某型航空液壓柱塞泵壓力脈動(dòng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

譚竣澤， 盧岳良， 曹 濤， 柯 兵， 申同圣

(1.中國航空研究院 第609研究所， 江蘇 南京 211106； 2.航空工業(yè)南京機(jī)電液壓工程研究中心， 江蘇 南京 211106；3.航空機(jī)電系統(tǒng)綜合航空科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 江蘇 南京 211106)

引言

柱塞泵具有傳遞功率大(高壓力和高轉(zhuǎn)速)、體積小、效率高、控制方便、壽命長等優(yōu)點(diǎn)，因此常在液壓系統(tǒng)中作為壓力源。但柱塞泵的流量脈動(dòng)是客觀存在的，并且會(huì)引起壓力的周期性變化即壓力脈動(dòng)。壓力脈動(dòng)將會(huì)影響液壓系統(tǒng)的工作穩(wěn)定性，甚至?xí)鹨簤涸凸苈废到y(tǒng)的振動(dòng)與損壞[1-4]。因此，研究分析柱塞泵壓力脈動(dòng)的產(chǎn)生機(jī)理，找出有效抑制壓力脈動(dòng)相應(yīng)的措施具有重要意義。郭生榮等[5]設(shè)計(jì)了一種在殼體內(nèi)置緩沖瓶的柱塞泵，并且在變量機(jī)構(gòu)處增加補(bǔ)償器，可以有效降低壓力脈動(dòng)；王巖等[6]總結(jié)了擴(kuò)張室脈動(dòng)衰減器計(jì)算和仿真方法的發(fā)展， 并對(duì)其作出了展望；馬吉恩[7]通過試驗(yàn)和理論分析對(duì)配流盤進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)研究，取得了一定的脈動(dòng)抑制效果；王震等[8]通過PumpLinx軟件仿真分析了不同配流盤減振結(jié)構(gòu)對(duì)壓力脈動(dòng)的影響；潘陽等[9]使用AMESim軟件優(yōu)化了配流盤三角阻尼槽結(jié)構(gòu)參數(shù)，使壓力脈動(dòng)達(dá)到較小值；OUYANG Xiaoping等[10]基于全耦合模型分析了柱塞泵斜盤振動(dòng)與壓力脈動(dòng)之間的關(guān)系；張?chǎng)谓艿萚11]也建立了固液耦合模型，通過有限元分析了斜盤傾角等因素對(duì)柱塞腔內(nèi)壓力的影響規(guī)律。

目前柱塞泵壓力脈動(dòng)特性研究已取得一定成果，但是研究主要集中于單一的壓力脈動(dòng)抑制技術(shù)，缺乏綜合抑制技術(shù)研究；對(duì)配流盤包角設(shè)計(jì)研究不足，現(xiàn)有的壓力脈動(dòng)抑制技術(shù)需要繼續(xù)發(fā)展補(bǔ)充。

本研究針對(duì)某型航空液壓柱塞泵壓力脈動(dòng)過大，達(dá)到了9.5 MPa，不符合國家軍用標(biāo)準(zhǔn)要求不超過4.2 MPa 的問題[12]，在分析柱塞泵壓力脈動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理的基礎(chǔ)上，使用AMESim仿真軟件對(duì)該型航空液壓柱塞泵配流盤包角以及緩沖瓶容積進(jìn)行重點(diǎn)研究，并通過試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

1 壓力脈動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理

航空液壓系統(tǒng)大多采用柱塞泵，通過密閉容腔體積的變化實(shí)現(xiàn)吸、排油任務(wù)，其瞬時(shí)流量是周期性變化的。柱塞泵的脈動(dòng)可通過理論分析計(jì)算，以常用的軸向柱塞泵為例，其瞬時(shí)流量Q可以表示為：

(1)

式中,d—— 柱塞直徑

R—— 分布圓半徑

ω—— 泵的角速度

γ—— 斜盤傾角

n—— 柱塞數(shù)目

α—— 柱塞轉(zhuǎn)角

θ—— 柱塞間夾角，θ=2π/n

由式(1)可知，柱塞泵軸每轉(zhuǎn)1轉(zhuǎn)，各個(gè)柱塞腔內(nèi)流量及壓力都發(fā)生周期性變化。在吸油區(qū)，柱塞腔的容積由小變大，在排油區(qū)則由大變小，從而導(dǎo)致柱塞泵流量的周期性變化，即流量脈動(dòng)，流量脈動(dòng)在管路中遇到液阻會(huì)產(chǎn)生壓力脈動(dòng)。

2 配流盤優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 配流盤壓力導(dǎo)致壓力脈動(dòng)原理

配流盤是柱塞泵完成吸、排油過程的主要部件之一。在缸體轉(zhuǎn)動(dòng)的柱塞泵中，配流盤與分油蓋固定連接在一起，其光滑表面一端與缸體緊密貼合，一方面支撐缸體的傾倒力矩，另一方面分配吸入和排出的液壓油。

轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)柱塞腔連接到高壓腔時(shí)，由于壓差較大導(dǎo)致液壓油回沖柱塞腔產(chǎn)生流量脈動(dòng)，稱為回沖脈動(dòng)，遇到液阻產(chǎn)生壓力脈動(dòng)。同樣，轉(zhuǎn)子上的柱塞腔排完油，處于死容積中的高壓油無法排凈，當(dāng)柱塞腔連接到低壓腔時(shí)，也會(huì)由于壓差較大產(chǎn)生回沖脈動(dòng)，最終形成壓力脈動(dòng)。

2.2 配流盤包角設(shè)計(jì)抑制壓力脈動(dòng)原理

配流盤過渡區(qū)的作用不僅僅是吸、排油窗口之間的可靠隔離和密封，在傳統(tǒng)柱塞泵中，過渡區(qū)的包角往往大于缸體腰形槽角，這種結(jié)構(gòu)稱為正重疊型配流盤。具有這種配流盤結(jié)構(gòu)的柱塞泵，不但在柱塞從低壓吸油窗口進(jìn)入高壓排油窗口之前就完成了吸油的全部過程，而且在柱塞通過上死點(diǎn)開始向下運(yùn)動(dòng)的時(shí)候，腰形槽口還未與高壓排油窗口接通。在接下來經(jīng)過精確計(jì)算的一小段距離內(nèi)，腔內(nèi)油液被密閉預(yù)增壓，這樣在接通高壓油的瞬間，內(nèi)外腔無壓力差，壓力脈動(dòng)顯著降低。同理可知，當(dāng)柱塞離開高壓窗口接通低壓前，缸體內(nèi)部的高壓油液被預(yù)減壓。

2.3 配流盤包角的設(shè)計(jì)

設(shè)柱塞腔最大容積為V1，則：

(2)

式中，V0—— 下死點(diǎn)位置柱塞腔內(nèi)無效容積

D—— 柱塞分布圓直徑

當(dāng)柱塞轉(zhuǎn)過上死點(diǎn)開始向下移動(dòng)時(shí)，柱塞腔內(nèi)的體積就會(huì)被壓縮，柱塞腔內(nèi)的壓力就會(huì)相應(yīng)增大。柱塞行程s由式(3)決定：

s=R(1-cosα)tanγ

(3)

柱塞腔在上死點(diǎn)位置時(shí)，設(shè)腔內(nèi)油液體積為V，此時(shí)腔內(nèi)油液體積就是柱塞腔最大容積V1，腔內(nèi)油液壓力升高Δp，體積壓縮量為ΔV，則：

(4)

式中，E為液壓油的體積彈性模量。

設(shè)此時(shí)柱塞必要的行程量為Δs1，根據(jù)式(3)得：

(5)

將式(4)代入式(5)，整理后得預(yù)增壓角度：

(6)

柱塞在下死點(diǎn)位置時(shí)，腔內(nèi)油液體積就是殘留的無效容積V0，同理可得預(yù)減壓角度：

(7)

上下死點(diǎn)位置與中心線夾角：

(8)

式中,β為斜盤滾角。

3 AMESim仿真

3.1 模型建立

AMESim是常用的液壓仿真軟件，本研究基于AMESim軟件搭建了某型柱塞泵仿真模型，如圖1所示。

1.配流盤 2.柱塞 3.斜盤 4.電機(jī) 5.壓力調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)圖1 柱塞泵仿真模型Fig.1 Simulation model of piston pump

柱塞泵的工作過程分為吸油和排油兩個(gè)過程，通過配流盤實(shí)現(xiàn)。0°～180°為吸油過程，柱塞向外運(yùn)動(dòng)，使柱塞腔容積增大，液體通過配流盤進(jìn)入油腔；180°～360°為排油過程，柱塞向內(nèi)運(yùn)動(dòng)，使柱塞腔容積減小，油液通過配流盤排出[13-17]。

3.2 參數(shù)設(shè)置

本研究建立的柱塞泵模型主要參數(shù)見表1，完整的柱塞泵仿真模型有利于完成對(duì)柱塞泵運(yùn)動(dòng)規(guī)律和壓力特性的仿真研究。

表1 柱塞泵模型主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of piston pump model

液壓油體積彈性模量推薦值1000～1600 MPa[18]，由式(6)、式(7)計(jì)算出預(yù)增減壓角度設(shè)計(jì)范圍，預(yù)增壓角度Δα1的范圍為47.9°～61.3°，預(yù)減壓角度Δα2的范圍為44.7°～57.3°，取之間的4組角度進(jìn)行壓力脈動(dòng)仿真和驗(yàn)證，優(yōu)選出較佳的壓縮角。如圖2所示，Δα1=δ2+δ3，Δα2=δ1+δ4；由式(8)計(jì)算得出上下死點(diǎn)位置λ=10.2°，根據(jù)該型柱塞泵上下死點(diǎn)位置和腰槽分布角計(jì)算得出δ2=δ4=λ+ψ/2=24.5°，其中ψ為腰槽分布角，由此分別得出δ1和δ3的角度，見表2。

圖2 配流盤包角Fig.2 Valve plate angle

表2 配流盤包角設(shè)計(jì)Tab.2 Design of valve plate angle

為獲得更好的壓力脈動(dòng)抑制效果，在柱塞泵出口處增加不同容積(0， 60， 120， 180， 240， 300， 360 mL)的容性元件來模擬緩沖瓶容積對(duì)壓力脈動(dòng)抑制效果的影響。

3.3 結(jié)果分析

1) 配流盤包角對(duì)壓力脈動(dòng)的影響

全流量工況不裝緩沖瓶的條件下，不同配流盤包角時(shí)的壓力脈動(dòng)如圖3所示。

圖3 不同配流盤包角時(shí)的壓力脈動(dòng)曲線Fig.3 Pressure pulsation curves under different valve plate angles

由圖3可知，2號(hào)包角情況下壓力脈動(dòng)最小，為2.31 MPa；其次是1號(hào)，為2.41 MPa；然后是3號(hào)，為2.54 MPa；最后是4號(hào)(原始配流盤)，為2.76 MPa。由此得出結(jié)論：在本研究設(shè)計(jì)的4組配流盤包角中，2號(hào)配流盤包角壓力脈動(dòng)優(yōu)化效果最好，其預(yù)增減壓角度較為合適，柱塞腔內(nèi)低壓油進(jìn)入高壓腔之前有一個(gè)預(yù)增壓過程，柱塞腔油液壓力越接近高壓腔壓力，柱塞腔連接到高壓腔時(shí)，由于壓差導(dǎo)致的油液回沖脈動(dòng)越小，則產(chǎn)生的壓力脈動(dòng)越小，預(yù)減壓過程同理。

2) 緩沖瓶容積對(duì)壓力脈動(dòng)的影響

全流量工況、2號(hào)包角條件下，不同緩沖瓶容積(0， 60， 120， 180， 240， 300， 360 mL)時(shí)的壓力脈動(dòng)曲線如圖4所示，具體數(shù)值見表3。

圖4 不同緩沖瓶容積時(shí)的壓力脈動(dòng)曲線Fig.4 Pressure pulsation curves under different buffer bottle volumes

表3 不同緩沖瓶容積時(shí)的壓力脈動(dòng)仿真結(jié)果Tab.3 Simulation results of pressure pulsation under different buffer bottle volumes

由表3數(shù)據(jù)繪制出緩沖瓶容積與相對(duì)壓力脈動(dòng)率ε的關(guān)系如圖5所示。

從圖5可以看出，緩沖瓶容積越大，脈動(dòng)衰減效果越好，緩沖瓶容積與壓力脈動(dòng)整體呈近似反比例關(guān)系；隨著緩沖瓶容積的不斷增大，相對(duì)壓力脈動(dòng)的減小率不斷降低，這說明容積增大到一定程度后抑制脈動(dòng)的效果變得不再明顯，但緩沖瓶重量增加仍然明顯，表4為不同容積的緩沖瓶對(duì)應(yīng)的重量。由此得出結(jié)論：緩沖瓶容積越大壓力脈動(dòng)優(yōu)化效果越好，但是實(shí)際應(yīng)用中，需要綜合考慮脈動(dòng)抑制要求、產(chǎn)品設(shè)計(jì)重量以及安裝空間限制來設(shè)計(jì)緩沖瓶容積。

圖5 緩沖瓶容積與相對(duì)壓力脈動(dòng)關(guān)系曲線圖Fig.5 Relation between buffer bottle volume and relative pressure pulsation

表4 不同緩沖瓶容積對(duì)應(yīng)重量估算Tab.4 Weight estimation of buffer bottles with different volumes

壓力脈動(dòng)與緩沖瓶容積的理論關(guān)系如式(9)所示：

(9)

式中，Vs—— 緩沖瓶設(shè)計(jì)容積

ΔV—— Δt時(shí)間內(nèi)進(jìn)出口流入和流出的流量體積之差

ps—— 壓力脈動(dòng)設(shè)計(jì)值

由式(9)可得，壓力脈動(dòng)與緩沖瓶容積應(yīng)呈反比關(guān)系，理論計(jì)算與仿真結(jié)果二者得到相互驗(yàn)證。

3) 出口流量對(duì)壓力脈動(dòng)的影響

在2號(hào)包角、240 mL緩沖瓶條件下，零流量和全流量工況時(shí)的壓力脈動(dòng)如圖6所示。零流量工況是指節(jié)流閥關(guān)死，泵出口流量為0、壓力最大時(shí)的工況；全流量工況是指泵在額定壓力時(shí)的工況。

圖6 零流量和全流量工況下壓力脈動(dòng)曲線Fig.6 Pressure pulsation curves under two working conditions of zero flow rate and full flow rate

由圖6可知，零流量工況下壓力脈動(dòng)為0.09 MPa，全流量工況下壓力脈動(dòng)為0.41 MPa，在相同情況下全流量工況下的壓力脈動(dòng)要遠(yuǎn)大于零流量工況下的壓力脈動(dòng)。全流量工況下出口流量遠(yuǎn)大于零流量工況下出口流量，出口流量越大，流量脈動(dòng)越大，因此產(chǎn)生的壓力脈動(dòng)就越大。

4 試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)條件

試驗(yàn)用液壓油為15號(hào)航空液壓油。管路中壓力測(cè)量點(diǎn)設(shè)置在試驗(yàn)柱塞泵出油口(2～4)·d1(d1為導(dǎo)管內(nèi)徑)處。管路中溫度測(cè)量點(diǎn)應(yīng)設(shè)置在距離測(cè)壓點(diǎn)(2～4)·d1處。根據(jù)表2設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)加工了4組相應(yīng)的配流盤，其中2號(hào)配流盤實(shí)物如圖7所示。

圖7 配流盤Fig.7 Valve plate

在如圖8所示的航空液壓泵專用試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，在入口油液溫度為(60±5)℃，入口壓力為(0.35±0.05)MPa，柱塞泵回油壓力不大于0.7 MPa，轉(zhuǎn)速為4200 r/min狀態(tài)下，測(cè)試產(chǎn)品安裝不同包角的配流盤，不安裝及安裝不同容積緩沖瓶情況下產(chǎn)品的壓力脈動(dòng)。由表3和圖5可知，240 mL緩沖瓶相對(duì)脈動(dòng)率仿真結(jié)果為1.46%，緩沖瓶容積大于240 mL即可達(dá)到相對(duì)脈動(dòng)率低于1.5%的較優(yōu)壓力脈動(dòng)抑制效果，考慮到航空產(chǎn)品的高功率重量比要求，設(shè)計(jì)選取容積為240 mL的緩沖瓶，并選取120 mL緩沖瓶作為對(duì)照組進(jìn)行試驗(yàn)以驗(yàn)證仿真結(jié)果，緩沖瓶實(shí)物如圖9所示。

圖8 航空液壓泵專用試驗(yàn)臺(tái)Fig.8 Special test stand for aviation hydraulic pump

圖9 緩沖瓶Fig.9 Buffer bottle

4.2 試驗(yàn)結(jié)果

通過試驗(yàn)，得到各組壓力脈動(dòng)曲線，如圖10所示。 2號(hào)包角的配流盤和240 mL緩沖瓶的組合壓力脈動(dòng)優(yōu)化效果最佳。

圖10 各組壓力脈動(dòng)曲線Fig.10 Pressure pulsation curve of each group

各組壓力脈動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果峰值見表5～表7。

表5 不同配流盤壓力脈動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果Tab.5 Test results of pressure pulsation of different valve plates

由表5可知，在全流量工況、無緩沖瓶的條件下，壓力脈動(dòng)由小到大所對(duì)應(yīng)的配流盤編號(hào)為2號(hào)、1號(hào)、3號(hào)、4號(hào)，與仿真結(jié)果一致。

由表6可知，在全流量工況、2號(hào)配流盤的條件下，緩沖瓶容積越大，壓力脈動(dòng)優(yōu)化效果越好，與仿真結(jié)果一致。

表6 不同容積緩沖瓶壓力脈動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果Tab.6 Test results of pressure pulsation of buffer bottles with different volumes

由表7可知，在2號(hào)配流盤、緩沖瓶容積為240 mL的條件下，全流量工況下的壓力脈動(dòng)遠(yuǎn)大于零流量工況，與仿真一致。

表7 不同工況下壓力脈動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果Tab.7 Test results of pressure pulsation under different working conditions

5 結(jié)論

本研究對(duì)某型航空液壓柱塞泵壓力脈動(dòng)進(jìn)行研究，結(jié)果表明：

(1) 在本研究設(shè)計(jì)的4組配流盤包角中，2號(hào)配流盤包角壓力脈動(dòng)優(yōu)化效果最好；

(2) 緩沖瓶容積越大壓力脈動(dòng)優(yōu)化效果越好；

(3) 全流量工況下的壓力脈動(dòng)要遠(yuǎn)大于零流量工況下的壓力脈動(dòng)；

(4) 仿真結(jié)果通過試驗(yàn)得到驗(yàn)證，試驗(yàn)結(jié)果表明2號(hào)配流盤和240 mL緩沖瓶組合的壓力脈動(dòng)優(yōu)化效果最佳，優(yōu)化后的壓力脈動(dòng)達(dá)到了3.2 MPa左右，相比于原始?jí)毫γ}動(dòng)9.5 MPa，降低了約24%，符合不超過4.2 MPa的國家軍用標(biāo)準(zhǔn)要求， 解決了該型航空液壓柱塞泵壓力脈動(dòng)過大的問題。本研究可以為今后航空液壓柱塞泵壓力脈動(dòng)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考和依據(jù)， 為將來壓力脈動(dòng)抑制技術(shù)的研究奠定基礎(chǔ)，具有一定的工程應(yīng)用價(jià)值。