馮永保，劉 珂，魏小玲，李淑智，何禎鑫

(火箭軍工程大學(xué) 導(dǎo)彈工程學(xué)院， 西安 710025)

1 引言

圓弧齒輪泵作為液壓系統(tǒng)的動(dòng)力元件，其有體積小，無困油、噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，并廣泛運(yùn)用在軍事、航天和農(nóng)業(yè)等領(lǐng)域中。目前，為了提高圓弧齒輪泵的輸出壓力，需減少端面的泄漏流量，因此，對(duì)端面間隙需要補(bǔ)償，補(bǔ)償方式多采用壓力補(bǔ)償式的浮動(dòng)軸套進(jìn)行壓力補(bǔ)償，但是由于對(duì)浮動(dòng)軸套和齒輪端面的動(dòng)態(tài)平衡研究不足，導(dǎo)致圓弧齒輪泵出現(xiàn)浮動(dòng)軸套磨損嚴(yán)重等問題，針對(duì)此類問題，考慮到端面間隙對(duì)浮動(dòng)軸套的靜液壓載荷和流體動(dòng)力載荷都高度依賴于潤(rùn)滑間隙的膜厚，而目前齒輪端面與浮動(dòng)軸套之間的膜厚計(jì)算較大，設(shè)計(jì)中大都以通過反復(fù)的實(shí)驗(yàn)來確定潤(rùn)滑間隙，因此，針對(duì)圓弧齒輪泵端面油膜對(duì)浮動(dòng)軸套和齒輪的流固的影響成為解決問題的關(guān)鍵所在，而現(xiàn)有文獻(xiàn)資料卻又較少涉及。

近年來，國(guó)內(nèi)外部分學(xué)者發(fā)表了關(guān)于外嚙合齒輪泵端面間隙流固耦合的相關(guān)研究論文，其中Maha流體電力研究中心的Rituraj Rituraj發(fā)表了關(guān)于外嚙合齒輪泵的能量流導(dǎo)致的流體溫度的變化，并介紹了基于外嚙合齒輪泵的總基參數(shù)熱模型，考慮到流體的壓縮/膨脹，內(nèi)部不同間隙下流量和功率損耗對(duì)齒輪泵性能的影響，且預(yù)測(cè)了齒輪泵內(nèi)流體溫度的變化。此外，通過對(duì)外嚙合齒輪泵進(jìn)行的實(shí)驗(yàn)中獲得的出口溫度和體積效率測(cè)量來驗(yàn)證熱模型。國(guó)外普渡大學(xué)的Andrea Vacca教授及其團(tuán)隊(duì)，對(duì)openfoam進(jìn)行了二次開發(fā)，并利用c++設(shè)計(jì)了HYGesim計(jì)算流體力學(xué)軟件，并利用用該軟件對(duì)外嚙合齒輪泵端面油膜進(jìn)行三維仿真，其次考慮了外嚙合齒輪泵端面油膜的流固耦合效應(yīng)，求解出了在一定負(fù)載壓力下，不同轉(zhuǎn)速下油膜的厚度，并與實(shí)驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比。Divya Thiagarajan提出了一種航空燃油齒輪泵端面油膜流固耦合模型，并將其應(yīng)用在不對(duì)稱平衡的外嚙合齒輪泵中的軸向潤(rùn)滑面中，然后在優(yōu)化過程中使用新型流固耦合模型，用于設(shè)計(jì)(外嚙合齒輪泵)的自動(dòng)優(yōu)化程序。通過設(shè)計(jì)變量來實(shí)現(xiàn)最佳的軸向的平衡，并為軸向補(bǔ)償提供理論依據(jù)；浙江大學(xué)的呂程輝在內(nèi)嚙合齒輪泵的補(bǔ)償研究中，綜合考慮了最佳端面油膜對(duì)浮動(dòng)側(cè)板和齒輪的單向流固耦合效應(yīng)，提出通過改進(jìn)浮動(dòng)側(cè)板結(jié)構(gòu)的補(bǔ)償方法，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該補(bǔ)償方法的正確性；上海海洋大學(xué)的劉巍分析了外嚙合齒輪泵浮動(dòng)側(cè)板的壓緊力和反推力情況，軟件解析齒輪泵內(nèi)部流場(chǎng)并根據(jù)側(cè)板結(jié)構(gòu)特點(diǎn)建立壓緊力和反推力的求解微分方程，求得一個(gè)輪齒嚙合周期內(nèi)的側(cè)板傾覆力矩變化規(guī)律，并且提出了要想獲得端面真實(shí)流動(dòng)狀況，必須結(jié)合流-固-熱耦合狀態(tài)來展開研究。

針對(duì)以上問題，圓弧齒輪泵中摩擦副元件的磨損是評(píng)價(jià)摩擦副設(shè)計(jì)合理性的一個(gè)重要指標(biāo)，但由于受到設(shè)備和經(jīng)濟(jì)條件的限制，高速高壓條件下摩擦副內(nèi)部的磨損量難以測(cè)量。高速高壓下摩擦副內(nèi)部流固熱之間的耦合作用影響不容忽視。本文中研究了圓弧齒輪泵中端面潤(rùn)滑油膜，建立了端面油膜雙向流固耦合模型，通過AMESim和ANSYS軟件的應(yīng)用，綜合考慮油膜流場(chǎng)的流動(dòng)情況和浮動(dòng)軸套以及圓弧齒輪的摩擦磨損，并將該結(jié)果應(yīng)用與端面補(bǔ)償?shù)难芯恐?，為圓弧齒輪泵的高壓化和設(shè)計(jì)制造提供新的思路。

2 端面油膜數(shù)學(xué)建模

對(duì)于圓弧齒輪泵而言，密封性能的好壞與否決定著泵運(yùn)行過程中的可靠性與穩(wěn)定性等，圓弧齒輪泵的主要泄漏路徑如圖1所示，徑向間隙主要指的是齒輪與殼體之間的距離，軸向間隙主要指的是浮動(dòng)軸套與齒輪之間的距離。本文中的主要研究?jī)?nèi)容是軸向間隙。

圖1 圓弧齒輪泵結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Axial and radial clearance of arc gear pump

圖2表示了圓弧齒輪泵油液泄露的方向，和表示某一時(shí)刻的徑向間隙泄漏，和表示的是圓弧齒輪泵各個(gè)齒面的泄漏，為軸承的泄漏。其中油液從齒面和齒腔部分逐漸流入齒面和軸承處，、和泄漏的油液由于齒輪底層與浮動(dòng)軸套的相對(duì)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)壓效應(yīng)，形成端面油膜。

圖2 圓弧齒輪泵端面泄漏方向示意圖Fig.2 Leakage direction of arc gear pump end face

圓弧齒輪泵中的端面油膜的熱建模涉及流體膜的精確熱模型，橫向襯套和齒輪。由于熱能量的熱傳遞，流體和固體域耦合。另外固體的熱彈性模型也必須能夠捕獲固體組分的熱變形，以及其對(duì)穩(wěn)定潤(rùn)滑間隙膜厚度的終影響。

2.1 流體控制方程

圓弧齒輪泵中軸向泄漏的流量從高壓區(qū)流向低壓區(qū)的過程中，質(zhì)量始終守恒。其連續(xù)性控制方程的微分形式為：

(1)

式中：為密度；、、為3個(gè)坐標(biāo)系的速度分量。

通過N-S方程推導(dǎo)的端面油膜三維流場(chǎng)的Reynolds方程為：

(2)

式中：底層齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的速度；為油液的密度；為油膜厚度；▽為哈密頓算子。

為了計(jì)算端面油膜中的溫度，必須在三維流體域中求解能量方程。

(3)

式中：左邊第一項(xiàng)代表的是流體的焓所輸送的熱量；第二項(xiàng)代表油膜的壓差熱量和剪切熱量；為油液比熱容；代表油液密度。

當(dāng)圓弧齒輪泵端面油膜壓力場(chǎng)分布可知時(shí)，沿和方向上的壓差流速和剪切流速為

(4)

(5)

式中：為高度；為油液黏度。

2.2 固體控制方程

對(duì)于浮動(dòng)軸套和齒輪而言，首先對(duì)其變形過程進(jìn)行數(shù)學(xué)建模，選取連續(xù)性固體彈性力學(xué)控制方程，其主要闡述了浮動(dòng)軸套和齒輪的變形隨著流體的壓力的變化過程。

(6)

式中：為固體密度；為固體在形變下的位移；為固體側(cè)所受到的外力；為單位張量。

對(duì)于浮動(dòng)軸套和齒輪而言，傳熱為固體穩(wěn)態(tài)傳熱問題。假設(shè)齒輪和浮動(dòng)軸套內(nèi)部無熱源，其控制方程為

(7)

式中：為浮動(dòng)軸套和齒輪的傳熱系數(shù)；端面油膜的溫度；為浮動(dòng)軸套和齒輪的溫度。

其中端面油膜與浮動(dòng)軸套和齒輪之間的傳熱邊界條件采用給定溫度的第一類邊界條件：

第一類邊界條件稱為Dirichlet條件，在邊界上給定浮動(dòng)軸套和齒輪的溫度；

(8)

2.3 流固耦合控制方程

由流體所引發(fā)關(guān)于浮動(dòng)軸套和齒輪關(guān)于振動(dòng)、位移的固體控制方程為：

(9)

式中：為浮動(dòng)軸套和齒輪的質(zhì)量矩陣；為阻尼矩陣；為剛度矩陣；為浮動(dòng)軸套和齒輪由于力變形產(chǎn)生的位移；為應(yīng)力。

質(zhì)量守恒定律是流固耦合遵循最基本的守恒原則，流固耦合交界面處滿足流體與固體的位移、應(yīng)力、溫度、熱流量等相等。

(10)

3 仿真計(jì)算

3.1 仿真整體流程

應(yīng)用雙向流固耦合的方法對(duì)圓弧齒輪泵端面油膜進(jìn)行有限元仿真分析時(shí)，需同時(shí)建立浮動(dòng)軸套、齒輪和端面油膜的三維模型，并設(shè)置流固耦合界面，并對(duì)固體域和流體域進(jìn)仿真計(jì)算，基本流程如圖3所示。

圖3 仿真基本流程框圖Fig.3 Simulation flowchart

建模時(shí)，考慮到圓弧齒輪泵在結(jié)構(gòu)上的對(duì)稱性，所以只取其中從動(dòng)齒的齒面油膜進(jìn)行仿真。假設(shè)浮動(dòng)軸套與齒輪之間為平行油膜，并設(shè)定油膜厚度為0.008 mm。

流體側(cè)網(wǎng)格劃分：為了得到更準(zhǔn)確的端面油膜流場(chǎng)的壓力和溫度分布情況，所以在劃分網(wǎng)格時(shí)，必須對(duì)油膜厚度進(jìn)行加密處理，劃分層數(shù)設(shè)為4層，更新后的端面油膜網(wǎng)格如圖3和圖4所示。共生成606 487個(gè)節(jié)點(diǎn)，1 136 452個(gè)網(wǎng)格。

圖4 油膜網(wǎng)格示意圖Fig.4 Schematic diagram of oil film grid

固體網(wǎng)格劃分：利用mesh統(tǒng)一對(duì)浮動(dòng)軸套和齒輪進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為了保證計(jì)算精度的準(zhǔn)確性，必須保證流場(chǎng)的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)尺寸與固體場(chǎng)的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)尺寸一致，且網(wǎng)格畸變高，在計(jì)算動(dòng)網(wǎng)格時(shí)才能保證數(shù)據(jù)傳遞的準(zhǔn)確性，圖5和圖6分別為浮動(dòng)軸套和齒輪的網(wǎng)格示意圖。

圖5 浮動(dòng)軸套網(wǎng)格劃分示意圖Fig.5 Schematic diagram of grid division of floating bushing

圖6 圓弧齒輪網(wǎng)格劃分示意圖Fig.6 Schematic diagram of arc gear meshing

3.2 邊界條件

由于軸向間隙的油膜形成是外嚙合齒輪泵的運(yùn)行過程中的泄漏導(dǎo)致的，齒輪和浮動(dòng)軸套之間存在著相對(duì)運(yùn)動(dòng)，其屬于動(dòng)壓支撐效應(yīng)。其邊界條件可以由圖7所示的AMESim圓弧齒輪泵運(yùn)行仿真模型來求得各個(gè)齒腔的平均壓力。

1.增壓閥，為齒輪泵提供負(fù)載，設(shè)置其為8 MPa，2為轉(zhuǎn)矩模塊，為齒輪泵提供轉(zhuǎn)速，設(shè)置其為1 200 r/min，3為壓力測(cè)試計(jì)，4為流量測(cè)試計(jì)圖7 AMESim圓弧齒輪泵運(yùn)行仿真模型示意圖Fig.7 AMESim arc gear pump operation simulation model

仿真時(shí)間設(shè)置為0.6 s，待運(yùn)行完畢后，得出如圖8所示的主動(dòng)齒齒腔壓力圖，并作為Fluent的壓力邊界條件。

圖8 主動(dòng)齒齒腔壓力曲線Fig.8 Drive tooth cavity pressure

圓弧齒輪泵的溫度邊界條件根據(jù)圓弧齒輪泵內(nèi)流場(chǎng)溫度的仿真結(jié)果表明。如圖9所示，隨著時(shí)間的變化，在圓弧齒輪泵的內(nèi)流場(chǎng)仿真中，隨著時(shí)間的變化出油口的油液溫升在1～2 ℃之間變化，可以近似的認(rèn)為溫度不變。

圖9 圓弧齒輪泵內(nèi)流場(chǎng)溫度隨時(shí)間變化曲線Fig.9 The change curve of flow field temperature in arc gear pump with time

開啟能量方程和黏性加熱項(xiàng)，選擇流動(dòng)方式為層流，液壓油的動(dòng)力黏度為 0.048 Pa·s,密度為844 kg/m，并設(shè)定油液溫度為22 ℃。

設(shè)置油膜底層轉(zhuǎn)速為1 200 r/min，設(shè)置流固耦合交換界面，壓力-速度耦合方式選用SIMLPE方式，壓力離散形式選用PRESTO!，動(dòng)量離散形式、湍流動(dòng)能離散形式和湍動(dòng)耗散率離散形式都選用求解精度較高的二階迎風(fēng)格式，采用混合初始化方法。

4 仿真分析

4.1 潤(rùn)滑性能分析

對(duì)于壓力8 MPa轉(zhuǎn)速1 200 r/min工況下的油膜壓力場(chǎng)如圖10所示，各齒腔的壓力沿著軸頸處向齒輪泵進(jìn)口處逐漸泄漏，其壓力值隨著逐漸減小，符合齒輪泵端面泄露的現(xiàn)象。

圖10 端面油膜壓力云圖Fig.10 End face oil film pressure graph

油膜承載力代表油膜性能的重要指標(biāo)，圖11反映了油膜沿著膜厚方向的承載量，從圖11中可以看出，膜厚方向的承載量在齒輪泵泄露的高壓區(qū)和過渡區(qū)內(nèi)較大，在低壓泄漏區(qū)較小，軸向承載力最大值為0.434 8 N。

圖11 油膜沿著厚度方向的承載量云圖Fig.11 The bearing capacity of the oil film along the thickness direction

4.2 流固耦合仿真分析

對(duì)于浮動(dòng)軸套和齒輪之間的流固耦合潤(rùn)滑界面，浮動(dòng)軸套的材料為多元復(fù)雜黃銅，圓弧齒輪的材料為彈性球墨鑄鐵，其參數(shù)設(shè)置如表1所示。

表1 材料參數(shù)Table 1 Material parameter setting

由圖12(a)與圖12(b)可知，浮動(dòng)軸套與油膜潤(rùn)滑面之間的變形在力的作用下，最大磨損發(fā)生在油膜的低壓區(qū)，變形量Δ=5.13 μm，最小變形在油膜的高壓區(qū)部分Δ=3.96 μm，圓弧齒輪最大磨損在油膜的低壓區(qū)和過渡區(qū)，Δ=8.96 μm，最小磨損量為Δ=3.98 μm。

圖12 雙向流固耦合變形云圖Fig.12 Bidirectional fluid-solid coupling deformation diagram

由圖12(c)和圖12(d)可知0.000 5 s時(shí)計(jì)算收斂后，浮動(dòng)軸套、圓弧齒輪和油膜三者之間達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡，油膜壓力載荷穩(wěn)定，且整體磨損量較0.001 s時(shí)變小，浮動(dòng)軸套最大磨損量在油膜的低壓區(qū)，變形量達(dá)到Δ=7.56 μm最小磨損量達(dá)到Δ=5.25 μm，圓弧齒輪最大磨損量Δ=8.91 μm，最小磨損量為Δ=3.96 μm，從圖12(a)中的0.001 s和圖12(d)中的0.005 s時(shí)，浮動(dòng)軸套變形情況來看，浮動(dòng)軸套在高壓區(qū)磨損面積相對(duì)較大，但磨損量較小，這是由于油膜在高壓區(qū)的承載力約于浮動(dòng)軸套在補(bǔ)償區(qū)的補(bǔ)償力相平衡，高壓區(qū)壓力造成的變形量相對(duì)較小，而過渡區(qū)和低壓區(qū)由于油膜壓力載荷不足，油膜壓力載荷小于補(bǔ)償力，浮動(dòng)軸套和圓弧齒輪會(huì)在一段時(shí)間內(nèi)產(chǎn)生在油膜低壓區(qū)和過渡區(qū)的傾覆現(xiàn)象，也會(huì)導(dǎo)致浮動(dòng)軸套與圓弧齒輪面的偏磨，偏磨主要發(fā)生在低壓區(qū)和過渡區(qū)。

一個(gè)周期內(nèi)的考慮到受力磨損影響的油膜厚度為

=+{,}

(11)

其中：為初始油膜厚度；代表浮動(dòng)軸套的磨損量；代表齒輪磨損量。

代入仿真結(jié)果得出，油膜最大厚度約為=24 μm最小厚度為=17 μm。

圖13(a)和圖13(b)為固定工況下，浮動(dòng)軸套和圓弧齒輪的等效應(yīng)力云圖，可以看出：浮動(dòng)軸套的等效應(yīng)力主要集中在與潤(rùn)滑界面接觸的面上，且主要應(yīng)力變化沿周向分布，且由邊緣位置向中間位置遞減，其最大接觸應(yīng)力為=39.509 MPa。圓弧齒輪的等效應(yīng)力高壓區(qū)較小，在低壓區(qū)和過渡區(qū)較大，最大應(yīng)力為=90.536 MPa。

圖13 應(yīng)力變化云圖Fig.13 Stress change graph

在定工況不考慮熱變形情況下的雙向流固耦合仿真，僅在力作用下的浮動(dòng)軸套和圓弧齒輪的變形，求解出的端面油膜的最大變形量為=24 μm。浮動(dòng)軸套和圓弧齒輪最大應(yīng)力分別為39.509 MPa和90.536 MPa,但在齒輪泵實(shí)際運(yùn)行過程中，除了力對(duì)固體場(chǎng)的作用之外，端面油膜局部產(chǎn)生流體分子力之間的剪切和壓差作用產(chǎn)生的局部高溫，同樣影響著齒輪泵的性能所以要得到油膜的真實(shí)情況，必須考慮熱效應(yīng)對(duì)浮動(dòng)軸套和圓弧齒輪的影響。

4.3 雙向流固熱耦合仿真分析

利用FLUENT和System coupling搭建雙向流固熱耦合模塊，一般情況下需要對(duì)熱固耦合數(shù)據(jù)的傳遞進(jìn)行一定的約束，需在(APDL)Transient Structural 模塊中對(duì)浮動(dòng)軸套和圓弧齒輪分別插入Commands命令，et,matid,226.et,matid,227。其中et,matid為調(diào)用網(wǎng)格類型，226代表四面體網(wǎng)格，227代表六面體網(wǎng)格。再次插入KEYOPT,matid,1,11為APDL中熱固耦合模塊命令，設(shè)定環(huán)境溫度為22 ℃。

從圖14可以看出，加載了熱條件下的流固耦合，對(duì)比無熱條件下的流固耦合過程，不難看出，圖14(a)中，圓弧齒輪在潤(rùn)滑面的最大磨損量Δ=7.96 μm，最小磨損量Δ=5.31 μm在主要的磨損量集中在高壓區(qū)和過渡區(qū)，高壓磨損量較低壓區(qū)較大，圖14(b)中浮動(dòng)軸套的最大磨損量Δ=9.90 μm，最小磨損量集中油膜的低壓區(qū)Δ=7.632 μm，表明油膜低壓區(qū)熱量較低，對(duì)軸套的熱膨脹影響不大，磨損也較??；高壓區(qū)和過渡區(qū)的溫度較高，熱膨脹相應(yīng)增大，在壓力載荷和溫度載荷的共同作用下，磨損量增大，在補(bǔ)償力的作用下，浮動(dòng)軸套和圓處齒輪同樣有偏磨情況發(fā)生，偏磨現(xiàn)象逐漸發(fā)生在高壓區(qū)和過渡區(qū)，且其他工況下也有此類的趨勢(shì)，且在既有熱效應(yīng)特性下的膨脹，又有力作用下對(duì)浮動(dòng)軸套的變形作用，同時(shí)也表明，齒輪泵端面磨損和運(yùn)行的復(fù)雜性。

圖14 雙向流熱固耦合磨損云圖Fig.14 Bidirectional fluid thermal-solid coupling deformation diagram

同理其油膜厚度：

=+{,}

(12)

代入仿真結(jié)果得最大油膜厚度約為=26 μm,最小油膜厚度為=20 μm。

對(duì)比流固耦合和流固熱耦合下的最大膜厚得，后者相對(duì)于前者，油膜擴(kuò)增量達(dá)到108.3%，最小油膜厚度擴(kuò)增量達(dá)到117.6%，且最大膜厚在高壓區(qū)以及過渡區(qū)變化，最小膜厚在低壓區(qū)變化。

從圖15中浮動(dòng)軸套表面應(yīng)力分布情況，對(duì)比無熱條件下的應(yīng)力分布情況可知，浮動(dòng)軸套應(yīng)力減小，最大等效應(yīng)力=33.391 MPa，其應(yīng)力分布沿著軸套表面周向分布，分布情況較為均勻，最大應(yīng)力集中在高壓區(qū)附近。

圖15 浮動(dòng)軸套表面熱應(yīng)力分布云圖Fig.15 Thermal stress distribution on the surface of floating bushing

4.4 流量變化

將容積效率作為圓弧齒輪泵的失效指標(biāo)，容積效率可等同為流量的泄漏，根據(jù)圓弧齒輪泵端面泄漏流量公式：

(13)

式中：為單個(gè)接觸面的端面泄漏流量(kg/s)；、為高壓區(qū)和過渡區(qū)包角。

如表2所示，對(duì)比計(jì)算收斂后流固耦合以及流固熱耦合下的端面油膜泄漏流量，可得出流固熱耦合情況下的流量大于流固耦合情況下的流量，也在實(shí)際運(yùn)行中更加符合實(shí)際情況。

表2 流量變化Table 2 Flow change table

5 結(jié)論

本研究基于Reynolds方程和摩擦副雙向流固耦合以及雙向流固熱耦合，建立了一種適用于圓弧齒輪泵的端面摩擦副磨損摩擦分析模型。

1) 通過分析得出，在壓力8 MPa轉(zhuǎn)速1 200 r/min工況下，端面油膜壓力變化沿著周向遞減，軸向承載力達(dá)到0.040 8 N。

2) 在不考慮熱的雙向流固耦合條件下，隨著時(shí)間變化，圓弧齒輪與浮動(dòng)軸套會(huì)由于補(bǔ)償力的作用發(fā)生偏磨現(xiàn)象，偏磨主要發(fā)生在油膜低壓區(qū)。應(yīng)力沿著周向分布。

3) 雙向流固熱耦合條件下，由于熱條件的引入，在油膜的高壓區(qū)和過渡區(qū)由于流體黏性發(fā)熱的影響，圓弧齒輪與浮動(dòng)軸套會(huì)發(fā)生熱膨脹，且最大油膜厚度發(fā)生在高壓區(qū)與過渡區(qū)，應(yīng)力對(duì)比流固耦合下減小，且分布均勻。

4) 對(duì)比雙向流固耦合與熱流固耦合條件下流量變化，由于油膜厚度的增加，其流量增值達(dá)到0.06 kg/s。

為進(jìn)一步提高圓弧齒輪泵的容積效率，減小泄漏流量，可通過針對(duì)油膜厚度變化較大的區(qū)域，尋找合適的補(bǔ)償方式，進(jìn)行壓力補(bǔ)償或電磁補(bǔ)償。