聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失特性

冀 海, 王 娟, 袁懷杰, 孫德燦, 孫成珍, 趙 亮

(1.中國(guó)北方車輛研究所，北京 100072； 2.西安交通大學(xué) 動(dòng)力工程多相流國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 陜西 西安 710049)

引言

聯(lián)體泵 - 馬達(dá)作為傳動(dòng)系統(tǒng)的核心，廣泛應(yīng)用于履帶車輛的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，隨著其高速化發(fā)展，功率損失問題不容忽視[1]。聯(lián)體泵 - 馬達(dá)功率損失主要包括：機(jī)械損失、容積損失和攪拌損失[2-4]，其中容積損失和攪拌損失均屬于流場(chǎng)損失。流場(chǎng)損失過大將造成泄漏加劇和旋轉(zhuǎn)部件發(fā)熱等問題，嚴(yán)重降低其工作效率[5]，甚至威脅轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的可靠性和安全性，因此開展聯(lián)體泵 - 馬達(dá)流場(chǎng)功率損失研究勢(shì)在必行。

聯(lián)體泵 - 馬達(dá)流場(chǎng)可分為循環(huán)油路流場(chǎng)和殼體內(nèi)流場(chǎng)，目前國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)循環(huán)油路流場(chǎng)功率損失已開展了大量的研究。HUANG等[6]提出了一種新型二維柱塞泵，通過數(shù)學(xué)建模和實(shí)驗(yàn)測(cè)試的方法研究了負(fù)載和轉(zhuǎn)速對(duì)容積損失的影響，結(jié)果表明隨著負(fù)載的增加，容積效率呈線性下降趨勢(shì)；轉(zhuǎn)速對(duì)泄漏量及回流總量幾乎沒有影響。鄒姜昆等[7]對(duì)柱塞泵動(dòng)態(tài)泄漏量及容積效率進(jìn)行了理論分析，并模擬了高壓柱塞水泵組件內(nèi)部的流場(chǎng)特性，結(jié)果表明隨著壓力增大，水的可壓縮性對(duì)間隙泄漏的影響程度呈非線性增大，當(dāng)壓力超過 50 MPa時(shí)，其影響程度變得更大。HU等[8]介紹了一種新型的液壓機(jī)械變速器Hondamatic，它由2個(gè)柱塞泵和1個(gè)變排量馬達(dá)組成；在考慮機(jī)械損失和容積損失的情況下建立了Honda-matic 數(shù)值模型；仿真結(jié)果表明Honda-matic在大多數(shù)工況下的整體效率都在80%以上。KUMAR等[9-10]比較了不同凹槽的泄漏流量和摩擦力，但未考慮油膜變形。JIANG等[11]在考慮油膜變形的情況下，建立了一種帶凹槽的柱塞副流體結(jié)構(gòu)相互作用 (FSI) 模型，研究了6種不同凹槽結(jié)構(gòu)對(duì)柱塞副油膜的性能的影響；仿真結(jié)果表明靠近排量室的凹槽可以改善柱塞微動(dòng)的軌跡，避免柱塞與缸體的接觸，減少黏滯摩擦功率損失；遠(yuǎn)離排量室的凹槽可以儲(chǔ)存油液并減少泄漏流量。HAIDAK等[12]研究了不同滑靴直徑比(內(nèi)外徑比值)對(duì)滑靴功率損失的影響；研究結(jié)果表明直徑比為2.55時(shí)，在油膜厚度為7～28 mm的范圍內(nèi)，滑靴功率損失小于200 W；直徑比為1.428時(shí)，在油膜厚度為4～20 mm的范圍內(nèi)，滑靴功率損失小于200 W；當(dāng)油膜厚度大于28 mm時(shí)，直徑比越小，功率損失增加越快。陳遠(yuǎn)玲等[13]基于Archard方程和流 - 熱 - 固耦合方法，建立了適用于高速高壓條件下的柱塞泵配流副磨損預(yù)測(cè)模型。馬紀(jì)明等[14]在考慮了滑靴副粗糙表面的支撐力影響的情況下，提出一種基于流體動(dòng)壓潤(rùn)滑理論的滑靴副油膜特性的計(jì)算分析方法，并通過仿真對(duì)比驗(yàn)證了該方法的有效性。TANG等[15-16]基于瞬態(tài)功率損失模型研究了考慮熱彈流體變形的軸向柱塞泵滑靴副的功率損失特性。仿真結(jié)果表明，滑靴副的泄漏功率損耗隨著熱彈流體動(dòng)力變形的增加而增加，黏性摩擦功率損失隨著熱彈性流體動(dòng)力壓力的增加而減小。

針對(duì)聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失卻鮮有學(xué)者研究。JING等[17]設(shè)計(jì)了一個(gè)透明泵的實(shí)驗(yàn)裝置，對(duì)干、濕兩種工況的斜盤軸向柱塞泵的攪拌損失進(jìn)行了研究；研究結(jié)果表明，干式泵的轉(zhuǎn)矩?fù)p失幾乎是恒定的，等于泵的額定轉(zhuǎn)矩，濕泵的攪拌損失與軸轉(zhuǎn)速的平方成正比，在高轉(zhuǎn)速時(shí)可構(gòu)成很大比例的轉(zhuǎn)矩輸入。HASKO等[18]和LI等[19]分別建立了一種用于預(yù)測(cè)柱塞泵功率損失的模型，并通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證其準(zhǔn)確性，為制造小型化軸向柱塞泵提供了理論支撐。HUANG等[20]和ZHU等[21]通過實(shí)驗(yàn)和數(shù)值仿真的方法，分別研究了轉(zhuǎn)速、負(fù)載對(duì)2D柱塞泵的攪拌損失的影響；分析結(jié)果表明攪拌轉(zhuǎn)矩隨著轉(zhuǎn)速的增加而增加，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的扭矩?fù)p失隨負(fù)載壓力呈線性增加。從以上可看出，目前針對(duì)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失的研究，均是基于柱塞泵研究不同參數(shù)對(duì)攪拌損失的影響，對(duì)于不同參數(shù)對(duì)聯(lián)體泵 - 馬達(dá)整機(jī)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失的影響及損失分布問題尚未有研究涉及，而這一問題的解決是設(shè)計(jì)低功損聯(lián)體泵 - 馬達(dá)模型的前提，具有重要的研究?jī)r(jià)值和工程意義。

因此，本研究基于并聯(lián)式聯(lián)體泵 - 馬達(dá)的實(shí)體模型，采用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)及自編程程序精確描述各部件的運(yùn)動(dòng)關(guān)系，選擇Mixture模型及Realizablek-ε湍流模型，對(duì)聯(lián)體泵 - 馬達(dá)不同工況下殼體內(nèi)部流場(chǎng)特性展開模擬研究。通過分析流場(chǎng)渦結(jié)構(gòu)、湍流參數(shù)分布，揭示殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失形成機(jī)理及主要分布，并揭示轉(zhuǎn)速及泵斜盤傾角對(duì)流場(chǎng)功率損失的影響規(guī)律。

1 模型及模擬參數(shù)設(shè)置

1.1 物理模型

并聯(lián)式聯(lián)體泵 - 馬達(dá)流場(chǎng)由循環(huán)油路流場(chǎng)及殼體內(nèi)流場(chǎng)組成，殼體內(nèi)流場(chǎng)是由泵 - 馬達(dá)殼體、柱塞、缸體、斜盤及其他部件構(gòu)成的腔體。由于聯(lián)體泵馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，多狹小嵌套結(jié)構(gòu)，無法使用布爾運(yùn)算等方法直接提取，因此采用抽取幾何特征面再縫合的方法建立殼體內(nèi)流場(chǎng)流體域模型，如圖1所示。綜合考慮各部件運(yùn)動(dòng)形式及網(wǎng)格劃分問題，將流體域劃分為4個(gè)區(qū)域，分別是泵側(cè)前軸承區(qū)域、泵側(cè)柱塞與缸體轉(zhuǎn)動(dòng)區(qū)域、泵側(cè)尾軸承區(qū)域及殼體區(qū)域。

圖1 聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)模型Fig.1 Flow field model in casing of pump-motor

1.2 數(shù)學(xué)模型

控制方程的基本形式由所選用的數(shù)值模型決定，主要包括三大基本流體力學(xué)方程和Realizablek-ε湍流模型的k和ε方程，具體形式如下。

(1) 連續(xù)方程：

(1)

式中，t—— 時(shí)間

ρm—— 流體混合密度

(2) 動(dòng)量方程：

(2)

式中,p—— 壓力

n—— 相數(shù)

μm—— 混合黏度

(3) 能量方程：

=▽·(keff▽T)+SE

(3)

(4) Realizablek-ε湍流模型：

(4)

(5)

式中,ui—— 時(shí)均速度

xi，xj—— 張量坐標(biāo)

Gk—— 平均梯度引起的湍動(dòng)能產(chǎn)生項(xiàng)

μt—— 湍動(dòng)黏度

σk=1.0；σε=1.2；C1=1.44；C2=1.9。

1.3 網(wǎng)格劃分

聯(lián)體泵 - 馬達(dá)在工作過程中，殼體內(nèi)流場(chǎng)物理參數(shù)變化梯度大，邊界層劃分難度高，需綜合考慮運(yùn)動(dòng)形式、壁面函數(shù)、模擬精度及計(jì)算速度，逐步調(diào)整網(wǎng)格尺寸。模擬時(shí)采用動(dòng)網(wǎng)格描述柱塞、缸體及其他轉(zhuǎn)動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)動(dòng)區(qū)域采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，其余區(qū)域采用四面體網(wǎng)格劃分，同時(shí)各進(jìn)口、球碗等其他流場(chǎng)梯度較大區(qū)域加密處理以保證計(jì)算精度。經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)化驗(yàn)證后，選用最佳網(wǎng)格數(shù)量為665萬，網(wǎng)格正交性為0.6，如圖2所示。

圖2 聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)網(wǎng)格模型Fig.2 Mesh model of flow field in integrated pump-motor casing

1.4 邊界條件設(shè)置

基于Fluent開展聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失特性數(shù)值模擬。選取Mixture多相流模型描述油 - 氣兩相高速混合流動(dòng)，采用Realizablek-ε湍流模型來描述流體的旋轉(zhuǎn)、二次流等湍流運(yùn)動(dòng)，并考慮黏性生熱及隱式體積力。采用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)并通過自編程程序控制柱塞運(yùn)動(dòng)。入口邊界為速度入口， 速度大小為泵 - 馬達(dá)旋轉(zhuǎn)一周泄漏量與入口面積的比值， 入口溫度為泄漏油液的平均溫度。出口邊界為壓力出口，除軸承出口外，其余出口背壓均為0 MPa；軸承出口壓力根據(jù)壓力與流量的關(guān)系，通過自編程序進(jìn)行設(shè)置。球碗壁面生熱功率為10 W，設(shè)置為恒熱流密度邊界，其他各壁面均為無滑移絕熱壁面。具體參數(shù)如表1所示，各參數(shù)取值均依據(jù)實(shí)驗(yàn)測(cè)試值，邊界位置如圖3所示。

表1 邊界條件參數(shù)Tab.1 Boundary condition parameters

2 聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失特性

2.1 殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失來源

殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失主要包括：柱塞、缸體、主軸等轉(zhuǎn)動(dòng)部件與流體間產(chǎn)生的黏性摩擦損失及壓差阻力損失，又稱為攪拌損失；湍動(dòng)能轉(zhuǎn)化成熱能而帶來的湍流耗散損失；及其他非轉(zhuǎn)動(dòng)壁面與流體間產(chǎn)生的摩擦損失(本研究稱為靜壁面摩擦損失)，其中攪拌損失及湍流耗散損失是殼體內(nèi)流場(chǎng)的主要組成部分。各部分損失計(jì)算公式如下。

圖3 殼體內(nèi)部流場(chǎng)邊界位置Fig.3 Boundary position of flow field inside casing

(1) 流場(chǎng)總損失：

(6)

hin，hout—— 流體進(jìn)、出口焓值

(2) 攪拌損失：

Pch=Mi·ω

(7)

式中，Mi—— 不同轉(zhuǎn)動(dòng)部件力矩，Mi=Mp+Mvis

Mp—— 壓差阻力損失力矩

Mvis—— 黏性摩擦損失力矩

ω—— 轉(zhuǎn)動(dòng)角速度

(3) 湍流耗散損失：

Ptu=ε·m

(8)

式中，ε—— 流場(chǎng)湍流耗散率

m—— 流場(chǎng)介質(zhì)總質(zhì)量

(4) 靜壁面摩擦損失：

Pj=P總-Pch-Ptu

(9)

為揭示泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失機(jī)理，本研究主要從流場(chǎng)渦結(jié)構(gòu)、流場(chǎng)湍動(dòng)能及湍流耗散率的分布等方面展開分析。

1) 流場(chǎng)中的渦結(jié)構(gòu)

渦結(jié)構(gòu)的產(chǎn)生與消散均會(huì)造成流場(chǎng)能量損失。如圖4所示，從Z=0截面可以看出，流場(chǎng)中的渦結(jié)構(gòu)主要產(chǎn)生于柱塞及缸體攪拌附近，從X=0.15及X=0.25截面可以看出在泵與馬達(dá)交接區(qū)域有附加渦的產(chǎn)生；分析其原因?yàn)椋黧w轉(zhuǎn)速過大，壁面無法提供油液附著的黏性力，油液受柱塞轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生的離心力作用下沿切線方向拋出。由斯托克斯黏性力可知，壁面流體與壁面速度相同，因此高速拋出的油液與低速流動(dòng)油液存在相對(duì)運(yùn)動(dòng)，產(chǎn)生二次渦，渦的出現(xiàn)加劇了流體質(zhì)點(diǎn)的相互碰撞，增加了分子間動(dòng)量與能量的傳輸，流場(chǎng)功率損失增加。

圖4 流場(chǎng)渦結(jié)構(gòu)分布Fig.4 Distribution of vortex structure in flow field

2) 湍動(dòng)能的變化

湍動(dòng)能代表了流場(chǎng)的紊亂程度，流場(chǎng)越紊亂，損失也越大。如圖5所示，從X=0.15，X=0.25截面湍動(dòng)能分布可看出泵側(cè)柱塞外側(cè)區(qū)域及缸體附近區(qū)域，湍動(dòng)能明顯較高，馬達(dá)側(cè)及柱塞內(nèi)部區(qū)域較低。分析其原因?yàn)椋罕脗?cè)缸體轉(zhuǎn)速較大，附近流體流速大，湍流強(qiáng)度大，因此湍動(dòng)能也隨之增大。部分油液受離心力作用被高速拋出至柱塞攪拌區(qū)域外側(cè)，柱塞轉(zhuǎn)動(dòng)推動(dòng)柱塞間流體轉(zhuǎn)動(dòng)，其流速與柱塞轉(zhuǎn)動(dòng)速度相同，軸轉(zhuǎn)速較小致使周圍流體速度小，因此流體湍動(dòng)能從柱塞轉(zhuǎn)動(dòng)外側(cè)區(qū)域向內(nèi)逐漸減小，馬達(dá)側(cè)也因無轉(zhuǎn)動(dòng)部件而湍動(dòng)能較低。

圖5 流場(chǎng)湍動(dòng)能分布Fig.5 Distribution of turbulent kinetic energy in flow field

2.2 殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失定量表征

1) 湍流耗散損失

湍動(dòng)能耗散率表征湍動(dòng)能轉(zhuǎn)化成熱能的快慢，湍動(dòng)能耗散率越大，湍動(dòng)能轉(zhuǎn)化為熱能越快，湍流耗散損失越大。通過計(jì)算各區(qū)域的湍流耗散損失，如表2所示，柱塞及缸體轉(zhuǎn)動(dòng)區(qū)域?yàn)檎麄€(gè)流場(chǎng)湍流耗散損失的主要區(qū)域，其值為55.58 W，占總湍流耗散損失的57.99%。

表2 殼體內(nèi)流場(chǎng)不同區(qū)域湍流耗散損失Tab.2 Turbulent dissipation losses in different regions of flow field in casing

2) 攪拌損失

攪拌損失主要是轉(zhuǎn)動(dòng)部件攪油產(chǎn)生，包括黏性摩擦損失及壓差阻力損失。隨泵轉(zhuǎn)速的增加，壓差阻力變大，流場(chǎng)的湍流現(xiàn)象越來越明顯，因此高速下的泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)中攪拌損失不容忽略。通過理論計(jì)算得到不同轉(zhuǎn)動(dòng)部件攪拌損失如表3所示，從表可知：攪拌損失主要來源于柱塞及滑靴、缸體轉(zhuǎn)動(dòng)攪油產(chǎn)生的損失，分別為28.65 W，26.86 W，占比為51.05%，47.86%，且柱塞及滑靴產(chǎn)生的攪拌損失略大于缸體攪拌損失。文獻(xiàn)[3]也表明當(dāng)轉(zhuǎn)速小于3000 r/min時(shí)，軸向柱塞泵充油時(shí)柱塞及滑靴對(duì)攪拌損失的影響大于缸體旋轉(zhuǎn)的影響。同時(shí)，從圖6也可看出柱塞攪拌損失主要由壓差阻力主導(dǎo)，缸體攪拌損失主要由黏性摩擦損失主導(dǎo)。

表3 不同轉(zhuǎn)動(dòng)部件的攪拌損失Tab.3 Churning losses of different rotating parts

3 不同參數(shù)對(duì)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失的影響

3.1 轉(zhuǎn)速對(duì)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失的影響

如圖7所示，流場(chǎng)總損失隨轉(zhuǎn)速的增大而增加。轉(zhuǎn)速?gòu)?55 r/min增大至3000 r/min，流場(chǎng)攪拌損失增加了956.54 W；湍流耗散損失增加了545.27 W，流場(chǎng)總損失增加了1441.36 W。

圖6 壓差阻力損失及黏性摩擦損失分布Fig.6 Distribution of differential pressure resistance loss and viscous friction loss

圖7 殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失隨轉(zhuǎn)速變化曲線Fig.7 Variation curve of flow field power loss in casing with rotational speed

攪拌損失包括壓差阻力損失及黏性摩擦損失。壓差阻力損失與繞流體兩側(cè)壓差成正相關(guān)關(guān)系，從柱塞表面壓力分布分析，如圖8a所示，柱塞體內(nèi)外側(cè)壓差隨轉(zhuǎn)速的增加而增加，將導(dǎo)致壓差阻力損失隨轉(zhuǎn)速增加而增大。柱塞間流體速度與柱塞轉(zhuǎn)動(dòng)速度相同，由于多柱塞覆蓋作用，導(dǎo)致柱塞周圍流體流動(dòng)存在一個(gè)阻力折減系數(shù)。隨著轉(zhuǎn)速的增加，折減系數(shù)增大，無柱塞區(qū)域流速上升，此外泵高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞外部流體將發(fā)生氣穴現(xiàn)象。因此隨轉(zhuǎn)速升高，外部流體流動(dòng)阻力進(jìn)一步降低，流體流速增加，從而造成柱塞體內(nèi)外側(cè)壓差增大，壓差阻力損失隨轉(zhuǎn)速增加。黏性摩擦損失與壁面剪切力成正比例關(guān)系，如圖8b所示，當(dāng)轉(zhuǎn)速增大時(shí)，缸體表面剪切力大大增加，黏性摩擦損失也將隨之增加。這是因?yàn)椋焊左w表面流體的雷諾數(shù)隨轉(zhuǎn)速增大而增加，從而油 - 氣流動(dòng)的湍流狀態(tài)愈加明顯，壁面剪切力從黏性剪切力變?yōu)橥牧骷羟辛ΑＴ诘娃D(zhuǎn)速時(shí)，缸體表面流動(dòng)面積小且規(guī)則，在高轉(zhuǎn)速下，缸體表面流動(dòng)面積顯著增加，且流場(chǎng)更加紊亂，黏性摩擦損失隨轉(zhuǎn)速增加。因此攪拌損失隨轉(zhuǎn)速的增加逐漸增大，文獻(xiàn)[17]對(duì)干、濕工況柱塞泵攪拌損失的試驗(yàn)研究也得出相同規(guī)律。此外，如圖8c所示，隨轉(zhuǎn)速的增加，流場(chǎng)湍動(dòng)能顯著增大，缸體、柱塞周圍流體雷諾數(shù)及混亂程度增加，流體質(zhì)點(diǎn)碰撞更加劇烈，湍動(dòng)能更多的轉(zhuǎn)化成熱能，湍流耗散損失也逐漸增大。攪拌損失及湍流耗散損失的綜合作用使得流場(chǎng)總損失增加。

圖8 不同轉(zhuǎn)速下殼體內(nèi)流場(chǎng)分布云圖Fig.8 Cloud map of distribution of flow field in casing at different rotational speeds

3.2 泵斜盤傾角對(duì)流場(chǎng)功率損失的影響

如圖9所示，流場(chǎng)總損失隨泵斜盤傾角的增大而增加，泵斜盤傾角從0°增大至17.5°，流場(chǎng)攪拌損失增加了649.98 W，湍流耗散損失增加了315.86 W，流場(chǎng)總損失增加了1077.04 W。這是因?yàn)轳R達(dá)轉(zhuǎn)速隨泵斜盤傾角增大而增大，從而使得馬達(dá)側(cè)流場(chǎng)更加紊亂，流體質(zhì)點(diǎn)碰撞加劇，湍動(dòng)能更多的轉(zhuǎn)化成熱能，流場(chǎng)損失增加。

圖9 殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失隨泵斜盤傾角(θ)的變化曲線Fig.9 Variation curve of flow field power loss in casing with inclination angle of pump swash plate

隨泵斜盤傾角增加，攪拌損失也隨之增大。如圖10a所示， 馬達(dá)側(cè)柱塞體內(nèi)外側(cè)壓差及缸體表面剪切力隨泵斜盤傾角的增大而增加， 這是因?yàn)樵诒棉D(zhuǎn)速不變的情況下，隨泵斜盤傾角增大，馬達(dá)轉(zhuǎn)速增大，在流動(dòng)阻力系數(shù)的作用下馬達(dá)側(cè)柱塞外部流體流動(dòng)阻力降低，流體流速增加，而柱塞間流體速度與柱塞轉(zhuǎn)動(dòng)速度相同，從而造成柱塞體內(nèi)外側(cè)壓差增大。另外，馬達(dá)轉(zhuǎn)速的增大，使得泵與馬達(dá)缸體表面流體雷諾數(shù)增大，壁面剪切力因從黏性力變?yōu)橥牧鲬?yīng)力而增大，如圖10b所示。此外，如圖10c所示，隨馬達(dá)轉(zhuǎn)速的增加，馬達(dá)側(cè)流場(chǎng)湍動(dòng)能顯著增大，湍動(dòng)能更多的轉(zhuǎn)化成熱能，湍流耗散損失逐漸增大。因此，流場(chǎng)總損失隨泵斜盤傾角的增大而增加。

圖10 不同角度下殼體內(nèi)流場(chǎng)分布云圖Fig.10 Cloud diagram of flow field distribution in casing at different angles

4 結(jié)論

針對(duì)聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)的功率損失特性，開發(fā)了網(wǎng)格變形運(yùn)動(dòng)控制程序，采用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)、Realizablek-ε湍流模型及Mixture多相流模型，建立了殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失數(shù)值模型。揭示了典型工況下的流場(chǎng)功率損失產(chǎn)生機(jī)理及分布特性，并對(duì)各損失做了定量表征；對(duì)比分析了不同因素對(duì)流場(chǎng)功率損失的影響規(guī)律。主要結(jié)論如下：

(1) 聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失與流場(chǎng)渦結(jié)構(gòu)及湍動(dòng)能密切相關(guān)；渦結(jié)構(gòu)的產(chǎn)生與耗散及流體質(zhì)點(diǎn)碰撞時(shí)湍動(dòng)能轉(zhuǎn)化成熱能是流場(chǎng)損失的主要來源；

(2) 聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失主要分布在柱塞及缸體攪拌區(qū)域，該區(qū)域的攪拌損失占比為98.91%，湍流耗散損失占比為60.66%；

(3) 聯(lián)體泵 - 馬達(dá)殼體內(nèi)流場(chǎng)功率損失隨著轉(zhuǎn)速及泵斜盤傾角的增大而增加，轉(zhuǎn)速?gòu)?55 r/min增大至3000 r/min后流場(chǎng)總損失增加了1441.36 W，泵斜盤傾角從0°增大至17.5°后流場(chǎng)總損失增加了1077.04 W。轉(zhuǎn)速的增加使得流場(chǎng)的湍流效應(yīng)更加明顯，柱塞體內(nèi)外側(cè)壓差及缸體表面剪切力增大，從而流場(chǎng)損失增加；泵斜盤傾角的增加導(dǎo)致馬達(dá)轉(zhuǎn)速增大，流場(chǎng)紊亂程度加劇，流場(chǎng)損失增加。