基于机电液耦合器的液压冷却系统设计

王宇 张洪信 赵清海 华青松

摘要：针对机电液耦合器存在的散热问题，本文以机电液耦合器冷却系统为研究对象，提出一种新的液压冷却方案。首先设计了与启动、行驶、上坡、高速、制动和驻车等工况相匹配的液压冷却回路，阐述了各液压元件的型号选择和参数计算过程，并使用AMESim软件对系统冷却能力进行了仿真验证。冷却系统通过高压蓄能器与低压蓄能器的配合使用，使冷却系统在不同工况下，满足机电液耦合器冷却需求的基础上，实现车辆的高效低耗运行。研究结果表明，该液压冷却系统在车辆不同工作状况下，均能够满足系统的冷却需求，有效的实现了制动能的回收和利用，提高了耦合器的能量利用效率，方案设计及元件选型合理。该设计为后续机电液耦合器的开发和研究及相关冷却系统的设计提供了一定的参考。

关键词：液压冷却系统; 不同工况; 机电液耦合器; 蓄能器; AMESim

中图分类号： TH137  文献标识码： A

随着现代工业的发展，新能源汽车在整个汽车行业占据的比重越来越高，汽车内部结构的空间布置也越来越紧密，不管是传统的发动机驱动或是电动机驱动、混合驱动，其散热设计[12]都是不可忽略的重要環节。对传统的发动机和电机冷却方面进行的相关研究有许多，成晓北等人[3]通过对车用发动机冷却系统的实验分析，研究了影响冷却性能的因素;顾宁等人[4]对发动机冷却系统进行优化设计，降低了冷却系统自身的消耗，并提出了冷却系统功耗评价指标;江善林等人[5]研究了工作温度的升高对电机的运转、定子铁心寿命的影响以及永磁体的退磁安全温度对工作温度的要求;张铁柱等人[6]对冷却风扇控制问题提出了一种液压驱动系统，并通过实验证明了液压驱动系统的可行性，此系统明显提高了车辆的动力性和经济型，对冷却系统的优化设计具有重要意义;高久好等人[7]针对液压驱动冷却风扇转速设计存在的不足，提出了闭环控制系统，实现了冷却风扇的实时控制和调节;田晓燕等人[8]将电液比例控制应用到车辆冷却风扇上，改进了传统液压传动系统技术方面的缺陷。以上研究均是对传统发动机和电机的冷却设计、控制改进及性能优化，对机电液耦合器冷却系统方面的研究较为匮乏。为此，张洪信等人[9]提出的机电液耦合器装置，能够适用于有多种动力并行的工况，相比于发动机和电动机具有其特有的优势，其应用需求和产业化前景广阔。基于此，本文以机电液耦合器为研究对象，针对耦合器的结构及其工作特性，设计了适用于机电液耦合器的液压冷却系统方案。该方案能够满足机电液耦合器在不同工况下的冷却需求，实现了制动能的回收和利用。该研究对提高车辆的续航里程和降低能量损耗具有重要意义。

1 机电液耦合器液压冷却系统设计

1.1 液压系统的特点

液压系统被广泛应用于汽车领域，其具有如下独特的优势[10]：

1） 能够产生很大驱动力，控制简单，可以实现远程精准调控。

2） 能够在很大的范围内实现无级调速。

3） 能够有效防止过载，保证设备工作时的安全性。

4） 各部件重量较轻，外形尺寸小，安装位置可以自由布置。

机电液耦合器的液压能转化系统，能够将其他两种能量转化为液压能，为冷却系统提供了驱动力。以液压油作为冷却介质，流经耦合器冷却油道，冷却效率高，冷却速度快，避免了其他冷却介质的介入。将液压能转化系统的液压回路与冷却回路结合，避免了液压回路的冗余，使液压系统简洁，高效的完成驱动、制动、冷却等功能。

1.2 冷却系统方案设计

机电液耦合器冷却系统[1114]液压原理图如图1所示。该冷却系统由机电液耦合器（包含冷却油腔）、蓄能器、冷油器、过滤器、液压阀、温度传感器、冷却风扇和风扇控制器等组成。

机电液耦合器在液压回路中起着双向变量泵马达的作用，通过改变斜盘倾角可调整耦合器排量，配合溢流阀实现整个液压回路的流量控制[15]。系统加速工况回路采用进油路的节流调速方式，通过改变节流口面积实现流量控制，回路效率高，使用方便，易于控制，反应快，可以有效的避免冲击。通过调节换向阀控制回路中液压油的流向，实现液压冷却系统在不同工况下的匹配运行[16]。

车辆启动时，耦合器处于马达工况，高压蓄能器7作为动力源向外排油，经单向节流阀6进入耦合器，此时换向阀4和5通电，液压油经过过滤器1后直接流回低压蓄能器。

车辆正常行驶时，耦合器处于泵工况，将蓄能器7断开，换向阀5通电，耦合器消耗电功率产生机械能，同时转化为液压能驱动回路运行，经换向阀4、耦合器冷却油腔、换向阀12流回低压蓄能器10，此时由于散热器并未导通，系统温度会逐渐上升，这一回路状态满足了快速热机的工作需求，当环境温度很低，液压油需要升温时，系统可以在短时间内达到一个合适的工作温度。当液压油温度上升到设定值，换向阀12左位导通，散热器接入回路，液压油经过散热器流回低压蓄能器，此时冷却系统正式工作，系统温度得到控制。

车辆加速行驶或者上坡时，耦合器处于泵和马达双重工况，一方面将电能转化为机械能提供车辆行驶的动力;另一方面将液压能转化为机械能，将高压蓄能器7作为辅助动力源提供驱动力。蓄能器的开启降低了车辆行驶对耦合器的电功率需求，可以使机电液耦合器工作在最佳效率区间，实现了车辆高速和上坡工况的低消耗运行。单向节流阀6在高压蓄能器排出液压油时节流控制，在高压蓄能器充能时全开，通过调节节流阀开度和斜盘倾角，控制回路的流量和耦合器排量，进而控制车辆行驶的速度和上坡时的驱动力。

车辆制动时，耦合器斜盘倾角由正角度变为负角度，回路逐渐变为逆方向流动，经单向节流阀6，进入高压蓄能器7，为蓄能器充能，将制动时的能量以液压能的形式回收，储存在高压蓄能器中。单向阀9可以有效防止制动能回收时液压油流回低压蓄能器。

系统温度的控制[17]还可以通过冷却风扇实现，整个液压系统的温度可以实时调控。传感器测量散热器出口液压油温度，输出电流信号，控制器根据传来的信号调整风扇转速，将系统控制在最佳温度范围内。

2 液压元件的选择和性能参数的确定

根据系统工作的要求，给出现有的机电液耦合器参数，机电液耦合器参数如表1所示。

参考液压手册，选择溢流阀、换向阀、储能器等液压元件，并计算相关性能参数。

2.1 油管尺寸的确定

1） 油管内径为

d=4q/πv（1）

式中，q为通过油管的最大流量，m3/s;v为管道内允许的流速，一般吸油管取05～5 m/s，压油管取25～5 m/s，回油管取15～2 m/s。

2） 油管壁厚δ为

δ≥pd/（2[σ]）（2）

式中，p为管内最大工作压力，MPa;[σ]为油管材料许用压力，[σ]=σb/n，其中σb为材料的抗拉强度，n为安全系数。当钢管p<7 MPa时，取n=8;当钢管p<175 MPa时，取n=6;当钢管p>175 MPa时，取n=4。

根据式（1）和式（2），计算的结果取国标油管尺寸，压油管直径Dy=14 mm，吸油管直径Dx=315 mm，回油管直径Dh=18 mm。

2.2 蓄能器参数确定

根据工作压力，求出蓄能器公称容积为

V0=Vx（p1/p0）1n1-（p1/p2）1n（3）

式中，V0为蓄能器公称容积，m3;Vx为蓄能器工作容积，m3;p0为充气压力，Pa;p1为系统最低工作压力，Pa;p2为系统最高工作压力，Pa。其中，09p1>p0>025p2。

根据式（3），可以求得公称容积为32667 L，选择博世力士乐HAB 354147X型蓄能器，其公称容积为35 L，工作容积为8 L，满足系统参数需求。

2.3 液压阀的选择

机电液耦合器工作压力能够达到315 MPa，先导式溢流阀工作在较高压力下具有明显优势，阀门易于开启;系统工作时，液压主回路流量和冷却回路的流量需要根据工况的不同进行调节，这就要求溢流阀可以比例调控。综上考虑，选择博世力士乐DBEM10G7X型先导式比例溢流阀，适用液压油温度范围在-20～80 ℃，静态特性中，线性度为±35%，动态阶跃响应的阶跃量从10%～90%所需时间约为100 ms，滞后量≤5%。

选择MK10G1单向节流阀，MK型节流阀是一种与压力和粘度相关的单向节流阀，在同一方向可以节流控制，相反方向自由流动，其最大工作压力为315 MPa，最大流量达到40 L/min，开启压力为005 MPa，最大允许压差为21 MPa。

单向阀的选择主要依据参数为最大工作压力和开启压力，在液压冷却系统中，单向阀的作用仅仅是为了防止制动工况下液压油流向低压蓄能器，导致无法为高压蓄能器充能。选择力士乐Z1S6A054X/V型单向阀，阀门开启压力为005 MPa，最高工作压力为35 MPa，最大流量可达到40 L/min，此时最大压差为09 MPa。

选择KKDER系列直动式换向阀，控制电压24 V，占空比100%，开启响应时间≤80 ms，关闭响应时间≤50 ms，最大切换频率15 000次/h，直动式换向阀压差流量特性曲线如图2所示。当系统处于最大流量狀态时，回路流量为364 L/min，此时换向阀压差约为06 MPa。

2.4 散热元件及相关附件的选择[18]

1） 散热计算及冷却器选择。冷却系统热损耗功率[19]为

ΔP=P（1-η）（4）

式中，ΔP为系统损耗功率，kW;P为系统总功率，kW;η为系统效率，取η=90%。

所需换热面积A为

A=ΔP/[K10-3（T2-T1）]（5）

式中，K为传热系数;风扇冷却取K=23 kW/（m2·K）;T2为许用油温，T2=55 ℃;T1为环境温度，T1=25 ℃。

由于冷却介质流经散热器时的流速不稳定，并且散热器实际使用中存在性能下降的现象，所选取散热器的散热面积应大于理论面积，散热面积为

A1=βA（6）

式中，β为安全系数，一般取值在11～115之间。

由式（6）计算得散热器所需换热面积为299 m2。根据系统最大流量、工作压力及散热器所需换热面积的要求，选择BFL2/3236型空气冷却器，工作压力为16 MPa，最大压降01 MPa，外形尺寸为384 mm×176 mm×372 mm，散热面积为36 m2，风机功率为009 kW，推荐流量为10～40 L/min。

2） 过滤器的选择。选择过滤器需要考虑的参数是过滤精度和压降特性，其中过滤精度以绝对过滤精度和过滤比β来衡量，β值越大，过滤精度越高。过滤精度越高，压力降也就越大。滤芯所允许的压力降，是不发生结构性破坏所能承受的最大压力降，考虑到过滤器压降的极限值，选择回油管类型过滤器，具体型号为力士乐25TE0101，绝对过滤精度符合ISO16889标准，β≥200，最大工作压力25 MPa，容积为05 L，强度疲劳符合ISO10771，最大压力下加载次数能够达到105次。

3） 温度传感器的选择。温度传感器选择ABZMT T1X系列PT100传感器，温度测量范围-20～120 ℃，精确度为±08 ℃，电源10～32 V，输出信号为4～20 mA电流信号，可以转换为电压信号输出。

3 模型仿真验证

采用数学模型对冷却系统进行传热计算，计算量较大，计算过程复杂，且对各个元件逐一建立发热模型进行求解十分困难，因此选择使用AMESim软件对冷却系统进行建模。

3.1 液压冷却系统模型

利用AMESim软件对机电液耦合器液压冷却系统进行建模[2021]仿真，验证冷却方案的可行性[22]。液压冷却系统仿真模型如图3所示，其机电液耦合器不进行单独建模，仅以相同参数的液压泵和液压马达配合电动机进行功能上的模拟。模型中，各元件参数根据选择的元件型号进行设置，以确保仿真模型的准确性。

3.2 仿真结果分析

仿真测得系统稳态时最高温度在高速行驶工况下出现，约为665 ℃，此时系统流量为83 L/min，风扇转速为1500 r/min。在高速行驶工况下，持续运行时状态温度随时间变化曲线如图4所示。高速行驶和正常行驶工况下，稳态温度随时间变化曲线如图5所示，高速行驶工况下，车辆刚开始运行时温度上升较快，在250 s左右，正常行驶时的温度开始高于高速工况下的温度。这是因为高速行驶工况下机电液耦合器电功率与正常行驶工况下相同，另一部分需求功率由高压蓄能器提供，由于高压蓄能器内液压油初始温度为常温，在这种情况下，高速行驶工况下的温度暂时低于正常行驶工况下的温度。仿真进行到1000 s左右，高速行驶工况温度出现大幅度上升，此时高压蓄能器内常温液压油排空，系统温度第二次上升，机电液耦合器需提升电功率以维持高速工况状态。

由图4和图5可以看出，液压冷却系统的设计有效降低了高速工况下的能量损耗，高压蓄能器的使用，使高速工况和上坡工况的电功率消耗降低。在整个仿真过程中，各液压元件压力均在系统要求的安全范围内，液压冷却系统设计及元件选型基本符合要求。

4 结束语

本文针对机电液耦合器设计了一种新的液压冷却系统，并通过AMESim平台进行仿真验证。方案根据耦合器的工作特性，设计了车辆不同行驶工况下对应的液压回路，使系统不仅能够满足耦合器的冷却需求，更实现了对车辆启动、高速行驶、上坡、制动以及驻车等工况的辅助运行。此外，液压冷却系统能够在冬季环境下快速热机，节省了车辆启动时的能耗，显著的降低了高速和上坡工况下的功率损耗，同时将车辆制动时的能量回收利用，为车辆的续航提供的一定程度的保障。仿真结果表明，冷却方案可以满足系统要求，能够将系统工作温度控制在安全温度范围内。冷却方案的设计也增加了机电液耦合器的适用性，为其后续研究提供了一定的启发，对机电液耦合器的普及具有重要意义，同时也为相关冷却系统的设计提供了崭新的思路。

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Design of Hydraulic Cooling System Based on Electromechanical Hydraulic Coupler

WANG Yu， ZHANG Hongxin， ZHAO Qinghai， HUA Qingsong

（School of Electromechanic Engineering， Qingdao University， Qingdao 266071， China）

Abstract：   In order to solve the heat dissipation problems of electromechanical hydraulic couplers， a new hydraulic cooling scheme is proposed based on the cooling system of electromechanical hydraulic couplers. Firstly， the hydraulic cooling loop matching startup， driving， uphill， high speed， braking and parking conditions is designed. The model selection and parameter calculation process of each hydraulic element are described. AMESim software is used to simulate and verify the cooling capacity of the system. Through the combination of high pressure accumulator and low pressure accumulator， the cooling system can meet the cooling requirements of electromechanical hydraulic couplers in different working conditions and realize efficient and lowconsumption operation of vehicles in various working conditions. The results show that the hydraulic cooling system can meet the cooling requirements of the system under different working conditions of the vehicle， effectively realize the recovery and utilization of braking energy， improve the energy utilization efficiency of the coupler， and the scheme design and component selection are reasonable. This design provides a reference for the subsequent development and research of electromechanical hydraulic couplers and the design of relevant cooling systems.

Key words： hydraulic cooling system; different working conditions; electromechanical hydraulic coupler; accumulator; AMESim