高壓子母葉片泵配流副油膜的溫升特性

李少年，陳 龍，張 磊，趙 茹，胡振銘

高壓子母葉片泵配流副油膜的溫升特性

李少年，陳 龍，張 磊，趙 茹，胡振銘

（蘭州理工大學能源與動力工程學院，蘭州 730050）

為了改善高壓葉片泵的性能，提升配流副的摩擦特性，采用理論分析、數(shù)值模擬和試驗測試的方法，研究配流副油膜不同部位的溫升情況。首先分析了吸油區(qū)和排油區(qū)的內(nèi)、外層區(qū)域油膜油液運動情況，建立油膜溫升的計算模型。然后從理論計算結(jié)果、溫度場數(shù)值模擬云圖和試驗測試結(jié)果進行分析討論。結(jié)果發(fā)現(xiàn)，高壓子母葉片泵配流副油膜的溫升受到工作壓力和油膜厚度的影響，油膜厚度一定時，油膜溫升值隨壓力的增大而增大，而工作壓力一定時，油膜溫升值隨油膜厚度增大而減小。配流副吸油區(qū)油膜的內(nèi)外層區(qū)域的溫升值不一樣，外層區(qū)域油膜溫升值比內(nèi)層區(qū)域高0.5～1 ℃。相同的工作壓力下，由于受到剪切流動和較大壓差流動的共同作用，吸油區(qū)油膜溫升值比排油區(qū)油膜溫升值高1.5～3.5 ℃。排油區(qū)外層區(qū)域的油膜溫升值比內(nèi)層區(qū)域的高，內(nèi)外層區(qū)域油膜溫升值沿圓周方向均從兩側(cè)向中心方向增大，中心位置溫升值最大，差值約為0.25～0.5 ℃。

泵；溫度；試驗；油膜厚度；配流副；壓力

0 引 言

葉片泵因其具有流量均勻穩(wěn)定、低噪聲及自吸性能較好等優(yōu)點，在機床、工程機械、船舶等機械設備上得到了廣泛的應用[1]。子母葉片泵采用子母葉片結(jié)構(gòu)，性能得到很大提升[2-3]。隨著葉片泵工作壓力的提高，對其配流副摩擦狀況要求更為嚴格[4]。由于配流盤與轉(zhuǎn)子形成的摩擦副隨著葉片泵工作時間的延長，摩擦部位產(chǎn)生溫升會導致油液粘度降低從而造成配流副泄漏量增大[5]。溫升值過高會導致配流副表面產(chǎn)生熱變形而影響配合間隙，還可能引起配流副表面材料失效，使液壓油產(chǎn)生裂化變質(zhì)。特別是配流副不容易形成有效油膜時，局部溫升則更加明顯，導致摩擦副兩壁面間的局部地方出現(xiàn)固體表面接觸摩擦，造成局部壁面的溫度驟然升高，影響葉片泵的正常工作，對泵造成損壞，葉片泵的使用壽命也會大幅度減小[6-7]。

目前3大類液壓泵中，對軸向柱塞泵摩擦副油膜溫升的研究相對較多。Wang 等建立了軸向柱塞泵配流副油膜的數(shù)學模型和能量方程，模擬了油膜的溫度分布。發(fā)現(xiàn)配流副的溫升隨著油粘度的增加而上升，隨初始油膜厚度的增加而減小[8]。Li等利用熱流固耦合的方法，得出高壓高速軸向柱塞泵容腔內(nèi)流體的壓力、溫度的變化規(guī)律，發(fā)現(xiàn)配流副形成楔形間隙，且發(fā)生混合摩擦[9]。王章俊等建立了高壓軸向柱塞泵配流副的三維仿真模型，得到了配流副油膜的壓力場、速度場和溫度場特性，觀測到實際輸出壓力與溫度的變化規(guī)律[10]。張艷芹等建立了熱油攜帶影響下供油溫升方程，采用有限體積法進行油膜溫度場模擬，得出熱油攜帶的油膜溫度場在不同工況條件下溫升曲線[11]。除軸向柱塞泵配流副油膜溫升外，學者還對柱塞副和滑靴副的溫升展開研究[12-16]。

葉片泵摩擦副溫升研究中，有葉片-轉(zhuǎn)子摩擦副和葉片-定子摩擦副的研究[17-19]，對于配流副油膜溫升的研究目前還未見報道。葉片泵配流副結(jié)構(gòu)和油液流動都較軸向柱塞泵復雜。本文從油膜內(nèi)油液流動角度，研究雙作用子母葉片泵配流副油膜不同部位溫升情況。通過理論分析建立溫升模型，并進行溫度場數(shù)值模擬和試驗測試，將測試結(jié)果與理論研究的結(jié)果進行比較。研究結(jié)果對探明配流副油膜溫升機理，改善配流副摩擦狀況，提升泵的性能有一定的指導意義。

1 配流副油膜溫升數(shù)學模型

1.1 配流副油膜油液運動分析

子母葉片泵工作時，驅(qū)動軸帶動轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)，葉片和轉(zhuǎn)子一起轉(zhuǎn)動的同時，還在葉片槽內(nèi)做徑向伸縮運動，配流盤與轉(zhuǎn)子和葉片發(fā)生相對運動，形成的摩擦副內(nèi)油膜油液在不停流動[20]。根據(jù)子母葉片泵的工作原理和配流盤結(jié)構(gòu)，可分析出配流副內(nèi)油膜油液的運動方向。

葉片泵油膜為配流盤與轉(zhuǎn)子的配合間隙部分，雙作用葉片泵的油膜分布關于原點對稱，如圖1所示。為了分析方便，將油膜分為6個區(qū)域，分別是A、B、E和C、D、F區(qū)域，其中A、B、E位于配流盤的吸油區(qū)，C、D、F位于配流盤的排油區(qū)。

1.吸油口 2.吸油區(qū)均壓槽 3.吸油區(qū)葉片底腔引油槽 4.排油口 5.排油區(qū)均壓槽 6.排油區(qū)葉片底腔阻尼槽

A.吸油口與吸油區(qū)均壓槽過渡區(qū)域 B.吸油區(qū)均壓槽與葉片底腔引油槽過渡區(qū)域 C.排油口與排油區(qū)均壓槽過渡區(qū)域 D.排油區(qū)均壓槽與葉片底腔阻尼槽過渡區(qū)域

1.Oil suction port 2.Pressure-equalizing groove in oil suction area 3.Oil groove for bottom of vane in oil suction area 4.Oil discharge port 5.Pressure-equalizing groove in oil discharge area 6.Oil groove for bottom of vane in oil discharge area

A. Transition area between oil suction port and pressure-equalizing groove in oil suction area B. Transition area between pressure-equalizing groove and oil groove for bottom of vane in suction area C. Transition area between oil discharge port and pressure-equalizing groove in oil discharge area D. Transition area between pressure-equalizing groove and oil groove for bottom of vane in oil discharge area

圖1 配流副油膜分布及油液運動方向示意圖

Fig.1 Schematic diagram of oil distribution and oil direction of movement for flow distribution pair

在吸油區(qū)的A區(qū)域，其內(nèi)外兩側(cè)分別作用著高壓和低壓油，油液在壓力差作用下沿著徑向向外流動[21]，如圖1中A區(qū)域箭頭所示，其方向表示油液流動方向；同理在吸油區(qū)B區(qū)域、排油區(qū)F區(qū)域處，油液沿著徑向向內(nèi)流動，如圖中箭頭所示。而在排油區(qū)域C、D和吸油區(qū)E區(qū)域處，由于這些區(qū)域兩側(cè)基本上沒有壓力差，故油膜中油液基本不會在壓差的作用下發(fā)生徑向流動[22-23]。但對于整個油膜來說，由于轉(zhuǎn)子、葉片與配流盤發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，也會帶動配流副內(nèi)油膜油液做剪切運動，油膜油液總的運動方式為二者的疊加。

1.2 吸油區(qū)油膜溫升計算模型

對吸油區(qū)A、B區(qū)域油膜溫升計算分析如下，如圖2所示，在轉(zhuǎn)子與配流盤相對滑動速度的作用下，油液發(fā)生沿轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)方向的剪切流動，同時在壓差的作用下，發(fā)生沿壓力損失方向的壓差流動，二者互成正交，此處認為油液黏度為常值，不考慮壓力和溫度對黏度的影響。

對于A區(qū)域，平均弧長和寬度為

平均相對滑動速度的計算公式如下

式中為平均相對滑動速度，m/s；為葉片泵轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速，r/min。

注：1，2，3，4分別為A和B區(qū)域油膜的外部和內(nèi)部圓弧半徑，m；1，2分別為A區(qū)域油膜的外部和內(nèi)部圓弧長度，m；1為A區(qū)油膜所在圓弧夾角，(°)。

Note:1,2,3and4are the radius of outer and inner arc in A and B area, respectively, m;1,2are the length of outer and inner arc in A area, respectively, m;1is the arc angle of A and B area, (°).

圖2 吸油區(qū)油膜溫升計算模型示意圖

Fig.2 Diagram of calculation model of temperature rise calculation of oil film in oil suction area

平均壓差流量q計算公式如下

式中q為平均壓差流量，L/min；為油膜厚度，m；為油液動力黏度，Pa·s；Δ為計算的油膜兩側(cè)壓力差，MPa。

平均剪切流量0為

合成流量可由壓差流量和剪切流量的矢量和求得[24]

由于二者流動方向互成正交，剪切應力產(chǎn)生的摩擦力阻止轉(zhuǎn)子的運動，而壓差流動在壁面產(chǎn)生的切應力并不阻止轉(zhuǎn)子的運動，所以摩擦功率損失E只取決于前者，其計算式為

根據(jù)能量守恒定律，泄漏功率損失與摩擦功率損失之和等于油液所增加的熱功率，即

式中為油液密度，kg/m3；為油液比熱，J/(kg·k)；Δ為油膜溫升，℃。

將式（6）、式（7）帶入式（8），得到吸油區(qū)A區(qū)域的溫升計算模型

同理可以得到吸油區(qū)B區(qū)域的溫升計算模型。

1.3 排油區(qū)油膜溫升模型

對排油區(qū)C、D區(qū)域，其油膜計算模型如圖3所示。根據(jù)上文對排油區(qū)C、D區(qū)域的油膜油液運動分析可知，排油區(qū)油膜溫度升高主要是由剪切流動引起的，液體剪切流動所產(chǎn)生的摩擦熱量，使液體發(fā)生溫升，溫升使油液膨脹而產(chǎn)生附加壓力場，在該壓力場的作用下，構(gòu)成熱楔流動。因此，這是熱效應情況下的剪切流動，實際上是剪切流與熱楔流的綜合，溫升計算式如下

式中1為油液黏溫系數(shù)；為油液剪切流動距離，m。

注：5，6，7，8分別為D和C區(qū)域油膜內(nèi)部和外部圓弧半徑，m；2為D和C區(qū)域油膜所在圓弧夾角，(°)。

Note:5,6,7and8are the radius of inner and outer arc in D and C area, respectively, m;2is the arc angle of D and C area, (°).

圖3 排油區(qū)油膜溫升計算模型示意圖

Fig.3 Diagram of calculation model of temperature rise calculation of oil film in oil discharge area

2 配流副油膜溫升計算

2.1 吸油區(qū)油膜溫升計算及結(jié)果分析

本文選用型號為VQ2521A的子母葉片泵，額定工作壓力為21 MPa，轉(zhuǎn)速為1 480 r/min，液壓油選用46號抗磨液壓油，其物理參數(shù)如表1所示。

表1 液壓油的物理參數(shù)

該泵配流盤A、B區(qū)域油膜內(nèi)部和外部圓弧半徑1、2、3和4分別0.035、0.030、0.028、和0.023 m，油膜所在圓弧夾角1為60°。

根據(jù)葉片泵實際情況，取配流副油膜厚度分別為15、20、25m時，將相關參數(shù)帶入溫升計算公式（9），計算得到吸油區(qū)A區(qū)域溫升隨工作壓力的變化曲線，B區(qū)域溫升變化計算方法與A的相同，結(jié)果如圖4所示。

圖4 吸油區(qū)A和B區(qū)域油膜溫升隨工作壓力變化曲線

從圖4可以看出，在不同油膜厚度下，雙作用子母葉片泵隨著工作壓力的升高，2個區(qū)域溫升值先減小，至壓力約3 MPa附近時達到最小值，隨后隨著壓力的增大，溫升值增大且趨勢由慢變快，最后接近線性變化。出現(xiàn)這種現(xiàn)象的原因是在壓力較低時，溫升主要是由油液的剪切流動造成的，而隨著工作壓力的不斷增大，壓差流動產(chǎn)生的壓差流量不斷增加，將熱量帶走造成曲線前段溫升值有所降低；當工作壓力繼續(xù)增大時，壓差流動所產(chǎn)生的熱量不斷增加，成為油膜溫度升高的主要因素，即形成了溫度隨著壓力不斷升高的趨勢。

在配流副吸油區(qū)，相同工作壓力及油膜厚度下，外層A區(qū)域油膜的溫升值相對于內(nèi)層B區(qū)域的溫升值高。工作壓力達到3 MPa以后，同樣工作壓力下，每一種油膜厚度的A區(qū)域溫升比B區(qū)域溫升高約0.5～1 ℃。

油膜厚度對于溫升也有一定的影響，工作壓力較低時，厚度小時剪切流量和壓差流量同樣很小，攜帶的熱量少，造成油膜的溫度升高明顯。而油膜厚度增加時，油膜的溫升減小，能夠保證配流副穩(wěn)定工作，不會發(fā)生熱變形影響間隙配合，但油膜厚度過大，會導致配流副內(nèi)油液的泄漏量增大，使葉片泵的容積效率降低。當葉片泵工作壓力增大到額定壓力附近時，油膜厚度對于其溫升的影響變小，所以油膜厚度對于葉片泵的性能提升有著重要的影響。

2.2 排油區(qū)油膜溫升計算及結(jié)果分析

配流盤排油區(qū)C、D區(qū)域的油膜內(nèi)部和外部圓弧半徑5、6、7和8分別0.023、0.028、0.031和0.035 m，油膜所在圓弧夾角2為60°。由式（10）求得C、D區(qū)域因剪切流動產(chǎn)生的溫升隨著滑動速度的變化曲線，D區(qū)域位于配流副內(nèi)層，且D區(qū)域平均相對滑動速度范圍為0～4 m/s，而C區(qū)域位于配流副外層，平均相對滑動速度比D的高，所以D區(qū)域滑動速度取值范圍比C稍小，如圖5所示。

圖5 C和D區(qū)域油膜溫升隨相對滑動速度變化曲線

可以看出，C、D區(qū)域溫升值隨著相對滑動速度的增大而增大，在各自最大滑動速度范圍內(nèi)呈現(xiàn)近似線性的變化趨勢。同樣的滑動速度下，外層C區(qū)域產(chǎn)生的溫升高于內(nèi)層D區(qū)域產(chǎn)生的溫升，相對滑動速度是由泵轉(zhuǎn)速決定的，即剪切流所產(chǎn)生的溫升主要是受轉(zhuǎn)速影響。所以，由于剪切流動的影響，從滑動速度角度考慮，外層溫升應該比內(nèi)層的大。

2.3 溫度場仿真及結(jié)果分析

為了直觀地分析上述區(qū)域油膜溫度分布和溫升情況，采用FLUENT軟件進行油膜的三維流場仿真。配流副的流道包含配油腰槽和油膜，劃分網(wǎng)格時將它們放入相應位置的面中，設定最大網(wǎng)格尺寸為0.2 mm，在配油腰槽底部和油膜表面不存在數(shù)據(jù)交換面[25]。最終得到流體域的網(wǎng)格數(shù)為2 884 199個，節(jié)點數(shù)為1 194 896個，有限元的網(wǎng)格模型及計算域的進出口標注如圖6所示。

設置油膜為厚度20m的配流副模型，由于是黏性流動，考慮到熱交換，在能量方程中包含粘性產(chǎn)生熱，液壓油物理特性參數(shù)見表1，再定義熱傳導系數(shù)為0.147 W/(m·K)。根據(jù)該泵實際情況，對出口壓力分別設置為3、7和11 MPa，進出口溫度分別為293、320 K的高壓葉片泵配流副模型進行穩(wěn)態(tài)模擬[26]，得到的油膜溫度分布如圖7所示。

圖6 配流副流道網(wǎng)格模型

圖7 不同出口壓力下配流副油膜溫度場仿真云圖

從圖7可以看出，在泵出口壓力分別為3、7、11 MPa時，油膜溫升大約為4，5和7 K。在吸油區(qū)，A區(qū)域所在的外層溫度高于B區(qū)域所在的內(nèi)層溫度，且從中間均壓槽沿著半徑方向分別向外和向內(nèi)溫度有減小現(xiàn)象。出口壓力越大，溫度變化梯度越明顯。在排油區(qū)，隨著工作壓力的升高，外層C區(qū)域和內(nèi)層B區(qū)域溫度升高。排油區(qū)油膜溫升主要是由剪切流動引起，外層C區(qū)域溫度高于內(nèi)層B區(qū)域的溫度。隨著壓力的增大，C區(qū)域由于主要受壓差流的影響使得溫升逐漸變大，D區(qū)域的溫升變化不大。

另外，從圖上可以看出，吸油區(qū)油膜的外層A區(qū)域和內(nèi)層B區(qū)域溫度比排油區(qū)的外層C區(qū)域和內(nèi)層D區(qū)域的溫度都高，主要是由于吸油區(qū)油膜受到剪切流動和較大壓差流動的結(jié)果所致，仿真結(jié)果與上文計算結(jié)果相一致。

3 配流副油膜溫升測試試驗

為了進一步探明配流副油膜不同區(qū)域的溫升情況，設計了油膜溫度測試系統(tǒng)，從試驗測試結(jié)果進行進一步分析。

3.1 配流副油膜溫度測試系統(tǒng)

根據(jù)試驗的需要，搭建葉片泵配流副油膜測試液壓系統(tǒng)，使用節(jié)流閥加載，在保證轉(zhuǎn)速一定的情況下，改變?nèi)~片泵的輸出壓力[27-28]，采集不同壓力下油膜不同位置溫度的實際數(shù)值，設計的配流副油膜溫度測試液壓系統(tǒng)原理如圖8所示。

1.電動機 2.試驗泵 3.溢流閥 4.節(jié)流閥 5.壓力傳感器 6.數(shù)字溫度記錄儀 7.計算機 8.過濾器 9.油箱

3.2 溫度測試點的布置

溫度測試用傳感器探頭的安裝方法與位置非常重要。配流盤厚度較小，不適合直接安裝傳感器探頭，試驗測試可知2個面溫度差值非常小，故適合采用間接接觸式溫度測量方法。采集配流盤背面的各點的溫度值，近似認為就是與其對應位置處的配流副油膜溫度[29-30]。該方法不會破壞配流副油膜結(jié)構(gòu)及流動特性，對于葉片泵的工作沒有負面影響，而且采集到的溫度數(shù)據(jù)較準確。

按照上面分析，在配流盤背面確定了8個測量點，安裝鍇裝熱電偶探頭，采集配流副油膜不同位置的溫度[31-32]。具體是低壓區(qū)2個，高壓區(qū)6個，8個測量點沿徑向呈現(xiàn)內(nèi)外2層排列形式，具體安裝位置如圖9所示，圖10為安裝傳感器探頭的試驗泵和油膜溫度測試現(xiàn)場，圖10a中標注了2號傳感器探頭的安裝情況。

圖9 配流盤溫度采集點分布圖

圖10 試驗泵和油膜溫度測試現(xiàn)場

3.3 試驗數(shù)據(jù)分析

在葉片泵轉(zhuǎn)速一定時，使其分別工作在3、7、11 MPa不同壓力下，采集配流副油膜各個測溫點的溫度值。

1）原始數(shù)據(jù)處理方法

葉片泵開始穩(wěn)定運行后，采集到各點的溫度值持續(xù)升高。產(chǎn)生溫度升高的原因主要有2個：一是配流副油膜油液運動產(chǎn)生的油膜溫度升高；二是整個系統(tǒng)的油液溫升。油液溫升主要是由葉片泵總損失功率決定的，當葉片泵的工作壓力保持恒定時，其功率損失保持不變，總的能量損失會轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)內(nèi)油液的內(nèi)能，即壓力一定時，油液的溫度也隨著工作時間呈現(xiàn)線性增長。所以需要對原始數(shù)據(jù)進行處理，將數(shù)據(jù)中整個系統(tǒng)功率損失造成的油液溫升這一影響因素排除，才能得出配流副油膜油液運動產(chǎn)生的實際溫升值。

處理方法是泵啟動后，油液溫度隨泵運轉(zhuǎn)線性增加，將每一測溫點實際溫度變化值減去油液初始溫度19.7 ℃后，得出測溫點油液溫升數(shù)據(jù)曲線，將該線性曲線擬合為溫升隨時間變化函數(shù)關系式，從原始溫度數(shù)據(jù)中將這一部分函數(shù)關系數(shù)據(jù)減去，即得到配流副油膜的實際溫升值。

2）吸油區(qū)溫升試驗結(jié)果分析

在吸油區(qū)，對圖9所示的1、2號采集點實際溫度值進行處理后，得到在3種不同壓力下的溫升曲線，如圖11所示。

圖11 吸油區(qū)1、2號采集點溫升曲線

從圖11可以看出，2個采集點處油膜溫升隨著工作壓力升高而升高，在同等壓力下，采集點2產(chǎn)生的溫升比采集點1的溫升大。不同的工作壓力下，二者差值也不同，外層溫升比內(nèi)層的高0.5～1 ℃，即配流副的吸油區(qū)油膜，外層溫升高于內(nèi)層溫升，這與前面理論分析相吻合。

為了進一步定量分析油膜溫升值情況，對3種工作壓力下，吸油區(qū)溫升的理論計算、數(shù)值模擬與試驗測試結(jié)果進行比較。在圖7中將A、B區(qū)域1號和2號采集點位置的溫度仿真結(jié)果導出，減去油膜的初始溫度，從而得到了在1和2采集點處的溫升值數(shù)值模擬結(jié)果，該泵油膜厚度取為20m，比較結(jié)果如表2所示。

表2 吸油區(qū)溫升理論計算、數(shù)值模擬與試驗測試結(jié)果比較

可以看出，3種方法得到的溫升值較為接近，工作壓力為3、7 MPa時，相對誤差較小，當工作壓力為11 MPa時，理論計算與測試結(jié)果相對誤差較大，數(shù)值模擬結(jié)果與試驗測試結(jié)果也有一定偏差。產(chǎn)生上述誤差原因有：一是理論計算中沒有考慮溫度和壓力對油液粘度的影響；二是數(shù)值模擬時仿真模型及初始溫度的設定；三是試驗時選擇間接接觸式溫度測量方法，近似認為配流盤的兩側(cè)沒有溫差；四是計算時認為油膜厚度為恒定值等。

3）排油區(qū)溫升實驗結(jié)果分析

按照同樣的數(shù)據(jù)處理方法，可以得到排油區(qū)3至8號采集點的溫升變化曲線，如圖12所示。

圖12 排油區(qū)各采集點溫升曲線

比較圖11和12可以得到，配流副吸油區(qū)油膜內(nèi)層和外層采集點的溫升值總體比排油區(qū)采集點的溫升值大，工作壓力越大，該差值越大；相同的工作壓力下，吸油區(qū)油膜溫升值比排油區(qū)油膜溫升值1.5～3.5 ℃。另外，排油區(qū)數(shù)值模擬與試驗測試結(jié)果與吸油區(qū)類似，此處不再詳述。

從圖12可以看出，3號至8號采集點，在同樣工作壓力下，位于排油區(qū)內(nèi)層D區(qū)域的3號、4號、7號采集點處溫升值高于其外層C區(qū)域的5號、6號、8號，這與上文理論分析與數(shù)值模擬得到的結(jié)論不一致。試驗用泵拆卸后，看到配流盤的D區(qū)域存在輕微的刮擦磨損現(xiàn)象，如圖13中梯形框位置所示。配流盤和轉(zhuǎn)子之間存在一定的機械表面接觸，產(chǎn)生一定的摩擦生熱導致試驗測試時，D區(qū)域溫升試驗測試值比C區(qū)域的溫升值大。

圖13 試驗泵配流盤磨損情況

同時可以看出，采集點3號和4號，5號和8號在相同工作壓力下溫升值基本一致，因為2組的采集點在配流盤同一半徑上，關于配流盤中心點對稱。

把同一半徑上的3號、4號和7號采集點作為一組，把5號、6號和8號采集點作為另一組，分別比較相同工作壓力下，排油區(qū)同一半徑沿周向不同位置的溫升變化情況。由數(shù)據(jù)和試驗曲線分析可以看出，相同壓力下，在排油區(qū)外層C區(qū)域7號采集點溫升值比3號、4號采集點高0.2～0.5 ℃，內(nèi)層D區(qū)域6號采集點溫升值比5號、8號采集點高約0.25 ℃，即排油區(qū)域每一層的油膜溫度分布大致為中心溫升最大，沿圓周方向向兩側(cè)逐漸降低。造成這一變化的原因主要是排油區(qū)兩側(cè)油膜溫升受到吸油區(qū)的影響，中心處受排油腔油液溫升影響所致。

綜上分析可知，配流副油膜溫升與工作壓力和油膜厚度均有關系，油膜厚度對配流副泄漏量有較大影響，在高壓葉片泵配流副設計過程中，要綜合考慮泄漏量和油膜溫升情況。葉片泵工作在額定工作壓力時，在保證泄漏量滿足容積效率要求情況下，適當放大油膜厚度，對于降低配流副的溫升有一定作用。目前配流盤各個區(qū)域都設計在同一平面上，根據(jù)上文溫升研究結(jié)果，不同區(qū)域?qū)τ湍厣暙I大小是不一樣的，在滿足容積效率前提下，可以嘗試根據(jù)各區(qū)域溫升的不同，設計出表面凹凸不平的配流盤。

4 結(jié) 論

本文對高壓子母葉片泵配流副油膜溫升進行理論計算和數(shù)值模擬，分析了配流副油膜不同部位的溫升情況，并通過試驗測試進行了驗證，得到如下結(jié)論：

1）子母葉片泵配流副油膜溫升受到工作壓力和油膜厚度的影響。在油膜厚度一定時，泵的工作壓力越高，配流副油膜的溫升值越大；在工作壓力一定時，油膜厚度大則配流副油膜溫升小。

2）吸油區(qū)配流副油膜溫升受到剪切流動和壓差流動同時作用，而排油區(qū)油膜溫升主要受到剪切流動作用。相同的工作壓力下，吸油區(qū)油膜溫升比排油區(qū)油膜溫升高1.5～3.5 ℃。

3）在吸油區(qū)，配流副油膜外層區(qū)域油膜溫升值比內(nèi)層區(qū)域高0.5～1 ℃，溫升值向壓力損失的方向增大。

4）在排油區(qū)，配流副油膜外層區(qū)域的溫升值比內(nèi)層區(qū)域的大，內(nèi)外兩層油膜溫升值同一半徑上，均從兩側(cè)至中心方向增大，中心部分油膜溫升值最大，差值約為0.25～0.5 ℃。實際工作中，由于配流盤與轉(zhuǎn)子產(chǎn)生機械接觸摩擦，導致排油區(qū)內(nèi)層溫升增大。

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Temperature rise characteristics of oil film in flow distribution pair of high-pressure intra-vane type pump

Li Shaonian, Chen Long, Zhang Lei, Zhao Ru, Hu Zhenming

(730050)

With the development of vane pump toward high pressure direction, the requirement for the friction condition of its flow distribution pair is more stringent. The temperature rise of oil film in flow distribution pair which is composed by distribution plate and rotor will cause thermal deformation of flow distribution pair and affect the fitting clearance. Especially when the valid oil film cannot be formed by the flow distribution pair, the local temperature rise is more obvious, which will lead to the solid surface contact friction in the local area of the friction surface, and affect the normal operation of the vane pump. In order to improve the performance of high-pressure vane pump and the friction characteristics of the flow distribution pair, in this paper, the temperature rise of different parts of the oil film in the flow distribution pair was studied by means of theoretical analysis, numerical simulation and experimental test. For the convenience of analysis, the oil film was divided into six parts, which were shared out equally in the oil suction area and the oil discharge area. According to the flow state of the oil film in the flow distribution pair, the mathematical models of oil film temperature rise in the oil suction area and the oil discharge area were established respectively. The curves of temperature rise with working pressure in oil suction area and with sliding velocity in oil discharge area were obtained by calculation. The geometric model of the oil film was set up and meshed. Through the numerical calculation, the temperature distribution nephograms were obtained when pump working in the pressure of 3, 7 and 11 MPa. Finally, eight temperature sensors were installed at different radial and circumferential positions to measure the temperature of the oil film at eight acquisition points when the pump worked on three different pressures above. The actual temperature rise curve of the oil film of the flow distribution pair was obtained by subtracting the oil temperature rise data from the original data. The results showed that theoretical calculation, numerical simulation and experimental test results were close with small relative error. The temperature rise was affected by the working pressure and the thickness of the oil film, and it increased with the increase of pressure when the thickness of oil film was constant, while decreased with the increase of the thickness of oil film when the working pressure was constant. The temperature rise of oil film in the inner and outer layer of the oil suction area was different. And the temperature rise of oil film in the outer layers was 0.5 ℃ to 1 ℃, higher than that in the inner layer. The temperature rise of oil film in oil suction area was affected by both shear flow and differential pressure flow, while the temperature rise of oil film in oil discharge area was mainly affected by shear flow. Under the same working pressure, the temperature rise of oil film in oil suction area was 1.5 - 3.5 ℃, higher than that in oil discharge area. The temperature rise of the oil film in the outer layer of the oil discharge area was higher than that in the inner layer. The temperature rise of inner layer and outer layer oil film increases along the circumference from both sides to the center, and the largest temperature rise in the center position, with the difference being about 0.25 - 0.5 ℃. The research provides a reference for the oil film design of the flow distribution pair in high-pressure vane pump.

pump; temperature; experiments; film thickness; flow distribution pair; pressure

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Li Shaonian, Chen Long, Zhang Lei, Zhao Ru, Hu Zhenming. Temperature rise characteristics of oil film in flow distribution pair of high-pressure intra-vane type pump[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2019, 35(20): 52－59. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2019.20.007 http://www.tcsae.org

2019-07-17

2019-09-30

國家自然科學基金資助項目（51565026）

李少年，副教授，主要從事流體傳動與流體測控技術方面的教學與科研工作。Email：lsn19@163.com

10.11975/j.issn.1002-6819.2019.20.007

TH137

A

1002-6819(2019)-20-0052-08