金丁燦，阮健

浙江工業(yè)大學 機械工程學院，杭州 310000

在航空動力裝置中，應用的燃油泵主要可分為離心式和容積式2種類型。離心式燃油泵的代表就是離心泵，其增壓區(qū)間一般是0.3～0.8 MPa。其出口壓力較低，特別是在發(fā)動機啟動時。同時其不適用于流量調(diào)節(jié)范圍大的場合，故主要作為燃油增壓泵使用[1-2]。容積式燃油泵的代表主要有齒輪泵與軸向柱塞泵，主要作為主燃油泵使用，兩者各有優(yōu)缺點。齒輪泵的出口壓力一般為10～12 MPa，具有流量大、體積小、結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點。但齒輪承受不平衡的徑向液壓力，且由于齒輪泵的結(jié)構(gòu)決定其只能作為定排量泵來使用。其流量調(diào)節(jié)需要通過回油活門來實現(xiàn)，在非滿載時會造成能量浪費，空載時更會引起齒輪泵的溫升過高[3]。作為主燃油泵使用時，軸向柱塞泵的出口壓力完全滿足系統(tǒng)22 MPa左右的壓力需求，具有輸出壓力高、容積效率高、易實現(xiàn)變量控制的等優(yōu)點[4-5]。由于軸向柱塞泵所具有的優(yōu)點，俄羅斯AJI-31Φ發(fā)動機采用了其作為主燃油泵，用以實現(xiàn)戰(zhàn)斗機的尾噴口控制[6]。由于軸向柱塞泵具有諸多優(yōu)點，應用高壓燃油泵作為液壓能源是主戰(zhàn)飛機尾噴口操控系統(tǒng)可能是今后的主要發(fā)展方向,亦有可能成為最佳飛尾噴口的操縱系統(tǒng)方案。然而由于煤油的潤滑性極差，軸向柱塞泵在工程應用中存在的一些結(jié)構(gòu)性問題也被凸顯[7-8]。

以斜盤式軸向柱塞泵為例，柱塞泵中主要存在四大摩擦副，包括滑靴-斜盤摩擦副、球頭-滑靴摩擦副、柱塞-缸體摩擦副和缸體-配流盤摩擦副。這些滑動摩擦副間產(chǎn)生的液壓支撐力，使泵能通過由缸體旋轉(zhuǎn)帶動的柱塞往復運動來實現(xiàn)高速高壓的泵吸油功能[9]。理想狀態(tài)下滑動摩擦副之間的間隙由于靜壓支撐效應是均勻且充滿油液的。然而由于斜盤式軸向柱塞泵本身機械結(jié)構(gòu)的限制，這些滑動摩擦副之間直接存在著不可避免的不平衡力與摩擦問題。軸向柱塞泵中摩擦副之間的最大壓力與速度分布受到了極大的限制，這等同于軸向柱塞泵的功率密度受到了限制[10]。

斜軸式軸向柱塞泵相對于斜盤式軸向柱塞泵減少了滑靴-斜盤這對摩擦副。由于斜軸式軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)原因，其柱塞的側(cè)傾力很小，改善了柱塞-缸體摩擦副和缸體-配流盤摩擦副的性能。然而因其缸體的運動需要由連桿來撥動，缸體在高速轉(zhuǎn)動的過程中會一直受到來自連桿由轉(zhuǎn)角差引起的高頻的扭轉(zhuǎn)沖擊，也易出現(xiàn)多種結(jié)構(gòu)干涉[11-13]。且斜軸式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)較為復雜，故其在燃油泵方面的研究與應用甚少。

傳統(tǒng)軸向柱塞泵的應用場合是通過將高壓腔的油液引入摩擦副，平衡靜壓載荷，同時起到潤滑作用。這個過程中，保持一定的油膜厚度至關(guān)重要，不僅能保證摩擦副正常工作，同時通過油膜泄漏的流量可以帶走摩擦產(chǎn)生的熱量，使摩擦副工作在穩(wěn)定的狀態(tài)。這樣必然產(chǎn)生矛盾：充分的潤滑勢必增加泄漏，降低泵的效率；反之潤滑不充分，溫度升高，會惡化摩擦副的工況，甚至燒壞摩擦副。該矛盾限制了軸向柱塞泵功率密度的提高，故國內(nèi)外對于軸向柱塞泵中摩擦副的研究較多[14-16]。在燃油泵中，由于介質(zhì)為煤油，而煤油具有低粘度的特性，使摩擦副之間產(chǎn)生的油膜難以找尋平衡點，常因支撐不足而造成組件之間的接觸，形成混合摩擦甚至干摩擦的情況。

除此之外，相較于電機執(zhí)行器和傳動系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)中液壓泵的噪聲相對較高。受到限制的功率密度和較大的噪聲降低了液壓系統(tǒng)的競爭力并使液壓系統(tǒng)在某些應用場合被電機系統(tǒng)所替代[17]。液壓泵的噪聲主要來源是流體噪聲，而流體噪聲主要來源于軸向柱塞泵中有限的柱塞數(shù)引起的流量脈動。為了減少結(jié)構(gòu)性流量脈動，主流的方法就是增加柱塞數(shù)[18]。流量脈動不只會帶來噪聲，還會對泵中的部件產(chǎn)生沖擊，加速泵中摩擦副的磨損。因此，為了擴大液壓泵的應用范圍，其功率密度和流體噪聲有待被改善[19-20]。

本文提出一種新型結(jié)構(gòu)的二維燃油泵，通過理論分析表明其既能保證泵內(nèi)各組件的受力平衡，消除了直接的滑動摩擦副，使各組件不再依賴油膜支撐。同時也能通過串聯(lián)結(jié)構(gòu)消除傳統(tǒng)軸向柱塞泵中所不能避免的結(jié)構(gòu)性流量脈動。為了驗證二維燃油泵能消除結(jié)構(gòu)性流量脈動，文中通過理論分析，仿真計算與實驗驗證相結(jié)合的方式來證明這一結(jié)論。

1 二維燃油泵的結(jié)構(gòu)組成與工作原理

為了打破軸向柱塞泵所自帶的結(jié)構(gòu)限制，本文提出了一種柱塞配流的二維燃油泵，它由2個能獨立工作的單元泵組成。單元泵結(jié)構(gòu)如圖1所示，泵內(nèi)的柱塞由安裝在缸體兩側(cè)的2個滾輪-凸輪軌道機構(gòu)驅(qū)動。柱塞的中部有2個柱塞臺肩，這2個臺肩與安裝在缸體兩側(cè)的凸輪作為邊界從缸體內(nèi)部空間隔離出2個密閉的空間作為油腔。通過滾輪-凸輪軌道機構(gòu)的運動傳遞，撥叉滾子機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運動被轉(zhuǎn)化為柱塞的單向旋轉(zhuǎn)和往復直線運動的復合運動。通過這個復合運動，兩側(cè)的油腔內(nèi)的油液能通過周向分布在柱塞上的配流槽與周向分布在缸體上的進出油口交替溝通，實現(xiàn)連續(xù)的泵吸油和配流功能。具體泵吸油和配流功能實現(xiàn)過程如下：

如圖2(a)至圖2(c)所示，油口A、C和B、D分別通過環(huán)形槽1、2溝通。柱塞在受到電機的旋轉(zhuǎn)驅(qū)動力和凸輪的軸向反作用力的情況下，在缸體內(nèi)部做旋轉(zhuǎn)往復運動。當柱塞的狀態(tài)由圖2(a)向圖2(b)演變的過程中，左側(cè)腔體的體積開始變小，紅色標識區(qū)域油液通過配流槽H、F和油口A、C溝通，并通過油口A、C匯集于環(huán)形槽1中形成高壓泵油。同時右側(cè)油腔體積開始變大，藍色標識區(qū)域油液通過配流槽E、G和油口B、D溝通，通過環(huán)形槽2從外界吸油。油口與配流槽的溝通面積在圖2(a)到圖2(b)的過程中逐漸增大直至最大，在圖2(b)到圖2(c)的過程中逐漸減小直至最小。相較于圖2(a)，圖2(c)中柱塞旋轉(zhuǎn)了90°并運動到了其工位的最左側(cè)，此時左側(cè)腔體完成了壓油功能、右側(cè)腔體完成了吸油功能。之后柱塞在電機的驅(qū)動下繼續(xù)順時針旋轉(zhuǎn)，并產(chǎn)生反向的軸向運動。如圖2(d)所示，在接下來的90°的旋轉(zhuǎn)過程中，柱塞開始向右側(cè)運動，右側(cè)腔體油腔開始變小，并通過配流槽E、G開始與連接環(huán)形槽1的油口A、C溝通，往外泵油，同時左側(cè)腔體開始變大，并通過配流槽H、F開始與連接環(huán)形槽2的油口B、D溝通，從外界吸油。在此過程中，雖然左右腔吸排油功能發(fā)生了互換，但是高壓環(huán)形槽1與低壓環(huán)形槽2的功能并不發(fā)生變化。當柱塞繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，其作用過程如上述過程一樣每180°為一個循環(huán)。由于二維配流結(jié)構(gòu)的作用，環(huán)形槽1恒為高壓油槽，環(huán)形槽2恒為低壓油槽[21]。

圖1 二維燃油單元泵Fig.1 Two-dimensional fuel unit pump

圖2 單元泵的工作原理Fig.2 Working principle of unit pump

單元泵的柱塞采用等加等減速的運動規(guī)律，柱塞的位移f(θ)與速度f′(θ)可以表達為

(1)

(2)

式中：θ為柱塞旋轉(zhuǎn)的角度；h為柱塞的行程；θ0為柱塞旋轉(zhuǎn)1/2T時轉(zhuǎn)過的角度；T為柱塞完成一次往復運動的周期轉(zhuǎn)過的角度值。相應的定義可以參考圖3。

如圖3所示，由于配流機構(gòu)的切換功能，單元泵的輸出流量與柱塞的運動速度值成正比，不受柱塞速度方向的影響。由于單元泵的結(jié)構(gòu)原因，在單獨使用時其理論流量脈動較大，為了解決這個問題，可將2個單元泵串聯(lián)在一起形成雙聯(lián)燃油泵。

如圖4所示，2個單元泵被錯位45°后安裝。通過撥叉滾子轉(zhuǎn)換機構(gòu)，這個二維雙聯(lián)燃油泵能由1個電機驅(qū)動，且不同環(huán)形槽中的油液可以被匯集，以下簡稱二維燃油泵。在兩側(cè)凸輪曲線規(guī)律選擇等加等減速時，二維燃油泵的理論流量脈動通過兩個單元泵流量的疊加可以被完全被消除。[22-23]圖5所示為2個單元泵1和2的流量圖在錯位45°時相對于某一直線對稱，即兩流量曲線疊加后為一直線，使輸出流量為一常數(shù)值。該圖可以從理論上說明二維燃油泵沒有結(jié)構(gòu)性流量脈動。

圖3 理論位移、速度與流量Fig.3 Theoretical displacement, velocity and flow

圖4 雙聯(lián)燃油泵的工作原理Fig.4 Working principle of tandem fuel pump

圖5 二維燃油泵的理論流量Fig.5 Theoretical flow of two-dimensional fuel pump

2 二維燃油泵的理論研究

為了驗證二維燃油泵的無結(jié)構(gòu)性流量脈動的流量特性，在AMESIM軟件中建立了二維燃油泵的仿真模型，如圖6所示。該泵由2個單元泵組成，單元泵的仿真模型主要針對泵的容積變化和配流窗口開度變化進行仿真。由于二維單元泵柱塞的運動是一個由旋轉(zhuǎn)與直動結(jié)合的復合運動，需要將電機的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)化為柱塞的往復運動，來表達泵吸油效果，由節(jié)流口的面積變化來表達柱塞旋轉(zhuǎn)運動帶來的配流效果。

旋轉(zhuǎn)與直動的轉(zhuǎn)化由旋轉(zhuǎn)-平動轉(zhuǎn)化模塊來實現(xiàn)，將輸入端口1的旋轉(zhuǎn)速度ω轉(zhuǎn)化為輸出端口2的直線速度v，控制端口3的輸入信號x為轉(zhuǎn)速與線速度之間的變化規(guī)律，柱塞的往復運動速度可以表示為

v=xωa

(3)

式中：v為端口2輸出的直線速度，等同于柱塞的運動速度；ω為端口1輸入的以r/min為單位的轉(zhuǎn)速值；a為單位r/min到rad/s的轉(zhuǎn)換系數(shù)，a=2π/60；x為控制口3的輸入信號。

圖6 二維燃油泵仿真模型Fig.6 Simulation model of two-dimensional fuel pump

當二維燃油泵柱塞選擇旋轉(zhuǎn)一周往復兩次的運動規(guī)律時，θ0=π/2。式(2)中的f′(θ)=v，將θ=ωt，代入式(2)可以得到柱塞的往復速度v如式(4)所示：

(4)

式中：t為時間。當已知轉(zhuǎn)速ω時，根據(jù)式(3)與式(4)可得到控制端口3應該輸入的信號x可表達為

(5)

依據(jù)式(5)可以構(gòu)建二維燃油泵AMESIM仿真模型中旋轉(zhuǎn)直動變換模塊。

在二維燃油泵的柱塞上有4道配流槽均勻環(huán)布在柱塞四周，且與左右右腔交替相溝通。泵套上有2個吸油窗口和2個排油窗口。二維燃油泵工作時，依靠配流槽與吸排油窗口重疊面積的變化來實現(xiàn)配流。建模時，二維燃油泵配流窗口的變化效果，可以由節(jié)流口的面積變化來表達，通過調(diào)節(jié)節(jié)流口開度來對應燃油泵在泵吸油時配流面積的變化狀態(tài)。因左側(cè)腔體與配流窗口的溝通狀態(tài)和右側(cè)右腔與配流窗口的溝通狀態(tài)變化相同，故以右側(cè)腔體為例來說明配流面積的變化。以泵柱塞處于右側(cè)極限位置時作為初始位置，此時柱塞旋轉(zhuǎn)角度θ=0°，且右腔容積最小，參考圖2(a)。當電機帶動柱塞順時針旋轉(zhuǎn)時，在θ=0°～45°范圍內(nèi)，柱塞在運動轉(zhuǎn)換機構(gòu)的約束下向左做等加速運動，柱塞右腔持續(xù)變大，連通右腔的配流槽與吸油窗口的溝通面積線性增大；當θ=45°時，柱塞速度與溝通面積都達到峰值，狀態(tài)如圖2(b)所示；在θ=45°～90°范圍內(nèi)，柱塞向左做等減速運動，溝通面積開始線性減小。當θ=90°時，右腔容積達到峰值而柱塞速度與溝通面積變?yōu)榱?，狀態(tài)如圖2(c)所示。隨著柱塞繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在θ=90°～180°范圍內(nèi)，柱塞右腔開始與排油窗口溝通，右腔容積開始減小，從吸油功能切換為排油功能，如圖2(c)向圖2(d)變化所示。柱塞速度和溝通面積都遵循先線性增大后線性減小的規(guī)律，當θ=135°時達到最大，在θ=180°時變?yōu)?。當柱塞轉(zhuǎn)過180°后繼續(xù)轉(zhuǎn)動，柱塞右腔又切換成吸油功能，狀態(tài)循環(huán)至圖2(a)，如此以180°為周期往復交替進行。當右腔在實現(xiàn)上述功能時，左腔的容積變化與吸排油功能正好與右腔相反，而溝通面積變化狀況相同。故左右腔與吸排油口的溝通面積可以用式(6)與式(7)表示。

(6)

(7)

式中：Sx為吸油口在柱塞運動過程中的實時面積；Sp為排油口在柱塞運動過程中的實時面積；A為配流窗口開度最大時的面積。

如圖7所示，二維燃油泵在不同轉(zhuǎn)速下基本無流量脈動，唯一的流量波動來自于配流口切換時產(chǎn)生的流量倒灌，這是容積式泵所無法避免的。當轉(zhuǎn)速分別為1 000 r/min、2 000 r/min、3 500 r/min時，對應的流量倒灌產(chǎn)生的流量脈動分別為0.9%、1.2%、1.66%。

如圖8所示，對電機轉(zhuǎn)速加載一個波動后，除了流量倒灌產(chǎn)生的波動，不同轉(zhuǎn)速下對應的流量曲線完全跟隨轉(zhuǎn)速的波動趨勢。即可說明二維燃油泵不存在結(jié)構(gòu)性的流量脈動。目前柱塞泵中主要以研究配流口切換時采用的過渡節(jié)流槽來減小流量倒灌產(chǎn)生的流量脈動。二維燃油泵在進一步的研究中亦可采用同樣的方法來減少流量倒灌。

圖7 二維燃油泵空載流量曲線Fig.7 Flow curves of two-dimensional fuel pump at low pressure

圖8 波動轉(zhuǎn)速下的流量曲線Fig.8 Flow curves of wave speed

3 二維燃油泵的實驗研究

圖9 實驗裝置Fig.9 Experimental setup

本文采用了輔助泵來為二維燃油泵提供油液，用溢流閥來模擬系統(tǒng)壓力。在實現(xiàn)過程中，選擇了速度傳感器和流量計來測試泵的動態(tài)特性，并驗證泵的零結(jié)構(gòu)性流量脈動。出于速度可測范圍和系統(tǒng)安全性的考慮，采用了加速器和扭矩限制器。然后在實驗平臺上安裝了相關(guān)的組件并通過該實驗裝置驗證了泵的性能。實驗測試裝置如圖9所示。

實驗臺結(jié)構(gòu)如圖10所示，主要測試對比了二維燃油泵的流量和轉(zhuǎn)速曲線，實驗結(jié)果與理論分析值并不一致。通過對比，試著分析在二維燃油泵中產(chǎn)生流量脈動的原因。

本文對二維燃油泵在500 r/min、1 000 r/min、2 000 r/min、2 500 r/min、3 500 r/min轉(zhuǎn)速下的流量特性進行了測量，測試結(jié)果如圖11所示。顯然，流量脈動仍然存在且波動量為10%左右，這與理論仿真的二維燃油泵能消除結(jié)構(gòu)性流量脈動的分析結(jié)果不符。

為了分析仿真結(jié)果與實驗結(jié)果的差異原因，對圖11中轉(zhuǎn)速為1 000 r/min與3 500 r/min的轉(zhuǎn)速與流量曲線進行了局部展開，如圖12所示。

圖10 實驗臺Fig.10 Experiment bench

可以明顯看出，流量曲線與速度曲線的吻合度非常高，由此可以確定此次實驗中的流量脈動主要由電機的速度波動引起。結(jié)合仿真結(jié)果，可以認為流量脈動主要由電機的轉(zhuǎn)速脈動引起。

如圖13所示，為了進一步分析流量波動與轉(zhuǎn)速波動的相關(guān)性，對兩者的實驗采集數(shù)據(jù)進行了頻率分布分析。從頻譜圖中可以看出，流量曲線與轉(zhuǎn)速曲線在低頻與高頻段完全符合。低頻段的高符合度說明了流量對于轉(zhuǎn)速的跟隨性，而高頻段的的符合情況說明了實驗結(jié)果中雜波的來源較為一致。由此，可以確定實驗結(jié)果與仿真不符主要原因來源于電機轉(zhuǎn)速的波動和來自系統(tǒng)的各種干擾。結(jié)合頻譜圖，可以得出二維燃油泵具有消除結(jié)構(gòu)性流量脈動潛質(zhì)的結(jié)論。

圖11 流量與轉(zhuǎn)速測試曲線Fig.11 Test curves of flow and revolving speed

圖12 流量與轉(zhuǎn)速測試曲線的局部放大圖Fig.12 Local expansion diagram of test curves flow and revloing speed

圖13 流量與轉(zhuǎn)速曲線的頻譜圖Fig.13 Frequency spectrogram of curves of flow and revolving speed

4 結(jié) 論

本文介紹了一種以柱塞的二維復合運動原理來實現(xiàn)泵吸油與配流的二維燃油泵，并將其與傳統(tǒng)軸向柱塞泵進行了對比并簡述其工作原理。通過理論分析、仿真模型驗證、實驗驗證得到如下結(jié)論:

1) 相對于傳統(tǒng)軸向柱塞泵，二維燃油泵用凸輪滾子轉(zhuǎn)換機構(gòu)替換了斜盤滑靴機構(gòu)，將滑動摩擦副轉(zhuǎn)換為了滾動摩擦副；通過在柱塞上對配流功能的集成，消除了配流盤，將原軸向柱塞泵中2個摩擦副即柱塞副和配流副，減少到1個柱塞配流副；且由于柱塞運動為旋轉(zhuǎn)直動相結(jié)合的復合運動，使柱塞與缸體直接易形成油膜潤滑，防止了直接的滑動摩擦。這3點變化解決了傳統(tǒng)柱塞泵在摩擦副之間的潤滑與泄漏的矛盾，創(chuàng)造了進一步提高功率密度的可能性。

2) 相對于傳統(tǒng)軸向柱塞泵，二維燃油泵的結(jié)構(gòu)為完全對稱型布局，不存在結(jié)構(gòu)上的偏轉(zhuǎn)力。且由于配流結(jié)構(gòu)的周向?qū)ΨQ布局，也不存在傳統(tǒng)軸向柱塞泵中因吸排油口中高低壓油產(chǎn)生的不平衡力。使二維燃油泵能在結(jié)構(gòu)上減少因煤油的低潤滑特性所帶來的磨損。

3)二維燃油泵消除了傳統(tǒng)軸向柱塞泵中因多柱塞結(jié)構(gòu)布局引起的結(jié)構(gòu)性流量脈動。一方面減少了泵的噪聲，另一方面也減少了因流量脈動沖擊帶來的磨損影響。