串联式轴向柱塞泵转位角对合流流量脉动的影响

徐 楠, 谢海波,2, 洪昊岑, 王承震

(1.浙江大学 高端装备研究院, 浙江 杭州 310014; 2.浙江大学 流体动力与机电系统国家重点实验室, 浙江 杭州 310001)

引言

轴向柱塞泵是工程机械液压作动系统的核心动力源,也是液压系统的主要噪声源[1]。柱塞泵特有的结构及工作原理,导致其在工作过程中不可避免的产生流量脉动,并作为主要激励源,在负载的阻抗作用下转变成压力脉动,然后传递至各个液压执行元件引发振动、噪声问题[2-3]。

在挖掘机、混凝土泵车中通常以串联式柱塞泵作为动力单元,通过多路阀及管路系统将压力油输送给液压油缸、液压马达。不仅可以满足双泵转速的同步控制,还可以实现双泵的单独作业,分别供给不同液压执行元件动作。而在特定的工况下,则通过双泵合流功能使液压执行元件能够更快地完成相应动作。基于此,本研究提出通过设置双泵缸体转位角来抑制合流时的流量脉动幅度。

具体原理如下:利用柱塞泵周期变化的流量脉动特性,将两套转子单元在圆周方向上错开一定角度(转位角),使得双泵输出的油液在合流时,能够实现流量的峰值、谷值相互叠加,进而大幅减小合流流量的脉动率,削弱了流体噪声的激励源。

对于串联式柱塞泵的输出性能,多数学者[4-10]是通过仿真建模软件,搭建双联泵的液压系统仿真模型,展开相关研究。对于带有转位角的串联式柱塞泵,已有学者进行过探究:徐兵、张军辉等[11-13]提出了一种基于转位角的柱塞泵,并通过AMESim软件建立该泵的仿真模型,研究了不同转位角下的流量脉动性能,得出最优转位角的大小,之后还研究了转位角对工况的敏感性。权凌霄等[14]提出转位角降噪柱塞泵结构,7柱塞泵,转位角设为25.7°;9柱塞泵,转位角设为20°。赵国强[15]通过理论推导得出最优转位角的大小,并利用仿真软件验证了该最优值的正确性。

综上可知,目前对于串联式柱塞泵多数是通过理论和系统仿真方法进行研究。本研究使用CFD技术,对串联泵进行模拟,然后通过对比各转位角下的输出性能得出最佳值,并验证其抑制脉动幅度的能力。

1 串联式柱塞泵结构模型与转位角设定

1.1 串联式柱塞泵结构

本研究以串联型轴向柱塞泵作为研究对象,其转子结构简图如图1所示。该动力源是由两套转子单元组成,通过传动轴串联起来,并在发动机的驱动下完成吸、排油工作。

两个柱塞泵主要给各个液压执行元件提供高压油源,额定负载可达35 MPa。其柱塞个数、排量以及结构尺寸等均一致,具体参数如表1所示。本研究将靠近驱动轴输入端的柱塞泵定为前泵(Front Pump,FP),靠近末端的定为后泵(Rear Pump,RP)。

表1 柱塞泵主要工作参数

1.2 转位角构型示意与设定

串联柱塞泵的转位角示意图如图2所示:保持前泵缸体不动,将后泵缸体绕Z轴顺时针转过相应的角度,即转位角的大小等于前、后缸体中心面的夹角。

图2 串联式柱塞泵转位角构型示意图

由于相邻缸体柱塞孔的夹角大小为40°,因此,本研究将双泵的转位角以5° 作为增量,设定5°,10°,15°,20°,25°,30°,35°,共计7组值,0°(无转位角)则作为对照值,进行对比分析。

无转位角与设置转位角(20°)的双泵缸体柱塞孔分布示意图如图3所示,对于无转位角构型,前、后泵缸体的柱塞孔在圆周方向完全重合,而对于20° 转位角构型,前、后泵缸体的柱塞孔相错20°。

2 串联式柱塞泵仿真模型与设置

2.1 串联式柱塞泵仿真模型

根据串联式柱塞泵的工作特点,利用建模软件对其内部流域进行提取,包括进、出口流域,配流副流域,柱塞副流域四部分,其中双泵共用进口流域,而出口流域则彼此独立。然后,通过CFD软件进行区域划分以及网格生成,并对配流区域的阻尼孔、阻尼槽进行适当加密,以确保计算精度。

通过对含有不同网格数量的模型进行预仿真,将进、出口体积流量相对误差作为评价指标,如式(1)所示,以验证模型的网格无关性,具体如表2所示。

表2 仿真模型网格无关性验证

(1)

式中,Qinlet—— 双泵吸入的体积流量

QoutletF,QoutletR—— 前、后泵排出的体积流量

综合考虑计算资源与精度,选取第3组网格数进行后续研究,最终得到双泵的仿真模型如图4所示。

图4 双泵流体域网格模型

2.2 仿真边界条件与模型设置

仿真模型前处理完毕后,对其进行边界条件设置。保持前、后泵的工况一致,在模拟时引入湍流与空化模块,湍流模型选取Standardk-εModel,空化模型选取Equilibrium Dissolve Gas Model。柱塞旋转1° 对应一个时间步长,总时间步长为1800,模拟精度为二阶精度,压力、速度的松弛因子设为0.3,残差收敛标准为0.1。

结合该泵实际运行工况,对其施加相应的边界条件与流动介质参数等,具体如表3所示。

2.3 流量、压力监测位置选取

为了对比各个转位角下的流量-压力特性,本研究对双泵的出口流域进行处理,在双泵排油流道出口附近设置 “T形” 测压孔流道,将二者排油流道接通,即为等效的合流流道,然后对测压孔的端面处进行压力脉动实时监测,如图5所示,测压孔孔径为4 mm。

图5 物理量监测位置与选取

对于流量,选取出口截面处的流量值作为监测的物理量,利用CFD软件的监测值数据求和功能,可以得到双泵合流时的流量脉动情况。

3 不同转位角的流量-压力特性对比分析

3.1 不同转位角的流量特性对比

不同转位角下, 双泵在一个旋转周期内的出口流量脉动曲线如图6所示。其中,横坐标为缸体的转过角度,纵坐标为体积流量值。由图6可知,双泵旋转一周均发生了9次周期性的流量脉动。每个周期中都主要包含一个峰值、谷值以及一个极大值,相邻周期之间相差40°,这是因为缸体的柱塞孔是均匀布置,每个柱塞从完成吸油再到排油需转过40°。此外,由于工况设置相同,双泵流量的峰值、谷值大小基本保持一致。

图6 各转位角下双泵出口流量曲线

无转位角时,双泵流量完全重叠,随着转位角增大,后泵的出口流量较前泵超前,超前的相位角即为转位角。这是因为设定转位角的转过方向同主轴旋转方向一致,导致后泵在初始状态就领先于前泵,输出流量因此而超前。当转位角为20°时,双泵输出流量恰好呈“峰-谷”值交互对应,此时转位角的大小为流量脉动周期值的一半,在合流时叠加抵消的效果最佳。

各个转位角构型下双泵出口的合流流量曲线,如图7所示。无转位角时,合流的峰值、谷值均为单泵的 2 倍左右,脉动幅度同单泵一致。当转位角为5° 时,此时因双泵输出流量开始出现错峰叠加效应,致使合流时的脉动幅度小于无转位角。当转位角为10° 时,合流流量脉动的幅度进一步减小,曲线的波形开始发生变化,极大值向后偏移。当转位角为15° 时,合流流量的峰值略有减缓,而谷值有所提升,其波动的规律和10° 基本类似,极大值略有提高。当转位角为20° 时,流量脉动幅度最小,双泵合流时的叠加效果达到最优,此时流量的极大值转为峰值, 导致流量脉动的频次由9升至18升。当转位角为25°,30°时,合流情况与15°相差不多。当转位角为35°时,合流的流量不具有极大值,近似于正弦波动规律,脉动的频次为9。

图7 各转位角下双泵合流曲线

合流时的流量信息如表4所示,其中均值是通过对流量时均处理而得。根据式(2)可计算得出流量脉动率δQ大小,将其列入表4中,并绘制成图8。

表4 双泵合流流量信息

图8 双泵合流流量脉动率的大小

根据图8、表4可知,双泵在设定转位角构型后,其合流流量的脉动率较无转角均有降低,且合流流量的均值处于±0.25 L/min范围之内,这表明转位角对容积效率的影响并不大。

(2)

式中,Qmax—— 流量最大值

Qmin—— 流量最小值

Qavg—— 流量时均值

随着转位角的增大,合流流量脉动率呈先减小后增大的变化规律,当转位角为20° 时脉动率最小,相比于无转位角构型,可降低67.08%。

3.2 不同转位角的压力特性对比

各个转位角下,测压孔流道端面处的压力脉动情况如图9所示,压力脉动的具体信息如表5所示,根据式(3)求得压力脉动率的大小,并绘制成图10。

表5 测压流道监测点处压力信息

图9 测压流道监测点处压力脉动曲线

图10 测压流道监测点处压力脉动率的大小

(3)

式中,pmax—— 压力最大值

pmin—— 压力最小值

pavg—— 压力时均值

结合图10、表5可知,双泵旋转一周,测压孔处的压力脉动呈周期变化规律,在引入转位角后,压力脉动的幅度均有不同程度衰减,同时脉动频次也随着转位角的增大而提升,当转位角为20° 时,压力脉动频次转变为18,此时监测点处的压力脉动率达到最小,相比于无转位角,降低54.93%。当转位角为35° 时,脉动频次降为9,脉动率的大小也仅次于20°。其他几个转位角的脉动频次大小不一,且脉动率的大小均高于20°。

对比分析不同转位角下的流量-压力特性,可以得到:当双泵的转位角为20°时,合流的性能达到最佳。

4 不同工况最佳转位角的输出特性对比分析

经过对双泵转位角构型的研究,得出其最佳转位角的大小为20°。而前一节内容中,仅模拟了相同边界条件下的双泵特性,但在实际工作过程中,双泵输出的负载、流量多数情况下是不同的。接下来,本研究将模拟在最佳转位角构型下,双泵互异工况时的流量-压力特性,工况设定如表6所示。

表6 双泵模拟工况设定

4.1 不同负载下输出特性对比分析

对于无转位角以及带最佳转位角的双泵,将其运行工况设为工况1,得到输出特性如图11所示。

图11 工况1—双泵有无转位角输出特性对比

由图11可知,带有20° 转位角的双泵,其合流流量脉动以及监测点处的压力波动幅度均优于无转位角的,且由于前、后泵的负载设定不同,致使监测点处的压力大小处于二者之间。

流量、压力曲线的具体信息如表7所示,由表7中的信息可知,带有转位角的双泵在合流时,流量峰值降低30.96 L/min,谷值提升20.73 L/min,流量脉动率降低64.56%,而监测点处的压力脉动降低43.08%。

表7 工况1输出流量、压力信息

4.2 不同排量下输出特性对比分析

同样地,将运行工况设为工况2中的参数,得到输出特性如图12所示。

图12 工况2—双泵有无转位角输出特性对比

由图12可知,带有转位角构型的双泵,其合流流量以及监测点处压力的脉动幅度均低于无转位角的。设有转位角后,双泵合流流量处在较小范围内波动,有效削弱了压力脉动幅度,致使监测点处的压力峰值有所降低,谷值则有所提升。

而无转位角时,流量整体振荡的幅度较大,通过液压管路系统,容易引发异常振动。

流量、压力曲线的具体信息如表8所示,设有转位角后,双泵在合流时的流量脉动率可降低61.34%,监测点处的压力峰值可降低0.032 MPa,谷值提升0.01 MPa,压力脉动率降低52.31%。

表8 工况2输出流量、压力信息

4.3 不同负载、排量下输出特性对比分析

最后,将运行工况设为工况3中的参数,得到输出特性如图13所示。

图13 工况3—双泵有无转位角输出特性对比

由图13可知,带有转位角构型的双泵,其合流流量的脉动幅度有很大程度削减,总体呈平稳、规律性的波动。监测点处的压力波动规律与无转位角的基本相同,但振荡幅度小于无转位角构型。

流量、压力曲线的具体信息如表9所示,双泵在设置转位角后,合流的流量峰值降低29.89 L/min,谷值提升19.14 L/min,流量脉动率降低63.82%,而监测点处的压力脉动可降低36.47%,这表明通过转位角错配,可在双泵合流过程中起到脉动抑制的作用。

表9 工况3输出流量、压力信息

5 结论

针对串联型轴向柱塞泵在合流过程中,遇到的流量脉动与压力冲击抑制难题,以其双动力单元作为研究对象,设置了7组大小不同的转位角。通过运用流体仿真技术,对比分析了该动力源在不同转位角构型下的流量-压力特性,并得出最佳的转位角。

后续对比了带有最佳转位角与无转位角的动力源,在不同工况下的输出性能,进一步验证了设置最佳转位角构型的串联泵,能够在合流时达到抑制脉动幅度的效果。

(1) 双泵在设置转位角后,其合流流量的脉动率较无转角时均有所降低,且对容积效率影响不大。而随着转位角的增大,流量脉动率呈先减小后增大的变化规律,当转位角为20° 时,脉动率最小,相比于无转位角可降低67.08%,即为最佳转位角;

(2) 当双泵负载不同时,带有最佳转位角的合流流量峰值降低30.96 L/min,谷值提升20.73 L/min,脉动率降低了64.56%,压力脉动率可降低43.08%;

(3) 当双泵排量不同时,带有最佳转位角的合流流量脉动率可降低61.34%,合流处的压力峰值可降低0.032 MPa,谷值提升0.01 MPa,脉动率降低52.31%;

(4) 当双泵负载、排量均不同时,带有最佳转位角的合流流量峰值降低29.89 L/min,谷值提升了19.14 L/min,脉动率降低63.82%,而合流时的压力脉动率可降低36.47%。