某型錐形缸體斜盤(pán)式軸向柱塞泵配流沖擊研究*

李少年,楊 攀,包尚令,李 毅

(蘭州理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院,甘肅 蘭州 730050)

0 引 言

斜盤(pán)式軸向柱塞泵由于具有密封性好、工作壓力高以及排量容易實(shí)現(xiàn)變動(dòng)等優(yōu)點(diǎn),廣泛被應(yīng)用于航空航天、石油開(kāi)采等諸多領(lǐng)域的液壓系統(tǒng)中[1]。其中,以航空燃油為介質(zhì)的柱塞式燃油泵在發(fā)動(dòng)機(jī)噴管控制系統(tǒng)以及推力矢量控制系統(tǒng)中也得到了廣泛的應(yīng)用[2,3]。

軸向柱塞泵由于受制于其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與工作特性,在其實(shí)際工作過(guò)程中,不可避免地會(huì)產(chǎn)生流量脈動(dòng)現(xiàn)象。這種現(xiàn)象會(huì)影響液壓系統(tǒng)工作的穩(wěn)定性,嚴(yán)重時(shí)甚至?xí)?dǎo)致液壓系統(tǒng)無(wú)法正常工作。

流量脈動(dòng)的一個(gè)主要成因是柱塞泵在配流時(shí),柱塞腔與吸、排油窗口不斷地切換,產(chǎn)生瞬時(shí)壓力突變[4]。同時(shí),這種壓力突變也是導(dǎo)致柱塞泵發(fā)生空化現(xiàn)象的主要原因之一。因此,研究柱塞泵的配流沖擊對(duì)于提升軸向柱塞泵的性能以及穩(wěn)定性具有重要的實(shí)際意義。

在對(duì)軸向柱塞泵配流副相關(guān)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化和設(shè)計(jì)方面,國(guó)內(nèi)外學(xué)者都做了大量的理論計(jì)算、數(shù)值仿真和實(shí)驗(yàn)研究。

那成烈等人[5]建立了軸向柱塞泵預(yù)升壓及預(yù)卸壓過(guò)程中柱塞腔油液壓力計(jì)算的微分方程,并在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步考慮了油液含氣量的變化,以及由此導(dǎo)致的油液體積彈性模量的變化;研究結(jié)果表明,油液的體積彈性模量和密度隨油壓升高而升高,隨氣體含量增大而下降。MA J E等人[6,7]在考慮了油液的可壓縮性對(duì)軸向柱塞泵性能影響的基礎(chǔ)上,采用CFD(computational fluid dynamics)仿真的方法,研究了柱塞泵配流盤(pán)錯(cuò)配角與預(yù)升壓角對(duì)配流沖擊的影響,并根據(jù)研究結(jié)果給出了目標(biāo)泵的最佳錯(cuò)配角和預(yù)升壓角的設(shè)計(jì)范圍。XU B等人[8]建立了柱塞泵配流副油膜泄漏量的計(jì)算模型,在該計(jì)算模型中,同時(shí)考慮了流體的可壓縮性、黏性以及其含氣量;通過(guò)計(jì)算與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證,得出了配流副泄漏以及油液的黏度對(duì)柱塞泵流量脈動(dòng)有很大影響的結(jié)論。張志偉等人[9]利用AMESim軟件對(duì)A4VSO型柱塞泵的柱塞腔油液壓力進(jìn)行了仿真研究,結(jié)果表明,油液的體積彈性模量以及動(dòng)力黏度的增大會(huì)導(dǎo)致柱塞腔內(nèi)油液壓力脈動(dòng)率的上升。葉紹干等人[10]采用多目標(biāo)遺傳算法,對(duì)軸向柱塞泵配流副密封環(huán)尺寸、腰型槽起點(diǎn)張角等參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)和仿真分析,結(jié)果表明,腰型槽起點(diǎn)張角和密封環(huán)內(nèi)緣尺寸對(duì)缸體傾覆和配流過(guò)程中的泄漏有較大的影響。CORVAGLIA A[11]對(duì)一維AMEsim軟件和三維Pumplinx軟件建立仿真模型的結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比,結(jié)果表明,采用兩種仿真方法得到的結(jié)果差異很小。

目前,針對(duì)軸向柱塞泵配流沖擊問(wèn)題的研究大多是通過(guò)理論計(jì)算或者CFD仿真,研究某一結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化對(duì)柱塞泵輸出流量脈動(dòng)的影響,其中,以?xún)?yōu)化三角減振槽結(jié)構(gòu)的方法最多。但對(duì)于一些特殊用途的柱塞泵,由于其在體積、重量方面的限制,并不適宜為其設(shè)計(jì)減振槽結(jié)構(gòu),因此,需要考慮在盡可能小的改動(dòng)下,對(duì)其配流過(guò)程進(jìn)行優(yōu)化。

筆者以某型錐形缸體斜盤(pán)式軸向柱塞泵為研究對(duì)象,通過(guò)Python計(jì)算與AMESim仿真相結(jié)合的方式,充分考慮油液可壓縮性的影響,在原有配流結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上,分析配流盤(pán)錯(cuò)配角調(diào)整、過(guò)渡角以及減振孔結(jié)構(gòu)對(duì)柱塞腔油液壓力的影響;并結(jié)合分析結(jié)果,對(duì)原有結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn),以達(dá)到降低柱塞泵配流沖擊的目的。

1 理論模型

1.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

常見(jiàn)的錐形缸體斜盤(pán)式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu),如圖1所示。

圖1 錐形缸體斜盤(pán)式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)

圖1中,柱塞隨缸體進(jìn)行周向轉(zhuǎn)動(dòng);同時(shí),在斜盤(pán)的作用下實(shí)現(xiàn)軸向往復(fù)運(yùn)動(dòng),從而完成泵的吸排油過(guò)程。

從圖1可以看出:錐形缸體與圓柱形缸體柱塞泵的區(qū)別在于柱塞運(yùn)動(dòng)方向與泵中心軸線(xiàn)之間存在一個(gè)錐度角。

柱塞腔油液壓力的變化與柱塞的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)息息相關(guān)。因此,對(duì)柱塞進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析是研究柱塞腔油液壓力變化乃至配流盤(pán)受力的基礎(chǔ)。

根據(jù)軸向柱塞泵的工作原理,得到錐形缸體斜盤(pán)式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析示意圖,如圖2所示。

圖2 錐形缸體軸向柱塞泵柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)示意圖

從圖2可以看出,柱塞頭部的運(yùn)動(dòng)軌跡為斜盤(pán)平面EFGH與缸體錐面的相交線(xiàn)。

根據(jù)幾何關(guān)系可以得到柱塞在主坐標(biāo)系xyz內(nèi)運(yùn)動(dòng)的軌跡方程為：

(1)

式中：φ—缸體的轉(zhuǎn)角；β—斜盤(pán)傾角；γ—缸體錐角；R—上死點(diǎn)時(shí)柱塞頭部球心與主軸之間的半徑。

其中：

K1=tanγtanβ,K=Rcos(γ+β)/(cosγcosβ)

沿柱塞腔中心軸線(xiàn)的位移量為[12]：

(2)

柱塞沿柱塞腔中心軸線(xiàn)的運(yùn)動(dòng)速度為：

(3)

式中：ω—缸體轉(zhuǎn)動(dòng)角速度。

1.2 柱塞腔油液壓力變化分析

1.2.1 摩擦副泄漏分析

軸向柱塞泵有3大關(guān)鍵摩擦副：柱塞副、滑靴副以及配流副。一方面，考慮到柱塞泵結(jié)構(gòu)和功能，摩擦副是必須要存在的；另一方面，摩擦副的存在又勢(shì)必會(huì)造成泄漏，進(jìn)而導(dǎo)致流量損失，影響柱塞泵的輸出流量和流量脈動(dòng)系數(shù)[13,14]。

因此，研究柱塞泵的配流沖擊，要從分析摩擦副的泄漏情況入手。由于筆者研究的目標(biāo)泵結(jié)構(gòu)特殊，沒(méi)有滑靴副泄漏，因此只分析其他兩對(duì)摩擦副。

柱塞副中柱塞與柱塞腔內(nèi)壁之間形成環(huán)形間隙。一方面，在柱塞腔內(nèi)外壓差力的作用下，油液在柱塞副環(huán)形間隙內(nèi)部形成間隙壓差流；另一方面，由于柱塞與缸體壁面之間存在相對(duì)運(yùn)動(dòng)，因此間隙中又存在剪切流。

綜上所述，柱塞副內(nèi)的泄漏流量由壓差流和剪切流疊加而成，則柱塞副泄漏流量的計(jì)算模型為：

(4)

式中：dchamber—柱塞腔直徑；hp—柱塞副油膜厚度；μ—油液動(dòng)力黏度；ep—柱塞中心軸線(xiàn)相對(duì)其柱塞腔軸線(xiàn)的偏心距；lp—柱塞腔工作容腔長(zhǎng)度；Pout—柱塞腔泄漏壓力。

配流盤(pán)與缸體之間的泄漏主要是由二者之間的靜壓支承引起。流場(chǎng)分布規(guī)律符合平行圓環(huán)間的層流流動(dòng)，則配流副泄漏流量的計(jì)算模型為：

(5)

式中：hv—配流副油膜厚度；Rin,Rout—配流副油膜內(nèi)外半徑；Ri，Rj—配流副腰型吸排油窗口內(nèi)外半徑。

1.2.2 孔口流量模型

柱塞腔與配流腰槽之間的過(guò)流面積的變化是影響柱塞腔油液壓力變化的主要因素，其數(shù)學(xué)模型為：

(6)

式中：CD—節(jié)流系數(shù)；Ai—第i個(gè)柱塞腔與配流盤(pán)過(guò)流面積；Pv—配流腰槽油液壓力。

1.2.3 柱塞泵單柱塞瞬時(shí)壓力變化模型

根據(jù)質(zhì)量守恒定律，筆者應(yīng)用控制容積法，以柱塞腔的封閉容積為控制體。考慮到任意時(shí)刻流入和流出控制體的質(zhì)量是恒定的，而流入和流出的流體主要包括3部分(柱塞腔與配流腰槽之間的流量、柱塞副的泄漏流量以及配流副的泄漏流量)，因此可得到以下關(guān)系：

(7)

同時(shí)：

(8)

式中：qi,qlp,qlv—柱塞腔吸排油、柱塞副泄漏以及配流副泄漏的質(zhì)量流量；ρ—油液密度；E—油液體積彈性模量；V—柱塞腔工作容積。

筆者聯(lián)立式(7,8)，并將自變量由時(shí)間t轉(zhuǎn)換為缸體轉(zhuǎn)角φ，從而可得到柱塞腔壓力關(guān)于缸體轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系式為：

(9)

式中：s—柱塞位移；Qi—柱塞腔工作體積流量；Qlp—柱塞副泄漏的體積流量；Qlv—配流副泄漏的體積流量；A—柱塞腔橫截面積；V0—柱塞腔閉死容積。

筆者將泄漏模型代入式(9)，從而得到單柱塞腔瞬時(shí)油液壓力的數(shù)學(xué)模型為：

(10)

由式(10)可知:在其他條件不變時(shí),過(guò)流面積A是影響節(jié)流特性的重要參數(shù);特別是當(dāng)柱塞腔剛開(kāi)始與配流盤(pán)吸排油腔、阻尼槽相連時(shí),過(guò)流面積小且流速大,過(guò)流面積的變化對(duì)油液壓力的變化影響很大。

1.3 配流過(guò)程中過(guò)流面積分析

在柱塞泵運(yùn)行時(shí),柱塞腔油口與配流盤(pán)腰形槽之間的過(guò)流面積變化是分析柱塞腔內(nèi)油壓波動(dòng)乃至整泵的流量、壓力特性的關(guān)鍵參數(shù)之一,也是后續(xù)進(jìn)行分析計(jì)算與軟件建模仿真分析的基礎(chǔ)。

根據(jù)油口相對(duì)位置變化規(guī)律,筆者建立過(guò)流面積的計(jì)算模型,并基于Python語(yǔ)言編寫(xiě)柱塞泵過(guò)流面積計(jì)算程序,得到目標(biāo)泵缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)過(guò)流面積的變化曲線(xiàn),如圖3所示。

為了方便分析,筆者使用相對(duì)值A(chǔ)i/Aimax來(lái)表示過(guò)流面積的變化情況。

從圖3可以看出:柱塞腔油口在進(jìn)行吸排油轉(zhuǎn)換過(guò)程中,存在一定范圍的閉死角。顯然,在閉死角范圍內(nèi),柱塞腔容積繼續(xù)壓縮或擴(kuò)張,將會(huì)引發(fā)柱塞腔油壓的波動(dòng)。

圖3 過(guò)流面積變化曲線(xiàn)

因此,為了改善過(guò)渡過(guò)程中的壓力波動(dòng),需要結(jié)合柱塞泵的結(jié)構(gòu),通過(guò)調(diào)整閉死角的大小,或?qū)Ω左w與配流盤(pán)進(jìn)行一定程度的錯(cuò)配,以及設(shè)計(jì)減振孔(槽)引油等措施來(lái)對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。

2 AMESim仿真模型

2.1 單柱塞模型的建立

由式(10)可知,摩擦副泄漏流量與柱塞腔的壓力變化息息相關(guān)。因此,此處模型也考慮了柱塞泵配流副、柱塞副的泄漏,添加了相應(yīng)的模塊。

筆者建立斜盤(pán)式軸向柱塞泵的單柱塞仿真模型,如圖4所示。

圖4 單柱塞AMESim仿真模型

考慮到目標(biāo)泵錐形缸體的特殊性,筆者采用AMESim的二次開(kāi)發(fā)功能,將柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)公式(2,3)嵌入原有斜盤(pán)模塊,并對(duì)其進(jìn)行重新編譯,得到新的子模型。

在配流部分,吸排油控制信號(hào)函數(shù)中并聯(lián)了一個(gè)函數(shù)模塊,通過(guò)該模塊來(lái)模擬添加減振孔后的過(guò)流面積變化。

從添加后的過(guò)流面積曲線(xiàn)可以看出:此時(shí)閉死區(qū)的過(guò)流面積不再為零,而是等于減振孔的橫截面積。

2.2 整泵模型的建立

筆者將圖4中的單柱塞模型進(jìn)行封裝,然后將9個(gè)柱塞模塊依次組裝后,得到整泵的仿真模型。組裝時(shí),從上死點(diǎn)位置柱塞Piston1開(kāi)始,每個(gè)斜盤(pán)模塊的運(yùn)動(dòng)方程相差40°的相位角。同時(shí),由信號(hào)傳遞模塊將缸體轉(zhuǎn)角數(shù)據(jù)傳遞給配流模塊,最終完成整泵的仿真模擬。

整泵AMESim仿真模型,如圖5所示。

圖5 整泵AMESim仿真模型

3 仿真及結(jié)果分析

3.1 仿真參數(shù)

AMESim仿真所需要的系統(tǒng)參數(shù),如表1所示。

表1 系統(tǒng)參數(shù)

3.2 仿真可靠性驗(yàn)證

為了保證仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性,筆者對(duì)已搭建的仿真模型做可靠性驗(yàn)證。

筆者運(yùn)行AMESim仿真0.1 s,繪制柱塞在柱塞腔內(nèi)的位移曲線(xiàn)(為了方便對(duì)比,只截取了單個(gè)柱塞在一個(gè)周期內(nèi)的位移曲線(xiàn)),將位移曲線(xiàn)與理論計(jì)算得出的解析解進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證,對(duì)比結(jié)果如圖6所示。

圖6 仿真模型可靠性驗(yàn)證

從圖6中可以看出:基于運(yùn)動(dòng)學(xué)公式的柱塞位移計(jì)算結(jié)果與AMESim仿真結(jié)果吻合,由此可見(jiàn)該仿真結(jié)果是有效的。

3.3 基于Python的升(卸)壓過(guò)程分析

油液溫度的變化會(huì)導(dǎo)致油液體積彈性模量發(fā)生變化,進(jìn)而對(duì)柱塞腔油液的壓力波動(dòng)產(chǎn)生影響,因此,有必要分析不同體積彈性模量下的升(卸)壓變化。

此處目標(biāo)泵使用的油液為RP-3噴氣燃料[15],其在不同溫度下的體積彈性模量值,如表2所示。

表2 不同溫度下RP-3的體積彈性模量值

3.3.1 升(卸)壓過(guò)程中的油液壓力變化

基于Python仿真,可以得到不考慮減振結(jié)構(gòu)時(shí)柱塞腔油液升(卸)壓過(guò)程中的壓力變化,如圖(7,8)所示。

圖7 不同彈性模量下無(wú)減振結(jié)構(gòu)升壓曲線(xiàn)

圖8 不同彈性模量下無(wú)減振結(jié)構(gòu)卸壓曲線(xiàn)

從圖(7,8)可以看出:在升壓以及卸壓過(guò)程中,柱塞腔油壓并不是平穩(wěn)過(guò)渡的,兩個(gè)過(guò)程均出現(xiàn)了不同程度的超調(diào)現(xiàn)象;同時(shí),油液的體積彈性模量越大,超調(diào)現(xiàn)象就越明顯。

對(duì)于航空燃油泵而言,其工作環(huán)境溫差變化很大,因此,燃油的體積彈性模量變化也較大,故而使得其壓力沖擊過(guò)程更加復(fù)雜。

3.3.2 升(卸)壓過(guò)程影響因素分析

在考慮油液可壓縮性的情況下,不同配流結(jié)構(gòu)下柱塞腔油液壓力在閉死角范圍內(nèi)的變化情況,如圖9所示(為分析方便,這里使用相對(duì)壓力P/Ps表示)。

圖9 不同結(jié)構(gòu)下預(yù)升壓曲線(xiàn)

由圖9(a)可以看出:隨著油液體積彈性模量的減小,在閉死角范圍內(nèi),油液的預(yù)升壓效果也明顯減弱;柱塞腔油液在與排油口接觸時(shí),預(yù)升壓效果減弱將會(huì)導(dǎo)致其達(dá)不到排油壓力,進(jìn)而導(dǎo)致流量倒灌現(xiàn)象加重,油液壓力波動(dòng)情況加劇;

由圖9(b)可以看出:當(dāng)不采用減振和預(yù)升壓結(jié)構(gòu)時(shí),僅通過(guò)閉死區(qū)內(nèi)柱塞腔的容積變化達(dá)到柱塞腔油壓由吸油壓力向排油壓力的轉(zhuǎn)化,閉死角的大小至少需要4°左右,遠(yuǎn)大于初始結(jié)構(gòu)下的閉死角范圍;

由圖9(c)可以看出:通過(guò)錯(cuò)配角將上死點(diǎn)位置延后時(shí),柱塞腔內(nèi)油液預(yù)升壓情況也有所減弱和延后;通過(guò)改變錯(cuò)配角,實(shí)際上改變了柱塞在閉死區(qū)內(nèi)達(dá)到上(下)死點(diǎn)位置的時(shí)間;

由圖9(d)可以看出:設(shè)計(jì)減振孔結(jié)構(gòu)后,在閉死角范圍內(nèi),排油區(qū)少量高壓油通過(guò)減振孔回流至柱塞腔,此時(shí)柱塞腔油液壓力明顯有所上升,保證了柱塞腔在與排油口接觸時(shí)油液壓力達(dá)到排油壓力,減少了油液倒灌與配流沖擊現(xiàn)象。

3.4 基于AMESim的仿真驗(yàn)證

3.4.1 原有結(jié)構(gòu)下柱塞腔油液壓力變化

結(jié)構(gòu)優(yōu)化前,柱塞腔內(nèi)油壓變化曲線(xiàn)如圖10所示。

圖10 不同結(jié)構(gòu)下柱塞腔油液預(yù)升壓曲線(xiàn)

圖10中,A、B部位為柱塞腔油口分別由高壓向低壓以及由低壓向高壓轉(zhuǎn)換過(guò)程中的壓力超調(diào),可以看出,此時(shí)柱塞腔內(nèi)的油液壓力高于泵的排油壓力;C、D部位為柱塞腔油口分別由低壓向高壓以及由高壓向低壓轉(zhuǎn)換過(guò)程中的壓力負(fù)超調(diào),此時(shí)可以看出,柱塞腔內(nèi)的油液壓力低于泵的吸油壓力,甚至出現(xiàn)了負(fù)壓。

3.4.2 優(yōu)化前后柱塞腔油液壓力對(duì)比

基于上文分析,在原有配流盤(pán)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上,筆者采取增大過(guò)渡角范圍,增大原有升壓區(qū)的減振孔直徑,以及在降壓區(qū)域添加相應(yīng)的減振孔的優(yōu)化方案,對(duì)原有配流盤(pán)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,并利用AMESim軟件對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行仿真驗(yàn)證。

優(yōu)化前后柱塞泵配流盤(pán)結(jié)構(gòu)對(duì)比,如圖11所示。

圖11 配流盤(pán)改進(jìn)策略

圖11中,筆者采取優(yōu)化措施,即將原配流盤(pán)預(yù)升壓階段的減振孔直徑由1 mm改為2 mm;同時(shí),考慮到預(yù)卸壓過(guò)程中,柱塞腔油液壓力出現(xiàn)的負(fù)超調(diào)現(xiàn)象,在預(yù)降壓區(qū)域?qū)ΨQ(chēng)地設(shè)置了同直徑的減振孔;其次,將原有配流盤(pán)結(jié)構(gòu)中的過(guò)渡角角度增大1°,從而得到了優(yōu)化后的配流盤(pán)。

接下來(lái),筆者將針對(duì)優(yōu)化前后的柱塞腔油液壓力變化,以及柱塞泵流量脈動(dòng)情況,展開(kāi)仿真對(duì)比分析。

優(yōu)化前后柱塞腔內(nèi)油壓對(duì)比,如圖12所示。

圖12 結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后柱塞腔油壓對(duì)比

從圖12中可以看出:優(yōu)化后柱塞腔油液的高壓超調(diào)以及低壓負(fù)超調(diào)現(xiàn)象明顯好轉(zhuǎn),柱塞腔內(nèi)油液壓力在高低壓轉(zhuǎn)換過(guò)程中,過(guò)渡更加平緩,從而有效降低了配流沖擊。

3.4.3 優(yōu)化前后泵出口流量對(duì)比

筆者取泵的3種工況轉(zhuǎn)速分別為n1,n2,n3,油液體積彈性模量為1 500 MPa時(shí),通過(guò)仿真得到不同轉(zhuǎn)速下柱塞泵的出口流量對(duì)比,如圖13所示。

圖13 結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后泵出口流量對(duì)比

從圖13可以看出:結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后,泵出口流量脈動(dòng)差異較大;優(yōu)化后泵出口流量脈動(dòng)明顯降低,柱塞泵的運(yùn)行更加平穩(wěn),同時(shí)也有利于減少液壓系統(tǒng)內(nèi)部發(fā)生油壓沖擊,使整個(gè)系統(tǒng)更加穩(wěn)定[16]。

不同轉(zhuǎn)速下,柱塞泵出口流量脈動(dòng)率對(duì)比結(jié)果,如表3所示。

表3 不同轉(zhuǎn)速下出口流量脈動(dòng)率對(duì)比

從表3可以看出:優(yōu)化后泵出口流量脈動(dòng)率隨轉(zhuǎn)速的升高而減小;同時(shí),隨著轉(zhuǎn)速越大,優(yōu)化效果越明顯,流量脈動(dòng)率最高可減少15.56%。

4 結(jié)束語(yǔ)

軸向柱塞泵柱塞腔在吸排油區(qū)的高低壓轉(zhuǎn)換過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生配流沖擊,使柱塞泵產(chǎn)生振動(dòng)及噪聲,為此,筆者建立了考慮摩擦副泄漏影響的柱塞腔油液壓力變化的數(shù)學(xué)模型與AMESim仿真模型,研究了不同配流結(jié)構(gòu)對(duì)柱塞泵配流沖擊的影響。首先,建立了柱塞泵配流沖擊的數(shù)學(xué)模型;然后,分析了油液的可壓縮性、配流盤(pán)錯(cuò)配角、過(guò)渡角以及減振孔結(jié)構(gòu)尺寸對(duì)于柱塞腔油液壓力波動(dòng)的影響關(guān)系,提出了優(yōu)化方案;最后,搭建了目標(biāo)泵的仿真模型,對(duì)理論計(jì)算得出的優(yōu)化方案進(jìn)行了仿真分析與驗(yàn)證。

研究結(jié)論如下:

(1)通過(guò)考慮液壓泵摩擦副的泄漏問(wèn)題,推導(dǎo)錐形缸體的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程,得到了較為精確的液壓泵柱塞腔油液瞬時(shí)壓力模型,且模型的計(jì)算結(jié)果與仿真結(jié)果吻合度較高,由此可見(jiàn),該模型可有效預(yù)測(cè)、計(jì)算和分析柱塞泵的壓力變化情況;

(2)油液的可壓縮性對(duì)配流過(guò)程中柱塞腔壓力的變化有較大影響,不采取減振措施時(shí),隨著油液體積彈性模量的增大,柱塞腔油壓在過(guò)渡過(guò)程中的高壓超調(diào)和低壓負(fù)超調(diào)均有所增加。油液的體積彈性模量是隨溫度變化的,因此,在極端溫度工況下工作的柱塞泵的配流沖擊現(xiàn)象會(huì)更劇烈;

(3)通過(guò)調(diào)整減振孔、錯(cuò)配角以及過(guò)渡角等結(jié)構(gòu)尺寸,可以有效優(yōu)化軸向柱塞泵的配流沖擊現(xiàn)象,使得柱塞腔油液壓力在高低壓轉(zhuǎn)化過(guò)程中變得更加平緩,避免壓力超調(diào)以及負(fù)超調(diào);同時(shí),也有利于減小柱塞泵出口流量脈動(dòng),進(jìn)一步改善整個(gè)液壓系統(tǒng)的穩(wěn)定性。筆者對(duì)目標(biāo)泵優(yōu)化后,額定工況下的流量脈動(dòng)率降低了15.56%。

在后續(xù)的研究中,筆者將對(duì)不同影響因素之間的相互制約關(guān)系進(jìn)行分析,并采用多目標(biāo)優(yōu)化手段,對(duì)柱塞泵配流副結(jié)構(gòu)做進(jìn)一步優(yōu)化;同時(shí),采用實(shí)驗(yàn)測(cè)試的方式,獲得柱塞腔內(nèi)油壓變化的精確數(shù)據(jù),對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證。