非对称轴向柱塞泵配流副压力脉动特性分析
2024-03-07刘辞英王文山
刘辞英, 王文山
(航空工业庆安集团有限公司, 陕西 西安 710077)
引言
泵控对称缸技术已非常成熟,但对液压系统中广泛应用的差动缸,现有技术都不理想。现有轴向柱塞泵在排量不变的前提下,用于闭式控制回路时,无论在何种负载状态,2个负载油口的流量完全一致,这就决定了现有轴向柱塞泵只能直接连在对称缸上,为了补偿差动缸不对称流量,要用到2个液压泵,或者采用液压变压器、液压阀来交换多余流量。采用单台轴向柱塞泵直接闭环控制差动缸的运动,必须在差动缸工作时平衡掉多余的流量;差动缸两腔存在容积差,这就需要连接差动缸两腔的液压泵油口流量与差动缸动作时两腔的体积变化相匹配[1-5]。
为了解决上述问题,提出了采用非对称轴向柱塞泵控制差动缸的原理,即柱塞泵油口由2个增加为3个,使得柱塞泵输入输出流量不相等,从而补偿差动缸面积差产生的不对称流量。由于非对称液压泵的配流盘增加了1个油口,使得缸体旋转一周每个柱塞腔均会通过3个配流过渡区,且有1个过渡区是远离配流盘上下死点位置的。柱塞在远离配流盘死点位置时,柱塞的轴向位移随缸体转角的变化率很大,当缸体转过很小的角度时,柱塞腔就会产生较大的容积变化,因此柱塞在转过此过渡区的过程中极易形成柱塞腔高压或低压,产生很大的压力冲击和流量脉动[6-15]。
本研究提出了一种阻尼槽-缓冲容腔-导油槽非对称配流盘结构,针对该结构开展了非对称配流流量脉动、压力场、速度场的内部流场仿真分析,并通过了压力与流量特性试验验证,结果表明非对称轴向柱塞泵压力脉动值基本满足使用要求。
1 配流特性分析
柱塞泵工作过程中,柱塞腔中油液的体积随缸体转角不断变化。应用质量守恒定律,采用控制体积法可以推导出柱塞腔的瞬时压力方程。选取初始时刻位于上死点位置的柱塞为研究对象,任意时刻流入控制体和流出控制体的流体的质量相等,根据质量守恒定律有如下关系式:
(1)
式中,p—— 柱塞腔油液压力
Ke—— 油液的体积弹性模量
V—— 柱塞腔油液体积
qn—— 通过吸油腰形槽流入柱塞腔的流量
qf—— 通过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,柱塞腔与吸油腰型槽之间的流量与柱塞腔压力梯度正相关,柱塞腔与排油腰型槽之间的流量、泄漏量以及柱塞腔容积变化与柱塞腔压力梯度反相关。把柱塞腔与配流盘腰型槽之间的通流面积简化为阻尼孔,则其流量如式(2)和式(3)所示:
(2)
(3)
式中,C—— 流量系数
Alp—— 柱塞腔与吸油腰形槽之间过流面积
Ahp—— 柱塞腔与排油腰形槽之间过流面积
ph—— 排油腰形槽压力
pl—— 吸油腰形槽压力
ρ—— 油液密度
2 非对称配流盘结构设计
闭式轴向柱塞泵的吸油腰形槽和排油腰型槽可以互换,所以通常腰型槽两端都有阻尼槽,阻尼槽的最重要参数是通流面积的变化速率,它决定柱塞腔压力过渡区流量倒灌的峰值和总量,因此直接影响柱塞泵出口流量脉动和柱塞腔压力冲击。
通过在非对称液压泵小负载口与第三口之间预设缓冲容腔,当柱塞腔处于过渡区位置时通过小孔与缓冲容腔沟通,使得柱塞腔与配流盘形成的闭死容积的体积增大,从而减小了柱塞腔的“液压弹簧刚度”,起到吸收柱塞腔压力冲击的效果;从本质上来讲,是利用了油液的弱可压缩原理[6]。
由于受到非对称液压泵配流盘和后盖结构尺寸的限制,过渡区的内置缓冲容腔的体积会比较小,使得吸收压力冲击的效果不佳。鉴于这种情况,提出了在缓冲容腔与第三口之间加工导油小槽。导油小槽起到小孔节流的效果,当处于过渡区的柱塞腔形成高压时,通过导油小槽使部分高压油流入液压泵的第三口,从而降低柱塞腔的瞬时油液压力,以至于柱塞转过过渡区时不会形成大的压力冲击;当处于过渡区的柱塞腔形成低压时,通过导油小槽使部分油液由第三口流入柱塞腔,起到补充油液的作用,防止了柱塞转过过渡区时形成较大的流量倒灌和由于柱塞腔压力降低所引起的空化[6-10]。
3 配流副流场仿真分析
3.1 配流副流体域有限元模型
将配流盘窗口、缸体窗口以及柱塞腔的流道单独提取出来,A口与B口的排量比为1.19,如图2所示。在配流副流体域提取时,为了减少仿真时的网格数量和缩短计算时的迭代时间,故不考虑配流盘与缸体端面之间的油膜。
将配流副流体域导入GAMBIT进行网格划分,为了尽可能减少模型的网格数量,加快仿真时的计算速度,在配流副流体域网格划分时,形状规则的柱塞孔以及进出油腔区域采用六面体网格,如图3所示。在配流盘减震孔及配流盘与缸体端面相接触的表面,将网格细化,并向其他区域采用尺寸函数过渡,这样可以保证计算结果的准确性。整个流体域网格数量为807843个,最差网格质量为0.77,网格质量良好。
3.2 配流副流场仿真参数设置
1) 非对称液压泵工况参数
非对称液压泵的转速、进口压力及出口压力参数如表1所示。
表1 非对称泵工况参数
2) 计算模型边界条件
在液压泵运转过程中,当柱塞处于吸油侧时,随着缸体的旋转柱塞伸出缸体孔,实现吸油过程。反之,当柱塞处于排油侧时,随着缸体的旋转柱塞被压入缸体孔而将缸体孔中的液压油压出,完成排油。因此,配流副的流场仿真属于瞬态计算过程,需通过动网格技术和滑移网格技术模拟柱塞泵缸体(包括柱塞)的转动和柱塞在轴向的伸缩运动;其中柱塞的径向伸缩需通过编写UDF程序来实现。仿真计算时,进、出口边界条件均采用压力边界条件。
3) 瞬态参数计算
缸体转动转速为16000 r/min,在求解计算过程中,设置每个周期(40°)内的计算步数为100步,则可计算出时间步长为:
=4.1667×10-6s
式中, Δt—— 时间步长
T—— 一个周期内的计算步数
t—— 液压泵旋转一个周期所需的时间
4) 其他参数
在计算时,流体介质选用15号航空液压油,密度为860 kg/m3,运动黏度为0.014 m2/s,计算模型采用RNGk-ε湍流模型。
3.3 仿真计算结果分析
1) 流量脉动分析
如图4、图5所示,A口的平均流量为34.4 L/min,B口的平均流量为29.3 L/min,A口与B口的流量比即排量比为1.17,实现了非对称配流非对称液压泵A口和B口的流量脉动分别为2.6%和28.5%,并且B口的流量脉动较大,与理论分析一致。
2) 压力场分析
如图6a、图6b所示,当缸体窗口转过配流盘下死点位置时,随着缸体窗口与配流盘进油窗口的过流面积逐渐减小,处于下死点位置的柱塞腔压力逐渐减小,出现较小负压。如图6c、图6d所示,当缸体窗口在转过液压泵配流盘两排油窗口之间的过渡区时,柱塞腔油液压力很快升高,最高可升至58.2 MPa;配流窗口处出现较大负压,引起空化和气穴。随着缸体窗口逐渐转过过渡区,柱塞腔油液压力逐渐减小,最终恢复接近B口压力。
3) 速度场分析
将缸体转过B口与C口过渡区过渡区过程中配流副速度场矢量图提取出来,由图7可知,在负压区油液的流速很大,且负压越大时流体在配流窗口处的流速越高,容易在配流窗口表面造成冲蚀。
4 试验验证
针对非对称配流盘结构,进行了压力、流量试验验证,该非对称泵大负载口与小负载口的排量比为1.19,并且与对称泵进行了对比试验,试验转速为500～4000 r/min,压力为5～15 MPa,分别测其输出流量与压力脉动特性。
液压泵试验台所用的油源为50 L/min移动油源,液压泵的驱动是通过电机进行驱动,如图8所示。
图9是在进口压力为1 MPa,出口压力为5 MPa时,测试不同转速下A口与B口的流量。大负载口A口进油,小负载口B口排油,大负载口与小负载口排量比约为1.2～1.26,大负载口与小负载口的排量比稍大于设计值1.19;小负载口B口进油,大负载口A口排油,大负载口与小负载口排量比约为1.13～1.18,大负载口与小负载口的排量比稍小于设计值1.19。考虑内部泄漏的影响,非对称液压泵的大负载口与小负载口的排量比接近1.19,与设计值基本一致,实现了非对称功能。
图10是在转速为4000 r/min下测试对称泵与非对称泵的出口压力脉动值,泵的压力脉动幅值随负载的增大而增大,非对称泵的压力脉动幅值明显大于对称泵,并且非对称泵随负载增大的脉动幅值急剧增加,当加载压力为15 MPa时,非对称泵的压力脉动幅值为4 MPa,对称泵为0.6 MPa。非对称泵的压力脉动幅值为26.67%,对称泵的压力脉动幅值为4%,与流场仿真分析流量脉动幅值基本一致。
图1 配流盘配流结构图
图2 配流副流体域模型
图3 配流副流体域网格模型
图4 非对称泵A口流量曲线
图6 配流副不同角度的压力云图
图7 配流副不同角度的速度矢量图
图8 液压泵试验台
图9 非对泵的流量特性
图10 对称泵与非对称泵压力脉动曲线
5 结论
(1) 缸体窗口在转过液压泵配流盘两排油窗口之间的过渡区时,由于柱塞在此位置的轴向运动比较大,使得缸体较小的转角变化引起柱塞腔油液体积的压缩量较大,而此时缸体窗口与配流盘排油窗口的过流面积较小,导致柱塞腔油液压力很快升高,通过设置阻尼槽、导油槽及缓冲容腔降低压力脉动;
(2) 通过流场仿真分析,大负载口与小负载口排量比为1.17。通过试验验证,小负载口B口排油,大负载口与小负载口排量比约为1.2～1.26;小负载口B口进油,大负载口A口排油,大负载口与小负载口排量比约为1.13～1.18,考虑内部泄漏的影响,非对称液压泵的大负载口与小负载口的排量比接近1.19,流场仿真与试验验证结果与设计值基本一致。能够实现非对称泵直接闭环控制差动缸的功能;
(3) 通过试验验证,当出口压力为15 MPa时,非对称泵的压力脉动幅值为26.67%,对称泵的压力脉动幅值为4%。流场仿真分析流量脉动幅值分别为28.5%和2.6%,基本一致。后续需要进行进一步优化迭代,以满足产品的高压使用要求。
