量，所以，當沖洗流量上升到接近穩定值時，補油流量仍持續上升，但為保證系統的流量平衡，補油流量要與沖洗流量基本相等，故隨后補油流量開始調整，直至達到與沖洗流量相同的穩定值。該仿真結果與前文分析基本一致，驗證了該仿真的有效性。

3.2 對補油流量的影響

選定系統工作溫度為100 ℃，改變節流孔徑和系統總流量，得到的補油流量仿真計算結果如圖5 所示。從圖5 可以看出，補油流量與總流量呈明顯的線性關系，總流量增大，補油流量隨之增大。節流孔徑的變化對補油流量有顯著影響，且節流孔徑越大，補油流量也越大，節流孔徑為1 mm 的補油流量，僅約為節流孔徑1.5 mm 的45%，約為節流孔徑2 mm 的27%，這一比例基本不隨總流量的變化而變化。節流孔徑的變大會導致通過節流孔進入油箱的沖洗流量增大，從而引起補油流量的增大。一般補油流量應占到總流量的10%左右，為保證充足的補油流量，2 mm 的節流孔徑滿足其要求。

圖5 不同總流量和節流孔徑d 對應的補油流量Fig.5 Different total flow rate and orifice diameter d corresponding to make-up oil flow

保持節流孔徑為2 mm 不變，改變工作溫度和系統總流量得到的補油流量仿真計算結果如圖6所示。當油液工作溫度變化，即油液粘度變化時，補油流量并沒有出現顯著的變化，最大差距約為16%。而總流量則對油液粘度關于補油流量的變化趨勢有不可忽略的影響，當總流量增大時，由油液粘度引起的補油流量變化數值在不斷縮小，差距從16%降至1.4%，說明油液粘度只有在較小流量時才會對補油流量造成一定程度的影響。隨著系統總流量的上升，油液粘度對補油流量帶來的影響可以忽略不計。

圖6 不同總流量和油液粘度對應的補油流量Fig.6 Make-up flow rate corresponding to different total flow rate and oil viscosity

3.3 對出口壓力的影響

同樣選定系統工作溫度為100 ℃，改變節流孔徑和系統總流量，得到的出口壓力仿真計算結果如圖7 所示。首先隨著總流量的增大，增壓裝置的出口壓力顯著提升，流量越大其變化程度越快。而節流孔徑變大時，出口壓力反而有所下降，其下降程度與總流量有關，總流量越大，由節流孔徑造成的出口壓力差距越大。在總流量為20 L/min 時，節流孔徑為2 mm 的出口壓力約為節流孔徑1 mm 的86.7%；當總流量為100 L/min 時，節流孔徑為2 mm 的出口壓力約為節流孔徑1 mm 的79.5%。較小的節流孔徑使得噴嘴-射流管的進口壓力增大，從而導致其出口壓力也隨之增大。另外，雖然2 mm 節流孔徑下的增壓裝置出口壓力較小，但其最小值依然有0.137 MPa，高于大氣壓力，相對于開式回路依然有增壓的效果，可以減輕泵的吸空現象。

圖7 不同總流量和節流孔徑d 對應的增壓裝置出口壓力Fig.7 Outlet pressure of booster device corresponding to different total flow and throttle aperture d

保持節流孔徑為2 mm 不變，改變工作溫度和系統總流量得到的出口壓力仿真計算結果如圖8 所示。從圖8 可以看出，油液粘度對出口壓力的影響并不十分明顯，變化范圍最大為8%，且由油液粘度引起的出口壓力差距不隨總流量的變化而呈現規律性變化，變化范圍穩定在5%到8%之間，基本可以忽略不計。

圖8 不同總流量和油液粘度對應的增壓裝置出口壓力Fig.8 Outlet pressure of booster device corresponding to different total flow and oil viscosity

3.4 對工作特性參數的影響

由上文分析可知，油液粘度對于增壓裝置的工作特性未產生明顯變化，故這里只分析節流孔徑對增壓裝置工作特性參數的影響。保持系統總流量為40 L/min 不變，得到的增壓裝置工作特性參數仿真計算結果如圖9 所示。

圖9 不同節流孔徑d 對應的增壓裝置工作特性參數Fig.9 Working characteristic parameters of booster device corresponding to different throttle apertures d

當節流孔徑增大時，增壓裝置的引射比有明顯上升，最大時接近10%，而壓力比有一定程度的下降，這與上文仿真得到的結論相同。雖然2 mm 節流孔徑的壓力比有所下降，但效率還是最高的，因此綜上所述，2 mm 節流孔徑的增壓裝置工作特性最為優良，應優先使用。另外，節流孔徑并非越大越好，仿真結果表明，當節流孔徑為2.5 mm，在系統總流量達到92 L/min 后，回路流量平衡將失效，補油流量和沖洗流量不再相等，泵出現吸空現象。這是因為節流孔徑變大后，當系統總流量越大，通過節流孔徑的沖洗流量越大，減少了進入噴嘴-引流裝置的流量，流速相對下降，從而導致引流能力變弱，補油流量無法與沖洗流量保持平衡，整個系統失效。因此節流孔徑應與靜液驅動系統的實際工作條件相匹配，通過仿真或實驗確定最優的節流孔徑。

4 結論

本文針對車輛冷卻風扇開式液壓系統液壓泵吸油不足的問題，對所設計的增壓裝置進行研究，建立了增壓裝置液壓回路的數學模型，同時應用AMESim 搭建了仿真模型，研究了節流孔和油液粘度對增壓裝置工作特性的影響。本文的主要貢獻和結論如下：

（1）忽略靜液驅動系統所有的油液泄露，在正常工作的情況下，該增壓補油裝置的沖洗流量和補油流量總是保持相同，但在動態特性中，補油流量的超調量和調整時間要大于沖洗流量。

（2）在一定范圍內，節流孔徑越大，進入油箱的沖洗流量就越多，補油流量也隨之提高。但節流孔徑的增大使得噴嘴-射流管結構入口處的油液壓強變低，從而使增壓裝置出口壓強變低。

（3）油液粘度，即油液工作溫度對補油流量和出口壓力均未造成明顯影響，對補油流量的最大差距為16%,對出口壓力的最大差距僅為8%,一般可以忽略不計。

（4）流孔徑對該增壓補油回路的工作特性參數有顯著影響，在滿足系統正常工作的范圍內，節流孔徑越大，引射比越大，同時壓力比有所減小，最終效率越高，工作特性越好。