成 杰， 高有山， 黃家海， 權(quán) 龍

(1.太原工業(yè)學(xué)院 機(jī)械工程系， 山西 太原 030008； 2.太原科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 山西 太原 030024；3.太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部與山西重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 山西 太原 030024)

引言

當(dāng)前出現(xiàn)周期性的全球能源短缺使人類越來(lái)越認(rèn)識(shí)到節(jié)能減排的重要性，國(guó)家目前已制定出努力爭(zhēng)取在2060年前實(shí)現(xiàn)碳中和的戰(zhàn)略目標(biāo)，在工程機(jī)械領(lǐng)域，許多學(xué)者對(duì)節(jié)能技術(shù)做了大量深入的研究[1-6]。液壓挖掘機(jī)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)制動(dòng)時(shí)的能量通常在液壓閥口上消耗，直接導(dǎo)致了節(jié)能損耗和系統(tǒng)發(fā)熱，大大降低了元件的可靠性。

哈爾濱工業(yè)大學(xué)提出了一種壓力共軌形式的混合動(dòng)力技術(shù)挖掘機(jī)配置方法，使用液壓系統(tǒng)泵/馬達(dá)回收回轉(zhuǎn)制動(dòng)能[7-8]。中南大學(xué)針對(duì)挖掘機(jī)工作時(shí)的工況特性，設(shè)計(jì)了一種電液能量的回收方案，在不降低原系統(tǒng)性能的前提下，達(dá)到了良好的節(jié)能效果[9]。ZX200型日立建機(jī)挖掘機(jī)使用并聯(lián)混合動(dòng)力技術(shù)，其回轉(zhuǎn)系統(tǒng)由電動(dòng)/發(fā)電機(jī)驅(qū)動(dòng)，當(dāng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)處于制動(dòng)工況時(shí)，電動(dòng)-發(fā)電機(jī)處于發(fā)電機(jī)模式，當(dāng)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)處于加速工況時(shí)，電動(dòng)-發(fā)電機(jī)處于電動(dòng)機(jī)模式[10]。

通過(guò)上述對(duì)工程機(jī)械的國(guó)內(nèi)外節(jié)能技術(shù)研究可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)前工程機(jī)械回收回轉(zhuǎn)系統(tǒng)制動(dòng)能主要是通過(guò)增加外接元件的方式進(jìn)行，能量需經(jīng)多種形式的轉(zhuǎn)化，系統(tǒng)復(fù)雜。針對(duì)上述問(wèn)題課題組提出了新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)回收能量的解決方式，本研究對(duì)單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)下的新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)特性進(jìn)行了研究分析。

1 四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)能量回收原理

本研究中新型軸向馬達(dá)配流盤(pán)采用對(duì)稱分布并行排列的結(jié)構(gòu)，配流盤(pán)結(jié)構(gòu)如圖1所示，4個(gè)配流窗口中有2個(gè)進(jìn)油口和2個(gè)排油口，且能實(shí)現(xiàn)4個(gè)進(jìn)出油口獨(dú)立控制；2個(gè)進(jìn)油口中分別有單壓力源驅(qū)動(dòng)和雙壓力源驅(qū)動(dòng)兩種工況，本研究研究的是第一種工況，新型軸向馬達(dá)與蓄能器組成相關(guān)回路可實(shí)現(xiàn)回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)制動(dòng)能量的回收再利用。

圖1 新型軸向馬達(dá)配流盤(pán)結(jié)構(gòu)

新型軸向馬達(dá)能量回收原理如圖2所示[11]，在此回路中，配流窗口A，B由4個(gè)二位二通電磁比例閥組成的回路獨(dú)立控制進(jìn)油和排油，從而降低系統(tǒng)的節(jié)流損耗?；谂淞鞔翱贏，B進(jìn)出油液流量和負(fù)載旋轉(zhuǎn)方向選取最優(yōu)控制策略，提高旋轉(zhuǎn)執(zhí)行機(jī)構(gòu)在每個(gè)運(yùn)動(dòng)方向的運(yùn)行穩(wěn)定性；配流窗口C，D由1個(gè)三位四通比例閥和蓄能器組成的回路進(jìn)行回收能量或再利用能量。系統(tǒng)回路原理為當(dāng)回轉(zhuǎn)負(fù)載機(jī)構(gòu)需要較大啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩時(shí)，液壓泵1通過(guò)電磁比例閥2(或3)向窗口B(或A)提供壓力油，同時(shí)窗口B(或A)排除的液壓油通過(guò)電磁比例閥4(或5)流回油箱；此時(shí)蓄能器8中的壓力油通過(guò)三位四通比例方向閥7進(jìn)入窗口D(或C)，在油液驅(qū)動(dòng)負(fù)載后通過(guò)窗口C(或D)經(jīng)過(guò)三位四通比例方向閥7流回油箱。當(dāng)回轉(zhuǎn)負(fù)載機(jī)構(gòu)在啟動(dòng)后三位四通比例方向閥7處于中位時(shí)，回轉(zhuǎn)負(fù)載機(jī)構(gòu)僅能實(shí)現(xiàn)緩慢加速。當(dāng)回轉(zhuǎn)負(fù)載機(jī)構(gòu)需回收能量時(shí)，窗口B(或A)通過(guò)電磁比例閥4和5與油箱接通，回收的高壓液壓油通過(guò)三位四通比例方向閥7儲(chǔ)存在蓄能器中，待回轉(zhuǎn)負(fù)載機(jī)構(gòu)需要較大轉(zhuǎn)矩時(shí)使用。

1.液壓泵 2-5.電磁比例閥 6.新型軸向馬達(dá)配流盤(pán) 7.三位四通比例方向閥 8.蓄能器

2 四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)扭矩特性

新型柱塞馬達(dá)的所有柱塞均進(jìn)行一次完整的進(jìn)油和排油過(guò)程，馬達(dá)缸體和輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)360°。配流盤(pán)外側(cè)進(jìn)排油窗口與內(nèi)側(cè)進(jìn)排油窗口所對(duì)應(yīng)的圓心角度相同，則馬達(dá)排量為：

(1)

式中，A—— 柱塞截面面積

smax—— 柱塞沿缸體軸向方向的最大位移

d—— 柱塞直徑

z—— 柱塞數(shù)目

R—— 柱塞的分布圓半徑

γ—— 斜盤(pán)傾角

根據(jù)新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)配流盤(pán)內(nèi)外交錯(cuò)腰形槽的特殊結(jié)構(gòu)，若A(或B)口進(jìn)油，C(或D)口進(jìn)油，則B(或A)口排油，D(或C)口排油，即保證油液從內(nèi)圈進(jìn)入內(nèi)圈排出，外圈進(jìn)入外圈排出，內(nèi)圈和外圈的油液相互獨(dú)立。若負(fù)責(zé)外圈進(jìn)油和排油的柱塞數(shù)目為z1，設(shè)負(fù)責(zé)內(nèi)圈進(jìn)油和排油的柱塞數(shù)目為z2，z1+z2=z，則馬達(dá)內(nèi)圈和外圈排出油液流量的理論值qB和qD可以分別表示為：

(2)

(3)

式中，n—— 缸體輸出轉(zhuǎn)速

馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速為：

(4)

式中，n1—— 僅有A口進(jìn)入油液式馬達(dá)的理論轉(zhuǎn)速

n2—— 僅有C口進(jìn)入油液式馬達(dá)的理論轉(zhuǎn)速

與A口和C口連通的柱塞，其端面受到的油液壓力分別為：

(5)

(6)

式中，pA—— 窗口A的輸入油液壓力

pC—— 窗口C的輸入油液壓力

pe—— 柱塞腔油液壓力

文獻(xiàn)[12-13]通過(guò)建立機(jī)液耦合模型，在考慮柱塞和斜盤(pán)摩擦副、柱塞和缸體摩擦副和油液黏性阻尼的綜合影響下，分別得出柱塞的軸向慣性力Fak、柱塞的垂直與軸向方向的切向離心力Fwk、斜盤(pán)對(duì)柱塞的折算等效摩擦力FTG、缸體柱塞腔與柱塞的相對(duì)摩擦力FTK和馬達(dá)的最終輸出轉(zhuǎn)矩MBZ。

Fak=mkω2tanβcosφ

(7)

Fwk=mkRω2

(8)

(9)

(10)

式中，mk—— 單個(gè)柱塞的質(zhì)量

φ—— 柱塞在缸體圓周方向轉(zhuǎn)角

ω—— 缸體角速度

μ—— 滑動(dòng)摩擦系數(shù)

hG—— 斜盤(pán)與滑靴端面的垂直距離

fG—— 柱塞與柱塞腔的相對(duì)滑動(dòng)摩擦系數(shù)

RG—— 滑靴封油槽外半徑

rG—— 滑靴封油槽內(nèi)半徑

馬達(dá)輸出的轉(zhuǎn)矩為：

(11)

式中，F(xiàn)RBxi—— 作用在柱塞上的外力在x方向的分力

FRByi—— 作用在柱塞上的外力在y方向的分力

xRBi—— 作用在柱塞上的外力在x方向的作用點(diǎn)坐標(biāo)

yRBi—— 作用在柱塞上的外力在y方向的作用點(diǎn)坐標(biāo)

3 新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)仿真模型

根據(jù)上述討論，在多學(xué)科聯(lián)合仿真平臺(tái)SimulationX中搭建出新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)仿真模型，高壓液壓油經(jīng)A(或C)口進(jìn)入缸體柱塞腔，柱塞滑靴在斜盤(pán)支反力的作用下使缸體和輸出軸產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩MBZ，在仿真模型中考慮了滑靴和斜盤(pán)、柱塞和缸體以及配流盤(pán)與缸體等摩擦副處的泄漏[14]，將滑靴和斜盤(pán)、缸體和配流盤(pán)之間的泄漏等效成縫隙流動(dòng)泄漏，將柱塞和缸體之間的摩擦副等效為一個(gè)彈簧-阻尼單元。柱塞馬達(dá)輸出軸需實(shí)現(xiàn)正反雙向轉(zhuǎn)動(dòng)，因此需在馬達(dá)配流盤(pán)腰形槽上加工雙向阻尼減振槽，以減小柱塞腔的壓力沖擊[15-16]，新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)仿真原理如圖3所示。

圖3 馬達(dá)仿真模型

新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)模型包括外圈配流窗口單元、內(nèi)圈配流窗口單元以及泄漏模塊單元。外圈和內(nèi)圈配流窗口單元分別包含供油模塊、配流面積計(jì)算模塊、柱塞單元模塊和運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換模塊。對(duì)于缸體和配流盤(pán)之間、斜盤(pán)和滑靴之間的泄漏，馬達(dá)模型采用平面縫隙泄漏和相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)泄漏并聯(lián)組合的方法進(jìn)行計(jì)算，馬達(dá)模型中使用的關(guān)鍵參數(shù)如表1所示。

表1 馬達(dá)模型關(guān)鍵參數(shù)

4 單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)馬達(dá)特性分析

為分析四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)仿真模型在單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)工況下的關(guān)鍵特性，在SimulationX搭建單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)回路，斜盤(pán)傾角設(shè)置為15°，A口加載壓力為5 MPa，B，C，D 3個(gè)油口均不進(jìn)行加載， 直接連接油箱。對(duì)油口A的加載通過(guò)使用恒流源與溢流閥并聯(lián)的方法實(shí)現(xiàn)，恒流源設(shè)置流量為27 L/min，單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)馬達(dá)原理簡(jiǎn)圖如圖4所示。

圖4 單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)馬達(dá)原理簡(jiǎn)圖

兩相鄰柱塞腔流量時(shí)間曲線如圖5所示，馬達(dá)外圈柱塞腔在單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)下流量與時(shí)間呈正弦變化規(guī)律，且在上止點(diǎn)和下止點(diǎn)附近有流量脈動(dòng)。若忽略上止點(diǎn)和下止點(diǎn)區(qū)域的流量沖擊差異，隨著外圈柱塞腔的進(jìn)油和排油，內(nèi)圈柱塞腔同時(shí)也在進(jìn)行吸油和排油過(guò)程，且與外圈柱塞腔流量曲線相同，相位相差36°，此時(shí)馬達(dá)內(nèi)圈相當(dāng)于一個(gè)柱塞數(shù)量為5的柱塞泵，隨著缸體旋轉(zhuǎn)從動(dòng)吸油和排油。在這種工況下，馬達(dá)A油口為新型柱塞馬達(dá)提供能量，馬達(dá)向輸出軸輸出轉(zhuǎn)矩，同時(shí)從D口輸出液壓油液。

圖5 A口加載時(shí)兩相鄰柱塞腔流量時(shí)間曲線

馬達(dá)內(nèi)圈的一個(gè)柱塞腔的壓力-流量曲線如圖6所示，從曲線中可以看出處于泵工況運(yùn)行的內(nèi)圈柱塞腔的油液流量在上、下止點(diǎn)區(qū)域均有流量脈動(dòng)現(xiàn)象，內(nèi)圈柱塞腔油液在下止點(diǎn)的壓力脈動(dòng)約為1.8 MPa，上止點(diǎn)處的壓力脈動(dòng)值較小。

圖6 A口加載時(shí)內(nèi)圈柱塞腔的壓力-流量曲線

馬達(dá)外圈的一個(gè)柱塞腔的壓力-流量曲線如圖7所示，從曲線中可以看出，外圈柱塞腔在5 MPa加載壓力的驅(qū)動(dòng)下，柱塞腔壓力隨著缸體的轉(zhuǎn)動(dòng)呈現(xiàn)出幅值為5 MPa的周期性規(guī)律變化。

圖7 A口加載時(shí)外圈柱塞腔的壓力-流量曲線

新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)的四配流窗口具有獨(dú)立控制馬達(dá)的能力，現(xiàn)對(duì)馬達(dá)進(jìn)油口A分別加載5 MPa和10 MPa的壓力，圖8為A，B，C和D 4個(gè)進(jìn)出油口的流量曲線，曲線數(shù)值為正表示油液排出馬達(dá)，曲線數(shù)值為負(fù)表示油液進(jìn)入馬達(dá)。從圖8b中可以得出，在當(dāng)A口加載10 MPa壓力時(shí)，A口向馬達(dá)輸入流量約為12 L/min的油液，B口排出流量約為12 L/min的油液；當(dāng)A口加載5 MPa壓力時(shí)，A口向馬達(dá)輸入流量約為5 L/min的油液，B口排出流量約為5 L/min的油液；從圖8a中可以得出，當(dāng)A口加載10 MPa壓力時(shí)，C口向馬達(dá)輸入流量約為12 L/min的油液，D口排出流量約為12 L/min的油液；當(dāng)A口加載5 MPa壓力時(shí)，C口向馬達(dá)輸入流量約為5 L/min的油液，D口排出流量約為5 L/min的油液。A窗口和C窗口在配流盤(pán)上處于同側(cè)，在A口壓力油的驅(qū)動(dòng)下，缸體從C窗口轉(zhuǎn)動(dòng)到D窗口，與之相連通的柱塞腔容積經(jīng)歷了先變大后變小的過(guò)程，從而形成在C口吸進(jìn)油液，在D口排出油液的現(xiàn)象。以上分析進(jìn)一步說(shuō)明了在單動(dòng)力源A口的驅(qū)動(dòng)下，馬達(dá)外圈A口和B口構(gòu)成馬達(dá)工況，馬達(dá)內(nèi)圈C口和D口構(gòu)成泵工況，且通過(guò)A口流進(jìn)的油液流量與C口吸入的油液流量相同，通過(guò)B口流出的油液流量與D口流出的油液流量相同。

圖8 A口分別加載不同壓力時(shí)4個(gè)窗口的油液流量曲線

圖9為A口分別加載5 MPa和10 MPa的壓力時(shí)內(nèi)圈柱塞腔的壓力-流量曲線，從上文分析可知馬達(dá)內(nèi)圈當(dāng)前處于泵工況，從曲線中可以看出，馬達(dá)內(nèi)圈流量幅值隨著A口加載壓力的增大而增大，內(nèi)圈柱塞腔在上止點(diǎn)的壓力沖擊隨著A口加載壓力的增大而增大，當(dāng)A口加載5 MPa壓力時(shí)，內(nèi)圈柱塞腔壓力沖擊約為0.7 MPa，當(dāng)A口加載10 MPa壓力時(shí)，內(nèi)圈柱塞腔壓力沖擊約為1.3 MPa。

圖9 A口壓力不同時(shí)內(nèi)圈柱塞腔的壓力-流量曲線

馬達(dá)內(nèi)圈流量隨著A口加載壓力正相關(guān)增長(zhǎng)，原因如下：該馬達(dá)采用恒流源并聯(lián)溢流閥的方式加載，隨著溢流閥調(diào)定壓力的增大，恒流源通過(guò)溢流閥溢油流量減少，從而進(jìn)入馬達(dá)的油液增多，因此內(nèi)圈柱塞腔油液流量增大，由流量連續(xù)性方程可知缸體的轉(zhuǎn)速將增大，由于外圈柱塞腔和內(nèi)圈柱塞腔均是缸體的一個(gè)部位，是一個(gè)剛性的整體，因此外圈柱塞繞缸體軸線的旋轉(zhuǎn)速度恒等于內(nèi)圈柱塞旋轉(zhuǎn)速度。由于內(nèi)圈和外圈排量一樣，因此C口吸入馬達(dá)的油液流量恒等于從A口流進(jìn)馬達(dá)的流量，C口流量變化趨勢(shì)與A口完全相同；D口排出馬達(dá)的油液流量恒等于從B口排出馬達(dá)的流量，D口流量變化趨勢(shì)與B口完全相同。

在單一動(dòng)力源加載下，油口A的壓力分別設(shè)置為5 MPa和10 MPa，加載慣量J分別設(shè)置為0.1 kg·m2和0.3 kg·m2，圖10為該種工況下馬達(dá)的扭矩-轉(zhuǎn)速曲線，從轉(zhuǎn)速曲線可以得出在加載慣量不變時(shí)，馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速隨著壓力的增大而增大，當(dāng)加載慣量設(shè)置為0.1 kg·m2，油口A的壓力設(shè)置為10 MPa時(shí)，馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速為440 r/min。在油口A的壓力設(shè)置為10 MPa的條件下改變馬達(dá)加載慣量，可以看出加載慣量越大，馬達(dá)加速到目標(biāo)轉(zhuǎn)速的時(shí)間就越長(zhǎng)，但加速后的穩(wěn)態(tài)速度逐漸接近，且穩(wěn)態(tài)速度與加載轉(zhuǎn)動(dòng)慣量無(wú)關(guān)。從扭矩特性曲線可以看出，給馬達(dá)加載的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量越大，馬達(dá)輸出的最大扭矩就越大，且油口A的壓力越大，馬達(dá)輸出的最大扭矩亦越大。

圖10 A口加載時(shí)輸出軸扭矩轉(zhuǎn)速特性

5 單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)馬達(dá)D口加載特性分析

在油口A加載工作壓力10 MPa，在D口加載工作壓力5 MPa，馬達(dá)內(nèi)圈的柱塞腔壓力流量曲線如圖11所示，在此工況下油口C和油口D的流量曲線如圖12所示。從圖11可以看出，馬達(dá)內(nèi)圈的柱塞腔流量呈正弦規(guī)律隨時(shí)間變化，壓力曲線在上止點(diǎn)處有2 MPa的沖擊。從圖 12可以看出，油口D在5 MPa的加載壓力下，油口D輸出了流量大小約為5 L/min的油液，說(shuō)明在此工況下，馬達(dá)內(nèi)圈處于正常工作的泵工況；D口油液的流量脈動(dòng)較大，這說(shuō)明配流盤(pán)腰型槽的減振三角槽結(jié)構(gòu)參數(shù)還未得到優(yōu)化，因此，后續(xù)研究工作需對(duì)腰型槽的減振三角槽結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行合理優(yōu)化，以使油口D輸出油液的流量脈動(dòng)盡可能減小。

圖11 D口加載時(shí)內(nèi)圈柱塞腔壓力-流量曲線

圖12 D口加載時(shí)油口C和油口D流量

在油口A加載工作壓力10 MPa，在D口加載工作壓力5 MPa，馬達(dá)外圈的柱塞腔壓力-流量曲線如圖13所示，在此工況下油口A和油口B的流量曲線如圖14所示。圖11和圖13對(duì)比可以看出，馬達(dá)內(nèi)圈柱塞腔壓力-流量曲線與馬達(dá)外圈柱塞腔壓力-流量曲線不同，馬達(dá)外圈進(jìn)入油液后柱塞腔壓力最高且保持半個(gè)周期，處于馬達(dá)工作工況；馬達(dá)內(nèi)圈排出油液后柱塞腔壓力最高且保持半個(gè)周期，處于泵工作工況。圖12和圖14對(duì)比可以看出，馬達(dá)內(nèi)圈和馬達(dá)外圈吸排油液的流量均值相同，與油口D是否有加載壓力無(wú)關(guān)，馬達(dá)外圈油口B排油的流量脈動(dòng)為負(fù)向增大的方向，馬達(dá)內(nèi)圈油口D排油的流量脈動(dòng)為正向增大的方向。

圖13 D口加載時(shí)外圈柱塞腔壓力-流量曲線

從圖14和圖8b對(duì)比分析可以看出，馬達(dá)油口D的加載使進(jìn)入油口A的油液流量減少，因?yàn)橛涂贒加載使得從油口D排出的油液減少，油口B排出的油液流量等于油口D排出的油液流量，進(jìn)入油口A的油液流量等于油口D排出的油液流量。

圖14 D口加載時(shí)油口A和油口B流量

圖15是油口A加載壓力為10 MPa，油口D無(wú)加載壓力和加載壓力為5 MPa工況下，馬達(dá)輸出的扭矩-轉(zhuǎn)速曲線。從曲線可以看出油口D加載壓力為5 MPa時(shí)，馬達(dá)輸出的最大扭矩約為29 N·m，出油口D無(wú)加載壓力時(shí)，馬達(dá)輸出的最大扭矩約為37 N·m，油口D的加載減小了馬達(dá)輸出的最大轉(zhuǎn)矩；油口D加載壓力為5 MPa 時(shí)，馬達(dá)輸出的最大轉(zhuǎn)速約為190 r/min，油口D無(wú)加載壓力時(shí)，馬達(dá)輸出的最大轉(zhuǎn)速約為440 r/min，油口D的加載降低了馬達(dá)輸出的最大轉(zhuǎn)速。由此可以看出，新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)中在一個(gè)油口A通入壓力油液后，既可以從輸出軸輸出轉(zhuǎn)速和扭矩，又可以形成一個(gè)由C口和D口組成的壓力源。

圖15 D口加載時(shí)馬達(dá)輸出的扭矩-轉(zhuǎn)速曲線

6 結(jié)論

本研究基于理論推導(dǎo)和多學(xué)科聯(lián)合仿真平臺(tái)SimulationX，搭建了單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)的新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)模型，在油口A進(jìn)行單獨(dú)驅(qū)動(dòng)的條件下，分別分析了與馬達(dá)外圈和馬達(dá)內(nèi)圈聯(lián)通的柱塞腔的壓力流量特性；并測(cè)試了A口在不同驅(qū)動(dòng)壓力、D口加載工況下，馬達(dá)的流量-壓力特性和扭矩轉(zhuǎn)速特性，驗(yàn)證了新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)的原理正確性和可行性。

對(duì)馬達(dá)外圈進(jìn)行單動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)時(shí)的新型四配流窗口液壓軸向柱塞馬達(dá)，與馬達(dá)外圈連通的油路構(gòu)成馬達(dá)工況，與馬達(dá)內(nèi)圈連通的油路構(gòu)成泵工況，此時(shí)馬達(dá)實(shí)現(xiàn)了兩種能量的輸出；D口的能量相當(dāng)于用輸出軸轉(zhuǎn)速降低得來(lái)的能量，可以在一定的控制策略下由蓄能器存儲(chǔ)并利用，也可以由液壓執(zhí)行元件直接利用。