0 引言

液压系统具有质量功率比小，可实现无级回转及直线输出，对执行机构具有缓冲吸振等优点，被广泛应用于工程船舶的各种设备上。比如推进器的转向和抬升系统，锚绞车系统，吊机系统，救生艇升降系统以及船舶中的特种设备多数采用液压作为动力源。并根据各自的工况进行计算、设计及元件选型，最终配备独立的开式或闭式液压系统动力单元。独立的液压单元操作、维护简单，各系统之间互不干扰。但在铺管工程船舶中要完成管道或电缆在海底精确铺设和回收，需要导管器，矫直器，张紧器，悬挂系统，管端处理等十几个液压子系统配合作业。如果每个子系统配备一个独立的液压站，无论是设备重量还是成本都有所增加，且有些铺管子系统结构紧凑，安装空间有限，从这些方面来考虑显然是不合理的。因此采用了单个液压动力站集中供液压源给多个子系统的方案。为减少液压元件的选型，节约成本，在设计各个子系统的额定工作压力时尽量保持统一。但往往有少数执行机构的压力要求较高，无法实现一致，只能对系统进行增压方法来满足各个子系统的压力需求。本文分析了以下三种方案的优缺点:①提高液压站输出压力，即根据最高压力要求的子系统作为液压站的额定压力来设计；②利用液压缸的面积比来给系统增压；③采用同轴马达进行增压；得出同轴马达增压方案在本项目应用过程中更合理。

1 液压站整体压力增加

在液压系统的设计过程中，执行机构的速度决定流量，载荷决定压力。如图1所示，多个子系统共用一个液压单元，其中n个子系统的额定工作压力等级相近，第n+1个子系统需求的额定工作压力高于其他子系统，出现这种情况，除了考虑液压系统的机械效率和容积效率的影响，还需要保证不同工况下，高压柱塞泵的输出能够满足各子系统的流量之和以及最大工作压力来设计液压站的装机功率N。

图1  多个子系统共用液压源框图

从以上方程式可知，最大设计压力p_m与液压站的装机功率N，管系最小允许壁厚t，液压管的强度S成正比。为了满足某个子系统的压力，提高液压站的压力输出，不仅要提高液压站的装机功率，也会因为整个系统管系压力等级的提高，导致液压管的强度和壁厚要求增大。从而整个系统的重量和成本都有所增加。为了适应其他子系统的工作压力要求，保护液压元件，在子系统的P口处应当设计有相应的减压阀。因为多个机构并行工作时，每个机构瞬时工作压力也有比较大的差别，为了减小这种差别对流量分配的影响，子系统流量控制还需增加压力补偿阀。

2 增压缸设计方案

为了降低系统成本和重量，提出增压缸方案，增压缸可以就近安装在所需的执行机构或子系统前，这样超高压管系壁厚只考虑增压之后的部分，不影响其他系统管系规格的计算选型。增压缸的原理是利用液压缸活塞及活塞杆的面积差动来增加系统压力。如图2设计的增压系统，无需其他电控单元参与实现自动循环增压，减少电气元件所造成的故障率。当液压马达6负载较小时，系统压力直接通过液控单向阀2，经过平衡阀5直接驱动马达连续旋转，同时在工作压力的驱动下增压缸3活塞保持在左侧。

图2  油缸增压原理图马达负载方程式为：

当马达负载所需的压力大于HPU输出额定压力时，由于增压缸活塞处于左侧，此时p_H与液控换向阀1的先导控制油Y相连，液控换向阀在弹簧和先导压力油Y共同作用下进行换向，系统压力油进入增压缸的低压侧p_L。p_L端活塞面积A₁大于p_H端活塞面积A₂，活塞杆向右运动给执行机构增压，活塞杆运动力平衡式为：

当先导油口Y与活塞中部连通时，先导油Y经过单向阀4回油，液控换向阀在先导油X的作用下换向，增压缸活塞杆向左运动回到左侧，完成一次增压循环。由此可见，活塞在向左复位过程准备下一个增压循环时，无法连续提供执行机构高压动力源，会造成马达的频繁刹车及波动现象，为解决此问题，往往采用多缸交错增压给系统供油，但这样增加了系统成本和安装空间。同时增压缸活塞换向的噪声较大，因此，增压缸一般设计在小流量非连续性系统上。

3 同轴马达增压方案

3.1  液压原理分析在大流量连续性运行增压系统中，利用同轴马达设计方案，能有效地避免上述的不足。液压原理如图3所示，用联轴器把两个马达的驱动轴连接在一起使得两个马达有相同的转速，在同轴马达进口前采用了压力补偿阀和节流阀进行流量调节，用这种阀前补偿的方式能够更好的确保进入同轴马达的流量不随着负载变化而变化，也能得到比较准确的增压控制流量。通常情况，执行机构在轻载时，速度较大，如果所有流量都经过同轴马达来提供，那么马达的排量选型也相应的增大，造成一定的浪费，所以在系统中并联一路液控单向阀3来提供流量，理论上流量分配为：

（1） 当执行机构所需要的压力小于先导溢流阀6所设定的压力时，执行机构所获得的流量为经过节流阀2与液压单向阀3之和；

（2） 当执行机构所需的压力大于先导溢流阀6设定压力，小于HPU输出压力时，驱动马达5经过先导溢流阀回油，执行机构所获得的流量为经过增压马达4与液控单向阀3之和；

（3） 当执行机构所需的压力大于HPU输出的压力时，由于驱动马达5进出口形成较大的压差，从而输出驱动扭矩给增压马达4，使得马达4具有增压泵的功能，输出压力大于输入压力。执行机构所获得的流量为经过增压马达4的流量。同轴两个马达的排量可以根据不同的增压工况进行配比。图3  同轴马达增压原理图

3.2  增压参数计算设计

同轴马达的转速n计算式为：

本项目同轴马达采用力士乐A2FM系统斜轴柱塞马达，值得注意的是，从力士乐样本得知，当液压油流向从马达A口到B口时，马达顺时针旋转，反之逆时针旋转，同轴马达面对面安装，为了使得两个马达相对联轴器输出的扭矩方向一致，如图4所示增压马达4的A口应连接到驱动马达5的B口，否则不但没有增压的效果，甚至可能造成液压系统吸空的风险。

图4  同轴马达管路连接图把下表参数代入式（8）～式(10)中，理论计算得出Q₁=110.6 L/min，p_out=280.6 bar若同轴马达容积效率大于95%，液压元件及管路压损小于10 bar，则满足执行马达重载的流量和压力要求。

3.3  仿真验证

根据原理图建立简化仿真模型如图5所示，输入表格1中的部分选型参数，把同轴马达联轴器模块转动惯量设置为10^-6 kg/m²，仿真时长为40 s，通讯时长间隔为0.02 s，执行机构马达排量选取107 cc/rev，执行机构马达扭矩分段信号设置，0~3 s斜坡输出0~210，3~20 s输出210，20~23 s斜坡输出210~475，23~40 s输出475，仿真运行结果如图6及图8所示。

图5  同轴马达增压仿真模型

由曲线图6可以看出，当3~20 s输出压力130 bar，满足系统轻载恒扭矩运行，当信号扭矩值斜坡增加时，在20.63 s，y_1值为162.476 bar,超过了先导溢流阀设定压力160 bar，驱动马达经过溢流阀回油，进入增压状态；在23 s后，y_1值为280.08 bar，达到了执行机构重载的压力值。在仿真过程中发现当设定的执行马达机构扭矩持续增加时，增压马达的压力输出并没有继续增大而是维持在一个恒定值，如图7所示，y_1超过476 Nm时，y_2恒定输出280.524 bar，证明了已经达到了增压马达的最大增压值，与上文中理论计算p_out=280.6 bar相符。

图6  仿真压力曲线

图7  增压马达压力输出从流量分配曲线图8随机选取了一个轻载运行时间点和一个重载运行时间点来分析，在8.8 s时，执行机构的输入流量为y_1=350 L/min，相当于驱动马达，增压马达，液控单向阀输出值的总和，轻载与上述流量分配分析一致，在24.06 s时，执行机构输入流量为y_1=108.58 L/min，约等于增压马达输出的流量y_3=110.66 L/min，没有完全相等的原因是少部分流量经过模型中先导溢流阀阻尼回油，因此重载流量分配曲线也与理论计算相符。

图8  流量分配曲线

4 总结

多个子系统动力来源于同一个液压站时，子系统工作压力的设计尽量保持一致。出现个别系统压力较高，需要增压时，增压元件就近安装原则，小流量非连续性运行系统控制可采用液压活塞缸增压方案也可以采用同轴马达增压方案，但大流量连续性运行系统中，采用同轴马达方案明显优于前者。现在很多系统利用同轴马达来做同步控制，通过本文分析可知，同轴马达在某种特定情况下具有增压特性，因此有些系统要把这个因素考虑在内，给系统配备必要的安全阀。本文的分析计算也为类似系统的设计提供参考思路。

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参考文献

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该文刊登于我刊2020年第8期