配流氣蝕對高壓柱塞泵容積效率影響的試驗研究

齊國寧，米江，王崢嶸

(1.中國航發西安動力控制科技有限公司，陜西西安 700077；2.蘭州理工大學能源與動力工程學院，甘肅蘭州 730050)

0 前言

為減小配流沖擊、降低噪聲，高壓柱塞泵的柱塞腔在吸排油轉換的過程中必須進行預升壓和預卸壓。預升壓過程是柱塞腔機械閉死壓縮和通過減振三角槽從排油口引入高壓油實現的；預卸壓過程是柱塞腔機械閉死膨脹和通過減振三角槽引出高壓油到吸油口實現的。由于預升壓和預卸壓過程中，減振三角槽的兩端均作用較大變化的壓差，減振三角槽中的油液產生較大速度的壓差流。根據伯努利能量守恒方程，動能大的地方壓力能必定低，所以減振三角槽中將會有低壓區出現，壓力低于油液的空氣分離壓時，溶解在油液中的氣體析出，形成氣穴，當油液中的氣泡隨油液運動到高壓區時，氣泡受壓、體積急劇縮小直至潰滅時，就發生了氣蝕現象。由于氣泡潰滅過程發生于瞬間(微秒級)，在局部會產生極高的瞬時壓力和高溫，當潰滅發生在固體表面附近時，不斷潰滅的氣泡所產生的壓力和高溫反復作用就會破壞固體表面，導致氣蝕破壞，從而破壞配流盤和缸體表面[1-6]。圖1所示為某開式軸向柱塞泵配流盤氣蝕破壞情況。

由圖1可見，預升壓和預卸壓減振槽均采用了V形槽結構，在單柱塞腔預升壓和預卸壓過程中，配流盤上對應于預升壓和預卸壓V形槽的區域中產生了嚴重的空蝕破壞現象。由于預卸壓V形槽中油液流動方向是流入V形槽，空化區域和空泡含量更大，對應區域的空蝕破壞現象更為嚴重，在離心力的作用下，氣泡向預卸壓V形槽內部聚集，所以預卸壓V形槽內側壁面氣蝕破壞嚴重。在預升壓過程中，減振三角槽中油液流動方向是流出三角槽，氣泡產生于減振三角槽的頭部，并隨著油液的射流進入柱塞腔中，隨著缸體和柱塞腔的轉動，部分氣泡回流到配流盤表面，當柱塞腔中油液的壓力升高時就產生氣蝕現象，氣泡潰滅時產生的高壓和高溫作用在配流盤表面形成蝕坑，同時產生灼燒[6-7]。

配流盤和缸體摩擦副表面發生氣蝕破壞后，會改變配流副表面的密封狀態，加大泄漏量、降低泵的容積效率。本文作者針對某型閉式高壓柱塞泵，在高壓柱塞泵試驗器上進行額定工況下的耐久性試驗，并對不同工作時間后缸體表面的空蝕破壞特征和泵的容積效率進行對比分析，研究配流副表面空蝕破壞對泵容積效率的影響。

1 某型閉式柱塞泵耐久性試驗

1.1 試驗原理圖

試驗原理圖按照液壓軸向柱塞泵的機械行業標準JB/T 7043—2006確定，如圖2所示。按照機械行業標準JB/T 7043—2006的規定，耐久性試驗選擇滿載試驗2 400 h的方案。

試驗系統主要包括被試泵主油路、補油泵供油油路和測控系統三大部分。被試泵主油路由被試泵、加載溢流閥、冷卻器、流量變送器、壓力變送器、溫度變送器等組成；補油泵供油油路由補油齒輪泵、調壓溢流閥、流量變送器、壓力變送器、溫度變送器等組成；測控系統由數據采集板卡、PLC、上位機等組成。

1.2 試驗器及被試泵

耐久性試驗在高壓柱塞泵試驗器上進行，試驗器和被試泵分別如圖3、4所示。

1.3 試驗條件及測試裝置

試驗中被試泵的吸油口壓力由補油泵供油油路調定為2.5 MPa，出口壓力為額定壓力40 MPa，泵的轉速為額定轉速，試驗中被試泵出口油溫控制在60 ℃。試驗介質為15W/40CD柴油機油，油液清潔度要求介質中固體顆粒污染等級不高于GB/T 14039—2002規定的19/16。主要試驗設備及測試元器件如表1所示。

表1 主要試驗設備及測試元器件

2 被試泵容積效率變化規律

按照機械行業標準JB/T 7043—2006規定，柱塞泵經過耐久性試驗后容積效率下降值應小于3%，且零件不能有異常磨損和其他形式的損壞。利用流量變送器每小時記錄一次被試泵額定工況時的輸出流量并計算其容積效率，結果如圖5所示。可知：耐久性試驗600 h時，泵的容積效率大幅下降，說明通過滑靴-斜盤、柱塞-缸孔和配流盤-缸體這3對摩擦副的泄漏量大幅增加，容積效率由開始時的92.6%下降到85.7%，下降值達6.9%，超過標準規定的3%的下降幅值，且隨著試驗時間的增加，效率曲線下降的斜率加大。拆檢泵發現，滑靴和斜盤摩擦副及柱塞和缸孔摩擦副無明顯磨損，通過這兩對摩擦副的泄漏量無較大變化，說明隨著試驗時間的增加，通過配流盤和缸體摩擦副的泄漏量增大，導致泵的容積效率急劇降低。

3 被試泵配流副表面氣蝕破壞特征

泵工作200 h后，停機拆檢，發現缸體表面已經出現空蝕破壞的痕跡，工作200、400、600 h后缸體表面氣蝕破壞情況如圖6所示。

由圖6可知：泵工作600 h后，缸體底部腰形窗口之間的隔離區部位有明顯麻點狀空蝕破壞溝槽出現，各腰形窗口隔離區空蝕破壞形狀和尺寸均基本相同，有明顯的規律性，麻點狀溝槽的形狀呈三角形分布，主氣蝕帶出現在缸體腰形窗口中心圓上，從腰形窗口隔離區的后邊緣向前邊緣延伸，三角形槽寬度超過3 mm，深度最大達0.3 mm，其中隔離區后邊緣的氣蝕破壞比前邊緣處的氣蝕破壞面大，隔離區中部有一條連接前、后邊緣的條狀氣蝕破壞帶，且腰形窗口的邊緣有掉塊狀缺口。

缸體腰形窗口中心圓隔離區表面空蝕形成的破壞帶，等效加大了減振槽的深度和過流面積，會導致槽中引油損失流量變大，腰形窗口的邊緣的掉塊狀空蝕破壞缺口加大了配流副表面內外密封帶處的泄漏量，最終導致泵的容積效率隨試驗時間的增加急劇下降。

如圖7所示，泵工作600 h后，配流盤表面無明顯的空蝕破壞痕跡。原因是為了減小配流盤和缸體摩擦副間的摩擦因數、降低磨損，泵的配流盤采用38CrMoAlA材料，缸體表面采用燒結錫青銅G-CuPb15Sn45材料，配流盤表面的硬度遠大于缸體表面的硬度，抗空蝕破壞的能力也遠強于缸體。

4 結論

(1)由于柱塞泵配流過渡過程中減振槽兩端存在較大壓差，造成油液的高速射流，空化難以避免，會引起配流面的氣蝕破壞。

(2)參照中國機械行業標準JB/T 7043—2006中對液壓軸向柱塞泵耐久性性能試驗的相關規定，對某型泵進行了600 h的耐久性試驗測試，對試驗器的原理、試驗條件、測試裝置及試驗方法進行了介紹，并測量了試驗過程中泵的輸出流量、計算了容積效率，分析了泵配流氣蝕破壞特征。結果表明：在現有配流結構下，配流氣蝕嚴重，耐久性試驗僅開展了600 h，缸體表面已出現嚴重的氣蝕破壞，導致泵的容積效率大幅下降。為提高泵的耐久性和提高容積效率，必須研究抗氣蝕配流結構以減小配流副表面的配流氣蝕破壞。