江蘇1204拖拉機液壓輸出功率不足問題的解決

潘祖軍

摘要江蘇1204拖拉機液壓輸出功率，在試驗時，出現(xiàn)輸出功率不足的問題。對實驗數(shù)據(jù)分析，影響液壓功率的兩個因素流量和壓力，從元件品質(zhì)來看，可能是齒輪泵的容積效率以及系統(tǒng)低壓區(qū)漏氣的問題，從設計角度分析，則可能是吸油管及其管路元件結構參數(shù)的選擇問題。如何確定系統(tǒng)元件的參數(shù)即吸油管等元件的參數(shù)，按規(guī)范設計是基本的要求;之后，才是根據(jù)實際情況，再優(yōu)化設計和超越規(guī)范設計。對試驗中出現(xiàn)的問題，查找應遵守邏輯原則，涉及到實物分解時，則是先易后難，最終找到問題的原因予以解決。

關鍵詞拖拉機液壓輸出功率齒輪泵容積效率吸油管

Jiangsu 1204 Tractor Hydraulic Output Power Shortage Problem

PanZujun

（Jiangsu Qingtuo Agricultural Equipment CO., Ltd. ,Huaian,Jiaingsu223005,China)

Abstract: This is about the power output of Jiangsu1204 tractors Hydraulic pressure. In the test, the problem is the lack of output power. Analyzing the experimental data, the two factors that affect the hydraulic power flow and pressure, from the point of component quality, may be the problem of volumetric efficiency of the gear pump and leakage of systematic low-pressure area, which, analyzing from the design angle, could be selection problem of suction tubing and structure parameter of its pipeline route. How to make sure of the parameters of the system components, which may be the parameters of suction pipe and some other components，is to design according to the standard which is the basic request. And the second request is optimized design and ultra-standard design according to the actual situation. To find the problems arising from the test, we shall comply with the principles of logic. When it comes to the decomposition of physical, we shall do first things first. And finally the cause will be found and the problem to be solved.

Keywords:tractor；hydraulic power output；gear pump；volumetric efficiency；oil inlet

0引言

現(xiàn)在的拖拉機大多配有液壓輸出裝置，主要為拖拉機輔具或其它機具提供液壓動力。液壓動力源一般由發(fā)動機預留接口連接的齒輪泵提供，或變速箱內(nèi)置齒輪泵提供。由分配器提供單點單路液壓輸出，也有通過多路閥提供的雙點多路液壓輸出。液壓輸出功率是拖拉機基本的技術參數(shù)之一 。根據(jù)農(nóng)業(yè)機械推廣鑒定大綱DG/T001-201的要求，最大液壓輸出功率與發(fā)動機標定功率之比≥12%。江蘇1204拖拉機液壓輸出，是由發(fā)動機上一臺CBN-E325齒輪泵和拖拉機上的一臺DLS-L15E多路閥提供。試驗時，液壓輸出功率不足，最大液壓輸出功率與發(fā)動機標定功率之比只有8%，低于DG/T001-2011要求的12%。通過對實驗數(shù)據(jù)和液壓系統(tǒng)分析，找出原因予以解決。

1數(shù)據(jù)計算

與多路閥一聯(lián)上的兩個油口相連，通過一對液壓接頭對的最大有效液壓功率試驗：分別測量兩個接頭的輸入壓力和回油壓力，測量流量，計算有效液壓輸出功率,見圖1，測量數(shù)據(jù)如表1。拖拉機發(fā)動機功率88.2 kW，最大轉速2400 r/min。多路閥安全閥開啟壓力15 MPa。

1.齒輪泵 2.安全閥 3.多路閥 4.輸入液壓接頭 5.輸出液壓接頭 6.輸入壓力表 7.輸出壓力表8.流量計9.節(jié)流閥

圖1液壓原理圖

Fig.1The principle diagram of the hydraulic fluid齒輪泵理論流量為

Q=nq×103（1）

式中Q—齒輪泵，流量（L·min-1）；

n—齒輪泵轉速（r/min）；

q—齒輪泵排量（mL/r）。

齒輪泵轉速（與發(fā)動機轉速相同）2400 r/min,排量25 mL/r。Q=60 L/min。

齒輪泵容積效率為

ηv=qm/q（2）

式中ηv—齒輪泵容積效率；

qm—齒輪泵實際排量。

ηv =0.76 。遠低于齒輪泵出廠標準的92%。齒輪泵輸出功率為

N=pq（3）

式中N—齒輪泵輸出功率（kW）；

p—安全閥開啟壓力（MPa）。

功率15 kW，占發(fā)動機功率的17%。

表1改進前液壓輸出功率試驗記錄

Table 1Improve the former hydraulic power output test record

序號輸入接頭

pi/MPa回油接頭

po/MPa輸入流量

qi/L·min功率

/kW15.71.651.93.526.31.552.64.237.61.350.85.348.51.050.36.358.60.949.86.469.40.748.17.079.40.545.56.789.30.544.16.599.10.444.16.4108.90.437.75.3118.60.333.84.7128.30.032.84.5液壓接頭對液壓輸出功率為

Nm=(pi-p0)qi/60（4）

式中Nm—輸出功率（kW）；

pi—輸入接頭壓力（MPa）；

p0—回油接頭壓力（MPa）；

qi—液壓接頭輸入流量（L·min）。

Nm=8.5 kW，占總功率的9.6%，明顯低于泵的額定流量15 kW。

2原因分析

數(shù)據(jù)計算結果分析，液壓輸出功率有兩個因素，壓力和流量，主要表現(xiàn)流量不足?？赡艿脑?齒輪泵、多路閥及安全閥、吸油管路，應逐個檢查分析排除。對于壓力低和流量不足的問題，應從源頭查起。順序一般是先查吸油管路，包括油箱、濾油器、吸油管和接頭；其次檢查油泵；再其次是閥。如需采取撤除或替換的方法檢查，應是先易后難，要結合實際考慮。綜合考慮，采用撤除替換的方法，此處應先是齒輪泵，后多路閥，再是吸油管。

2.1齒輪泵

齒輪泵出現(xiàn)的問題最終表現(xiàn)在容積效率上。齒輪泵內(nèi)泄漏大，或低壓區(qū)進氣，都會使如齒輪容積效率下降。如齒輪泵側板磨損導致側隙增大，低壓區(qū)密封不良或軸套磨損等。這些是齒輪泵自身原因引起容積效率低的主要因素。冷機情況下,調(diào)節(jié)節(jié)流閥快速加載，流量如有明顯下降，即可斷定齒輪泵內(nèi)漏大，已失效。換泵檢查是簡單直接有效的方法。換了一只齒輪泵，空載流量增加不到1 L/min，可判斷齒輪泵不是主要的原因。

2.2安全閥

安全閥開啟壓力設定為15 MPa。實際開啟壓力有可能低于這個壓力，卻仍能達到安全閥的設定壓力。這種情況下，壓力在接近設定壓力時，油溫升高較快。有資料提出用溫度檢測儀檢測安全閥附近溫升的變化，以此判斷安全閥的是否開啟。但要區(qū)分安全閥工作與元件節(jié)流引起的發(fā)熱，實際操作起來，并不那么準，不能肯定。因為存在熱慣性和安全閥附近元件節(jié)流的熱干擾，安全閥開啟節(jié)流發(fā)熱和系統(tǒng)其它元件引起的熱升溫較難區(qū)分。這需要精確、靈敏、多點實時監(jiān)測，實施較困難。將安全閥關緊不作溢流，觀察流量是否上升?？梢宰鳛槌醪降呐袛?，但是不能作肯定判定。因為安全閥有可能關不緊，尤其是帶先導的安全閥。簡單有效的辦法是將多路閥短接，油液不經(jīng)過多路閥，觀察流量有無變化。如流量增加，可判斷多路閥有泄漏，可能是安全的問題，也可能是換向閥的問題。無變化，多路閥應無問題。短接實驗，通過液壓接頭對的流量和壓力無明顯變化，因此多路閥應無問題。

2.3吸油管路

吸油管路中有油管、管接頭、濾油器和油箱。用排除法，逐個排除，找出存在的問題。可能的原因只有兩個：一是管路進氣，可能的地方有管接頭、油箱。二是管路有吸空現(xiàn)象。管路進氣問題比較好查，一般是直接觀察油箱中的油液。如有進氣，齒輪泵工作時，油箱內(nèi)會產(chǎn)生泡沫，嚴重時會溢出。經(jīng)過觀察，未發(fā)現(xiàn)大量的泡沫，確有些細小的泡沫。說明吸油管沒有明顯的進氣，可能有少量的進氣，對齒輪泵的容積效率有一點影響，但不至于有明顯的影響。對吸油管重新校核計算，發(fā)現(xiàn)吸油管管徑偏小管路偏長。管徑20 mm，長2.4 m，計算油液流速3.2 m。根據(jù)液壓設計規(guī)范，吸油管油液流速不超過2 m/s。顯然流速大于設計規(guī)范要求，超過了30%。根據(jù)圓管沿程壓力損失公式計算

△pf=λLdρv22（4）

式中△pf—壓力損失（MPa）；

λ—沿程阻力系數(shù)；

L—圓管沿程長度（m）；

d—圓管內(nèi)徑（mm）；

ρ—流體密度（kg/m3）；

v—管內(nèi)平均流速（m/s）。

局部壓力損失為

△pr=ζρv22（5）

式中△pr—局部壓力損失（MPa）；

ζ—局部阻力系數(shù)。

吸油管路總壓力損失為

△p=∑△pf+∑△pr（6）

算得△p=0.023 MPa。實測0.037 MPa。該壓力損失為油箱到齒輪泵吸油口的壓力損失，即油箱呈負壓狀態(tài)，換算成吸程約3.7 m。規(guī)范要求不超過0.5 m。由此看來，油泵應該是出現(xiàn)了吸空現(xiàn)象。齒輪泵吸油口壓力過低，易造成三種不好的結果：齒輪泵進氣，吸油管進氣，油泵內(nèi)產(chǎn)生氣穴。齒輪泵進氣，主要發(fā)生于齒輪泵低壓區(qū)。因齒輪泵主動齒輪軸頸處采用的是動密封，不可能完全隔絕外面的空氣，密封好時，且吸油負壓不大的情況下，無明顯的進氣。一旦密封不嚴時，或負壓過大時，容易進氣 。齒輪泵進氣，上面已基本排除這種可能性，吸油管進氣的可能性也基本排除。氣穴問題較為復雜。當齒輪泵吸油口壓力過低，真空度達到油液的飽和蒸汽壓時，油液即汽化，理論上齒輪泵這時泵出的都是汽態(tài)油。由于油液的飽和蒸汽壓很低，71 ℃時約在2.3 mmHg，實際上很難發(fā)生，一般不考慮這種情況。因為在這之前，齒輪泵早已完全失效。另一種情況是油液中存在溶解的空氣，在標準大氣壓下約為11%。當壓力低到油液與空氣分離壓力時，油液中溶解的空氣即會大量地析出。在齒輪泵中出現(xiàn)這種情況，油液的剛度下降，齒輪泵的容積效率會明顯降低。可以用溶解度對油液剛性進行評價。

δ%=va/vo (7)

式中va—溶解的空氣體積（L）；

vo—油液的體積（L）。

一般情況下，人們往往忽略這部分的影響。11%的空氣溶解度，中低壓情況下，對容積效率影響遠小于11%。但在有的情況下，卻不是這樣，影響甚至于大于11%。在油箱體積較小時，油液循環(huán)頻率較高。吸入油壓較低時，溶解在油液中的空氣就會出現(xiàn)累積效應。

表1數(shù)據(jù)反映的齒輪泵容積效率低的問題，一是在溫升和壓力作用下，齒輪泵內(nèi)泄漏增大引起的容積效率降低，主要的是吸油管管徑較細引起的齒輪泵吸油口負壓較大，產(chǎn)生的吸空現(xiàn)象，使齒輪泵的容積效率下降過多。綜上分析，問題主要是吸油管較細。

3改進方案

吸油管路，更換鉸接式接頭，采用90°彎接頭，增加吸油管直徑到25 mm。經(jīng)計算，25 mm的管徑的流速2.04 m/s，略超過規(guī)范要求的2 m/s。檢測結果如表2。液壓輸出功率達到14.4%，符合DG/T001-2011要求。

表2改進后液壓輸出功率試驗記錄

Table2The improved hydraulic power output test record

序號液壓輸入接頭

pi/ MPa液壓回油接頭

pi/MPa輸入流量

qi/L·min-1液壓功率

/kW13.81.160.42.726.51.160.35.437.51.057.86.349.61.057.58.2511.51.057.010612.80.956.511.0713.20.955.211.1815.00.954.812.7916.50.830.27.91017.50.823.56.51118.30.511.83.51221.0000

4結束語

液壓設計規(guī)范是應該采取的原則。實際當中，有不少設計參數(shù)接近規(guī)范要求的上線或下線，有時或超出規(guī)范的要求，如管路設計。在固定設備上，液壓管路完全可以按規(guī)范要求設計，保證吸油管、回油管和壓力油管的直徑滿足油液流速的要求。而在行走機械上，如工程機械和拖拉機，受空間的限制，油管直徑不可能做的大，大多數(shù)情況是做到了下限，壓力油管有時甚至超過了下限值。這時就要結合實際情況、整體布局、有無散熱裝置等，對設計重新校核計算。進行試驗驗證，這是最終可靠的方法。

參考文獻：

[1]雷天覺,新編液壓工程手冊[M].北京:北京理工大學出版社,1998.

[2]林國重,盛東初.液壓傳動與控制[M].北京理工業(yè)學院出版社,1986.

[3]韓桂華,王景峰,喬玉晶.液壓系統(tǒng)設計技巧與禁忌[M].北京:化學工業(yè)出版社,2011.

[4]盧長耿,李金良.液壓控制系統(tǒng)的分析與設計[M].北京:煤炭工業(yè)出版社,1991.

[5]李新德.液壓系統(tǒng)故障診斷與維修手冊[M].北京,中國電力出版社.2009.

[6]蔣丹,李松晶,包鋼.伴隨氣泡和氣穴的低壓液壓管路瞬態(tài)分析[J].工程力學， 2007(11).

[7]李流遠,油液含氣量對液壓系統(tǒng)的影響[J].液壓與氣動, 2001(1).

（04）

2.1齒輪泵

齒輪泵出現(xiàn)的問題最終表現(xiàn)在容積效率上。齒輪泵內(nèi)泄漏大，或低壓區(qū)進氣，都會使如齒輪容積效率下降。如齒輪泵側板磨損導致側隙增大，低壓區(qū)密封不良或軸套磨損等。這些是齒輪泵自身原因引起容積效率低的主要因素。冷機情況下,調(diào)節(jié)節(jié)流閥快速加載，流量如有明顯下降，即可斷定齒輪泵內(nèi)漏大，已失效。換泵檢查是簡單直接有效的方法。換了一只齒輪泵，空載流量增加不到1 L/min，可判斷齒輪泵不是主要的原因。

2.2安全閥

安全閥開啟壓力設定為15 MPa。實際開啟壓力有可能低于這個壓力，卻仍能達到安全閥的設定壓力。這種情況下，壓力在接近設定壓力時，油溫升高較快。有資料提出用溫度檢測儀檢測安全閥附近溫升的變化，以此判斷安全閥的是否開啟。但要區(qū)分安全閥工作與元件節(jié)流引起的發(fā)熱，實際操作起來，并不那么準，不能肯定。因為存在熱慣性和安全閥附近元件節(jié)流的熱干擾，安全閥開啟節(jié)流發(fā)熱和系統(tǒng)其它元件引起的熱升溫較難區(qū)分。這需要精確、靈敏、多點實時監(jiān)測，實施較困難。將安全閥關緊不作溢流，觀察流量是否上升?？梢宰鳛槌醪降呐袛?，但是不能作肯定判定。因為安全閥有可能關不緊，尤其是帶先導的安全閥。簡單有效的辦法是將多路閥短接，油液不經(jīng)過多路閥，觀察流量有無變化。如流量增加，可判斷多路閥有泄漏，可能是安全的問題，也可能是換向閥的問題。無變化，多路閥應無問題。短接實驗，通過液壓接頭對的流量和壓力無明顯變化，因此多路閥應無問題。

2.3吸油管路

吸油管路中有油管、管接頭、濾油器和油箱。用排除法，逐個排除，找出存在的問題?？赡艿脑蛑挥袃蓚€：一是管路進氣，可能的地方有管接頭、油箱。二是管路有吸空現(xiàn)象。管路進氣問題比較好查，一般是直接觀察油箱中的油液。如有進氣，齒輪泵工作時，油箱內(nèi)會產(chǎn)生泡沫，嚴重時會溢出。經(jīng)過觀察，未發(fā)現(xiàn)大量的泡沫，確有些細小的泡沫。說明吸油管沒有明顯的進氣，可能有少量的進氣，對齒輪泵的容積效率有一點影響，但不至于有明顯的影響。對吸油管重新校核計算，發(fā)現(xiàn)吸油管管徑偏小管路偏長。管徑20 mm，長2.4 m，計算油液流速3.2 m。根據(jù)液壓設計規(guī)范，吸油管油液流速不超過2 m/s。顯然流速大于設計規(guī)范要求，超過了30%。根據(jù)圓管沿程壓力損失公式計算

△pf=λLdρv22（4）

式中△pf—壓力損失（MPa）；

λ—沿程阻力系數(shù)；

L—圓管沿程長度（m）；

d—圓管內(nèi)徑（mm）；

ρ—流體密度（kg/m3）；

v—管內(nèi)平均流速（m/s）。

局部壓力損失為

△pr=ζρv22（5）

式中△pr—局部壓力損失（MPa）；

ζ—局部阻力系數(shù)。

吸油管路總壓力損失為

△p=∑△pf+∑△pr（6）

算得△p=0.023 MPa。實測0.037 MPa。該壓力損失為油箱到齒輪泵吸油口的壓力損失，即油箱呈負壓狀態(tài)，換算成吸程約3.7 m。規(guī)范要求不超過0.5 m。由此看來，油泵應該是出現(xiàn)了吸空現(xiàn)象。齒輪泵吸油口壓力過低，易造成三種不好的結果：齒輪泵進氣，吸油管進氣，油泵內(nèi)產(chǎn)生氣穴。齒輪泵進氣，主要發(fā)生于齒輪泵低壓區(qū)。因齒輪泵主動齒輪軸頸處采用的是動密封，不可能完全隔絕外面的空氣，密封好時，且吸油負壓不大的情況下，無明顯的進氣。一旦密封不嚴時，或負壓過大時，容易進氣 。齒輪泵進氣，上面已基本排除這種可能性，吸油管進氣的可能性也基本排除。氣穴問題較為復雜。當齒輪泵吸油口壓力過低，真空度達到油液的飽和蒸汽壓時，油液即汽化，理論上齒輪泵這時泵出的都是汽態(tài)油。由于油液的飽和蒸汽壓很低，71 ℃時約在2.3 mmHg，實際上很難發(fā)生，一般不考慮這種情況。因為在這之前，齒輪泵早已完全失效。另一種情況是油液中存在溶解的空氣，在標準大氣壓下約為11%。當壓力低到油液與空氣分離壓力時，油液中溶解的空氣即會大量地析出。在齒輪泵中出現(xiàn)這種情況，油液的剛度下降，齒輪泵的容積效率會明顯降低?？梢杂萌芙舛葘τ鸵簞傂赃M行評價。

δ%=va/vo (7)

式中va—溶解的空氣體積（L）；

vo—油液的體積（L）。

一般情況下，人們往往忽略這部分的影響。11%的空氣溶解度，中低壓情況下，對容積效率影響遠小于11%。但在有的情況下，卻不是這樣，影響甚至于大于11%。在油箱體積較小時，油液循環(huán)頻率較高。吸入油壓較低時，溶解在油液中的空氣就會出現(xiàn)累積效應。

表1數(shù)據(jù)反映的齒輪泵容積效率低的問題，一是在溫升和壓力作用下，齒輪泵內(nèi)泄漏增大引起的容積效率降低，主要的是吸油管管徑較細引起的齒輪泵吸油口負壓較大，產(chǎn)生的吸空現(xiàn)象，使齒輪泵的容積效率下降過多。綜上分析，問題主要是吸油管較細。

3改進方案

吸油管路，更換鉸接式接頭，采用90°彎接頭，增加吸油管直徑到25 mm。經(jīng)計算，25 mm的管徑的流速2.04 m/s，略超過規(guī)范要求的2 m/s。檢測結果如表2。液壓輸出功率達到14.4%，符合DG/T001-2011要求。

表2改進后液壓輸出功率試驗記錄

Table2The improved hydraulic power output test record

序號液壓輸入接頭

pi/ MPa液壓回油接頭

pi/MPa輸入流量

qi/L·min-1液壓功率

/kW13.81.160.42.726.51.160.35.437.51.057.86.349.61.057.58.2511.51.057.010612.80.956.511.0713.20.955.211.1815.00.954.812.7916.50.830.27.91017.50.823.56.51118.30.511.83.51221.0000

4結束語

液壓設計規(guī)范是應該采取的原則。實際當中，有不少設計參數(shù)接近規(guī)范要求的上線或下線，有時或超出規(guī)范的要求，如管路設計。在固定設備上，液壓管路完全可以按規(guī)范要求設計，保證吸油管、回油管和壓力油管的直徑滿足油液流速的要求。而在行走機械上，如工程機械和拖拉機，受空間的限制，油管直徑不可能做的大，大多數(shù)情況是做到了下限，壓力油管有時甚至超過了下限值。這時就要結合實際情況、整體布局、有無散熱裝置等，對設計重新校核計算。進行試驗驗證，這是最終可靠的方法。

參考文獻：

[1]雷天覺,新編液壓工程手冊[M].北京:北京理工大學出版社,1998.

[2]林國重,盛東初.液壓傳動與控制[M].北京理工業(yè)學院出版社,1986.

[3]韓桂華,王景峰,喬玉晶.液壓系統(tǒng)設計技巧與禁忌[M].北京:化學工業(yè)出版社,2011.

[4]盧長耿,李金良.液壓控制系統(tǒng)的分析與設計[M].北京:煤炭工業(yè)出版社,1991.

[5]李新德.液壓系統(tǒng)故障診斷與維修手冊[M].北京,中國電力出版社.2009.

[6]蔣丹,李松晶,包鋼.伴隨氣泡和氣穴的低壓液壓管路瞬態(tài)分析[J].工程力學， 2007(11).

[7]李流遠,油液含氣量對液壓系統(tǒng)的影響[J].液壓與氣動, 2001(1).

（04）

2.1齒輪泵

齒輪泵出現(xiàn)的問題最終表現(xiàn)在容積效率上。齒輪泵內(nèi)泄漏大，或低壓區(qū)進氣，都會使如齒輪容積效率下降。如齒輪泵側板磨損導致側隙增大，低壓區(qū)密封不良或軸套磨損等。這些是齒輪泵自身原因引起容積效率低的主要因素。冷機情況下,調(diào)節(jié)節(jié)流閥快速加載，流量如有明顯下降，即可斷定齒輪泵內(nèi)漏大，已失效。換泵檢查是簡單直接有效的方法。換了一只齒輪泵，空載流量增加不到1 L/min，可判斷齒輪泵不是主要的原因。

2.2安全閥

安全閥開啟壓力設定為15 MPa。實際開啟壓力有可能低于這個壓力，卻仍能達到安全閥的設定壓力。這種情況下，壓力在接近設定壓力時，油溫升高較快。有資料提出用溫度檢測儀檢測安全閥附近溫升的變化，以此判斷安全閥的是否開啟。但要區(qū)分安全閥工作與元件節(jié)流引起的發(fā)熱，實際操作起來，并不那么準，不能肯定。因為存在熱慣性和安全閥附近元件節(jié)流的熱干擾，安全閥開啟節(jié)流發(fā)熱和系統(tǒng)其它元件引起的熱升溫較難區(qū)分。這需要精確、靈敏、多點實時監(jiān)測，實施較困難。將安全閥關緊不作溢流，觀察流量是否上升?？梢宰鳛槌醪降呐袛?，但是不能作肯定判定。因為安全閥有可能關不緊，尤其是帶先導的安全閥。簡單有效的辦法是將多路閥短接，油液不經(jīng)過多路閥，觀察流量有無變化。如流量增加，可判斷多路閥有泄漏，可能是安全的問題，也可能是換向閥的問題。無變化，多路閥應無問題。短接實驗，通過液壓接頭對的流量和壓力無明顯變化，因此多路閥應無問題。

2.3吸油管路

吸油管路中有油管、管接頭、濾油器和油箱。用排除法，逐個排除，找出存在的問題?？赡艿脑蛑挥袃蓚€：一是管路進氣，可能的地方有管接頭、油箱。二是管路有吸空現(xiàn)象。管路進氣問題比較好查，一般是直接觀察油箱中的油液。如有進氣，齒輪泵工作時，油箱內(nèi)會產(chǎn)生泡沫，嚴重時會溢出。經(jīng)過觀察，未發(fā)現(xiàn)大量的泡沫，確有些細小的泡沫。說明吸油管沒有明顯的進氣，可能有少量的進氣，對齒輪泵的容積效率有一點影響，但不至于有明顯的影響。對吸油管重新校核計算，發(fā)現(xiàn)吸油管管徑偏小管路偏長。管徑20 mm，長2.4 m，計算油液流速3.2 m。根據(jù)液壓設計規(guī)范，吸油管油液流速不超過2 m/s。顯然流速大于設計規(guī)范要求，超過了30%。根據(jù)圓管沿程壓力損失公式計算

△pf=λLdρv22（4）

式中△pf—壓力損失（MPa）；

λ—沿程阻力系數(shù)；

L—圓管沿程長度（m）；

d—圓管內(nèi)徑（mm）；

ρ—流體密度（kg/m3）；

v—管內(nèi)平均流速（m/s）。

局部壓力損失為

△pr=ζρv22（5）

式中△pr—局部壓力損失（MPa）；

ζ—局部阻力系數(shù)。

吸油管路總壓力損失為

△p=∑△pf+∑△pr（6）

算得△p=0.023 MPa。實測0.037 MPa。該壓力損失為油箱到齒輪泵吸油口的壓力損失，即油箱呈負壓狀態(tài)，換算成吸程約3.7 m。規(guī)范要求不超過0.5 m。由此看來，油泵應該是出現(xiàn)了吸空現(xiàn)象。齒輪泵吸油口壓力過低，易造成三種不好的結果：齒輪泵進氣，吸油管進氣，油泵內(nèi)產(chǎn)生氣穴。齒輪泵進氣，主要發(fā)生于齒輪泵低壓區(qū)。因齒輪泵主動齒輪軸頸處采用的是動密封，不可能完全隔絕外面的空氣，密封好時，且吸油負壓不大的情況下，無明顯的進氣。一旦密封不嚴時，或負壓過大時，容易進氣 。齒輪泵進氣，上面已基本排除這種可能性，吸油管進氣的可能性也基本排除。氣穴問題較為復雜。當齒輪泵吸油口壓力過低，真空度達到油液的飽和蒸汽壓時，油液即汽化，理論上齒輪泵這時泵出的都是汽態(tài)油。由于油液的飽和蒸汽壓很低，71 ℃時約在2.3 mmHg，實際上很難發(fā)生，一般不考慮這種情況。因為在這之前，齒輪泵早已完全失效。另一種情況是油液中存在溶解的空氣，在標準大氣壓下約為11%。當壓力低到油液與空氣分離壓力時，油液中溶解的空氣即會大量地析出。在齒輪泵中出現(xiàn)這種情況，油液的剛度下降，齒輪泵的容積效率會明顯降低?？梢杂萌芙舛葘τ鸵簞傂赃M行評價。

δ%=va/vo (7)

式中va—溶解的空氣體積（L）；

vo—油液的體積（L）。

一般情況下，人們往往忽略這部分的影響。11%的空氣溶解度，中低壓情況下，對容積效率影響遠小于11%。但在有的情況下，卻不是這樣，影響甚至于大于11%。在油箱體積較小時，油液循環(huán)頻率較高。吸入油壓較低時，溶解在油液中的空氣就會出現(xiàn)累積效應。

表1數(shù)據(jù)反映的齒輪泵容積效率低的問題，一是在溫升和壓力作用下，齒輪泵內(nèi)泄漏增大引起的容積效率降低，主要的是吸油管管徑較細引起的齒輪泵吸油口負壓較大，產(chǎn)生的吸空現(xiàn)象，使齒輪泵的容積效率下降過多。綜上分析，問題主要是吸油管較細。

3改進方案

吸油管路，更換鉸接式接頭，采用90°彎接頭，增加吸油管直徑到25 mm。經(jīng)計算，25 mm的管徑的流速2.04 m/s，略超過規(guī)范要求的2 m/s。檢測結果如表2。液壓輸出功率達到14.4%，符合DG/T001-2011要求。

表2改進后液壓輸出功率試驗記錄

Table2The improved hydraulic power output test record

序號液壓輸入接頭

pi/ MPa液壓回油接頭

pi/MPa輸入流量

qi/L·min-1液壓功率

/kW13.81.160.42.726.51.160.35.437.51.057.86.349.61.057.58.2511.51.057.010612.80.956.511.0713.20.955.211.1815.00.954.812.7916.50.830.27.91017.50.823.56.51118.30.511.83.51221.0000

4結束語

液壓設計規(guī)范是應該采取的原則。實際當中，有不少設計參數(shù)接近規(guī)范要求的上線或下線，有時或超出規(guī)范的要求，如管路設計。在固定設備上，液壓管路完全可以按規(guī)范要求設計，保證吸油管、回油管和壓力油管的直徑滿足油液流速的要求。而在行走機械上，如工程機械和拖拉機，受空間的限制，油管直徑不可能做的大，大多數(shù)情況是做到了下限，壓力油管有時甚至超過了下限值。這時就要結合實際情況、整體布局、有無散熱裝置等，對設計重新校核計算。進行試驗驗證，這是最終可靠的方法。

參考文獻：

[1]雷天覺,新編液壓工程手冊[M].北京:北京理工大學出版社,1998.

[2]林國重,盛東初.液壓傳動與控制[M].北京理工業(yè)學院出版社,1986.

[3]韓桂華,王景峰,喬玉晶.液壓系統(tǒng)設計技巧與禁忌[M].北京:化學工業(yè)出版社,2011.

[4]盧長耿,李金良.液壓控制系統(tǒng)的分析與設計[M].北京:煤炭工業(yè)出版社,1991.

[5]李新德.液壓系統(tǒng)故障診斷與維修手冊[M].北京,中國電力出版社.2009.

[6]蔣丹,李松晶,包鋼.伴隨氣泡和氣穴的低壓液壓管路瞬態(tài)分析[J].工程力學， 2007(11).

[7]李流遠,油液含氣量對液壓系統(tǒng)的影響[J].液壓與氣動, 2001(1).

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