非對稱軸向柱塞泵配流副壓力脈動特性分析

劉辭英, 王文山

(航空工業(yè)慶安集團有限公司, 陜西 西安 710077)

引言

泵控對稱缸技術已非常成熟,但對液壓系統(tǒng)中廣泛應用的差動缸,現(xiàn)有技術都不理想。現(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,無論在何種負載狀態(tài),2個負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稱缸上,為了補償差動缸不對稱流量,要用到2個液壓泵,或者采用液壓變壓器、液壓閥來交換多余流量。采用單臺軸向柱塞泵直接閉環(huán)控制差動缸的運動,必須在差動缸工作時平衡掉多余的流量;差動缸兩腔存在容積差,這就需要連接差動缸兩腔的液壓泵油口流量與差動缸動作時兩腔的體積變化相匹配[1-5]。

為了解決上述問題,提出了采用非對稱軸向柱塞泵控制差動缸的原理,即柱塞泵油口由2個增加為3個,使得柱塞泵輸入輸出流量不相等,從而補償差動缸面積差產生的不對稱流量。由于非對稱液壓泵的配流盤增加了1個油口,使得缸體旋轉一周每個柱塞腔均會通過3個配流過渡區(qū),且有1個過渡區(qū)是遠離配流盤上下死點位置的。柱塞在遠離配流盤死點位置時,柱塞的軸向位移隨缸體轉角的變化率很大,當缸體轉過很小的角度時,柱塞腔就會產生較大的容積變化,因此柱塞在轉過此過渡區(qū)的過程中極易形成柱塞腔高壓或低壓,產生很大的壓力沖擊和流量脈動[6-15]。

本研究提出了一種阻尼槽-緩沖容腔-導油槽非對稱配流盤結構,針對該結構開展了非對稱配流流量脈動、壓力場、速度場的內部流場仿真分析,并通過了壓力與流量特性試驗驗證,結果表明非對稱軸向柱塞泵壓力脈動值基本滿足使用要求。

1 配流特性分析

柱塞泵工作過程中,柱塞腔中油液的體積隨缸體轉角不斷變化。應用質量守恒定律,采用控制體積法可以推導出柱塞腔的瞬時壓力方程。選取初始時刻位于上死點位置的柱塞為研究對象,任意時刻流入控制體和流出控制體的流體的質量相等,根據質量守恒定律有如下關系式:

(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—— 通過吸油腰形槽流入柱塞腔的流量

qf—— 通過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,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。把柱塞腔與配流盤腰型槽之間的通流面積簡化為阻尼孔,則其流量如式(2)和式(3)所示:

(2)

(3)

式中,C—— 流量系數

Alp—— 柱塞腔與吸油腰形槽之間過流面積

Ahp—— 柱塞腔與排油腰形槽之間過流面積

ph—— 排油腰形槽壓力

pl—— 吸油腰形槽壓力

ρ—— 油液密度

2 非對稱配流盤結構設計

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是通流面積的變化速率,它決定柱塞腔壓力過渡區(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和柱塞腔壓力沖擊。

通過在非對稱液壓泵小負載口與第三口之間預設緩沖容腔,當柱塞腔處于過渡區(qū)位置時通過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;從本質上來講,是利用了油液的弱可壓縮原理[6]。

由于受到非對稱液壓泵配流盤和后蓋結構尺寸的限制,過渡區(qū)的內置緩沖容腔的體積會比較小,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油小槽。導油小槽起到小孔節(jié)流的效果,當處于過渡區(qū)的柱塞腔形成高壓時,通過導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油液壓力,以至于柱塞轉過過渡區(qū)時不會形成大的壓力沖擊;當處于過渡區(qū)的柱塞腔形成低壓時,通過導油小槽使部分油液由第三口流入柱塞腔,起到補充油液的作用,防止了柱塞轉過過渡區(qū)時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提取出來,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,為了減少仿真時的網格數量和縮短計算時的迭代時間,故不考慮配流盤與缸體端面之間的油膜。

將配流副流體域導入GAMBIT進行網格劃分,為了盡可能減少模型的網格數量,加快仿真時的計算速度,在配流副流體域網格劃分時,形狀規(guī)則的柱塞孔以及進出油腔區(qū)域采用六面體網格,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,將網格細化,并向其他區(qū)域采用尺寸函數過渡,這樣可以保證計算結果的準確性。整個流體域網格數量為807843個,最差網格質量為0.77,網格質量良好。

3.2 配流副流場仿真參數設置

1) 非對稱液壓泵工況參數

非對稱液壓泵的轉速、進口壓力及出口壓力參數如表1所示。

表1 非對稱泵工況參數

2) 計算模型邊界條件

在液壓泵運轉過程中,當柱塞處于吸油側時,隨著缸體的旋轉柱塞伸出缸體孔,實現(xiàn)吸油過程。反之,當柱塞處于排油側時,隨著缸體的旋轉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,配流副的流場仿真屬于瞬態(tài)計算過程,需通過動網格技術和滑移網格技術模擬柱塞泵缸體(包括柱塞)的轉動和柱塞在軸向的伸縮運動;其中柱塞的徑向伸縮需通過編寫UDF程序來實現(xiàn)。仿真計算時,進、出口邊界條件均采用壓力邊界條件。

3) 瞬態(tài)參數計算

缸體轉動轉速為16000 r/min,在求解計算過程中,設置每個周期(40°)內的計算步數為100步,則可計算出時間步長為:

=4.1667×10-6s

式中, Δt—— 時間步長

T—— 一個周期內的計算步數

t—— 液壓泵旋轉一個周期所需的時間

4) 其他參數

在計算時,流體介質選用15號航空液壓油,密度為860 kg/m3,運動黏度為0.014 m2/s,計算模型采用RNGk-ε湍流模型。

3.3 仿真計算結果分析

1) 流量脈動分析

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,實現(xiàn)了非對稱配流非對稱液壓泵A口和B口的流量脈動分別為2.6%和28.5%,并且B口的流量脈動較大,與理論分析一致。

2) 壓力場分析

如圖6a、圖6b所示,當缸體窗口轉過配流盤下死點位置時,隨著缸體窗口與配流盤進油窗口的過流面積逐漸減小,處于下死點位置的柱塞腔壓力逐漸減小,出現(xiàn)較小負壓。如圖6c、圖6d所示,當缸體窗口在轉過液壓泵配流盤兩排油窗口之間的過渡區(qū)時,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)較大負壓,引起空化和氣穴。隨著缸體窗口逐漸轉過過渡區(qū),柱塞腔油液壓力逐漸減小,最終恢復接近B口壓力。

3) 速度場分析

將缸體轉過B口與C口過渡區(qū)過渡區(qū)過程中配流副速度場矢量圖提取出來,由圖7可知,在負壓區(qū)油液的流速很大,且負壓越大時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 試驗驗證

針對非對稱配流盤結構,進行了壓力、流量試驗驗證,該非對稱泵大負載口與小負載口的排量比為1.19,并且與對稱泵進行了對比試驗,試驗轉速為500～4000 r/min,壓力為5～15 MPa,分別測其輸出流量與壓力脈動特性。

液壓泵試驗臺所用的油源為50 L/min移動油源,液壓泵的驅動是通過電機進行驅動,如圖8所示。

圖9是在進口壓力為1 MPa,出口壓力為5 MPa時,測試不同轉速下A口與B口的流量。大負載口A口進油,小負載口B口排油,大負載口與小負載口排量比約為1.2～1.26,大負載口與小負載口的排量比稍大于設計值1.19;小負載口B口進油,大負載口A口排油,大負載口與小負載口排量比約為1.13～1.18,大負載口與小負載口的排量比稍小于設計值1.19。考慮內部泄漏的影響,非對稱液壓泵的大負載口與小負載口的排量比接近1.19,與設計值基本一致,實現(xiàn)了非對稱功能。

圖10是在轉速為4000 r/min下測試對稱泵與非對稱泵的出口壓力脈動值,泵的壓力脈動幅值隨負載的增大而增大,非對稱泵的壓力脈動幅值明顯大于對稱泵,并且非對稱泵隨負載增大的脈動幅值急劇增加,當加載壓力為15 MPa時,非對稱泵的壓力脈動幅值為4 MPa,對稱泵為0.6 MPa。非對稱泵的壓力脈動幅值為26.67%,對稱泵的壓力脈動幅值為4%,與流場仿真分析流量脈動幅值基本一致。

圖1 配流盤配流結構圖

圖2 配流副流體域模型

圖3 配流副流體域網格模型

圖4 非對稱泵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 液壓泵試驗臺

圖9 非對泵的流量特性

圖10 對稱泵與非對稱泵壓力脈動曲線

5 結論

(1) 缸體窗口在轉過液壓泵配流盤兩排油窗口之間的過渡區(qū)時,由于柱塞在此位置的軸向運動比較大,使得缸體較小的轉角變化引起柱塞腔油液體積的壓縮量較大,而此時缸體窗口與配流盤排油窗口的過流面積較小,導致柱塞腔油液壓力很快升高,通過設置阻尼槽、導油槽及緩沖容腔降低壓力脈動;

(2) 通過流場仿真分析,大負載口與小負載口排量比為1.17。通過試驗驗證,小負載口B口排油,大負載口與小負載口排量比約為1.2～1.26;小負載口B口進油,大負載口A口排油,大負載口與小負載口排量比約為1.13～1.18,考慮內部泄漏的影響,非對稱液壓泵的大負載口與小負載口的排量比接近1.19,流場仿真與試驗驗證結果與設計值基本一致。能夠實現(xiàn)非對稱泵直接閉環(huán)控制差動缸的功能;

(3) 通過試驗驗證,當出口壓力為15 MPa時,非對稱泵的壓力脈動幅值為26.67%,對稱泵的壓力脈動幅值為4%。流場仿真分析流量脈動幅值分別為28.5%和2.6%,基本一致。后續(xù)需要進行進一步優(yōu)化迭代,以滿足產品的高壓使用要求。