新型高速單柱塞軸向柱塞泵配流機構(gòu)

杜睿龍, 陳英龍, 周 華, 王 佳

(1.浙江大學 流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室,浙江 杭州 310027；2.九江七所精密機電科技有限公司,江西 九江 332007)

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新型高速單柱塞軸向柱塞泵配流機構(gòu)

杜睿龍1, 陳英龍1, 周 華1, 王 佳2

(1.浙江大學 流體動力與機電系統(tǒng)國家重點實驗室,浙江 杭州 310027；2.九江七所精密機電科技有限公司,江西 九江 332007)

針對單柱塞泵普遍采用的單向閥配流方式無法滿足高轉(zhuǎn)速的問題,提出新型的閥芯旋轉(zhuǎn)式三通換向閥配流機構(gòu),可以滿足單柱塞泵在高轉(zhuǎn)速情況下的配流要求.通過建立單向閥配流和轉(zhuǎn)閥配流單柱塞泵的AMESim模型,對比分析表明,單向閥在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時已難以實現(xiàn)正常配流；轉(zhuǎn)閥在12 000 r/min轉(zhuǎn)速下仍能正常配流.加工樣機對單柱塞泵和轉(zhuǎn)閥的性能進行測試.試驗表明,柱塞腔內(nèi)的壓力測試結(jié)果與仿真結(jié)果一致,可以基于該轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)設(shè)計高速單柱塞泵,對柱塞腔內(nèi)的壓力特性進行研究.

單柱塞泵；配流機構(gòu)；高速柱塞泵；閥配流；AMEsim

軸向柱塞泵在工作過程中,柱塞在斜盤傾角的作用下在柱塞腔內(nèi)作往復運動,造成密封工作容積的變化以實現(xiàn)吸油與排油[1],泵的每一個柱塞腔均周期性地在吸油口與排油口之間來回切換[2].油口的切換過程需要通過泵的配流機構(gòu)來實現(xiàn),按照配流方式,軸向柱塞泵主要可以分為閥配流和端面配流兩種形式[3].

閥配流主要是靠單向閥來實現(xiàn)配流,兩個單向閥分別安裝在泵的進出油口,柱塞腔在吸排油階段分別打開相應油口的單向閥,從而實現(xiàn)吸排油[4].閥配流方式不需要缸體轉(zhuǎn)動,對泵的柱塞數(shù)量沒有嚴格要求,可以應用于單柱塞泵[5].端面配流是目前柱塞泵主要的配流方式,該配流方式要求泵的缸體轉(zhuǎn)動使柱塞腔與配流盤上的吸油窗口或排油窗口連通,缸體周向半徑不能過小,采用端面配流的泵柱塞數(shù)一般不少于5個[6].

功率密度高一直是軸向柱塞泵的重要優(yōu)勢之一[7],提高工作壓力和轉(zhuǎn)速是提高功率密度的主要方法之一[8].較高的工作壓力和轉(zhuǎn)速對關(guān)鍵摩擦副的設(shè)計提出較高的要求,摩擦副的油膜既不能過大導致泄漏過大[9],也不能過小導致出現(xiàn)金屬接觸[10].提高壓力和轉(zhuǎn)速會對泵柱塞的油膜特性以及柱塞腔內(nèi)的壓力較大的影響[11],過高的壓力甚至會導致摩擦副油膜的破裂,從而導致摩擦副的黏著失效等[12].Isaksson等[13-14]對摩擦副的摩擦學理論進行研究,然而理論的研究需要試驗的驗證.設(shè)計單柱塞模型泵測試模擬柱塞泵運動[15],開展局部的內(nèi)部參數(shù)測量,是了解泵的摩擦副特性,對研究理論進行驗證的關(guān)鍵[16-17].對于單柱塞泵,配流方式一般采用單向閥配流.由于單向閥響應存在一定的滯后性,使得泵的自吸能力差,限制了泵的轉(zhuǎn)速范圍[18],因此一直沒法對高速軸向柱塞泵進行單柱塞模型泵的設(shè)計,以測試柱塞泵在高速情況下的摩擦副特性.

本文提出閥芯旋轉(zhuǎn)式的三通換向閥的配流機構(gòu)[16],應用于高速單柱塞泵的配流.在闡明了配流的工作原理和配流機構(gòu)的結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上,對旋轉(zhuǎn)閥芯的閥口建立過流面積模型.基于AMESim分別對單向閥配流方式和轉(zhuǎn)閥配流方式進行仿真對比分析,最后加工轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)進行試驗,驗證了柱塞腔內(nèi)壓力與仿真的柱塞腔內(nèi)壓力的一致性.

1 配流機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 配流結(jié)構(gòu)的配流原理

圖1 配流機構(gòu)設(shè)計三維圖Fig.1 Three-dimensional structural design of distributing mechanism

如圖1所示為閥芯旋轉(zhuǎn)式的三通換向閥(以下簡稱轉(zhuǎn)閥)配流機構(gòu)的設(shè)計三維圖.該配流機構(gòu)主要是由一個轉(zhuǎn)閥閥芯和一個閥套組成.對于單柱塞泵,柱塞套固定而斜盤轉(zhuǎn)動使得柱塞在柱塞套內(nèi)往復運動.轉(zhuǎn)閥閥芯與驅(qū)動斜盤的轉(zhuǎn)軸相連,與斜盤同步轉(zhuǎn)動.閥套上的A口與柱塞腔相連,柱塞腔吸油和排油過程均經(jīng)過A口.T口為進油口,與油箱相連,吸油過程油液從油箱通過T口流入.P口為出油口,排油過程油液通過P口排出.從P口處引油液至P1口,P1口通過設(shè)計的油道與P2口、P3口連通.配流轉(zhuǎn)閥的閥芯直徑為d.

如圖2所示為轉(zhuǎn)閥閥芯配流區(qū)域截面圖.轉(zhuǎn)閥閥芯的圓周方向有一個扇形溝槽,對應的圓心角度為α,對應于原柱塞泵配流盤的吸油窗口和排油窗口的角度.隨著閥芯的轉(zhuǎn)動,該溝槽交替充當吸油窗口和排油窗口.閥套上P口對應的圓心角度為β,T口對應的圓心角度為γ.從圖1可以看出,扇形溝槽邊上有一與之相通的環(huán)形槽,扇形溝槽通過環(huán)形槽與A口保持在任意時刻均處于連通狀態(tài).

圖2 轉(zhuǎn)閥閥芯配流區(qū)域截面圖Fig.2 Cross section in distributing area of spool

圖3 轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)工作過程原理圖Fig.3 Working process of distributing mechanism

如圖3所示為轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)工作過程的原理圖.主軸與斜盤通過平鍵連接固定.主軸與閥芯通過聯(lián)軸器連接,此外,兩者連接處加工了一個缺口進行連接,如圖3(a)所示.通過對缺口的圓周位置、閥芯上扇形溝槽的圓周位置和主軸與斜盤連接的平鍵的圓周位置的相對關(guān)系的設(shè)計,從而確定閥芯的扇形溝槽與斜盤在圓周上的相對位置,滿足柱塞的吸排油的要求.具體過程分析如下.

當θ=0時,柱塞處于內(nèi)死點位置,T口與P口均不與扇形溝槽接通,處于閉死區(qū)域,如圖3(a)所示.此時,柱塞腔內(nèi)、閥芯扇形溝槽處為高壓油液.主軸帶著斜盤和閥芯同步逆時針轉(zhuǎn)動,柱塞將要向外運動,泵將要進入吸油階段,扇形溝槽將要與T口接通.

當(π-α-γ)/2≤θ≤(π+α+γ)/2時,泵處于吸油過程.此時,柱塞正往外運動,閥芯上的扇形溝槽與T口連通,P口關(guān)閉.油液通過T口流入扇形溝槽進入環(huán)形溝槽通過A口然后進入柱塞腔內(nèi),從而實現(xiàn)了吸油功能,如圖3(b)所示.當柱塞即將運動至外死點時,通過扇形溝槽包角α的設(shè)計,保證T口即將關(guān)閉.

當θ=π時,柱塞此時處于外死點位置,T口與P口均不與扇形溝槽接通,處于閉死區(qū)域,如圖3(c)所示.與柱塞處于外死點時類似,主軸繼續(xù)轉(zhuǎn)動,柱塞將要向內(nèi)運動,進入排油階段,扇形溝槽將要與P口接通.

當(3π-α-β)/2≤θ≤(3π+α+β)/2時,泵處于排油過程.此時,柱塞往內(nèi)運動,閥芯上的扇形溝槽與P口連通,T口關(guān)閉.油液通過A口進入環(huán)形溝槽流入扇形溝槽,然后通過P口排出,從而實現(xiàn)了排油功能,如圖3(d)所示.與吸油過程類似,當柱塞即將運動至內(nèi)死點時,扇形溝槽包角α的設(shè)計保證P口即將關(guān)閉.

當θ=2π,即θ=0時,將重復以上的運動,從而實現(xiàn)了泵連續(xù)吸油排油的功能.

1.2 配流閥芯受力平衡分析

設(shè)計的扇形溝槽區(qū)域只在閥芯圓周方向的一側(cè)如圖2所示,因此閥芯會受到扇形溝槽區(qū)域油液產(chǎn)生的壓力,推動閥芯偏心壓向閥套的另一側(cè).在吸油過程(見圖1)中,低壓油液流入扇形溝槽區(qū)域,此時產(chǎn)生的推力較小,可以忽略.當閥芯處于排油過程(見圖4)中,高壓油液進入扇形溝槽區(qū)域,此時會產(chǎn)生較大的推力,例如當加載壓力為10 MPa時,推力為

(1)

圖4 排油過程轉(zhuǎn)閥閥芯徑向受力示意圖Fig.4 Radial forces acting on spool in discharge period

式中：p為最高壓力，l為扇形溝槽寬度，α為扇形溝槽扇角.該推力會使得閥芯與閥套這一對摩擦副之間的pv過大,造成過度摩擦,因此必須對該推力進行平衡設(shè)計.通過與P口連通的P1口,引入相同壓力的高壓油液進入P2和P3口,作用于閥芯上與扇形溝槽相對的另一側(cè)(見圖1).P2和P3口所作用的扇形溝槽的中心與P口作用的扇形溝槽中心距離相等,長度為P口作用的通油扇形溝槽的一半,如圖4所示.顯然可見,通過這一結(jié)構(gòu)設(shè)計,閥芯處于徑向力平衡和力矩平衡的狀態(tài).

2 模型的建立

2.1 過流面積

單柱塞泵在工作過程中,油液通過T口或P口交替與閥芯上的通油扇形溝槽接通流入或流出柱塞腔,油液流動的體積流量可以用以下方程[19]來表示.

(2)

式中：ρ為油液密度，pt為油箱壓力，pp為柱塞腔內(nèi)壓力，cd為流量系數(shù),A為閥芯的過流面積.從式(2)可知,A對于計算q及pp是一個關(guān)鍵的參數(shù),它取決于T口或P口與通油扇形溝槽的相對位置關(guān)系.

圖5 閥芯過流面積與T口位置關(guān)系圖Fig.5 Schematic of flow area with position of T port

如圖5所示為閥芯過流面積與T口位置關(guān)系圖.在T口只有一部分完全進入扇形溝槽時,引入圖5中的x和y2個弦長參數(shù),對過流面積的計算表達式和計算過程有很大的幫助.

(3)

(4)

如圖5所示為閥芯過流面積的變化過程.可知,T口處于不同的位置,過流面積的計算公式不同.計算公式將呈現(xiàn)分段函數(shù)的形式,如下所示.

A=

(5)

同理,T口離開扇形溝槽,P口進入和離開扇形溝槽的表達式呈現(xiàn)分段函數(shù)的形式,依照式(3)～(5)可以得到.顯然,當T口或P口完全進入扇形溝槽時,該階段的過流面積為最大值A(chǔ)max.

ε=A/Amax.

(6)

通過式(6)對過流面積進行歸一化處理,方便在AMESim建模中對過流面積通過ASCII文件導入數(shù)據(jù)進行處理.泵在吸排油過程的過流面積的變化規(guī)律如圖6所示.

圖6 閥芯過流面積隨角度的歸一化曲線Fig.6 Normalized curve of flow area with rotation angle

2.2 AMESim模型的建立

圖7 單向閥配流單柱塞泵AMESim模型Fig.7 AMESim model of single piston pump with check valve distributing mechanism

如圖7所示為單向閥配流的單柱塞泵AMESim模型,它主要是由柱塞模型,進油口和出油口的單向閥模型3部分組成.這些模型元件是從AMESim元件庫中選取進行搭建,柱塞副的泄漏是通過元件庫中的泄漏模型表示,設(shè)置直徑為10.6 mm,雙邊間隙為20 μm,與泵柱塞副的設(shè)計參數(shù)一致；滑靴副的泄漏是通過元件庫中的層流阻抗的阻尼孔模型表示,設(shè)置外徑為20 mm,內(nèi)徑為19.98 mm,即雙邊間隙為20 μm.

如圖8所示為轉(zhuǎn)閥配流的AMESim模型,柱塞副的泄漏通過元件庫的中的泄漏模型表示,滑靴副和轉(zhuǎn)閥的泄漏均通過元件庫中的層流阻抗的阻尼孔模型表示.吸油窗口和排油窗口由ASCII文件導入表示變化過程[20].ASCII文件的數(shù)據(jù)為圖6的數(shù)據(jù).

圖8 轉(zhuǎn)閥配流單柱塞泵AMESim模型Fig.8 AMESim model of single piston pump with spin valve distributing mechanism

3 仿真結(jié)果

3.1 仿真參數(shù)

單柱塞泵AMESim建模的關(guān)鍵參數(shù)如表1所示.

由于泵的轉(zhuǎn)速較高,會造成泵自吸不充分,容積效率降低,油液中含氣量增大從而造成氣蝕.目前,一般采用在泵進油口處加裝補油泵或提高泵的進油口壓力的方法.加裝補油泵會引入額外的脈動源,因此采用提高泵進油口壓力的方法.

表1 單柱塞泵AMESim建模的關(guān)鍵參數(shù)

Tab.1 Main parameters for AMESim model of single piston pump

參數(shù)符號單位參數(shù)值最高轉(zhuǎn)速nr/min12000最高壓力pMPa21油液動力黏度μPa·s0.0102柱塞長度ldmm28.7柱塞直徑ddmm10.6分度圓直徑dfmm69.2閥芯直徑dmm20T口直徑dtmm5P口直徑dpmm4柱塞與柱塞套間隙(雙邊)μm20閥芯與閥套間隙(雙邊)μm20斜盤傾角β0°9.5扇形溝槽扇角α°140

本文通過設(shè)計增壓油箱的方式提高泵進油口壓力.增壓油箱由一個蓄能器和一個充滿油液的密閉油箱相連組成,通過調(diào)節(jié)蓄能器的充氣壓力,從而調(diào)節(jié)油箱內(nèi)的油液壓力(下面簡稱油箱壓力)和泵的進口壓力.

在仿真參數(shù)設(shè)置過程中,通過設(shè)置不同的油箱壓力,可以分析不同油箱壓力下泵的流量,對測試系統(tǒng)的油箱壓力設(shè)計提供理論支持.

3.2 仿真結(jié)果

圖9 空載、不同轉(zhuǎn)速和油箱壓力情況下流量變化曲線Fig.9 Curve of flow rate at different speed and tank pressure

如圖9所示為仿真所得的空載、不同轉(zhuǎn)速和油箱壓力下的流量變化曲線.可知,在配流機構(gòu)為轉(zhuǎn)閥的情況下,當油箱壓力為0.8 MPa時,泵的出口流量與轉(zhuǎn)速呈現(xiàn)線性關(guān)系上升,證明轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)能夠滿足單柱塞泵在高速情況下的配流要求；隨著轉(zhuǎn)速的上升,泵出口流量脈動逐漸減??；當轉(zhuǎn)速保持12 000r/min時,改變油箱壓力,當油箱壓力為0.8 MPa和1.5 MPa時,出口體積流量約為11.2和11.7L/min,兩者基本相等,而當油箱壓力為0.1 MPa時,泵出口體積流量約為4 L/min,遠小于0.8 MPa和1.5 MPa的情況,證明隨著轉(zhuǎn)速的升高,會產(chǎn)生比較嚴重的自吸困難,因此需要增大泵進口壓力使得泵自吸充分；考慮到油箱壓力為0.8和1.5 MPa時流量相當,并且測試系統(tǒng)增壓油箱需要按照壓力容器設(shè)計,因此設(shè)定油箱壓力為0.8 MPa,即泵的進口壓力設(shè)定為0.8 MPa.

在配流機構(gòu)為單向閥,油箱壓力為0.8 MPa的情況下,當轉(zhuǎn)速為1 000 r/min時,泵出口流量為1 L/min,與轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)一致,并且出口流量脈動更??；當轉(zhuǎn)速為12 000 r/min時,泵出口流量只有3.2 L/min,遠小于轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)；證明單向閥配流機構(gòu)只適用于低速的柱塞泵配流,不能滿足高速的配流要求.

如圖10所示為仿真所得不同轉(zhuǎn)速、不同加載壓力下的柱塞腔內(nèi)壓力變化曲線.

圖10 不同轉(zhuǎn)速、不同加載壓力下的柱塞腔內(nèi)壓力Fig.10 Curve of piston chamber pressure at different speed and working pressure

在轉(zhuǎn)閥配流的情況下,柱塞腔內(nèi)壓力周期性地經(jīng)歷高壓和低壓過程,呈現(xiàn)類似方波的形式,高壓和低壓分別占一半的周期,符合軸向柱塞泵的柱塞壓力變化規(guī)律.在高低壓切換過程中,柱塞腔內(nèi)壓力存在壓力上沖和壓力下沖現(xiàn)象.當轉(zhuǎn)速一定時,上沖值或下沖值不隨加載壓力改變；當加載壓力一定時,上沖值或下沖值隨轉(zhuǎn)速的增大而增大.

在單向閥配流的情況下,柱塞腔內(nèi)壓力盡管是周期性經(jīng)歷高壓和低壓過程,但是不再呈現(xiàn)方波形式,而是呈現(xiàn)類似三角波的形式,不再符合軸向柱塞泵的柱塞壓力變化規(guī)律.

單向閥配流機構(gòu)與轉(zhuǎn)閥的配流機構(gòu)仿真結(jié)果存在差異,主要是由這兩種機構(gòu)的性能決定的.由于單向閥自身響應存在滯后性,頻響較低,因此在高速高壓的工況下,單向閥不能快速地切換,造成單柱塞泵吸油不充分或者高、低壓切換不及時.轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)是通過與主軸連接確保閥芯上的扇形溝槽轉(zhuǎn)動至吸油或者排油窗口,不存在滯后性這一影響因素,切換規(guī)律與軸向柱塞泵的端面配流方式一致,因此轉(zhuǎn)閥配流的單柱塞泵比較符合端面配流軸向柱塞泵的性能.

4 試驗分析

4.1 試驗裝置

1-蓄能器；2-密閉油箱；3-變頻器；4-高速電機；5-轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩儀；6-單柱塞泵；7-小型壓力傳感器；8-安全閥；9-壓力表；10-壓力傳感器；11-蓄能器；12-節(jié)流閥；13-過濾器；14-流量計；15-冷卻器圖11 高速單柱塞泵試驗液壓原理圖Fig.11 Principle diagram of high speed single axial piston pump test system

如圖11所示為高速單柱塞泵試驗的液壓原理圖.蓄能器1與密閉油箱2組成了增壓油箱,通過調(diào)節(jié)油箱壓力調(diào)節(jié)泵的進油口壓力.柱塞泵通過變頻高速電機帶動,蓄能器11吸收單柱塞泵出口的流量脈動,節(jié)流閥12進行加載；在柱塞腔安裝一個小型壓力傳感器7,用于檢測柱塞腔內(nèi)壓力.

由于本文研究是采用斜盤轉(zhuǎn)動的方式,高速旋轉(zhuǎn)的不平衡斜盤會使主軸產(chǎn)生強烈振動；由于單柱塞和高速旋轉(zhuǎn)的特點,無法在柱塞腔內(nèi)安裝彈簧實現(xiàn)回程,也無法像普通柱塞泵采用球鉸壓板結(jié)構(gòu)回程；設(shè)計滑靴壓板壓住滑靴邊緣部分實現(xiàn)回程.主軸、滑靴壓板和斜盤組成的旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)需要進行動平衡設(shè)計.

動平衡設(shè)計的主要方法是對斜盤偏重的一側(cè)進行挖重,在缺重的一側(cè)進行補重.通過動平衡設(shè)計分析可知,慣性主軸和轉(zhuǎn)軸基本重合.重心偏心為0.018 mm,慣性矩Jxz為-0.42 g/mm2,慣性矩Jyz為-2 002.7g/mm2,理論軸承動支撐力為28.6 N.如圖12所示為加工裝配好的斜盤、主軸、壓板和柱塞組件.在實際運轉(zhuǎn)中,該旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)運轉(zhuǎn)至高速未出現(xiàn)振動的情況,仍運轉(zhuǎn)平穩(wěn).

圖12 斜盤、主軸、壓板及柱塞組件加工裝配圖Fig.12 Swash plate, shaft and clamp assembly configuration

如圖13所示為配流機構(gòu)轉(zhuǎn)閥的閥芯加工零件圖.如圖14所示為高速單柱塞泵試驗裝置傳動部分,可見高速電機、轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩儀、單柱塞泵、轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)和泵內(nèi)傳感器的引線.

圖13 閥配流機構(gòu)閥芯加工零件圖Fig.13 Spool for spin valve distributing mechanism

圖14 高速單柱塞泵試驗裝置傳動部分Fig.14 Test rig for high speed single axial piston pump

4.2 試驗結(jié)果

根據(jù)泵的設(shè)計參數(shù)可知,泵的排量為

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圖15 空載情況下不同轉(zhuǎn)速下泵的容積效率Fig.15 Volume efficiency at different speed, no load

泵的排量為1.02 mL/r,因此在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min的情況下,系統(tǒng)平均流量為2.04 L/min,測試系統(tǒng)傳感器為渦輪傳感器,量程為2.5～50 L/min,并且由于泵為單柱塞排油,每轉(zhuǎn)過一周只有一半的時間在進行排油(另一半時間在吸油),流量計輸出的流量讀數(shù)不穩(wěn)定,流量讀數(shù)跳變較大；該現(xiàn)象在低轉(zhuǎn)速的情況下表現(xiàn)尤為明顯.這主要是由于泵小流量、斷續(xù)流量,以及管路的振動對渦輪流量計造成沖擊,使得內(nèi)部渦輪時而不轉(zhuǎn),時而快速轉(zhuǎn)動.在2 000r/min轉(zhuǎn)速下,對較長一段時間的流量計讀數(shù)取平均值,求得泵的容積效率大于1,證明此時流量計難以對流量進行準確測量.在2 000 r/min轉(zhuǎn)速以上,該現(xiàn)象得到一定緩解,對較長一段時間的流量計讀數(shù)取平均值,根據(jù)式(8)求得容積效率為0.3～0.6.對泵出口油液采用量杯直接讀數(shù)測量的方式,可以求得出口的平均流量,求得泵的容積效率η為0.5～0.7,并且低速和高速的情況相差不大,如圖15所示.從平均流量qVt及容積效率η可以判斷泵及配流機構(gòu)的工作性能；從容積效率圖線可以看出,內(nèi)泄漏比較嚴重.

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圖16 2 000 r/min,不同加載壓力下的柱塞腔內(nèi)壓力變化過程Fig.16 Curve of piston chamber pressure at different working pressure, 2 000 r/min

如圖16所示為在2 000 r/min轉(zhuǎn)速下,不同加載壓力下的柱塞腔內(nèi)壓力變化過程.泵最高的加載壓力pl為14 MPa,此時pp最高達到18 MPa.從柱塞腔內(nèi)壓力可見,柱塞腔壓力基本是處于高、低壓切換的過程,并且是呈現(xiàn)類似方波的形式,高壓和低壓分別占一半的周期,符合軸向柱塞泵的柱塞壓力變化規(guī)律.在高、低壓切換過程中存在壓力超調(diào),并且隨著加載壓力的增加,超調(diào)量上升；造成這一現(xiàn)象,主要有以下兩個因素.

1)配流機構(gòu)振動,并且隨著壓力的上升泵的振動增大.由于泵為單柱塞排油,而設(shè)計用于吸收單柱塞流量脈動的蓄能器11在實際系統(tǒng)中距離泵出油口有一段距離,因此中間的硬管管路振動較嚴重.此外,盡管泵主軸和轉(zhuǎn)閥閥芯之間采用撓性聯(lián)軸器連接,然而兩者采用缺口式剛性鏈接確定位置,因此聯(lián)軸器難以使得由加工和裝配誤差造成的兩者中心線不在同一直線上的問題得到撓性的補償.在測試過程中,當不連接配流機構(gòu)時,泵能夠平穩(wěn)地運轉(zhuǎn)至高速；當連接配流機構(gòu)后,配流機構(gòu)出現(xiàn)較嚴重的振動,尤其是在高速或高壓的情況下.

2)轉(zhuǎn)閥上的扇形溝槽的始、末端沒有像普通配流盤上設(shè)計用于預升壓和卸壓的孔槽結(jié)構(gòu),使得在高、低壓切換過程中油液沒有得到充分的預壓縮,造成較大的沖擊.

如圖17所示為當轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時,不同加載壓力下的柱塞腔內(nèi)壓力和容積效率.可見,柱塞腔內(nèi)壓力隨著加載上升,并且柱塞腔內(nèi)壓力升高更快,比加載壓力的增幅大.容積效率從0.55逐漸降低到0.28.結(jié)合圖16可知,隨著加載壓力的上升,泄漏量增大,柱塞腔內(nèi)的壓力變化更劇烈.

柱塞腔內(nèi)壓力變化更劇烈,主要是由于配流機構(gòu)振動造成的.配流機構(gòu)的振動使得高壓腔的油液產(chǎn)生振動,從而使得柱塞腔內(nèi)壓力變化更劇烈.此外,由于扇形溝槽的始、末端沒有設(shè)計預升壓或卸壓的孔槽結(jié)構(gòu),對加劇腔內(nèi)壓力變化產(chǎn)生了一定的影響.

圖17 2 000 r/min,不同加載壓力下的柱塞腔內(nèi)壓力和容積效率Fig.17 Curve of piston chamber pressure and volume efficiency at different working pressure, 2 000 r/min

5 結(jié) 論

(1)針對高速單柱塞軸向柱塞泵的配流機構(gòu),設(shè)計一種閥芯旋轉(zhuǎn)式的三通換向閥配流機構(gòu),闡述了該轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)的配流原理,建立了柱塞腔過流面積的模型,計算了過流面積.

(2)針對轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)和單向閥配流機構(gòu),分別基于AMEsim建立仿真模型,對比分析了在不同轉(zhuǎn)速、不同加載壓力和不同入口壓力的情況下泵的流量和柱塞腔內(nèi)壓力.從分析結(jié)果可見,單向閥配流機構(gòu)不適應在高速高壓情況下的單柱塞泵的配流,而轉(zhuǎn)閥配流機構(gòu)能夠滿足在高速高壓的情況下的單柱塞泵的配流.

(3)設(shè)計了單柱塞泵和轉(zhuǎn)閥配流結(jié)構(gòu),并且搭建試驗臺對泵的加載壓力、出口流量及柱塞腔內(nèi)壓力進行測試.盡管泵存在較大的內(nèi)泄漏,但是泵最高加載壓力到達14 MPa,柱塞腔內(nèi)壓力最高到達18 MPa,并且隨著加載壓力的上升,柱塞腔內(nèi)壓力升高更快,比加載壓力的增幅大,變化更加劇烈.

本文設(shè)計的單柱塞泵由于配流部分振動比較,轉(zhuǎn)速未能達到設(shè)計要求12 000 r/min,并且由于流量較小及流量計量程等原因,難以對流量進行準確測量,下面對未來工作提出以下改進措施.

(1)泵主軸與配流閥閥芯采用一體式設(shè)計,保證軸線同心.

(2)測試系統(tǒng)上用于吸收單柱塞流量脈動的蓄能器安裝在泵的出口位置,避免泵出口至蓄能器之間的管路會有較大的振動.

(3)在扇形溝槽的始、末端設(shè)計預升壓或卸壓的孔槽結(jié)構(gòu),減少在高低壓切換過程的壓力超調(diào).

(4)更換合適量程的流量計對出口流量進行有效和準確的測量.

[1] IVANTYSYNOVA J, IVANTYSYNOVA M. Hydrostatic pumps and motors: principles, design, performance, modeling, analysis, control and testing [M]. New Delhi: Academic Books International, 2001: 113-117．

[2] 李迎兵,徐兵.軸向柱塞泵滑靴副楔形油膜特性分析[J].液壓與氣動, 2010(9): 87-91．

LI Ying-bing, XU Bing. Axial piston pump slipper pads dynamic characteristics of wedge oil film [J]. Chinese Hydraulics and Pneumatics, 2010(9): 87-91．

[3] 徐繩武.柱塞式液壓泵[M].北京:機械工業(yè)出版社, 1985: 2-17．

[4] 李林,陳家旺,顧臨怡,等.軸向柱塞泵/馬達變量閥配流機構(gòu)[J].浙江大學學報:工學版, 2014, 48(1): 29-34．

LI Lin, CHEN Jia-wang, GU Lin-yi, et al. Variable displacement distributor with valve control for axial piston pump/motor [J]. Journal of Zhejiang University: Engineering Science, 2014, 48(1): 29-34．

[5] 張良.微型超高壓單柱塞泵密封和氣穴特性研究[D].杭州：浙江大學,2011．

ZHANG Liang. Research on characteristics of seal and cavitation of miniature ultra-high pressure single-piston pump [D]. Hangzhou: Zhejiang University, 2011．

[6] 翟培祥.斜盤式軸向柱塞泵設(shè)計[M].北京:煤炭工業(yè)出版社,1978: 60-64．

[7] 徐兵,張軍輝,楊華勇,等.基于串聯(lián)式軸向柱塞泵轉(zhuǎn)位角降噪方法仿真[J].浙江大學學報: 工學版, 2013,47(1): 94-101．

XU Bing, ZHANG Jun-hui, YANG Hua-yong, et al. Simulation on noise reduction of tandem axial piston pump utilizing indexing angle [J]. Journal of Zhejiang University: Engineering Science, 2013, 47(1): 94-101．

[8] 張軍輝.面向軸向柱塞泵降噪的配流盤及配流方法研究[D].杭州：浙江大學,2012．

ZHANG Jun-hui. Study on valve plate and flow-distribution method for noise reduction of axial piston pump [D]. Hangzhou: Zhejiang University, 2012．

[9] MURRENHOFF H, GELS S. Improving efficiency of hydrostatic drives [C]∥ 7th International Conference on Fluid Power Transmission and Control. Hangzhou: International Academic Publishers, 2009: 11-17．

[10] XU Bing, ZHANG Jun-hui, YANG Hua-yong, et al. Investigation on the radial micro-motion about piston of axial piston pump [J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2013, 2(26): 325-333．

[11] KAZAMA T, YAMAGUCHI A. Application of a mixed lubrication model for hydrostatic thrust bearings on hydraulic equipment [J]. Journal of Tribology, 1993, 115(4): 686-691．

[12] WIECZOREK U, IVANTYSYNOVA M. Computeraided optimization of bearing and sealing gaps in hydrostatic machines-the simulation tool CASPAR [J]. International Journal of Fluid Power, 2002, 3(1): 7-20．

[13] ISAKSSON P, NILSSON D, LARSSON R. Elasto-hydrodynamic simulation of complex geometries in hydraulic motors [J]. Tribology International, 2009,42(10): 1418-1423．

[14] KAZAMA T, YAMAGUCHI A. Experiment on mixed lubrication of hydrostatic thrust bearings for hydraulic equipment [J]. Journal of Tribology, 1995, 117: 399-402．

[15] IVANTYSYNOVA M, LASAAR R. An investigation into micro-and macrogeometric design of piston/cylinder assembly of swash plate machines [J]. International Journal of Fluid Power, 2004, 5(1): 23-36．

[16] PELOSI M, IVANTYSYNOVA M. Heat Transfer and thermal elastic deformation analysis on the piston/cylinder interface of axial piston machines [J]. Journal of Tribology, 2012, 10(134): 1-15．

[17] 唐輝.全水潤滑閥配流液壓泵的研究[D].武漢：華中科技大學,2013．

TANG Hui. Research on a water-lubricated hydraulic pump with port valves [D]. Wuhan: Huazhong University of Science and Technology, 2013.

[18] LAO L, ZHOU H, XIE A, et al. Design of a high speed single piston pump for piston pair and slipper pair oil film measurement [C]∥ Proceeding of the 14th Scandinavian International Conference on Fluid Power. Tampere: SICFP, 2015．

[19] 馬吉恩.軸向柱塞泵流量脈動及配流盤優(yōu)化設(shè)計研究[D].杭州：浙江大學, 2009．

MA Ji-en. Study on flow ripple and valve plate optimization of axial piston pump [D]. Hangzhou: Zhejiang University, 2009．

[20] XU B, ZHANG J, YANG H. Simulation research on distribution method of axial piston pump utilizing pressure equalization mechanism [J]. ARCHIVE Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers Part C Journal of Mechanical Engineering Science, 2013,227(3): 459-469．

New distributing mechanism for high speed single-piston axial piston pump

DU Rui-long1, CHEN Ying-long1, ZHOU Hua1, WANG Jia2

(1.StateKeyLaboratoryofFluidPowerTransmissionandControl,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027,China;2.Jiujiang707InstituteofPrecisionMechatronicsSCIandTECHLimitedCompany,Jiujiang332007,China)

A new distributing mechanism consisted of three-way spin valve was proposed in order to solve the problem of high speed distributing that the check valve distributing mechanism, which was commonly used in single piston pumps, could not satisfy. The mechanism could meet the need of high speed distributing. The check valve distributing mechanism and the designed spin valve distributing mechanism were analyzed by AMESim modeling. Results show that it cannot distribute at the speed of 2 000 r/min with the check valve. It can still distribute at the speed of 12 000 r/min with the spin valve. A prototype was conducted to test the performance of the single piston pump as well as the spin valve distributing mechanism. The test results of piston chamber’s pressure accorded with the simulation results, indicating that the proposed spin valve distributing mechanism was suitable for the high speed single axial piston pumps to analyze the piston chamber’s pressure characteristics．

single-axial piston pump; distributing mechanism; high speed axial piston pump; valve distributor; AMEsim

2015-09-21.

國家自然科學基金資助項目(51175453).

杜睿龍(1988—),男,博士生,從事流體傳動與控制研究. ORCID: 0000-0002-2575-324X. E-mail: ruilongdu@yeah.net

周華,男,教授,博導. ORCID: 0000-0001-8375-3291. E-mail: hzhou@sfp.zju.edu.cn

10.3785/j.issn.1008-973X.2016.10.009

TH 137

A

1008-973X(2016)10-1902-09

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