柱塞泵滑靴副的流體潤滑特性試驗系統(tǒng)及原理

李煥軍,張義民

(杭州電子科技大學(xué)機械工程學(xué)院,310018,杭州)

軸向柱塞泵因為具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、效率高、重量輕、噪聲低、壽命長、自吸能力強等優(yōu)點,目前在鍛壓機械、機床、船舶、航空航天、冶金機械、塑料機械、工程機械和礦山機械等液壓設(shè)備中被廣泛應(yīng)用。

軸向柱塞泵滑靴副、柱塞副和配流副3大摩擦副中,滑靴副是最容易發(fā)生磨損失效的部件。軸向柱塞泵在工作時,滑靴副的兩個滑動面之間形成有起支撐和潤滑作用的油膜,此油膜不能太薄也不能太厚,太薄就會過度磨損發(fā)生“燒靴”的破壞現(xiàn)象,太厚則密封作用小,泄漏量大,容積效率低。所以,滑靴副的流體潤滑特性研究對軸向柱塞泵的容積效率和可靠性壽命意義重大。

國內(nèi)外學(xué)者對軸向柱塞泵滑靴副的流體潤滑特性已開展了深入的實驗研究。HOOKE C等搭建了針對排量為90 mL/r和排量為330 mL/r兩種斜盤式柱塞泵試驗臺,并用4個位移傳感器對滑靴在高、低壓區(qū)油膜厚度進行了測量,并得出了油膜厚度和滑靴傾覆趨勢的關(guān)系[1-4];IBOSHI N等研制了斜盤轉(zhuǎn)動的模型泵,正常運行情況下,用3個位移傳感器實測了滑靴副的油膜厚度[5];KOC E建立了試驗裝置,對滑靴和斜盤之間的油膜厚度進行了實際測量,評估了平衡比和節(jié)流孔尺寸對滑靴副性能的影響,通過試驗裝置在不同阻尼孔、不同偏心距、不同比率的工況下對滑靴副的流體潤滑特性進行了研究,對滑靴副的最小油膜厚度、壓力損失進行了分析計算[6-8];SCHENK A研制了研究滑靴副摩擦性能的試驗設(shè)備,在斜盤表面上安裝了6只電渦流傳感器,測試了滑靴副的油膜厚度[9];CANBULUT F建立了一個懸臂梁結(jié)構(gòu)試驗臺,間接測量出滑靴的摩擦力矩?fù)p失,再反推出滑靴副油膜厚度[10-11];ROKALA M建立了研究水柱塞泵斜盤角度變化時滑靴副油膜和傾覆方位關(guān)系的試驗臺,通過3只位移傳感器的測距,計算出整個滑靴副的油膜厚度[12-13];CRABTREE A設(shè)計了一個符合軸向柱塞泵運動工況的試驗裝置,并通過安裝在斜盤上的壓力傳感器測得了運動過程中前緣和尾緣的油膜壓力,間接推算出滑靴傾斜角度和油膜厚度[14];VLADESCU S等為了研究表面紋理對膜厚和摩擦力的影響,利用超薄薄膜光學(xué)干涉法實際測量了潤滑油膜厚度[15];許耀銘等搭建了油壓泵滑靴副潤滑膜測試試驗臺,利用此試驗臺測量了在不同潤滑條件下的油膜厚度[16];韓德才等基于滑靴副油膜厚度均勻分布的基礎(chǔ)上,通過利用傳感器測量滑靴球窩中心與斜盤的距離,間接計算得到滑靴副的油膜厚度[17];艾青林等建立了可針對水介質(zhì)和油介質(zhì)滑靴副油膜測量的試驗臺,利用3個微位移傳感器來間接測量油膜厚度,具有連續(xù)測量油膜厚度的優(yōu)點[18-19];孫營輝搭建了滑靴副油膜特性試驗臺,能對高速高壓軸向柱塞泵滑靴副油膜厚度、壓力及自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速進行測量[20]。李晶等研究在不同柱塞腔壓力和缸體轉(zhuǎn)速時柱塞副油膜形態(tài)及其變化規(guī)律[21];張夢儉設(shè)計了柱塞副油膜特性實驗?zāi)Ｐ捅?并搭建了基于模型泵的實驗系統(tǒng),完成了18 MPa壓力下油膜厚度的測量[22];張艷芹等采用動網(wǎng)格技術(shù)探索變黏度條件靜壓軸承高速時的油膜動態(tài)潤滑特性,并通過試驗研究高速時油膜厚度變化對油膜溫度、油腔壓力、封油邊處流量的影響規(guī)律[23];PAN Yang等通過AMEsim和虛擬平臺,并考慮了軸承和流體振動的影響,建立了軸向柱塞泵的FMBD模型,并結(jié)合試驗臺研究了軸向柱塞泵的噪聲傳遞機理[24];YE Shaogan等進行了由柱塞腔油壓引起的激振力對軸向柱塞泵振動影響的理論研究[25];ZHOU Junjie等簡化了軸向柱塞泵結(jié)構(gòu),專門搭建了針對滑靴副油膜特性研究試驗臺,在實際工況下測量了不同轉(zhuǎn)速和壓力情況下的油膜厚度[26]。

綜上所述,學(xué)者們對軸向柱塞泵油膜特性試驗已開展了大量研究,且取得了豐碩成果。但是國內(nèi)外研究者們所建立的滑靴副油膜特性試驗裝置存在3點不足:①只描述了怎樣測量滑靴副油膜厚度或者壓力,在結(jié)構(gòu)設(shè)計上進行了簡化,忽略了柱塞副和配流副對滑靴副的連帶影響,造成測試結(jié)果的不確定性;②沒有專門為試驗臺設(shè)計一個溫控系統(tǒng)來研究溫度對滑靴副油膜特性的影響;③都沒有考慮操作環(huán)境振動對滑靴副油膜特性的影響,目前也沒有查閱到關(guān)于環(huán)境振動或外部激勵對滑靴副油膜特性影響的文獻。

本文以軸向柱塞泵的實際運行工況和結(jié)構(gòu)優(yōu)化為前提,進行了軸向柱塞泵的恒溫振動滑靴副油膜特性試驗系統(tǒng)的設(shè)計,探究溫度和環(huán)境振動對滑靴副油膜厚度、壓力分布、溫度分布、泄漏量、功率損失等的影響。

1 基本原理及系統(tǒng)組成

1.1 基本原理

搭建變溫振動工況下柱塞泵滑靴副的流體潤滑特性試驗臺,旨在研究在恒溫與變溫、振動與非振動條件下的滑靴副油膜厚度、溫度分布、壓力分布、功率損失、黏溫特性及泄漏量的變化規(guī)律和相互關(guān)系。本試驗研究所依據(jù)的理論是在現(xiàn)有理論的基礎(chǔ)上進行完善,得到柱塞泵滑靴副流體潤滑特性的理論如下。

(1)油膜厚度:SCHENK A忽略油液壓力和溫度導(dǎo)致的滑靴彈性變形,推導(dǎo)出滑靴副油膜厚度(測點見圖1)表達式如下[27]

(1)

式中:h1、h2、h3分別表示3個位移傳感器檢測點測得的油膜厚度;R為滑靴外徑。

圖1 滑靴油膜測點原理圖Fig.1 Schematic diagram of slipper oil film measuring points

式(1)假設(shè)滑靴為剛性體,沒有考慮油液壓力和溫度導(dǎo)致的滑靴彈性變形,對于適用于高壓工況的軸向柱塞泵,忽略滑靴由于壓力引起的彈性變形必然會導(dǎo)致計算結(jié)果產(chǎn)生較大偏差。本文采用雙面平均法對上述方法進行修正完善,大大提高了油膜厚度計算的精度,即在滑靴面上另取同一圓面上3個測點油膜厚度為h4、h5、h6,如圖2所示,可得到如下關(guān)系式

(2)

(3)

根據(jù)面的延展性,式(3)可簡化為

(4)

圖2 滑靴油膜厚度測量計算示意圖Fig2 Schematic diagram of slipper oil film thickness measurement and calculation

(2)溫度場分布。SHARMA等在熱平衡和流量守恒原理的基礎(chǔ)上,利用熱力學(xué)第一定律,推導(dǎo)出用于計算滑靴底面油膜溫度場的能量方程[28]

(5)

式中:ρ為油液密度;c為油液比熱容;k為油液導(dǎo)熱系數(shù);v、τ為油液的徑向和切向流速;ΦD為油液的黏性耗散特征項。

(3)壓力場分布。在文獻[29]研究的基礎(chǔ)上,本文根據(jù)Navier-Stokes方程和流量連續(xù)性方程,建立起滑靴底面流體動力壓力場控制方程,其方程描述為

(6)

式中:r為摩擦副半徑;p為油膜壓力;μ為油液黏度;U為摩擦副的切向運動速度;θ為缸體旋轉(zhuǎn)角度;ω為缸體旋轉(zhuǎn)角速度。

(4)黏溫關(guān)系。趙曉勇等推導(dǎo)出指數(shù)形式的Roelands黏壓黏溫關(guān)系式[30]為

μ=μ0e?pp-kT(T-T0)

(7)

式中:?p為油液的黏壓系數(shù);kT為油液的黏溫系數(shù);μ0為油液的初始黏度;T0為油液的初始溫度。

(5)功率損失。根據(jù)孫毅等的研究[31],本文考慮了滑靴的熱楔效應(yīng),利用剩余壓緊力法,建立了滑靴副的功率損失數(shù)值模型,分析滑靴的泄漏功耗和黏性摩擦功耗。修正得到滑靴的泄漏功率損失與油膜厚度、壓力差以及油液黏度有關(guān)的結(jié)論,其關(guān)系表達式為

(8)

式中:z為柱塞數(shù)。

(6)泄漏量。在文獻[32]基礎(chǔ)上,本文采用圓柱坐標(biāo)系N-S方程對流體油液的徑向和切向流速進行求解,得到滑靴副泄漏量的修正描述方程

(9)

式中:vr為徑向流速;R為滑靴外徑。

1.2 系統(tǒng)組成

本文柱塞泵滑靴副流體潤滑特性試驗系統(tǒng)由驅(qū)動系統(tǒng)、溫控系統(tǒng)及測試系統(tǒng)3大部分組成,主要結(jié)構(gòu)組成及設(shè)計思路如圖3所示。

1—油箱;2—主泵;3、21、27—電機;4—先導(dǎo)式卸荷閥;5、28—直動式比例溢流閥;6、23、24—流量傳感器;7、9、11、12、17、19、25—溫度傳感器; 8、13—三位四通中封電磁閥;10—制冷室;14—加熱室;15—單向閥;16、22、30、31—壓力傳感器;18—滑靴副油膜試驗裝置; 20—轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳感器;26—輔泵;29—電液激振伺服閥;32—位移傳感器。圖3 滑靴副流體潤滑特性試驗臺原理圖Fig.3 Schematic diagram of fluid lubrication test bed for slipper pair

2 驅(qū)動系統(tǒng)

驅(qū)動系統(tǒng)是滑靴副流體潤滑特性測試系統(tǒng)的動力中心,包括主油路驅(qū)動系統(tǒng)和振動臺驅(qū)動系統(tǒng)兩個子系統(tǒng),詳見圖3。

主油路驅(qū)動系統(tǒng)由軸向變量柱塞泵2、電機3、先導(dǎo)式卸荷閥4、高位儲能器、直動式比例溢流閥5構(gòu)成。其主要工作原理是:主油路中由電機3帶動軸向變量柱塞泵2為系統(tǒng)提供高壓油源;直動式比例溢流閥5用來調(diào)整系統(tǒng)的所需壓力,以滿足不同工況下滑靴副泄漏流量的要求,壓力調(diào)整范圍為0～34 MPa;先導(dǎo)式卸荷閥4用于不卸荷時,設(shè)定軸向變量柱塞泵2的主壓力,在卸荷狀態(tài)時,壓力潤滑油直接返回油箱,軸向變量柱塞泵2壓力下降至近似為0,以實現(xiàn)回路控制和提高油泵2的壽命,減少功耗;高位儲能器主要是為了保護在軸向變量柱塞泵2停止工作油壓供應(yīng)不足時,仍然能短時間內(nèi)為系統(tǒng)提供高壓油源,避免出現(xiàn)“燒靴”現(xiàn)象。

振動臺驅(qū)動系統(tǒng)由3組作動器組成,每組作動器都包括電機27、輔泵26、直動式比例溢流閥28、電液激振伺服閥29、液壓缸33構(gòu)成。電機27由輔泵26驅(qū)動,直動式比例溢流閥28調(diào)整所需壓力,由工控機控制輸入流量控制函數(shù)到電液振動伺服閥29,控制液壓缸33支撐桿的伸縮,實現(xiàn)對振動臺振動頻率和幅值的控制,振動臺頻率可調(diào)范圍為0～200 Hz。

3 溫控系統(tǒng)

3.1 溫控原理

流體油膜就是一種夾在兩相對滑動面之間的具有潤滑性能以達到抗磨減磨作用的物質(zhì)。對于軸向柱塞泵,滑靴副之間的油膜特性直接關(guān)系到泵的整體運行性能和可靠性壽命。油膜特性的關(guān)鍵參數(shù)是黏度,黏度直接影響滑靴副油膜承載力、泄漏量,而黏度的最主要影響因素是溫度,此試驗臺溫控系統(tǒng)可實現(xiàn)滑靴副油膜試驗系統(tǒng)所需的任何變溫或恒溫控制。

如圖1所示,整個油路溫控系統(tǒng)采用了制冷系統(tǒng)和加熱系統(tǒng)聯(lián)合控制的辦法來實現(xiàn)系統(tǒng)溫度的控制。制冷系統(tǒng)包括制冷室10和制冷循環(huán)機;加熱系統(tǒng)主要包括加熱室14和加熱器。溫度控制原理如下。

設(shè)滑靴副油膜試驗裝置入口目標(biāo)溫度為T17(下標(biāo)17為原理圖中17號溫度傳感器,以此類推),溫控系統(tǒng)的入口溫度為T7,根據(jù)試驗需要可能出現(xiàn)3種情況。

(1)當(dāng)T17=T7時,油路潤滑油不通過制冷系統(tǒng)和加熱系統(tǒng),電磁閥8左側(cè)油路打開,電磁閥13左側(cè)油路打開即可。

(2)當(dāng)T17>T7時,油路潤滑油通過加熱系統(tǒng),電磁閥8左側(cè)油路打開,電磁閥13右側(cè)油路打開。設(shè)加熱器的加熱功率為Wr,則有

(10)

式中:n為加熱室中油管分支數(shù);L為各支管展開長度;η為熱有效利用率(由試驗得到);t為單位質(zhì)量潤滑油加熱時長;ΔT為單位質(zhì)量潤滑油溫升;dm為單位長度潤滑油液的質(zhì)量。

圖4 加熱室油管支路潤滑油質(zhì)量微分Fig.4 Quality differential of lubricating oil in heating chamber pipeline branch

加熱室中某一油管支路油液質(zhì)量可做微分,如圖4所示,則有

(11)

式中:ρ為潤滑油密度;d0為油管支路直徑,設(shè)潤滑油路主管內(nèi)徑為D0,則有

(12)

設(shè)圖1中的序號6處的體積流量為Q6,可以得到圖2中的油路支管潤滑油的流速v

(13)

從而得到

(14)

聯(lián)立式(7)～式(11),得到

(15)

(3)當(dāng)T17

U0=U1

(16)

即得到

(17)

(18)

式中:Vcold為冷卻劑的最小所需體積;εcold為制冷有效率(由試驗測得);ccold為冷卻劑比熱容;ρcold為冷卻劑密度;L1為冷卻段油管的展開長度;d1為冷卻段油管的截面直徑。

3.2 誤差分析

根據(jù)圖1所示,從結(jié)構(gòu)設(shè)計上,把傳感器17布置在靠近滑靴副油膜測試裝置的入口處,管道架空。設(shè)傳感器17到裝置入口處的管道長為L2,流體潤滑油經(jīng)過L2后的熱損失為ΔU,歷經(jīng)時間為ζ,則有

ΔU=qL2ζ

(19)

(20)

式中:q為單位長度熱損失[33],可以表示為

(21)

其中t0為環(huán)境溫度,k為內(nèi)管壁表面?zhèn)鳠嵯禂?shù),λ為管道熱導(dǎo)率,s為管壁厚度。

將式(17)(18)代入式(16),得到

(22)

根據(jù)能量守恒,又有

(23)

式中:ΔT為油液到油膜試驗裝置泵入口的溫度誤差,聯(lián)立(17)(19)(20),得

(24)

根據(jù)試驗條件,當(dāng)取極限值時,T17=75 ℃,t0=0 ℃,c=1.88 kJ/(kg· ℃),ρ=857 kg/m3,Q6=160 mL/min=0.002 667 m3/s,D0=0.055 m,s=0.004 5 m,k=23 W/(m2· ℃),λ=17 W/(m· ℃)。根據(jù)溫度傳感器的形狀,若取L2=1 m,則得到油膜測試裝置泵入口的溫度誤差為ΔT=0.07 ℃,即此恒溫系統(tǒng)在測點17到泵入口距離為1 m時的溫度控制誤差小于0.1 ℃,如若將油路管道進行保溫處理,則此溫控系統(tǒng)的溫度誤差還將更小。

4 測試系統(tǒng)

測試系統(tǒng)包含試驗裝置系統(tǒng)和試驗監(jiān)測系統(tǒng)。試驗裝置系統(tǒng)是測試系統(tǒng)的載體,監(jiān)測系統(tǒng)是試驗裝置系統(tǒng)的安全運行的保障。

4.1 試驗裝置

變溫振動工況下,柱塞泵滑靴副的流體潤滑特性試驗系統(tǒng)設(shè)計參數(shù)為:調(diào)試壓力大于31.5 MPa,最高轉(zhuǎn)速3 000 r/min,最高排量160 mL/min;試驗泵主體布置在三向振動臺上,振動臺頻率可調(diào)范圍為0～200 Hz。

試驗裝置由變頻調(diào)速電機帶動,電機由變頻器控制,在恒溫和變溫條件下,可測試振動與非振動情況下排量在63～160 mL的配流副檢測點的油膜厚度、溫度、壓力,在柱塞腔體和柱塞之間、柱塞腔體和配流盤之間都設(shè)置了密封O型圈,能準(zhǔn)確測量只針對滑靴副的泄漏量,且排除了柱塞副和配流副泄漏量的影響。

如圖5所示,滑靴副流體潤滑特性試驗裝置由主軸、密封、滑靴、斜盤板、端蓋、圓筒、溫壓傳感器、微位移傳感器、柱塞、柱塞腔體、配流盤、軸承、配流盤、振動臺、液壓缸等主要零部件組成。主泵體裝置固定在一個振動臺上,振動臺由3組液壓缸配合電液伺服閥來實現(xiàn)X、Y、Z三向振動試驗。試驗進行時,電機通過主軸帶動柱塞腔旋轉(zhuǎn),柱塞腔再帶動柱塞旋轉(zhuǎn),柱塞在柱塞腔內(nèi)部做旋轉(zhuǎn)和軸向往復(fù)運動,斜盤固定在端蓋上。高壓油從隨著柱塞的往復(fù)運動從后蓋中吸入,經(jīng)過配流盤到柱塞,再到滑靴,最后從滑靴副間隙處泄漏到圓筒內(nèi)。圓筒采用了兩側(cè)坡度設(shè)計,泄漏口設(shè)置在圓筒最低點。

圖5 滑靴副流體潤滑特性試驗裝置Fig.5 Schematic diagram of fluid lubrication test device for slipper pair

實驗裝置中采用6只微位移傳感器測量一個滑靴副的潤滑膜厚度,7只溫壓一體傳感器測量一個滑靴副的油膜壓力和溫度,具體布置如圖3中的A-A剖視圖。本裝置通過測量滑靴6點油膜厚度推算整個滑靴副油膜厚度,可以研究溫度對油液黏度的影響,還可以對比研究在振動與非振動條件下滑靴副油膜厚度、溫度分布、壓力分布、泄漏量及功率損失的變化情況。

4.2 監(jiān)測分析

監(jiān)測分析系統(tǒng)中的工控機為信號監(jiān)測控制和數(shù)據(jù)的處理中心。數(shù)據(jù)采集卡采集傳感器捕獲的信號傳到工控機,由工控機的軟件分析計算處理,進一步地,再采用PID算法控制,實現(xiàn)滑靴副恒溫振動流體潤滑特性試驗系統(tǒng)的監(jiān)測控制。

流體潤滑特性試驗中數(shù)據(jù)采集卡采集的信號有:主油路上的制冷循環(huán)機循環(huán)液流量、制冷室冷卻劑入口溫度T11和出口溫度T9、系統(tǒng)進口流量Q6、制冷室入口流體溫度T7、流體潤滑特性測試裝置入口溫度T17、油膜特性測試裝置入口壓力P16、油膜特性測試裝置出口壓力P22、油膜特性測試裝置轉(zhuǎn)速及摩擦轉(zhuǎn)矩、油膜特性測試裝置出口流量Q23、滑靴副泄漏流量Q24、振動臺液壓缸入口壓力P30、振動臺液壓缸出口壓力P31、振動臺液壓缸伸縮位移;試驗裝置上的滑靴副流體油膜厚度、溫度、壓力、泄漏量。

在系統(tǒng)進行監(jiān)測控制時,試驗中的位移、溫度、壓力、流量、轉(zhuǎn)矩等信號通過相應(yīng)的傳感器進入到數(shù)據(jù)采集卡中,再經(jīng)A/D轉(zhuǎn)換成數(shù)字量后輸入到計算機內(nèi),控制原理如圖6所示。

計算機通過D/A輸出對應(yīng)模擬量到比例放大板中,通過函數(shù)輸入調(diào)整電液激振伺服閥的出口壓力,實現(xiàn)試驗所需的振動頻率和幅值控制。各傳感器類型及主要性能參數(shù)詳見表1。計算機通過實時監(jiān)測并記錄數(shù)據(jù)采集卡得到的滑靴副油膜厚度、溫度、壓力的數(shù)據(jù),通過軟件進行分析處理,最終可以在振動或非振動條件下,研究及驗證油液黏溫關(guān)系,滑靴副油膜厚度、溫度分布、壓力分布以及功率損失的變化規(guī)律及相互聯(lián)系。

圖6 滑靴副流體潤滑特性監(jiān)測控制原理圖Fig.6 Schematic diagram of fluid lubrication monitoring and control of slipper pair

表1 各傳感器類型及主要性能參數(shù)

5 結(jié) 論

(1)提出雙面平均6點測量法,推導(dǎo)計算軸向柱塞泵滑靴副油膜厚度,并對相關(guān)聯(lián)的壓力場分布、功率損失及泄漏量理論進行完善修正。

(2)試驗臺采用了斜盤固定柱塞缸體轉(zhuǎn)動的形式,主軸轉(zhuǎn)動不平衡量較小,軸承承受的偏載力小,試驗臺穩(wěn)定性好,壽命長;柱塞副和配流副采用了密封處理,圓筒內(nèi)部設(shè)計了凹形坡度,便于滑靴副泄漏油完全流出,避免試驗泄漏量的誤判。

(3)油膜特性試驗系統(tǒng)主油路中設(shè)置了加熱系統(tǒng)和制冷系統(tǒng),能實現(xiàn)系統(tǒng)恒溫需要,能保證系統(tǒng)恒溫誤差小于0.1 ℃;加熱和制冷系統(tǒng)都設(shè)置在油路上,比傳統(tǒng)的油箱加熱油溫控制節(jié)能且便于控制。

(4)布置了6個高精度的微位移傳感器測量油膜厚度,測量誤差小于1 μm;同時每個滑靴副布置了7個溫壓一體傳感器,能較好地預(yù)估每個滑靴副油池及徑向上的溫度壓力分布。

(5)可以通過本文試驗臺驗證現(xiàn)有油膜厚度、溫度場分布、壓力場分布、黏溫關(guān)系、功率損失等滑靴副流體潤滑特性基礎(chǔ)理論在振動條件下的適用性。