高功率密度微型斜盤式柱塞泵虛擬樣機仿真分析

鄒懷靜，王海波，2，王鑫，曹明遠

(1.西南交通大學機械工程學院，四川成都 610031；2.軌道交通運維技術(shù)與裝備四川省重點實驗室，四川成都 610031；3.貴陽海之力液壓有限公司，貴州貴陽 550000)

0 前言

液壓傳動技術(shù)具有動態(tài)響應(yīng)快、無級調(diào)速穩(wěn)、易于實現(xiàn)過載保護等特點，功率密度一般為2.7～8.4 W/g，相對于電氣驅(qū)動有絕對的功率密度優(yōu)勢。但隨著裝備制造業(yè)的發(fā)展，傳統(tǒng)液壓技術(shù)不再適應(yīng)時代，微型化、高功率密度化成為現(xiàn)代液壓技術(shù)追求的目標。液壓泵作為液壓系統(tǒng)的能源提供元件，其微型化與高功率密度化將帶來巨大的經(jīng)濟效益，直接影響液壓系統(tǒng)的性能和發(fā)展。

液壓泵微型化的主要目的是提升功率密度，而由于必要元器件結(jié)構(gòu)不可替代的限制，體積和質(zhì)量減小將變得困難，因此提高柱塞泵工作轉(zhuǎn)速以及工作壓力達到提高功率密度的目的。但壓力提升至液壓系統(tǒng)理論使用高壓21 MPa之后，經(jīng)濟效益大幅降低，提升額定轉(zhuǎn)速成為最好的選擇。

常用液壓泵包括葉片泵、齒輪泵、柱塞泵等。斜盤式柱塞泵因其結(jié)構(gòu)緊湊、轉(zhuǎn)動慣量小、工作壓力高、密封性能好、容積效率高等優(yōu)良特性，在微小型液壓泵領(lǐng)域大放異彩，被廣泛用于航空航天、海洋工程等尖端領(lǐng)域。基于液壓系統(tǒng)趨于輕量化、集成化和高功率密度化發(fā)展的特點，以及尖端領(lǐng)域的應(yīng)用需求，斜盤式柱塞泵將是現(xiàn)代液壓系統(tǒng)的首選能源元件。

斜盤式柱塞泵一直是國內(nèi)外科研機構(gòu)的研究重點，并運用虛擬樣機技術(shù)使得柱塞泵的研究發(fā)展速度與日俱增。德國Rexroth、美國Eaton、Parker等公司先后引入虛擬樣機技術(shù)用于柱塞泵的研究與開發(fā)，極大地提高了柱塞泵的整體性能。國內(nèi)，王曉晶等以傳統(tǒng)A10VSO系列柱塞泵為對象，建立ADAMS和AMESim聯(lián)合仿真模型，研究柱塞腔內(nèi)壓力分布；張靜等人通過ADAMS和ANSYS搭建柱塞泵的剛?cè)狁詈蟿恿W模型，研究回程盤的受力情況；錢文鑫等建立柱塞直徑10 mm的柱塞泵ADAMS與AMESim聯(lián)合模型，研究不同轉(zhuǎn)速及不同斜盤傾角對柱塞泵性能的影響，極大促進了柱塞泵技術(shù)的發(fā)展。而在微型液壓領(lǐng)域，國外研究時間早，技術(shù)相對成熟，占有絕對主導地位；隨著液壓技術(shù)趨向輕量化、高功率密度化，國內(nèi)相繼開始開展關(guān)于微型柱塞泵的研究，但研究進展有限。

基于液壓系統(tǒng)高功率密度性能需求，研制一款1 mL/r微型斜盤式軸向柱塞泵。為提高功率密度而提高柱塞泵轉(zhuǎn)速后，柱塞泵常常面臨離心力大導致組件傾覆、吸油壓力低導致吸空和氣蝕、彈簧預緊力不足導致壓力脈動大等問題。為實現(xiàn)提高額定轉(zhuǎn)速達到提升其功率密度的目標，運用虛擬樣機技術(shù)建立完整的微型柱塞泵ADAMS、AMESim以及聯(lián)合仿真模型，仿真研究高轉(zhuǎn)速關(guān)鍵參數(shù)彈簧預緊力與配流盤遮蓋角對泵性能的影響，為后續(xù)高功率密度微型泵的研究奠定了理論基礎(chǔ)。

1 柱塞泵動力學模型

以研制的微型斜盤式柱塞泵作為建模對象，設(shè)計參數(shù)見表1。

表1 微型斜盤式柱塞泵參數(shù)

由于ADAMS繪制復雜的微型斜盤式柱塞泵較為困難，選擇在專業(yè)的三維建模軟件Pro/E中建立微型斜盤式柱塞泵三維實體模型，并定義各個部件的材料及密度。將三維模型保存為Parasolid(.X_T)文件格式，導入ADAMS軟件進行動力學求解。將模型和各部件名稱改為ADAMS可識別的英文，添加約束，類型見表2。

表2 ADAMS約束添加類型

柱塞泵工作過程中，電機通過聯(lián)軸器驅(qū)動泵旋轉(zhuǎn)，因此在主軸旋轉(zhuǎn)副上設(shè)置驅(qū)動。在球鉸與缸體之間設(shè)置彈簧力，模擬中心彈簧的預緊作用。根據(jù)柱塞泵受力分析，柱塞受到的軸向液壓力與柱塞位移方向和油液壓力有關(guān)，通過ADAMS中IF函數(shù)設(shè)置每個柱塞的軸向力。

成功建立的斜盤式柱塞泵ADAMS動力學模型如圖1所示。

圖1 斜盤式柱塞泵ADAMS動力學模型

2 柱塞泵液壓模型

斜盤式柱塞泵的壓力和流量來自柱塞的往復直線運動。柱塞的行程受斜盤作用而改變，從而改變柱塞與缸體之間形成的密閉容腔。斜盤的傾角使得泵將主軸的旋轉(zhuǎn)運動變化為柱塞的直線運動，柱塞的直線位移與主軸旋轉(zhuǎn)運動的關(guān)系為

=tansin

(1)

式中：為柱塞直線位移；為柱塞的分布圓半徑；為斜盤傾角；為柱塞轉(zhuǎn)過角度。

利用AMESim中Hydraulic Component Design庫的元件，建立精細的柱塞泵液壓傳動模型。為更準確地確立柱塞泵工作中各零部件的運動規(guī)律與聯(lián)系，在建立液壓模型時做一些必要的簡化：假設(shè)各機械部件的輸入始終穩(wěn)定，無外界干擾；在滑靴與斜盤、缸體與配流盤之間始終存在厚度穩(wěn)定的油膜。

利用HCD庫首先模擬單個柱塞運動狀態(tài)，建立可變?nèi)萸坏臏蚀_模型，利用函數(shù)關(guān)系模擬配流盤的配流角度，用樣條函數(shù)及流量開關(guān)實現(xiàn)進出油口的規(guī)律開閉。通過整合單個柱塞模型，建立包含7個柱塞在內(nèi)的柱塞泵液壓系統(tǒng)。成功建立的斜盤柱塞泵AMESim液壓模型如圖2所示。

圖2 斜盤式柱塞泵AMESim液壓模型

根據(jù)微型柱塞泵設(shè)計參數(shù)及實際實驗指標，柱塞泵液壓模型的初步參數(shù)設(shè)置如下：選取46號液壓油，油液密度=880 kg/m，油液動力黏度=24.6 ×10Pa·s，油液彈性模量=1 100 MPa，油液溫度=40 ℃;柱塞直徑=6 mm;柱塞分布圓直徑= 21.5 mm；柱塞直徑間隙=0.005 mm；柱塞腔與缸體的最大接觸長度=19 mm；偏心率=0；黏性阻尼系數(shù)=20 N·m·min/r；轉(zhuǎn)動慣量=0.005 6 kg·m。

3 聯(lián)合仿真模型

軸向柱塞泵聯(lián)合仿真模型以AMESim液壓模型為主導，ADAMS實時傳遞柱塞動力學的狀態(tài)量。在ADAMS中電機轉(zhuǎn)速作為外界輸入，在柱塞泵原動力學模型主軸旋轉(zhuǎn)副上設(shè)置驅(qū)動，預留外接接口，測量每個柱塞的位移作為動力學模型的輸出。ADAMS與AMESim軟件之間沒有直接交互的插件接口，利用Microsoft Visual Studio將動力學模型轉(zhuǎn)換為fmu文件，再導入AMESim進行聯(lián)合仿真建模。聯(lián)合仿真模型如圖3所示。

圖3 ADAMS和AMESim聯(lián)合仿真模型

在柱塞泵AMESim與ADAMS聯(lián)合仿真模型搭建中，ADAMS動力學仿真作為AMESim液壓系統(tǒng)的子模塊，以電機轉(zhuǎn)速為輸入，輸出每個柱塞對應(yīng)時刻的位移量；AMESim液壓系統(tǒng)提供電機轉(zhuǎn)速，接收柱塞的位移并通過液壓系統(tǒng)仿真計算，輸出柱塞泵的流量曲線，從而完成聯(lián)合仿真。

4 虛擬樣機仿真分析

根據(jù)斜盤式柱塞泵原理及受力分析搭建了ADAMS、AMESim以及聯(lián)合仿真虛擬樣機模型，適用于微型斜盤式柱塞泵脈動、功率密度、容積效率等關(guān)鍵性能分析?？紤]現(xiàn)階段實際試驗條件，在泵的轉(zhuǎn)速為3 000 r/min下，基于ADAMS、AMESim以及聯(lián)合仿真模型，以可能影響泵轉(zhuǎn)速提升的中心彈簧預緊力與配流盤遮蓋角為例，對微型斜盤式柱塞泵進行虛擬樣機仿真分析。

4.1 中心彈簧預緊力仿真分析

中心彈簧預緊力計算數(shù)據(jù)來自于微型斜盤式軸向柱塞泵設(shè)計參數(shù)。參考文獻[12]初步計算中心彈簧預緊力:

≥

115[(∑)+∑+∑+∑+∑]

(2)

式中：∑為柱塞組的總慣性力(N)；∑為柱塞吸油時所需的力(N)；∑為吸油柱塞的總摩擦力(N)；∑為滑靴與斜盤作用力(N)；∑為克服滑靴翻轉(zhuǎn)推壓力(N)。

經(jīng)初步計算中心彈簧預緊力約為

=53.40 N

對微型斜盤式柱塞泵進行聯(lián)合仿真，微型柱塞泵工況參數(shù)初步設(shè)置為泵轉(zhuǎn)速=3 000 r/min，中心彈簧預緊力=55 N，負載壓力=25 MPa，斜盤傾角=13°。此時泵出口流量、壓力脈動較小，但與柱塞泵實際工況性能有差距。考慮會有摩擦等因素的影響，經(jīng)過反復調(diào)試，將中心彈簧預緊力放大1.1倍，中心彈簧預緊力=60 N時，此時泵的出口流量脈動約為1.1%，壓力脈動約為1.7%，容積效率約為94%，符合微型斜盤式軸向柱塞泵的實際性能，流量和壓力曲線如圖4所示。

圖4 理論工況下泵流量、壓力曲線

保持中心彈簧預緊力=60 N及其余參數(shù)不變，增大泵轉(zhuǎn)速=5 000 r/min，此時泵的出口流量脈動約為3.1%，壓力脈動約為7.5%，容積效率約為85%，柱塞泵的脈動增大、效率降低，流量和壓力曲線如圖5所示。

圖5 超速運轉(zhuǎn)時泵流量、壓力曲線

保持泵轉(zhuǎn)速=3 000 r/min及其余參數(shù)不變，減小中心彈簧預緊力=40 N，此時泵出口流量脈動約為4.8%，壓力脈動約為9.4%，容積效率約為89%，柱塞泵脈動劇烈、效率降低，流量和壓力曲線如圖6所示。

圖6 預緊力不足時泵流量、壓力曲線

4.2 配流盤遮蓋角仿真分析

配流盤控制柱塞泵的低壓進油與高壓排油，其結(jié)構(gòu)特征直接影響配流過程的壓力與流量脈動，決定了柱塞泵的性能。根據(jù)液壓系統(tǒng)的大量使用經(jīng)驗以及工況分析，為了降低配流高低壓的沖擊，減小配流振動與噪聲，柱塞泵配流盤一般使用0遮蓋角或負遮蓋角，柱塞馬達一般使用正遮蓋角。由文獻[15]可知：市場上主要產(chǎn)品BK55、油研A56、力士樂A10V71等均采用了負遮蓋角。合理設(shè)計適當?shù)呢撜谏w角可減小配流沖擊，提高柱塞泵的工作性能，以下所涉及仿真角度均以負遮蓋角計算。

對設(shè)計的微型斜盤式柱塞泵進行AEMSim仿真，根據(jù)微型斜盤式柱塞泵原始設(shè)計參數(shù)，初步設(shè)置為泵轉(zhuǎn)速=3 000 r/min，負載壓力=25 MPa，斜盤傾角=13°。利用信號庫的函數(shù)關(guān)系模擬配流盤的配流角度，配流角從0°開始間隔0.5°增加到5°，分別進行仿真，分析柱塞泵的出口流量脈動情況。

通過仿真分析，當配流角度大于3.5°時，柱塞泵的額定壓力已經(jīng)無法增加到25 MPa，因此舍去此部分無效數(shù)據(jù)。配流角度0°～3.5°所對應(yīng)的泵出口流量曲線如圖7所示，配流角度與流量脈動之間的相關(guān)曲線如圖8所示。

圖7 配流角度與泵出口流量關(guān)系

圖8 負遮蓋角與流量脈動關(guān)系

通過分析可知：所設(shè)計微型柱塞泵配流盤配流負遮蓋角變化時，泵出口流量脈動均較小，在0.5°左右時，泵出口流量脈動最小達到2.77%，但負遮蓋角過大，將導致柱塞泵在低速階段性能變差。因此為了使柱塞泵綜合性能優(yōu)良，選用接近于0的0.5°負遮蓋角。

5 結(jié)論

通過建立排量為1 mL/r的微型斜盤式柱塞泵ADAMS、AMESim以及聯(lián)合仿真虛擬樣機模型，將彈簧、滑靴、柱塞的動力學狀態(tài)作為泵液壓系統(tǒng)仿真輸入，實現(xiàn)了液固耦合，真實地模擬了微型泵運動情況及性能，為斜盤式柱塞泵的微型化設(shè)計提供理論支持?；诮⒌奶摂M樣機仿真模型，分析得到：

(1)中心彈簧預緊力與轉(zhuǎn)速存在正相關(guān)性。在理論工況下，泵的性能優(yōu)越；當在泵轉(zhuǎn)速設(shè)定值下的中心彈簧預緊力減小到40 N時，中心彈簧無法提供足夠的力使吸油柱塞貼緊斜盤，柱塞的行程以及與斜盤的密封受到影響，流量脈動增至4.8%，壓力脈動增至9.4%，容積效率降至89%；泵轉(zhuǎn)速增至=5 000 r/min，在原中心彈簧預緊力下，柱塞組的慣性力增大，泵無法正常工作，流量脈動增至3.1%，壓力脈動增至7.5%，容積效率降至85%。

(2)泵在能穩(wěn)定建立負載壓力情況下，配流盤負遮蓋角對泵出口穩(wěn)定輸出的流量脈動影響均在可控范圍，對泵的低速性能影響較大。遮蓋角過大后，負載壓力無法建立，負遮蓋角在0.5°時，泵出口流量脈動最小達到2.77%，且低速性能影響較小。

綜上，運用虛擬樣機技術(shù)的聯(lián)合仿真模型已具備動力學及液壓分析能力，為微型柱塞泵轉(zhuǎn)速提升至10 000 r/min的運動學分析及泵性能研究提供基礎(chǔ)，可引入ANSYS應(yīng)力分析，實現(xiàn)微型柱塞泵的多學科交叉建模，拓寬聯(lián)合模型的應(yīng)用范圍。