【第七章】
静液压驱动装置的
基本液压回路构成
了解闭式回路中的补油问题
由于存在泄漏现象，闭式系统需要一套独立的补油系统来维持系统正常工作油量，避免吸空。
通常，补油系统除了给系统补充流量之外，还会照顾到冲洗流量的需要。
作为闭式系统不可或缺的组成部分，补油系统的能耗也不容小视，当前被广泛应用的习惯作法，是将补油、变量控制、制动器控制等“捆绑”给补油泵，这种方案从效率的角度分析，有哪些特征呢？
让我们继续学习王意教授《车辆与行走机械的静液压驱动》一书的第七章：静液压驱动装置的基本液压回路构成，了解闭式回路中的补油问题。
静液压驱动装置所特有的补油泵现多采用结构简单的低压内齿轮泵或摆线齿轮泵，通常集成在主回路变量液压泵的后盖内，与主液压泵同轴驱动。
之所以普遍采用内齿轮泵或摆线齿轮泵作为补油泵，除其结构紧凑外，还因其可容纳直径较粗的驱动轴，便于继续向后传输动力。
当主变量液压泵为双联或多联同轴泵时，无论这些泵的工作是否彼此关联，都有可能合并使用一台排量较大的油泵作为公共补油源，并一般都将该补油泵置于在同一轴线上按照功率从大到小顺次排列的一连串液压泵组的最末端。
有些具有整体式无级变速箱形态的静液压驱动装置的补油泵并不直接由主变量驱动轴驱动，而是由变速箱内的另一根常时转动的轴驱动，转速也不一定与主变量泵相同。
除了安装位置的原因外，这种方式往往还出于优化补油泵转速的考虑。
例如可以保证补油泵维持在较低的转速、具有较大的抗气蚀余度的条件下，使主液压泵能够不受补油泵吸入性能的限制达到更高的转速并因此提高功率密度。
按照同样的原理，也可以使用与静液压驱动系统共用液压油箱的其他液压油源为供补油系统供油，前提条件是在静液压驱动系统工作时，这一油源也在运转。
一个实际可行的例子就是在静液压驱动的车辆上利用液压转向泵兼做行走驱动系统的补油泵。
行走机械用的全液压转向器的许用回油背压为4MPa，覆盖了一般静液压驱动系统使用的补油压力值（1.2 -3.2MPa），而且与整机功率相关的转向泵的流量恰好又和静液压驱动系统同样与功率相关的补油流量相当，
所以能够顺理成章地把补油系统串联在转向系统的回油路中，而取消专设的补油泵。
闭式回路系统的补油系统原本是一个由跨接在补油泵出口和油箱（等效于补油泵吸油口）之间的补油溢流阀或冲洗溢流阀稳压的恒压系统。
补油泵的输出流量通过单向阀组的识别，始终只向主回路的低压侧补充油液而与高压侧隔离，并使主回路得以保持一定的背压。
由于补油系统通常也同时作为主回路中的变量泵和变量马达的变量控制系统的压力油源，所以补油压力的高低实际上主要取决于变量装置动作的需要。
早期的变量泵的壳体内体积和空间宽松，对于调节响应品质的要求不高，易于布置比较粗大的伺服变量液压缸，只需1.0-1.2 MPa的补油压力就可以进行变量操控。
而随着静液压驱动装置功率密度的大幅提高，主变量泵和变量马达的结构日趋精细紧凑，变量液压缸也必须瘦身，不得不以提高补油压力的方式来补偿维持所需的调节力。
时下典型的静液压驱动装置的补油压力已提高到了2.0-2.4 MPa，采用某些控制形式时甚至高达3.2 MPa，已经显著超过了为防止系统气蚀和保证系统刚性所需要的基础压力值（一般0.08 -1.2 MPa已足够，当系统中装有对背压有要求的内曲线马达等时最多1.6MPa）。
单从控制变量机构的要求来说，补油压力提高了以后可以相应地减小一些对变量机构流量的需求，并有利于提高变量响应速度。
然而，实际上补油泵排量却并未因用于变量机构流量需求的下降而显著减小，因为在加装了如同图7-2 中的由梭形冲洗阀11和冲洗溢流阀5构成的冲洗系统以后，总的补油流量更多是由冷却系统的需求决定的，而且补油系统的实际压力也改为由这一冲洗系统中常开的溢流阀5所控制，补油泵出口处的溢流阀9转而成为的安全阀。
图7-2 闭式回路液压系统的基本构成和对应的元件简图（据Sauer Danfoss）
1-变量液压泵 2-补油泵 3-高压安全阀 4-补油单向阀 5-冲洗溢流阀 6-液压马达 7-伺服变量装置 8-过滤器 9-补油安全阀 10-冷却器 11-梭行冲洗阀 12-液压油箱
过高的补油压力不仅使补油系统本身带来的附加能耗增加、效率下降，而且在最高工作压力不变的条件下，补油压力提高的同时也过分增加了主回路的背压，势必减小闭式回路液压系统的有效工作压差，并因此降低了主变量泵和液压马达等功率传输元件的工作效能和实际的功率密度。
补油系统所造成的能量损失和
性能下降的影响程度
补油泵的功耗占用的比例的估算
当前主流品牌的变量液压泵的最高工作压力为42 MPa，常用工作压力为25 MPa，补油系统压力2.4 MPa，对应的工作压差分别是42 - 2.4 = 39.6 MPa和25 - 2.4 = 22.6 MPa，补油压力占到这两个压差的约6.0%和10.6%。
常用重系列变量泵同轴配置的补油泵的排量一般为主泵最大排量的20-30%（有时可由用户选定），如设为25%，则当主变量泵处于最大排量时。
对应于最高压力和常用压力的工况，补油泵消耗的功率将分别是主泵功率的6.0% x 25% = 1.5% 和10.6% x 25% = 2.7%，已经接近了主变量泵本身内部泄漏造成的损耗比例。
如果说在负荷较大的工况时，这样的附加损耗尚可接受的话，那么当主泵仅在一半排量和在较低的压差下的轻负荷工况下运行时。
补油泵消耗的功率所占比例会急剧增加，例如：在压差为16 MPa时这样的损耗约达7.5%，就不再是一个小数值了。
由图7-3可看出补油系统消耗的功率与系统有效功率之间的大致关系。
补油压力引起了系统能力下降
以上例的数据计算，当系统压力处于最高值时，由于补油压力起到的背压作用，作为执行元件液压马达的实际输出转矩只能达到标称最大值的100% - 6.0% = 94.0%。
虽然这只表征功能的降低而并非效率的损失，但其数值已与一般柱塞式液压马达的机械损耗造成的输出转矩下降程度约略相当的程度。
图7-3 闭式回路系统中补油消耗的功率
a) 全负荷状态 b) 部分负荷，额定输入转速状态 c) 部分负荷，降低的输入转速状态
在部分负荷下补油系统所占有效功率的份额将明显增加（图b）。采用保持较高的系统压力和通过降低输入转速以适当减少补油流量的方法能使系统效率有所改善（图c）。
由此可见，静液压驱动装置中的补油系统在保证闭式回路系统正常工作的同时，也造成了不可小视的附加功率和功率损失。
这说明，当前把补油、冲洗和变量控制的供能系统简单“捆绑”在一起的习惯做法，在控制补油系统能耗方面的考虑还是比较粗放的。
笔者认为，今后如需进一步提高静液压驱动装置的效率，途径之一可能是将补油、冲洗与变量调节系统分开，按照各自的工况要求优化相关的系统参数。
例如：降低前者的压力，为后者专设一个压力较高而流量较小，必要时配置蓄能器以应对快速响应要求的控制油源等。
这样在系统效率和最大输出转矩等方面，或许还能再抠出几个百分点的节能收益。
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本篇中提到当前习惯的作法
可将补油泵用作哪些功能的油源？
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