考虑气液耦合作用的柱塞泵三角槽空化特性分析

2024-03-07夏士奇孙成杰王成瑜

液压与气动 2024年2期

刘伟, 夏士奇, 孙成杰, 杨斌, 王成瑜

(1.中国铁建重工集团股份有限公司, 湖南长沙 410100; 2.中南大学机电工程学院, 湖南长沙 410083)

引言

柱塞泵因其功率密度高、输出范围大、变量调节方便而广泛应用于挖掘机、盾构机等工程机械[1-5]的动力系统。市场对于更高动力的需求迫使柱塞泵朝着高压、高速、大排量的方向发展, 但柱塞泵配流副的空化现象是制约柱塞泵性能进一步提升的重要因素。空化的原因是柱塞泵运行产生局部低压促使液压油内气体析出,产生气泡或空穴,压力的上升又使气泡或空穴溃灭,这一过程常伴随着气蚀、振动、噪声等现象,最终导致柱塞泵零件失效和性能下降[6-8]。针对上述问题,学者们针对柱塞泵空化现象开展了广泛研究[9-12]。孙泽刚等[13]建立了柱塞泵空化仿真模型,并探究了三角槽结构参数对空化的影响。刘江等[14]指出黏度作为柱塞泵液压油的基本属性之一,其大小对于温度十分敏感,建立了考虑黏温特性的柱塞泵空化仿真模型,得到黏温特性会加深柱塞泵的空化现象。张娇等[15]基于分形理论建立了柱塞泵表面形貌特征,并采用有限差分法对数学模型进行了求解,得到了柱塞泵配流盘表面形貌对柱塞泵空化的影响。

气液耦合作用会影响流体介质的物理特性和工作性能。现有研究未考虑气液耦合作用对油液黏度的影响。为提高仿真精度,本研究在考虑黏温特性的前提下对仿真模型进行改进,补充气液耦合作用对黏度的影响。利用实验与仿真结果的对比,验证了模型准确性。最后探究了三角槽宽度角和深度角参数对柱塞泵空化特性的影响。本研究中的气液耦合作用均指气体与液体的混合对油液黏度的影响。

1 全空化理论模型修正

柱塞-滑靴组件在缸体的驱动和斜盘的约束下做周向回转和轴向往复的复合运动,密封柱塞腔的体积变化实现了吸/排油功能,配流盘承担了分流功能。外死点与内死点是柱塞腔体积变化的拐点,存在很大的压力冲击,三角槽的作用是减缓冲击,但高压力梯度产生的油液高速流动会引发空化现象。

1.1 空化机理

柱塞泵的工作介质包含气体、固体、液体三种物质,其中液体指的是液压油,占据绝对多数;固体指的是混杂在油液中的固体杂质,柱塞泵工作时对油液的清洁度有明确要求;气体主要包括溶解或者游离于油液中的杂质气体和由液态转换为气态的液压油蒸气。在柱塞泵工作过程中空化气泡的产生分为两部分,一部分是原本游离于柱塞泵液压油中杂质气体的析出,一部分是液压油在低压状态下转化的液压油蒸气。图1显示了不同空化阶段的液压油状态。

图1 空化阶段示意图

为了详细探究柱塞泵空化的产生机理,将压力分为3个临界阶段,psat为杂质气体在液压油中的溶解压力,phvap为液压油蒸气的高饱和蒸气压,plvap为液压油蒸气的低饱和蒸气压。第一阶段,在柱塞泵运转时,如果压力始终大于杂质气体在液压油中的溶解压力psat,认为柱塞泵中没有气体析出,液压油保持纯液态流动。第二阶段,当压力下降到小于杂质气体在液压油中的溶解压力psat并大于液压油蒸气的高饱和蒸气压phvap时,认为杂质气体开始析出,析出的杂质气体与液压油相混合,液压油从纯液态转化为液态与气态的混合形式。第三阶段,当压力继续下降,直到小于液压油蒸气的高饱和蒸气压phvap时,认为全部杂质气体从液压油中析出,部分液压油由液态转化为气态,柱塞泵中的流体视为液压油、杂质气体、液压油蒸气的混合物。一般将第二与第三阶段定义为空化阶段。

1.2 考虑气液耦合作用的油液黏度推导

液压油黏度μ会随着柱塞泵的工况改变而改变。为了提高精度,需对影响柱塞泵液压油黏度的因素进行考虑。只考虑黏温特性的油液黏度公式为[14]:

μ=0.188e-0.0471T

(1)

式中,T—— 油液温度,℃

考虑气液耦合会对油液产生明显的影响。对柱塞泵而言,柱塞泵配流副的工况复杂多变,其不同位置的油液处于不同的状态,所以在柱塞泵中引入变化的油液黏度是必要的。以下对3种空化阶段的油液黏度进行推导[16]。

对于第一阶段p≥psat,柱塞泵中无气体析出,其油液性质可以表示为:

(2)

式中,ρ0—— 无空化现象的油液密度,kg/m3

μ0—— 无空化现象的油液动力黏度,μPa·s

对于第二阶段psat>p≥phvap,部分杂质气体开始析出,油液的黏度可用描述为:

(3)

式中,agas—— 全部杂质气体的气体体积分数

E—— 油液体积模量,MPa

T—— 油液的温度,K

λ—— 杂质气体的多变指数

ρgas—— 杂质气体的密度,kg/m3

m—— 未溶解的体积质量分数

T0—— 油液初始温度,K

y—— 第二阶段压差比系数

μgus——psat时气体动力黏度,μPa·s

对于第三阶段phvap>p≥plvap,全部杂质气体析出,部分液压油转化为液压油蒸气,油液的黏度可以描述为:

(4)

式中,n—— 蒸汽/液体质量分数

ρvap——phvap时的蒸气密度,kg/m3

μvap—— 液压油蒸气的动力黏度,μPa·s

M—— 蒸汽分子质量,kg/mol

R0—— 气体常数,J/(mol·K)

x—— 第三阶段压差比系数

2 实验与仿真方案

配流副作为柱塞泵重要的摩擦副,其接触表面表现出的工况往往极为复杂。不同的加载压力与转速、不同的油液性质都会对配流副的空化现象产生重要的影响。对柱塞泵配流副流场进行研究时,常常采用理论分析、模型仿真、实验验证相结合的方法。现使用实验与仿真对比的方式验证考虑气液耦合作用仿真模型的正确性。

2.1 实验方案

采用A4VSO40泵测试实验台进行实验,该实验台可以通过对柱塞泵的转速与出口压力进行控制来改变柱塞泵的工况,同时具有一套完整的采集系统可以对柱塞泵的出口压力进行采集,并将采集数据传输至采集电脑,图2为柱塞泵试验台的实物图。

图2 柱塞泵试验台实物图

对于柱塞泵,选取4个典型工况对出口压力进行测试,如表1所示。

表1 典型工况的参数选择

以转速1500 r/min、负载压力30 MPa的高压高转速工况为例。压力的采样频率为1000 Hz,记录柱塞泵8 s时间的出口压力信号,如图3所示。由图3易知,除了柱塞泵正常的输出压力脉动,还存在低频脉动信号,造成的测试信号整体波动。

图3 出口压力测试结果与频谱分析

原始信号中混入低频干扰信号会对柱塞泵的输出压力脉动的分析造成影响。为了过滤干扰信号,提取所需的柱塞泵出口压力脉动信号,对原始信号进行滤波处理。计算得到柱塞泵的脉动频率为225 Hz,由图3b易知,主要的振动频率为224.95 Hz,符合脉动频率的计算值。除了脉动频率之外的就是干扰信号。干扰信号主要存在于低频阶段,采取高通滤波的方式即可很好的过滤干扰信号。高通滤波器是一种常用的滤波方式,其重点是截止频率的选择。对于图3信号的分布规律,干扰信号主要集中于110 Hz之前,所以将截止频率取110 Hz。图4显示了1500 r/min～30 MPa测试信号的处理结果。

图4 1500 r/min～30 MPa信号处理前后出口压力曲线

由图4可以发现,在处理之前的时域信号中在6.03 s时有一个低频干扰信号的波峰,在6.06 s时有一个低频干扰信号的波谷。整个信号显示出低频干扰信号与高频实际信号叠加的形式。在进行高通滤波后可以观察到低频干扰信号已经去除,整体信号波动平稳,取得了很好的降噪效果。

2.2 仿真方案

在仿真模型中对进出口流体域、油膜流体域、柱塞流体域、配流盘流体域分别进行了三维建模、组装并导入流体仿真模型,如图5所示。

图5 CFD仿真模型

为了提高仿真模型的精度,需判断各流体域的流动状态。一般通过雷诺数[17]来对流体域的状态进行判断:

(5)

式中,ρ—— 油液密度,kg/m3

v—— 油液的流动速度,m/s

D—— 流体截面的水力直径,m

μ—— 流体的动力黏度,Pa·s

根据雷诺数的大小可以将流体域流动状态分为层流和湍流。代入流体域的体积参数与柱塞泵的工况参数对各个流体域的流速进行估计,可以得到进口流体域的流速大约为0.79 m/s,雷诺数为911,小于临界雷诺数2000。认为在柱塞泵的进口流体域中不存在湍流现象,流体域状态设置为层流。同理,由计算可得出口流体域的雷诺数为1782,小于临界雷诺数,流体域状态设置为层流。柱塞腔内的雷诺数为2235,大于临界雷诺数,流体域状态设置为湍流。对于配流盘流体域而言,在对空化现象进行介绍时进行了说明,在柱塞腔运动至内外死点时,三角槽会产生高速射流现象,三角槽中的油液运动复杂,所以将配流盘流体域状态设置为湍流。对各个流体域状态进行详细的设置有利于提高仿真计算的精度并减小仿真计算的误差。

2.3 结果对比

1) 柱塞泵出口压力实验与仿真结果对比

缸体体积小并在柱塞泵运转时处于高速旋转的状态,所以难以进行传感器的安装,导致柱塞腔中的压力难以通过直接测量获取。但是位于高压区的柱塞腔的压力通过波形的叠加可以形成柱塞泵的输出压力,柱塞泵的输出压力可以通过柱塞泵出口的压力传感器进行测量,因此通过对柱塞泵输出压力测量值与仿真模型的计算值进行对比就可以验证仿真模型的准确性。

在实验部分对4种工况的数据进行测量,现对4种工况进行仿真计算,并对4种工况的实验数据与仿真数据进行对比。以时间作为横坐标时,柱塞泵出口压力的输出波形会因为柱塞泵的转速变化进行压缩和拉升。为了方便观察,将横坐标时间通过坐标变换转化为了缸体转角θ,如图6所示。

图6 仿真与实验的泵出口压力

由图6可知,在4种工况下仿真与实验相比较,出口压力的数值基本相同,均值最大误差为4%。其中1500 r/min～10 MPa的工况与500 r/min～10 MPa的工况取得了较好的仿真效果。为了衡量仿真曲线与实验曲线的波动情况,以压力脉动率εp作为指标,其反应了压力波动的大小。

根据图6可以观察到,对于柱塞泵的出口压力而言,仿真结果均高于实验结果。这是因为对于柱塞泵出口压力的测量,测量点与柱塞泵出口存在一定的距离,存在压力损失的情况。在500 r/min～25 MPa工况下实验曲线与仿真曲线差距较大,仿真曲线的出口压力均值明显大于实验测量的出口压力值。这是因为500 r/min的转速难以支撑25 MPa高压,柱塞泵的内泄漏增大导致实验压力小于仿真压力。并且在此工况下仿真曲线的压力脉动率明显小于实验曲线的压力脉动率。这是因为此时柱塞泵的运转状况会导致柱塞泵的整体振动较为剧烈,经过滤波处理后一部分振动信号无法去除,这一部分振动在柱塞泵的仿真模型中无法实现,导致实验曲线脉动幅度明显增大。

总的来说,仿真与实验具有较好的相似性,说明仿真模型可以反应实际柱塞泵的工作状况。

2) 考虑气液耦合作用的结果对比

对于柱塞泵而言,是否考虑气液耦合作用会对油液的黏度产生一定的影响。为了详细地描述气液耦合作用对于黏度的影响,将恒定黏度的油液、只考虑黏温特性的油液、考虑气液耦合作用与黏温特性的油液带入仿真模型。其中恒定黏度模型黏度设置为常温常压下的黏度,只考虑黏温特性的模型在仿真模型中导入了式(1)中的黏度计算,考虑气液耦合作用与黏温特性的模型在仿真模型中导入了式(1)～式(4)的黏度计算。因为三角槽的空化程度随着压力与转速的增加而增加,所以采用负载压力30 MPa,转速2600 r/min的高速高压工况进行仿真计算。图7显示了3种不同黏度模型在三角槽附近的黏度变化曲线。

图7 不同位置三角槽内油液黏度变化

由图7易知,只考虑黏温特性的模型在内外死点区域相对于恒定黏度模型均有显著的黏度下降。这是因为在内外死点区域的三角槽节流作用会导致局部温升,温度升高黏度降低,所以考虑液压油黏温特性会降低仿真计算中液压油在柱塞泵内外死点的黏度,从而对柱塞泵的整体仿真产生影响。考虑气液耦合作用与黏温特性的模型相对于只考虑黏温特性的模型在柱塞泵的内外死点位置,黏度均有所减少,说明考虑气液耦合作用会对油液的黏度产生影响,起到降低油液黏度的效果,证明了考虑气液耦合作用的必要性。

3 三角槽参数对空化特性的影响

柱塞泵三角槽是空化产生的主要位置,宽度角θ1和深度角θ2是三角槽的重要结构参数,如图8所示,为了抑制空化发生, 探究三角槽不同结构参数对空化特性的影响。

图8 三角槽深度角与宽度角示意图

3.1 宽度角影响

将不同的宽度角带入柱塞泵仿真模型,提取不同宽度角模型下的气体体积分数。其中内外死点柱塞泵原始宽度角为60°。在原始宽度角附近每隔10°取一个宽度角θ1进行仿真计算,可以分别得到5个点的气体体积分数值, 如图9所示。其中位置靠近外死点的宽度角简称为外死点宽度角, 位置靠近内死点的宽度角简称为内死点宽度角。

由图9可知,在内外死点位置均出现了较大的气体体积分数值,说明在柱塞泵的内外死点均存在一定的空化现象。内外死点的气体体积分数值随着宽度角的增大呈现接近线性减小趋势。对于内外死点,当宽度角小于原始宽度角60°时,空化现象明显更为严重,因为随着宽度角的减小,三角槽过流面积减小,三角槽的阻尼效应更加明显。此时三角槽内的流速加快,加深三角槽的空化射流现象,更多气体析出,造成三角槽的气体体积分数增加。当三角槽宽度角大于原始宽度角时,空化现象减弱,三角槽的气体体积分数呈现下降趋势。

3.2 深度角影响

将不同的三角槽深度角带入柱塞泵仿真模型,得到不同深度角下内外死点的气体体积分数。其中外死点的原始三角槽深度角为9.2°,内死点的原始三角槽深度角为5.2°。在原始深度角附近每隔1°取一个深度角θ2进行仿真计算,可以分别得到5个点的气体体积分数,如图10所示。其中位置靠近外死点的深度角简称为外死点深度角,位置靠近内死点的深度角简称为内死点深度角。

图10 不同三角槽深度角槽附近空化程度

由图10可以观察到对于内外死点,气体体积分数都随着深度角的增大而减小,说明随着深度角的增加,空化现象有所减弱。其中外死点深度角对气体体积分数影响的计算斜率为-0.00175,内死点深度角对气体体积分数影响的计算斜率为-0.00275。内死点深度角的增加对于气体体积分数的影响较外死点更加显著。值得注意的是,以原始三角槽的参数为例,其外死点的气体体积分数为0.167,内死点的气体体积分数为0.277,内死点的空化更为严重。