王赫，馬彪,2，李超，朱禮安

（1.100081 北京市 北京理工大學(xué) 機(jī)械與車輛學(xué)院；2.100081 北京市 北京電動(dòng)車輛協(xié)同創(chuàng)新中心；3.411100 湖南省 湘潭市 江麓機(jī)電集團(tuán)有限公司）

0 引言

靜液驅(qū)動(dòng)技術(shù)廣泛應(yīng)用于履帶裝甲車輛的風(fēng)扇調(diào)速裝置中，其優(yōu)點(diǎn)是裝置體積小、重量輕、工作可靠、可實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速；泵與馬達(dá)通過柔性管路連接，便于將冷卻風(fēng)扇布置在最適宜的位置，從而充分利用了動(dòng)力艙有限的空間[1]。為實(shí)現(xiàn)靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的無級(jí)調(diào)速功能，主要通過節(jié)流調(diào)速與容積調(diào)速等方式。節(jié)流調(diào)速常采用定量泵定量馬達(dá)與控制閥系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)，容積調(diào)速通過改變液壓泵或者液壓馬達(dá)的排量來實(shí)現(xiàn)調(diào)速。其中，容積式調(diào)速由于具有能量損失小、效率較高、油液溫升小等特點(diǎn)，是目前較為常用的車輛液壓驅(qū)動(dòng)調(diào)速方式[2]。

容積調(diào)速回路按照油路循環(huán)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(dá)，馬達(dá)通過回油路將液壓油輸送回液壓泵，該回路優(yōu)點(diǎn)是功率密度較高、油箱體積小、結(jié)構(gòu)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(dú)設(shè)計(jì)補(bǔ)油泵進(jìn)行補(bǔ)油、換油與冷卻，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價(jià)格偏高，元件質(zhì)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(dá)直接排回油箱。該回路結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，油液可得到充分的冷卻，但大大增加了油箱體積，同時(shí)液壓泵自吸能力較差，回路中易摻混空氣。吸空現(xiàn)象會(huì)使泵的吸油量減少，降低液壓系統(tǒng)的工作效率，同時(shí)導(dǎo)致系統(tǒng)出現(xiàn)流量和壓力脈動(dòng)，破壞系統(tǒng)的穩(wěn)定性。液壓主泵自吸能力差是制約靜液驅(qū)動(dòng)開式調(diào)速回路設(shè)計(jì)的主要原因。

為解決開式調(diào)速回路中液壓泵的吸空問題，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在理論研究與實(shí)際應(yīng)用中探索了一些較為有效的解決辦法。桑月仙[5]根據(jù)系統(tǒng)工況點(diǎn)設(shè)計(jì)出一款補(bǔ)油泵及配套的油箱和散熱器，同時(shí)計(jì)算隨液壓泵容積效率下降時(shí)系統(tǒng)的泄漏量及發(fā)熱功率,分析補(bǔ)油量是否充足及油溫是否超限；段培勇[6]等針對(duì)某型號(hào)特種車輛的靜液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在環(huán)境溫度及油液損耗下壓力變化影響轉(zhuǎn)向精度的問題，設(shè)計(jì)了一種靜液油液補(bǔ)償裝置；鄧帆等[7]設(shè)計(jì)了一種補(bǔ)油裝置，該裝置連接至液壓泵的吸油口，協(xié)助主泵進(jìn)行吸油工作，達(dá)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(dòng)、噪音等問題。

本文考慮在開式靜液驅(qū)動(dòng)的低壓回油路添加新型增壓補(bǔ)油裝置，形成閉式或半閉式靜液驅(qū)動(dòng)，使其液壓調(diào)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(diǎn)。該增壓裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，安裝方便，可應(yīng)用于單向靜液驅(qū)動(dòng)容積調(diào)速回路中，如履帶裝甲車輛的風(fēng)扇調(diào)速裝置。本文介紹了該增壓補(bǔ)油回路的具體工作原理，同時(shí)利用AMESim 搭建模型進(jìn)行仿真研究，綜合分析了結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)對(duì)其工作特性的影響。

1 基本結(jié)構(gòu)和工作原理

含有增壓裝置的變量泵定量馬達(dá)閉式靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)回路簡(jiǎn)圖如圖1 所示。該靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)相對(duì)于原有閉式回路，將集成了節(jié)流孔與噴嘴-射流管等結(jié)構(gòu)的增壓裝置應(yīng)用于液壓驅(qū)動(dòng)低壓回油路中，替代了原有傳統(tǒng)閉式靜液驅(qū)動(dòng)的補(bǔ)油泵與回路沖洗閥。

圖1 具有增壓裝置的靜液驅(qū)動(dòng)調(diào)速回路原理簡(jiǎn)圖Fig.1 Schematic diagram of hydrostatic drive speed control circuit with pressure booster

增壓裝置集成中，節(jié)流孔將馬達(dá)出口的部分熱油液經(jīng)過筒式過濾器后分流至油箱，替代了傳統(tǒng)閉式靜液驅(qū)動(dòng)的沖洗溢流閥。噴嘴-射流管結(jié)構(gòu)將經(jīng)過油箱重新冷卻過的油液引流至回路中，為液壓泵補(bǔ)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(jié)構(gòu)如圖2所示。系統(tǒng)低壓回路中的油液經(jīng)過噴嘴時(shí)形成高速射流，噴嘴口附近壓力低于大氣壓力，與油箱補(bǔ)油口形成壓差，使得油箱內(nèi)低溫干凈的油液經(jīng)過補(bǔ)油口回流至射流管中，與高速射流進(jìn)行摻混，摻混后的流體經(jīng)射流管擴(kuò)壓段進(jìn)行保壓，進(jìn)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(duì)該靜液驅(qū)動(dòng)低壓回路中的增壓裝置內(nèi)部回路進(jìn)行流量分析。假設(shè)該裝置過程中內(nèi)部管路無泄漏，假設(shè)閉式靜液驅(qū)動(dòng)回路中管路較短且為硬管，忽略管內(nèi)的壓力損失。

（1）增壓裝置進(jìn)口處增壓裝置的流量為q1、壓力為p1，其與定量馬達(dá)出口流量有關(guān)。根據(jù)實(shí)際工況，將壓力p1取值1.0，1.5，2.0 MPa進(jìn)行多組參數(shù)建模分析。流量q1計(jì)算公式如下：

式中：VM——定量馬達(dá)的排量，m3/rad；ωM——定量馬達(dá)的角速度，rad/s；ηMV——定量馬達(dá)的容積效率。在實(shí)際工況中，馬達(dá)存在流量泄露，導(dǎo)致實(shí)際轉(zhuǎn)速比理論轉(zhuǎn)速低一些，同時(shí)，也使回到油箱的沖洗流量與進(jìn)入回路的補(bǔ)油流量存在一定偏差。為了方便后文比較沖洗流量與補(bǔ)油流量，本文忽略回路中泵與馬達(dá)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(yīng)小于大氣壓0.1 MPa。

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

式中：K——形狀系數(shù)；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(shù)。

（4）補(bǔ)油進(jìn)口處增壓裝置的補(bǔ)油流量為q4、壓力為p4，近似認(rèn)為該處壓力為大氣壓0.1 MPa。根據(jù)流體力學(xué)相關(guān)分析，忽略管內(nèi)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(dòng)力粘度，與溫度有關(guān)，(N·m)/m2；l——補(bǔ)油管路中的長(zhǎng)度，根據(jù)該應(yīng)用工況，選取l=0.5 m；d1——補(bǔ)油管路的直徑，根據(jù)該應(yīng)用工況，取d1=15 mm；r——在補(bǔ)油管路中選取的與管道軸線重合的微小圓柱體的半徑。對(duì)式（3）積分可得補(bǔ)油進(jìn)口處的補(bǔ)油管路流量表達(dá)式為

（5）增壓裝置出口處的出油口流量為q5、壓力為p5，根據(jù)應(yīng)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(yīng)滿足質(zhì)量與能量守恒定律，可得出口的流量q5表達(dá)式為：

在增壓裝置內(nèi)部回路的噴嘴出口，有流量q2的表達(dá)式如式（6）：

忽略泵馬達(dá)內(nèi)部泄露量和管路損失，為滿足閉式靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的正常工作，增壓裝置前后的流量應(yīng)保持不變，即有式（7）：

聯(lián)立式（5）——式（7）可得

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

2.2 工作參數(shù)分析

對(duì)于增壓裝置噴嘴-射流管結(jié)構(gòu)，其主要的工作特性為：當(dāng)增壓裝置噴嘴-射流管結(jié)構(gòu)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(bǔ)油越多，或補(bǔ)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(píng)價(jià)增壓裝置的工作性能，為此引入相關(guān)工作特性參數(shù)[12]。

2.3 仿真模型的建立

根據(jù)上文中已經(jīng)給出的增壓裝置集成的內(nèi)部回路結(jié)構(gòu)與原理，通過調(diào)用Hydraulic 庫(kù)中不同的基本元件，搭建了如圖3 所示的增壓裝置內(nèi)部回路模型[13-14]。模型庫(kù)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(diào)用。噴嘴-射流管結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖3 增壓補(bǔ)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(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Main structural parameters of nozzle-jet tube

設(shè)置泵的轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，通過改變變量泵的排量改變系統(tǒng)的總流量。油液選用10W-40車用潤(rùn)滑油，在工作溫度為80，100，120 ℃下的動(dòng)力粘度分別為0.029 4，0.015 5，0.011 1 Pa·s。為較全面評(píng)價(jià)該增壓補(bǔ)油回路的工作特性，設(shè)置了2個(gè)變量，即節(jié)流孔徑這一結(jié)構(gòu)參數(shù)和油液粘度這一工作參數(shù)。在該增壓補(bǔ)油裝置中，節(jié)流孔徑的大小不是固定的，需要根據(jù)工作狀態(tài)匹配最優(yōu)的節(jié)流孔徑。而油液粘度的變化可以直接反映出系統(tǒng)工作溫度的變化情況。變量參數(shù)值選取如表2所示。同時(shí)，選取補(bǔ)油流量和增壓器出口壓力這2 個(gè)工作參數(shù)進(jìn)行仿真測(cè)量，補(bǔ)油流量的大小可以反映噴嘴-射流管的引射能力，較大的補(bǔ)油流量可以充分冷卻油液，彌補(bǔ)系統(tǒng)的油液泄露，改善系統(tǒng)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(xiàn)吸空現(xiàn)象，該系統(tǒng)不能正常工作。

表2 仿真變量參數(shù)值Tab.2 Simulation variable parameter values

3 結(jié)果與分析

3.1 增壓回路的動(dòng)態(tài)特性

首先分析補(bǔ)油流量和沖洗流量的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，設(shè)置總流量大小為40 L/min，得到的參數(shù)如圖4 所示。從圖4 可以看出，在仿真開始后，沖洗流量和補(bǔ)油流量迅速上升，在達(dá)到穩(wěn)定值前均出現(xiàn)一定程度的波動(dòng)，但補(bǔ)油流量的超調(diào)量和調(diào)整時(shí)間均大于沖洗流量，經(jīng)過一段時(shí)間的調(diào)整后，與沖洗流量保持一致。

圖4 補(bǔ)油流量和沖洗流量的動(dòng)態(tài)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(bǔ)油流量要大于從節(jié)流孔排出的沖洗流量，所以，當(dāng)沖洗流量上升到接近穩(wěn)定值時(shí)，補(bǔ)油流量仍持續(xù)上升，但為保證系統(tǒng)的流量平衡，補(bǔ)油流量要與沖洗流量基本相等，故隨后補(bǔ)油流量開始調(diào)整，直至達(dá)到與沖洗流量相同的穩(wěn)定值。該仿真結(jié)果與前文分析基本一致，驗(yàn)證了該仿真的有效性。

3.2 對(duì)補(bǔ)油流量的影響

選定系統(tǒng)工作溫度為100 ℃，改變節(jié)流孔徑和系統(tǒng)總流量，得到的補(bǔ)油流量仿真計(jì)算結(jié)果如圖5 所示。從圖5 可以看出，補(bǔ)油流量與總流量呈明顯的線性關(guān)系，總流量增大，補(bǔ)油流量隨之增大。節(jié)流孔徑的變化對(duì)補(bǔ)油流量有顯著影響，且節(jié)流孔徑越大，補(bǔ)油流量也越大，節(jié)流孔徑為1 mm 的補(bǔ)油流量，僅約為節(jié)流孔徑1.5 mm 的45%，約為節(jié)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(jié)流孔徑的變大會(huì)導(dǎo)致通過節(jié)流孔進(jìn)入油箱的沖洗流量增大，從而引起補(bǔ)油流量的增大。一般補(bǔ)油流量應(yīng)占到總流量的10%左右，為保證充足的補(bǔ)油流量，2 mm 的節(jié)流孔徑滿足其要求。

圖5 不同總流量和節(jié)流孔徑d 對(duì)應(yīng)的補(bǔ)油流量Fig.5 Different total flow rate and orifice diameter d corresponding to make-up oil flow

保持節(jié)流孔徑為2 mm 不變，改變工作溫度和系統(tǒng)總流量得到的補(bǔ)油流量仿真計(jì)算結(jié)果如圖6所示。當(dāng)油液工作溫度變化，即油液粘度變化時(shí)，補(bǔ)油流量并沒有出現(xiàn)顯著的變化，最大差距約為16%。而總流量則對(duì)油液粘度關(guān)于補(bǔ)油流量的變化趨勢(shì)有不可忽略的影響，當(dāng)總流量增大時(shí)，由油液粘度引起的補(bǔ)油流量變化數(shù)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(shí)才會(huì)對(duì)補(bǔ)油流量造成一定程度的影響。隨著系統(tǒng)總流量的上升，油液粘度對(duì)補(bǔ)油流量帶來的影響可以忽略不計(jì)。

圖6 不同總流量和油液粘度對(duì)應(yīng)的補(bǔ)油流量Fig.6 Make-up flow rate corresponding to different total flow rate and oil viscosity

3.3 對(duì)出口壓力的影響

同樣選定系統(tǒng)工作溫度為100 ℃，改變節(jié)流孔徑和系統(tǒng)總流量，得到的出口壓力仿真計(jì)算結(jié)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(jié)流孔徑變大時(shí)，出口壓力反而有所下降，其下降程度與總流量有關(guān)，總流量越大，由節(jié)流孔徑造成的出口壓力差距越大。在總流量為20 L/min 時(shí)，節(jié)流孔徑為2 mm 的出口壓力約為節(jié)流孔徑1 mm 的86.7%；當(dāng)總流量為100 L/min 時(shí)，節(jié)流孔徑為2 mm 的出口壓力約為節(jié)流孔徑1 mm 的79.5%。較小的節(jié)流孔徑使得噴嘴-射流管的進(jìn)口壓力增大，從而導(dǎo)致其出口壓力也隨之增大。另外，雖然2 mm 節(jié)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(duì)于開式回路依然有增壓的效果，可以減輕泵的吸空現(xiàn)象。

圖7 不同總流量和節(jié)流孔徑d 對(duì)應(yīng)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(jié)流孔徑為2 mm 不變，改變工作溫度和系統(tǒng)總流量得到的出口壓力仿真計(jì)算結(jié)果如圖8 所示。從圖8 可以看出，油液粘度對(duì)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(xiàn)規(guī)律性變化，變化范圍穩(wěn)定在5%到8%之間，基本可以忽略不計(jì)。

圖8 不同總流量和油液粘度對(duì)應(yīng)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(duì)工作特性參數(shù)的影響

由上文分析可知，油液粘度對(duì)于增壓裝置的工作特性未產(chǎn)生明顯變化，故這里只分析節(jié)流孔徑對(duì)增壓裝置工作特性參數(shù)的影響。保持系統(tǒng)總流量為40 L/min 不變，得到的增壓裝置工作特性參數(shù)仿真計(jì)算結(jié)果如圖9 所示。

圖9 不同節(jié)流孔徑d 對(duì)應(yīng)的增壓裝置工作特性參數(shù)Fig.9 Working characteristic parameters of booster device corresponding to different throttle apertures d

當(dāng)節(jié)流孔徑增大時(shí)，增壓裝置的引射比有明顯上升，最大時(shí)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(jié)論相同。雖然2 mm 節(jié)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(jié)流孔徑的增壓裝置工作特性最為優(yōu)良，應(yīng)優(yōu)先使用。另外，節(jié)流孔徑并非越大越好，仿真結(jié)果表明，當(dāng)節(jié)流孔徑為2.5 mm，在系統(tǒng)總流量達(dá)到92 L/min 后，回路流量平衡將失效，補(bǔ)油流量和沖洗流量不再相等，泵出現(xiàn)吸空現(xiàn)象。這是因?yàn)楣?jié)流孔徑變大后，當(dāng)系統(tǒng)總流量越大，通過節(jié)流孔徑的沖洗流量越大，減少了進(jìn)入噴嘴-引流裝置的流量，流速相對(duì)下降，從而導(dǎo)致引流能力變?nèi)酰a(bǔ)油流量無法與沖洗流量保持平衡，整個(gè)系統(tǒng)失效。因此節(jié)流孔徑應(yīng)與靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的實(shí)際工作條件相匹配，通過仿真或?qū)嶒?yàn)確定最優(yōu)的節(jié)流孔徑。

4 結(jié)論

本文針對(duì)車輛冷卻風(fēng)扇開式液壓系統(tǒng)液壓泵吸油不足的問題，對(duì)所設(shè)計(jì)的增壓裝置進(jìn)行研究，建立了增壓裝置液壓回路的數(shù)學(xué)模型，同時(shí)應(yīng)用AMESim 搭建了仿真模型，研究了節(jié)流孔和油液粘度對(duì)增壓裝置工作特性的影響。本文的主要貢獻(xiàn)和結(jié)論如下：

（1）忽略靜液驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)所有的油液泄露，在正常工作的情況下，該增壓補(bǔ)油裝置的沖洗流量和補(bǔ)油流量總是保持相同，但在動(dòng)態(tài)特性中，補(bǔ)油流量的超調(diào)量和調(diào)整時(shí)間要大于沖洗流量。

（2）在一定范圍內(nèi)，節(jié)流孔徑越大，進(jìn)入油箱的沖洗流量就越多，補(bǔ)油流量也隨之提高。但節(jié)流孔徑的增大使得噴嘴-射流管結(jié)構(gòu)入口處的油液壓強(qiáng)變低，從而使增壓裝置出口壓強(qiáng)變低。

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

（4）流孔徑對(duì)該增壓補(bǔ)油回路的工作特性參數(shù)有顯著影響，在滿足系統(tǒng)正常工作的范圍內(nèi)，節(jié)流孔徑越大，引射比越大，同時(shí)壓力比有所減小，最終效率越高，工作特性越好。