民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵的長壽命設(shè)計技術(shù)

陳金華，郭生榮，盧岳良

(1.航空工業(yè)南京機(jī)電液壓工程研究中心，江蘇 南京 211106；2.航空機(jī)電系統(tǒng)綜合航空科技重點實驗室，江蘇 南京 211106)

引言

我國已有國產(chǎn)大飛機(jī)，但作為民機(jī)液壓系統(tǒng)核心部件的發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵的研制卻仍是短板。發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵作為飛機(jī)液壓系統(tǒng)主液壓能源，將發(fā)動機(jī)傳動機(jī)匣的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液壓能，為飛機(jī)起落架裝置、前輪轉(zhuǎn)彎操縱、機(jī)輪剎車、升降舵、方向舵、襟/副翼等提供液壓動力，對飛行安全至關(guān)重要。柱塞泵因其工作壓力高、輸出功率大、變量方便等特點通常被用作飛機(jī)主液壓能源泵。

直軸式軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、轉(zhuǎn)動慣量小、可高速旋轉(zhuǎn)等特點，在工程機(jī)械、航空、航天等領(lǐng)域被廣泛使用。直軸式軸向液壓柱塞泵具有兩種典型結(jié)構(gòu)：內(nèi)支承軸向柱塞泵主軸為通軸，由兩端滾動軸承支承，主軸與轉(zhuǎn)子之間花鍵定心，軸不僅傳遞扭拒，而且承受轉(zhuǎn)子的徑向力，軸徑較粗，斜盤傾角較?。煌庵С休S向柱塞泵主軸為半軸，柱塞徑向合力中心位置上設(shè)置有一個轉(zhuǎn)子外徑大軸承，轉(zhuǎn)子的徑向力全部由外徑大軸承支承，主軸只起傳扭作用，不承受彎矩，軸徑可較小，斜盤傾角較大，可達(dá)到20°。直軸式軸向柱塞泵按輸出功能分為定排量或變排量輸出，作為主液壓能源，因飛行的每個階段所需液壓能源大小不同，通常采用變排量輸出方式。目前民機(jī)上采用的變排量直軸式軸向柱塞泵均為恒壓變量式，可在液壓系統(tǒng)名義壓力的5%范圍內(nèi)保持其輸出壓力幾乎不變，實現(xiàn)在恒壓范圍內(nèi)隨負(fù)載實施變流量，節(jié)約能源并減少系統(tǒng)發(fā)熱。

現(xiàn)役民航飛機(jī)對于發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵提出了較高的平均故障間隔時間(Mean Time Between Failure,MTBF)值和壽命要求，MTBF值一般要求20000～35000 h，壽命一般要求與飛機(jī)同壽，達(dá)到60000～90000 h，壽命期內(nèi)視情維修。國外民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵技術(shù)成熟，產(chǎn)業(yè)完整，目前民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵主要由美國的Eaton和Parker兩大公司研制，前者以內(nèi)支承軸向柱塞泵為主，后者以外支承軸向柱塞泵為主。B787飛機(jī)液壓柱塞泵由Parker公司研制，A380飛機(jī)液壓柱塞泵由Eaton公司研制，其壓力脈動小于額定輸出壓力±1%，是目前市場上噪聲最低的柱塞泵，降低了管路疲勞，提高了飛機(jī)液壓管路系統(tǒng)可靠性，其主要技術(shù)發(fā)展特點為高壓化、低脈動、高可靠、長壽命。

國內(nèi)對變排量柱塞泵工作特性等開展了深入研究：馬萬鵬等[1]、羅威等[2]、童水光等[3]對恒壓變量柱塞泵靜動態(tài)特性進(jìn)行了仿真，得出泵出口壓力和流量特性曲線；歐陽小平等[4]對雙壓力變量柱塞泵在壓力切換過程中出現(xiàn)的壓力超調(diào)問題進(jìn)行了研究；GUO Shengrong等[5]、陳金華[6]對民用飛機(jī)柱塞泵現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢進(jìn)行了分析；陳經(jīng)躍等[7]介紹了民機(jī)EHA液壓泵研究方案，分析了其關(guān)鍵技術(shù)。目前對于航空液壓泵壽命提升研究較少，而這些正是民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵亟需突破的技術(shù)。

發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵是我國民用飛機(jī)發(fā)展的“卡脖子”產(chǎn)品，研究長壽命設(shè)計技術(shù)可為我國研制具有高可靠、長壽命的民用飛機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵產(chǎn)品提供重要的技術(shù)基礎(chǔ)。

1 民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵長壽命技術(shù)方案

影響液壓泵壽命因素很大程度體現(xiàn)在入口吸油、出口壓力脈動、回油排熱3條油路系統(tǒng)上[8]，保證入口吸油充分，抑制出口壓力脈動，改善殼體回油散熱條件等，均可對液壓泵壽命起到正面影響。

1.1 發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵入口吸油對壽命的影響

液壓流體中，當(dāng)液壓油壓力低于空氣分離壓力時，溶解在流體中的空氣被分離出以氣泡的形式存在于液體中，并占據(jù)一定的空間使油液變得不連續(xù)，發(fā)生空化現(xiàn)象[9]?？栈l(fā)生后，氣泡隨著液流進(jìn)入高壓區(qū)，被急劇破壞或縮小，而原來所占據(jù)的空間形成真空，四周液體質(zhì)點以極大的速度沖向真空區(qū)域，產(chǎn)生局部液壓沖擊，使金屬零件表面逐步形成麻點，嚴(yán)重時表面脫落出現(xiàn)小坑，產(chǎn)生振動、噪聲等，降低液壓泵可靠性和壽命。與其他形式泵相比，柱塞泵更容易因吸油不足產(chǎn)生空化和氣蝕，氣蝕損傷常發(fā)生在配流盤面、缸體面、缸體柱塞孔內(nèi)、配流盤和缸體的腰形槽內(nèi)、滑靴面、墊板面等。民用飛機(jī)機(jī)體一般比較龐大，油箱到泵入口的管路較長，對泵入口壓力造成不利影響，且恒壓變量泵流量需求工況復(fù)雜，從小流量到大流量的響應(yīng)時間要求不大于0.05 s[10]，在流量需求大的瞬間尤其需要給泵入口提供足夠的壓力以防止氣蝕。

提高發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵入口壓力的解決途徑：

(1) 液壓系統(tǒng)使用封閉的氣體增壓油箱或自增壓油箱，但飛機(jī)對體積、重量要求限制了油箱增壓壓力和管道內(nèi)徑；

(2) 在油箱至液壓泵的入口管路上使用增壓泵，但極大地增加了系統(tǒng)復(fù)雜性；

(3) 泵入口流道優(yōu)化，效果很有限；

(4) 在泵內(nèi)部入口腔集成圖1所示的離心渦輪，是解決液壓泵吸油不足，滿足復(fù)雜流量需求工況，提高其工作壽命的有效途徑，且對系統(tǒng)結(jié)構(gòu)無影響。

圖1 離心渦輪Fig.1 Centrifugal turbine

入口集成離心渦輪增壓裝置的發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵特點：

(1) 是一種串聯(lián)混合(液力、液壓)增壓系統(tǒng)；

(2) 安裝在泵入口的離心渦輪利用動能(液力)將液壓油進(jìn)行一級增壓，增壓后的油液提高了液體流動能力；

(3) 增壓后油液經(jīng)液壓泵配流盤分配到柱塞吸油腔，柱塞腔利用勢能(液壓)對油液進(jìn)行二級增壓，為液壓用戶提供動力。

1.2 發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵出口壓力脈動對壽命影響

柱塞泵工作時缸體排油腔容積從大到小變化，其輸出流量是隨缸體旋轉(zhuǎn)呈周期變化的脈動流量。流量脈動包含固有脈動和回沖脈動，固有脈動是在各個柱塞不連續(xù)排油過程中產(chǎn)生，決定于柱塞泵斜盤工作半徑、斜盤轉(zhuǎn)角、柱塞數(shù)、柱塞工作面積和轉(zhuǎn)速等結(jié)構(gòu)和工作參數(shù)[11-12]；回沖脈動是由負(fù)載壓力變化引起小部分流量回流。固有脈動是流量脈動的主要因素，流量脈動通過系統(tǒng)阻抗會產(chǎn)生壓力脈動，過大的壓力脈動對液壓系統(tǒng)十分有害，當(dāng)脈動幅值過大或振蕩頻率與系統(tǒng)或其他元件的固有頻率一致或接近時，壓力脈動引起的液固耦合常常會導(dǎo)致高壓導(dǎo)管共振破裂。壓力脈動也會引起流體噪聲，并影響系統(tǒng)和元件的工作質(zhì)量、降低使用壽命[13-14]。通常壓力脈動可接受幅值為額定輸出壓力±10%以內(nèi)，比較滿意的幅值為額定輸出壓力±5%以內(nèi)，而終極目標(biāo)為額定輸出壓力±2%以內(nèi)[15]。

降低發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵出口壓力脈動的解決途徑：

(1) 采用較多的柱塞結(jié)構(gòu)，比如十一柱塞，雙列、多列柱塞[16]；

(2) 配流盤增加預(yù)壓縮角、減振槽、減振孔等[17-20]；

(3) 控制閥芯與變量活塞之間設(shè)置補償器[21]；

(4) 在泵出口集成緩沖瓶等。

從單一措施來說，在泵出口集成緩沖瓶對壓力脈動抑制效果最為明顯，圖2為緩沖瓶集成于泵分油蓋上的方案。

圖2 緩沖瓶集成于液壓泵分油蓋Fig.2 Buffer bottle integrated into valve block of hydraulic pump

發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵出口集成緩沖瓶降低壓力脈動的特點：

(1) 本質(zhì)是在泵出口設(shè)置1個流體緩沖腔；

(2) 除了能衰減脈動，還能起阻抗變換器作用，使泵負(fù)載阻抗降低，因此緩沖瓶除在很寬頻帶上具有良好的脈動抑制效果外，還能降低系統(tǒng)固有頻率。

1.3 發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體回油對壽命的影響

柱塞泵內(nèi)各摩擦副滑靴與斜盤、柱塞和缸體、缸體和配流盤之間相對高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械摩擦產(chǎn)生熱量，同時高壓油液從滑靴和墊板、隨動活塞腔、柱塞和轉(zhuǎn)子腔、轉(zhuǎn)子和配流盤、壓力補償閥等向低壓泄漏導(dǎo)致容積損失產(chǎn)生熱量[22-25]，而發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵安裝在發(fā)動機(jī)艙內(nèi)，所處環(huán)境溫度較高，無法與外界實現(xiàn)良好換熱，因此，內(nèi)部大量的熱會引起橡膠密封件老化，油液黏度下降，泵內(nèi)各運動零部件磨損加劇、泄漏增加，導(dǎo)致壽命縮短。殼體回油是泵摩擦副泄漏油液匯集之處，也是泵內(nèi)溫度局部最高點，飛機(jī)上泵散熱通常是使泵殼體回油通過冷卻器冷卻后再流回到系統(tǒng)油箱，而民用飛機(jī)從泵到油箱的管路較長，回油路上還設(shè)置有油濾等，管路壓力較高，使得回到油箱的流量減少，如果泵殼體回油完全無法排出，則液壓泵回油將通過內(nèi)部滑靴孔回到泵入口，在泵內(nèi)形成自循環(huán)，內(nèi)部油液溫度急劇上升，泵很快過熱燒壞，在泵工作在小流量輸出狀態(tài)時，應(yīng)確保泵有足夠的殼體回油流量。

保證發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體回油的解決途徑：

(1) 通過增加泵高壓泄漏來增加殼體回油量，使泵具有足夠的殼體回油流量，但犧牲了高壓流體功率，降低了泵的效率，且各高壓配合間隙不容易控制；

(2) 在泵殼體腔內(nèi)設(shè)置主動抽油的回油泵，通過回油泵強(qiáng)制排出泵殼體腔高溫油液，這種方式可確保在系統(tǒng)最大回油管路背壓下的殼體回油流量。

發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體回油設(shè)置主動抽油泵特點：

(1) 回油泵為定量泵，安裝在發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體腔內(nèi)，與發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵主軸同步旋轉(zhuǎn)，從殼體腔吸油、入口補油，將油液排出到系統(tǒng)殼體回油管路；

(2) 回油泵可采用擺線齒輪泵或葉片泵，其設(shè)計受發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵結(jié)構(gòu)集成影響；

(3) 回油泵設(shè)計相對簡單、加工難度小、技術(shù)成熟可靠，擺線齒輪泵結(jié)構(gòu)比葉片泵更簡單，與發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵更易集成，技術(shù)更成熟。

對上述技術(shù)進(jìn)行綜合，形成入口帶離心增壓渦輪、出口帶壓力脈動衰減緩沖瓶、殼體腔帶主動抽油回油泵的民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵長壽命技術(shù)方案。

2 關(guān)鍵技術(shù)仿真分析

2.1 入口渦輪增壓技術(shù)

渦輪泵中，渦輪內(nèi)部的流動非常復(fù)雜，通常為三維湍流流動，同時渦輪旋轉(zhuǎn)使得渦輪內(nèi)部的流動可能伴有回流現(xiàn)象，以ANSYS/CFX為仿真平臺，對液壓油在離心渦輪泵的內(nèi)部流動進(jìn)行數(shù)值模擬，主要參數(shù)計算結(jié)果見表1。

表1 渦輪泵主要性能參數(shù)Tab.1 Main performance parameters of turbopump

由表1可以看出，渦輪泵增壓0.144 MPa，消耗功率較少，為0.486 kW，需求傳動扭矩低，效率65.2%，對于渦輪泵來說達(dá)到的效率較高。圖3和圖4為渦輪泵整個流場的壓力和溫度變化情況，可以看出，從進(jìn)口端到出口端，流體均勻流動；流場溫度分布基本均勻，沒有出現(xiàn)溫度急劇升高現(xiàn)象。

圖3 流場壓力變化情況Fig.3 Change of flow field pressure

圖4 流場溫度分布Fig.4 Temperature distribution of flow field

圖5和圖6為渦輪子午面內(nèi)的壓力和溫度分布，左側(cè)為進(jìn)口端，右側(cè)為出口端?？梢钥闯?，從進(jìn)口端到出口端壓力逐漸升高，出口端的溫度略大于入口端溫度，流體在渦輪泵內(nèi)部流動通暢，沒有出現(xiàn)無介質(zhì)交換漩渦造成熱聚集溫度升高區(qū)域。

圖5 渦輪子午面內(nèi)壓力分布Fig.5 Pressure distribution in meridian plane of turbine

圖6 渦輪子午面內(nèi)溫度分布Fig.6 Temperature distribution in meridian plane of turbine

2.2 出口壓力脈動抑制技術(shù)

基于AMESim建立圖7的仿真模型，仿真分析流體經(jīng)緩沖瓶的壓力變化情況。

圖7 仿真模型Fig.7 Simulation model

液壓泵參數(shù)：柱塞數(shù)9，柱塞直徑17.72 mm，柱塞間隙0.02 mm，柱塞分度圓半徑29.77 mm，斜盤傾角20°，工作壓力28 MPa，轉(zhuǎn)速4200 r/min。

模型包括柱塞運動模塊、柱塞容積模塊、配流盤吸/排油口模塊、滑靴與斜盤之間的泄漏模塊、配流盤與缸體之間的泄漏模塊和恒壓變量控制模塊。

1) 柱塞運動模塊

構(gòu)建柱塞運動模型如圖8所示，泵工作時，缸體旋轉(zhuǎn)帶動柱塞與其一起轉(zhuǎn)動，同時柱塞還相對于缸體作直線運動，2個運動的合成使柱塞上任何一點的運動軌跡都是橢圓，柱塞相對缸體的軸向位移為：

圖8 柱塞運動模型Fig.8 Piston motion model

sp=Rftanγ(1-cosα)

(1)

式中,Rf—— 柱塞分布圓半徑

γ—— 斜盤的傾斜角

α—— 缸體的轉(zhuǎn)角

對上式求導(dǎo)數(shù)可得到柱塞相對于缸體的運動速度vp：

(2)

ω—— 缸體的旋轉(zhuǎn)角速度

2) 柱塞容積模塊

m個柱塞的流量為：

(3)

式中，Ap—— 柱塞面積

Qleak—— 泄漏流量

dVn—— 第n個柱塞內(nèi)液壓油的壓縮量，dVn=dpn·β/Vn，pn為第n個柱塞內(nèi)的壓力

β—— 體積彈性模量

考慮泄漏和容積壓縮，構(gòu)建柱塞容積模型如圖9所示。

圖9 柱塞容積模型Fig.9 Piston volume model

3) 配流盤吸/排油口模塊

當(dāng)柱塞排油時(對應(yīng)柱塞容積模塊的容積減小)，接通排油腔，實現(xiàn)排油；當(dāng)柱塞吸油時(對應(yīng)柱塞容積模塊的容積增大)，接通吸油腔，實現(xiàn)吸油。柱塞的位置信號采用2個一元函數(shù)，其相位相差180°，信號處理模塊將2個信號轉(zhuǎn)化成0-1矩形波信號，當(dāng)輸出信號為1時，控制節(jié)流口面積最大，當(dāng)信號為0時，控制節(jié)流口關(guān)閉，0-1信號間對應(yīng)節(jié)流口面積比例變化，同時通過輸入信號相位的錯位達(dá)到不同柱塞間吸/排油目的，構(gòu)建配流盤吸/排油口模塊的模型如圖10所示。

圖10 配流盤吸/排油口模型Fig.10 Valve plate suction/discharge port model

4) 滑靴與斜盤之間的泄漏模塊

構(gòu)建滑靴與斜盤間泄漏模型如圖11所示?；ヅc斜盤間的摩擦副是通過靜壓支承承載的。工作時，滑靴端部油槽中液壓油經(jīng)過滑靴和斜盤之間的間隙泄漏，在摩擦副中形成有一定壓強(qiáng)的油膜，降低滑靴和斜盤之間的磨損。泄漏量Q為：

圖11 滑靴斜盤間泄漏模型Fig.11 Leakage model between slipper and swash plate

(4)

式中，kq—— 泄漏系數(shù)，由支承的幾何尺寸確定

δ—— 滑靴與斜盤之間的間隙

pr—— 滑靴端部油槽中的油壓

p0—— 環(huán)境壓力

p—— 柱塞腔中的油壓

5) 配流盤與缸體之間的泄漏模塊

配流盤與缸體之間的泄漏原理同滑靴與斜盤之間的泄漏模塊，同樣是基于靜壓支承，其泄漏模型如圖12所示。

圖12 配流盤缸體間泄漏模型Fig.12 Leakage model between valve plate and cylinder block

6) 恒壓變量控制模塊

泵出口壓力大于調(diào)節(jié)彈簧的彈力時，推動控制閥的閥塊移動，使高壓油液進(jìn)入隨動活塞腔，從而推動斜盤傾角減小，使得輸出流量減??；出口油壓力等于調(diào)節(jié)彈簧彈力時，泵的工作壓力穩(wěn)定在調(diào)定值；當(dāng)出口壓力下降，小于調(diào)節(jié)彈簧彈力時，彈簧力推動控制閥的閥塊反向移動，使低壓油液進(jìn)入隨動活塞腔，斜盤在彈簧力作用下傾角增大，使得輸出流量增加，構(gòu)建恒壓變量控制模型如圖13所示。

圖13 恒壓變量控制模型Fig.13 Constant pressure variable control model

仿真結(jié)果如下：

(1) 泵出口沒有設(shè)置緩沖瓶時，輸出壓力如圖14所示，額定壓力為28 MPa，壓力波動-3.3～2.2 MPa，波動率為20%。

圖14 沒有安裝緩沖瓶時的泵出口壓力Fig.14 Pump outlet pressure without buffer bottle

(2) 出口安裝容積為62.8 mL的緩沖瓶時，利用管道模擬緩沖瓶的容積Vh，管道長度200 mm，管道直徑20 mm，緩沖瓶入口壓力pi如圖15所示，緩沖瓶出口壓力pe如圖16所示?？梢钥闯?，在系統(tǒng)到達(dá)穩(wěn)定時，額定壓力為28 MPa，緩沖瓶入口壓力波動-3.8～1.77 MPa，波動率為20%；緩沖瓶出口壓力波動-0.25～0.05 MPa，波動率為10.7%。經(jīng)緩沖瓶后壓力脈動明顯衰減。

圖15 緩沖瓶入口壓力(Vh=62.8 mL)Fig.15 Buffer bottle inlet pressure (Vh=62.8 mL)

圖16 緩沖瓶出口壓力(Vh=62.8 mL)Fig.16 Buffer bottle outlet pressure (Vh=62.8 mL)

(3) 在出口安裝容積為196.3 mL的緩沖瓶時，利用管道模擬緩沖瓶的容積，管道長度100 mm，管道直徑50 mm，緩沖瓶入口壓力如圖17所示，緩沖瓶出口壓力如圖18所示。

圖17 緩沖瓶入口壓力(Vh=196.3 mL)Fig.17 Buffer bottle inlet pressure(Vh=196.3 mL)

由圖17和圖18可以看出，在系統(tǒng)到達(dá)穩(wěn)定時，額定壓力為28 MPa，緩沖瓶入口壓力波動-1.38～2.07 MPa，波動率為12.3%；緩沖瓶出口壓力波動-0.26～0.32 MPa，波動率為2%。經(jīng)緩沖瓶后壓力脈動明顯衰減，比容積為62.8 mL的緩沖瓶衰減量更大。

圖18 緩沖瓶出口壓力(Vh=196.3 mL)Fig.18 Buffer bottle outlet pressure (Vh=196.3 mL)

從仿真分析結(jié)果可以得出，緩沖瓶對發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵壓力脈動衰減明顯，衰減能力與其容積大小成正比，容積越大吸收壓力脈動能力越強(qiáng)，經(jīng)緩沖瓶后的壓力脈動越小。

2.3 回油泵強(qiáng)排技術(shù)

基于AMESim進(jìn)行熱仿真分析，得到發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵入口、出口、殼體回油口溫度。在發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵輸出流量為大流量時，因泵內(nèi)部熱量同時也可以通過輸出流量帶走，因此，只需研究惡劣工況下即輸出流量為小流量時的溫升情況。以下是輸出流量為5.7 L/min的熱仿真結(jié)果，分未設(shè)置和設(shè)置擺線回油泵兩種情況。

1) 未設(shè)置擺線回油泵的溫升

輸出流量5.7 L/min時，發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵入口、出口、殼體回油泄漏口以及出口與入口溫度差、殼體回油泄漏口與入口溫度差的變化趨勢如圖19～圖21所示。

圖19 未設(shè)置擺線回油泵時溫度變化趨勢Fig.19 Temperature change without cycloid return pump

由圖19～圖21可知，殼體回油泄漏口溫度最高，出口溫度次之，入口為油箱溫度；出口較入口溫升約1.3 ℃；殼體回油泄漏口較入口溫升約6 ℃。

圖20 未設(shè)置擺線回油泵時出口與入口溫度差Fig.20 Temperature difference of outlet and inlet port without cycloid return pump

圖21 未設(shè)置擺線回油泵時殼體回油泄漏口與入口溫度差Fig.21 Temperature difference of case drain and inlet port without cycloid return pump

2) 設(shè)置擺線回油泵溫升

輸出流量5.7 L/min時，發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵入口、出口、殼體回油泄漏口以及出口與入口溫度差、殼體回油泄漏口與入口溫度差的變化趨勢如圖22～圖24所示。

圖22 設(shè)置擺線回油泵時溫度變化趨勢Fig.22 Temperature change with cycloid return pump

由圖22～圖24可知，出口溫度最高，殼體回油泄漏口次之，入口為油箱溫度；出口較入口溫升約4 ℃；殼體回油泄漏口較入口溫升約3 ℃。

圖23 設(shè)置擺線回油泵時出口與入口溫度差Fig.23 Temperature difference of outlet and inlet portwith cycloid return pump

圖24 設(shè)置擺線回油泵時殼體回油泄漏口與入口溫度差Fig.24 Temperature difference of case drain and inlet port with cycloid return pump

從仿真結(jié)果可看出，加入回油泵后，能及時將殼體的高溫回油抽走，使得發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體回油泄漏口較入口溫升較小，低于出口溫度。

3 試驗驗證

采用如圖25所示的航空液壓泵試驗臺進(jìn)行性能、出口壓力脈動和油液溫升測試。入口、出口壓力傳感器分別設(shè)置在離泵入口和出口2～4倍管徑的距離內(nèi)。液壓泵入口油液溫度設(shè)置(80±5)℃，入口壓力設(shè)置(0.35±0.05)MPa。

圖25 航空液壓泵試驗臺Fig.25 Test bed of aviation hydraulic pump

3.1 渦輪增壓測試

在渦輪增壓的前后油液通道分別安裝壓力傳感器，設(shè)置從試驗臺入口管路進(jìn)入泵入口的壓力為0.35 MPa，在轉(zhuǎn)速4200 r/min，全流量輸出188 L/min及零流量輸出狀態(tài)，測試渦輪增壓后的壓力，測試結(jié)果顯示：在全流量和零流量輸出狀態(tài)，渦輪增壓后的壓力均為0.5 MPa，渦輪實現(xiàn)增壓0.15 MPa，將進(jìn)入泵柱塞腔的壓力提升了42%，吸油改善明顯。

3.2 出口壓力脈動測試

如圖26所示，在轉(zhuǎn)速4200 r/min，全流量輸出188 L/min 以及小流量輸出10 L/min或0 L/min，測量泵出口壓力脈動雙幅值，出口壓力脈動傳感器采樣頻率大于10 kHz，測試結(jié)果如表2所示。出口壓力脈動雙幅值最大為1.587 MPa，壓力脈動率雙幅值僅為5%。

圖26 不同流量輸出狀態(tài)下的壓力脈動頻譜Fig.26 Pressure fluctuation of different flow state

表2 壓力脈動測試數(shù)據(jù)Tab.2 Pressure fluctuation test data

從測試數(shù)據(jù)可以看出，隨著輸出流量的減小，泵的回油溫度總體趨勢逐漸增大，這是因為當(dāng)輸出流量較大時，泵內(nèi)熱量也能通過出口流量帶走，而當(dāng)出口流量趨于0 L/min時，泵內(nèi)熱量只能完全靠回油帶出，而回油口相對入口最大溫升僅5.7 ℃，熱控制效果明顯，最大功率點總效率較高，達(dá)到83.4%，回油泵和渦輪泵損耗功率較小。

3.3 油液溫升測試

在轉(zhuǎn)速4200 r/min狀態(tài)，輸出流量從0 L/min逐漸升高到全流量，測試數(shù)據(jù)如表3所示。

表3 油液溫升測試數(shù)據(jù)Tab.3 Oil temperature test data

4 結(jié)論

通過對民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵長壽命設(shè)計技術(shù)研究，可以得出以下結(jié)論：

(1) 發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵入口設(shè)置增壓渦輪可將液壓泵入口壓力提升40%以上，并提高了集成性，為了防止民機(jī)發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵發(fā)生氣蝕，應(yīng)考慮在泵內(nèi)部入口集成增壓渦輪；

(2) 發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵出口集成緩沖瓶后，泵出口壓力脈動可控制到額定輸出壓力±3%以內(nèi)，緩沖瓶的容積直接決定壓力脈動衰減量，容積越大，對壓力脈動衰減越明顯，但大的緩沖瓶將導(dǎo)致重量顯著增加，因此需權(quán)衡壓力脈動衰減量和緩沖瓶重量增加的利弊；

(3) 發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體腔集成主動抽油回油泵后，殼體回油溫升小于6 ℃，且殼體回油溫度反而低于出口溫度；

(4) 回油泵是定排量泵，殼體回油量正比于轉(zhuǎn)速，在轉(zhuǎn)速不變的情況下，即使殼體壓力發(fā)生變化，發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵的殼體回油流量都為定值，無論系統(tǒng)殼體回油管路壓力多高，也不會發(fā)生發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵內(nèi)部高溫油液無法排出、泵過熱燒壞的情況，可減少對液壓系統(tǒng)回油管路壓力的設(shè)計依賴，系統(tǒng)回油可使用尺寸更小的管路和組件，降低系統(tǒng)重量；

(5) 系統(tǒng)設(shè)計時應(yīng)對發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體回油管路的壓降進(jìn)行計算，盡量減小回油管路壓降，如果管路壓降較高，使泵殼體回油無法順暢排出，則應(yīng)考慮在發(fā)動機(jī)驅(qū)動泵殼體腔內(nèi)集成回油泵；

(6) 驅(qū)動增壓渦輪和殼體回油泵所需的功率均很小，對液壓泵總效率影響較小。