非對(duì)稱軸向柱塞泵配流副壓力脈動(dòng)特性分析

劉辭英, 王文山

(航空工業(yè)慶安集團(tuán)有限公司, 陜西 西安 710077)

引言

泵控對(duì)稱缸技術(shù)已非常成熟,但對(duì)液壓系統(tǒng)中廣泛應(yīng)用的差動(dòng)缸,現(xiàn)有技術(shù)都不理想?，F(xiàn)有軸向柱塞泵在排量不變的前提下,用于閉式控制回路時(shí),無(wú)論在何種負(fù)載狀態(tài),2個(gè)負(fù)載油口的流量完全一致,這就決定了現(xiàn)有軸向柱塞泵只能直接連在對(duì)稱缸上,為了補(bǔ)償差動(dòng)缸不對(duì)稱流量,要用到2個(gè)液壓泵,或者采用液壓變壓器、液壓閥來(lái)交換多余流量。采用單臺(tái)軸向柱塞泵直接閉環(huán)控制差動(dòng)缸的運(yùn)動(dòng),必須在差動(dòng)缸工作時(shí)平衡掉多余的流量;差動(dòng)缸兩腔存在容積差,這就需要連接差動(dòng)缸兩腔的液壓泵油口流量與差動(dòng)缸動(dòng)作時(shí)兩腔的體積變化相匹配[1-5]。

為了解決上述問題,提出了采用非對(duì)稱軸向柱塞泵控制差動(dòng)缸的原理,即柱塞泵油口由2個(gè)增加為3個(gè),使得柱塞泵輸入輸出流量不相等,從而補(bǔ)償差動(dòng)缸面積差產(chǎn)生的不對(duì)稱流量。由于非對(duì)稱液壓泵的配流盤增加了1個(gè)油口,使得缸體旋轉(zhuǎn)一周每個(gè)柱塞腔均會(huì)通過(guò)3個(gè)配流過(guò)渡區(qū),且有1個(gè)過(guò)渡區(qū)是遠(yuǎn)離配流盤上下死點(diǎn)位置的。柱塞在遠(yuǎn)離配流盤死點(diǎn)位置時(shí),柱塞的軸向位移隨缸體轉(zhuǎn)角的變化率很大,當(dāng)缸體轉(zhuǎn)過(guò)很小的角度時(shí),柱塞腔就會(huì)產(chǎn)生較大的容積變化,因此柱塞在轉(zhuǎn)過(guò)此過(guò)渡區(qū)的過(guò)程中極易形成柱塞腔高壓或低壓,產(chǎn)生很大的壓力沖擊和流量脈動(dòng)[6-15]。

本研究提出了一種阻尼槽-緩沖容腔-導(dǎo)油槽非對(duì)稱配流盤結(jié)構(gòu),針對(duì)該結(jié)構(gòu)開展了非對(duì)稱配流流量脈動(dòng)、壓力場(chǎng)、速度場(chǎng)的內(nèi)部流場(chǎng)仿真分析,并通過(guò)了壓力與流量特性試驗(yàn)驗(yàn)證,結(jié)果表明非對(duì)稱軸向柱塞泵壓力脈動(dòng)值基本滿足使用要求。

1 配流特性分析

柱塞泵工作過(guò)程中,柱塞腔中油液的體積隨缸體轉(zhuǎn)角不斷變化。應(yīng)用質(zhì)量守恒定律,采用控制體積法可以推導(dǎo)出柱塞腔的瞬時(shí)壓力方程。選取初始時(shí)刻位于上死點(diǎn)位置的柱塞為研究對(duì)象,任意時(shí)刻流入控制體和流出控制體的流體的質(zhì)量相等,根據(jù)質(zhì)量守恒定律有如下關(guān)系式:

(1)

式中,p—— 柱塞腔油液壓力

Ke—— 油液的體積彈性模量

V—— 柱塞腔油液體積

qn—— 通過(guò)吸油腰形槽流入柱塞腔的流量

qf—— 通過(guò)排油腰形槽流出柱塞腔的流量

ql—— 柱塞腔的泄漏量

由式(1)可知,柱塞腔與吸油腰型槽之間的流量與柱塞腔壓力梯度正相關(guān),柱塞腔與排油腰型槽之間的流量、泄漏量以及柱塞腔容積變化與柱塞腔壓力梯度反相關(guān)。把柱塞腔與配流盤腰型槽之間的通流面積簡(jiǎn)化為阻尼孔,則其流量如式(2)和式(3)所示:

(2)

(3)

式中,C—— 流量系數(shù)

Alp—— 柱塞腔與吸油腰形槽之間過(guò)流面積

Ahp—— 柱塞腔與排油腰形槽之間過(guò)流面積

ph—— 排油腰形槽壓力

pl—— 吸油腰形槽壓力

ρ—— 油液密度

2 非對(duì)稱配流盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

閉式軸向柱塞泵的吸油腰形槽和排油腰型槽可以互換,所以通常腰型槽兩端都有阻尼槽,阻尼槽的最重要參數(shù)是通流面積的變化速率,它決定柱塞腔壓力過(guò)渡區(qū)流量倒灌的峰值和總量,因此直接影響柱塞泵出口流量脈動(dòng)和柱塞腔壓力沖擊。

通過(guò)在非對(duì)稱液壓泵小負(fù)載口與第三口之間預(yù)設(shè)緩沖容腔,當(dāng)柱塞腔處于過(guò)渡區(qū)位置時(shí)通過(guò)小孔與緩沖容腔溝通,使得柱塞腔與配流盤形成的閉死容積的體積增大,從而減小了柱塞腔的“液壓彈簧剛度”,起到吸收柱塞腔壓力沖擊的效果;從本質(zhì)上來(lái)講,是利用了油液的弱可壓縮原理[6]。

由于受到非對(duì)稱液壓泵配流盤和后蓋結(jié)構(gòu)尺寸的限制,過(guò)渡區(qū)的內(nèi)置緩沖容腔的體積會(huì)比較小,使得吸收壓力沖擊的效果不佳。鑒于這種情況,提出了在緩沖容腔與第三口之間加工導(dǎo)油小槽。導(dǎo)油小槽起到小孔節(jié)流的效果,當(dāng)處于過(guò)渡區(qū)的柱塞腔形成高壓時(shí),通過(guò)導(dǎo)油小槽使部分高壓油流入液壓泵的第三口,從而降低柱塞腔的瞬時(shí)油液壓力,以至于柱塞轉(zhuǎn)過(guò)過(guò)渡區(qū)時(shí)不會(huì)形成大的壓力沖擊;當(dāng)處于過(guò)渡區(qū)的柱塞腔形成低壓時(shí),通過(guò)導(dǎo)油小槽使部分油液由第三口流入柱塞腔,起到補(bǔ)充油液的作用,防止了柱塞轉(zhuǎn)過(guò)過(guò)渡區(qū)時(shí)形成較大的流量倒灌和由于柱塞腔壓力降低所引起的空化[6-10]。

3 配流副流場(chǎng)仿真分析

3.1 配流副流體域有限元模型

將配流盤窗口、缸體窗口以及柱塞腔的流道單獨(dú)提取出來(lái),A口與B口的排量比為1.19,如圖2所示。在配流副流體域提取時(shí),為了減少仿真時(shí)的網(wǎng)格數(shù)量和縮短計(jì)算時(shí)的迭代時(shí)間,故不考慮配流盤與缸體端面之間的油膜。

將配流副流體域?qū)隚AMBIT進(jìn)行網(wǎng)格劃分,為了盡可能減少模型的網(wǎng)格數(shù)量,加快仿真時(shí)的計(jì)算速度,在配流副流體域網(wǎng)格劃分時(shí),形狀規(guī)則的柱塞孔以及進(jìn)出油腔區(qū)域采用六面體網(wǎng)格,如圖3所示。在配流盤減震孔及配流盤與缸體端面相接觸的表面,將網(wǎng)格細(xì)化,并向其他區(qū)域采用尺寸函數(shù)過(guò)渡,這樣可以保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。整個(gè)流體域網(wǎng)格數(shù)量為807843個(gè),最差網(wǎng)格質(zhì)量為0.77,網(wǎng)格質(zhì)量良好。

3.2 配流副流場(chǎng)仿真參數(shù)設(shè)置

1) 非對(duì)稱液壓泵工況參數(shù)

非對(duì)稱液壓泵的轉(zhuǎn)速、進(jìn)口壓力及出口壓力參數(shù)如表1所示。

表1 非對(duì)稱泵工況參數(shù)

2) 計(jì)算模型邊界條件

在液壓泵運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中,當(dāng)柱塞處于吸油側(cè)時(shí),隨著缸體的旋轉(zhuǎn)柱塞伸出缸體孔,實(shí)現(xiàn)吸油過(guò)程。反之,當(dāng)柱塞處于排油側(cè)時(shí),隨著缸體的旋轉(zhuǎn)柱塞被壓入缸體孔而將缸體孔中的液壓油壓出,完成排油。因此,配流副的流場(chǎng)仿真屬于瞬態(tài)計(jì)算過(guò)程,需通過(guò)動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)和滑移網(wǎng)格技術(shù)模擬柱塞泵缸體(包括柱塞)的轉(zhuǎn)動(dòng)和柱塞在軸向的伸縮運(yùn)動(dòng);其中柱塞的徑向伸縮需通過(guò)編寫UDF程序來(lái)實(shí)現(xiàn)。仿真計(jì)算時(shí),進(jìn)、出口邊界條件均采用壓力邊界條件。

3) 瞬態(tài)參數(shù)計(jì)算

缸體轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)速為16000 r/min,在求解計(jì)算過(guò)程中,設(shè)置每個(gè)周期(40°)內(nèi)的計(jì)算步數(shù)為100步,則可計(jì)算出時(shí)間步長(zhǎng)為:

=4.1667×10-6s

式中, Δt—— 時(shí)間步長(zhǎng)

T—— 一個(gè)周期內(nèi)的計(jì)算步數(shù)

t—— 液壓泵旋轉(zhuǎn)一個(gè)周期所需的時(shí)間

4) 其他參數(shù)

在計(jì)算時(shí),流體介質(zhì)選用15號(hào)航空液壓油,密度為860 kg/m3,運(yùn)動(dòng)黏度為0.014 m2/s,計(jì)算模型采用RNGk-ε湍流模型。

3.3 仿真計(jì)算結(jié)果分析

1) 流量脈動(dòng)分析

如圖4、圖5所示,A口的平均流量為34.4 L/min,B口的平均流量為29.3 L/min,A口與B口的流量比即排量比為1.17,實(shí)現(xiàn)了非對(duì)稱配流非對(duì)稱液壓泵A口和B口的流量脈動(dòng)分別為2.6%和28.5%,并且B口的流量脈動(dòng)較大,與理論分析一致。

2) 壓力場(chǎng)分析

如圖6a、圖6b所示,當(dāng)缸體窗口轉(zhuǎn)過(guò)配流盤下死點(diǎn)位置時(shí),隨著缸體窗口與配流盤進(jìn)油窗口的過(guò)流面積逐漸減小,處于下死點(diǎn)位置的柱塞腔壓力逐漸減小,出現(xiàn)較小負(fù)壓。如圖6c、圖6d所示,當(dāng)缸體窗口在轉(zhuǎn)過(guò)液壓泵配流盤兩排油窗口之間的過(guò)渡區(qū)時(shí),柱塞腔油液壓力很快升高,最高可升至58.2 MPa;配流窗口處出現(xiàn)較大負(fù)壓,引起空化和氣穴。隨著缸體窗口逐漸轉(zhuǎn)過(guò)過(guò)渡區(qū),柱塞腔油液壓力逐漸減小,最終恢復(fù)接近B口壓力。

3) 速度場(chǎng)分析

將缸體轉(zhuǎn)過(guò)B口與C口過(guò)渡區(qū)過(guò)渡區(qū)過(guò)程中配流副速度場(chǎng)矢量圖提取出來(lái),由圖7可知,在負(fù)壓區(qū)油液的流速很大,且負(fù)壓越大時(shí)流體在配流窗口處的流速越高,容易在配流窗口表面造成沖蝕。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

針對(duì)非對(duì)稱配流盤結(jié)構(gòu),進(jìn)行了壓力、流量試驗(yàn)驗(yàn)證,該非對(duì)稱泵大負(fù)載口與小負(fù)載口的排量比為1.19,并且與對(duì)稱泵進(jìn)行了對(duì)比試驗(yàn),試驗(yàn)轉(zhuǎn)速為500～4000 r/min,壓力為5～15 MPa,分別測(cè)其輸出流量與壓力脈動(dòng)特性。

液壓泵試驗(yàn)臺(tái)所用的油源為50 L/min移動(dòng)油源,液壓泵的驅(qū)動(dòng)是通過(guò)電機(jī)進(jìn)行驅(qū)動(dòng),如圖8所示。

圖9是在進(jìn)口壓力為1 MPa,出口壓力為5 MPa時(shí),測(cè)試不同轉(zhuǎn)速下A口與B口的流量。大負(fù)載口A口進(jìn)油,小負(fù)載口B口排油,大負(fù)載口與小負(fù)載口排量比約為1.2～1.26,大負(fù)載口與小負(fù)載口的排量比稍大于設(shè)計(jì)值1.19;小負(fù)載口B口進(jìn)油,大負(fù)載口A口排油,大負(fù)載口與小負(fù)載口排量比約為1.13～1.18,大負(fù)載口與小負(fù)載口的排量比稍小于設(shè)計(jì)值1.19?？紤]內(nèi)部泄漏的影響,非對(duì)稱液壓泵的大負(fù)載口與小負(fù)載口的排量比接近1.19,與設(shè)計(jì)值基本一致,實(shí)現(xiàn)了非對(duì)稱功能。

圖10是在轉(zhuǎn)速為4000 r/min下測(cè)試對(duì)稱泵與非對(duì)稱泵的出口壓力脈動(dòng)值,泵的壓力脈動(dòng)幅值隨負(fù)載的增大而增大,非對(duì)稱泵的壓力脈動(dòng)幅值明顯大于對(duì)稱泵,并且非對(duì)稱泵隨負(fù)載增大的脈動(dòng)幅值急劇增加,當(dāng)加載壓力為15 MPa時(shí),非對(duì)稱泵的壓力脈動(dòng)幅值為4 MPa,對(duì)稱泵為0.6 MPa。非對(duì)稱泵的壓力脈動(dòng)幅值為26.67%,對(duì)稱泵的壓力脈動(dòng)幅值為4%,與流場(chǎng)仿真分析流量脈動(dòng)幅值基本一致。

圖1 配流盤配流結(jié)構(gòu)圖

圖2 配流副流體域模型

圖3 配流副流體域網(wǎng)格模型

圖4 非對(duì)稱泵A口流量曲線

圖6 配流副不同角度的壓力云圖

圖7 配流副不同角度的速度矢量圖

圖8 液壓泵試驗(yàn)臺(tái)

圖9 非對(duì)泵的流量特性

圖10 對(duì)稱泵與非對(duì)稱泵壓力脈動(dòng)曲線

5 結(jié)論

(1) 缸體窗口在轉(zhuǎn)過(guò)液壓泵配流盤兩排油窗口之間的過(guò)渡區(qū)時(shí),由于柱塞在此位置的軸向運(yùn)動(dòng)比較大,使得缸體較小的轉(zhuǎn)角變化引起柱塞腔油液體積的壓縮量較大,而此時(shí)缸體窗口與配流盤排油窗口的過(guò)流面積較小,導(dǎo)致柱塞腔油液壓力很快升高,通過(guò)設(shè)置阻尼槽、導(dǎo)油槽及緩沖容腔降低壓力脈動(dòng);

(2) 通過(guò)流場(chǎng)仿真分析,大負(fù)載口與小負(fù)載口排量比為1.17。通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證,小負(fù)載口B口排油,大負(fù)載口與小負(fù)載口排量比約為1.2～1.26;小負(fù)載口B口進(jìn)油,大負(fù)載口A口排油,大負(fù)載口與小負(fù)載口排量比約為1.13～1.18,考慮內(nèi)部泄漏的影響,非對(duì)稱液壓泵的大負(fù)載口與小負(fù)載口的排量比接近1.19,流場(chǎng)仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果與設(shè)計(jì)值基本一致。能夠?qū)崿F(xiàn)非對(duì)稱泵直接閉環(huán)控制差動(dòng)缸的功能;

(3) 通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證,當(dāng)出口壓力為15 MPa時(shí),非對(duì)稱泵的壓力脈動(dòng)幅值為26.67%,對(duì)稱泵的壓力脈動(dòng)幅值為4%。流場(chǎng)仿真分析流量脈動(dòng)幅值分別為28.5%和2.6%,基本一致。后續(xù)需要進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化迭代,以滿足產(chǎn)品的高壓使用要求。