田素根，趙遠(yuǎn)揚(yáng)，李連生

(青島科技大學(xué) 機(jī)電學(xué)院，山東 青島 266061)

引言

渦旋液壓泵是一種新型容積泵，可用于液體輸送、液壓傳動(dòng)等領(lǐng)域。近年來，隨著渦旋式流體機(jī)械技術(shù)的發(fā)展，其在壓縮機(jī)、真空泵等相關(guān)領(lǐng)域應(yīng)用得到廣泛應(yīng)用，但對(duì)渦旋泵的研究相對(duì)較少，特別是用于液壓領(lǐng)域的高壓渦旋泵，仍處于基礎(chǔ)研究階段。因此，對(duì)渦旋液壓泵的工作特性進(jìn)行深入研究，對(duì)充分發(fā)揮渦旋機(jī)械在液壓領(lǐng)域的優(yōu)勢(shì)具有重要意義。

渦旋泵工作原理與齒輪泵、葉片泵等結(jié)構(gòu)型式的容積泵相似[1-7]。渦旋泵的運(yùn)動(dòng)方式與渦旋壓縮機(jī)相似，但因其工作介質(zhì)為不可壓縮的液體，所以其漸開線長(zhǎng)度必須控制在1.5圈以內(nèi)，從而防止出現(xiàn)內(nèi)壓縮過程，具有流動(dòng)損失小、抗空化能力強(qiáng)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、形小量輕、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、效率高等優(yōu)點(diǎn)[8-10]。屈宗長(zhǎng)等[11]對(duì)渦旋油泵的轉(zhuǎn)速進(jìn)行了優(yōu)化，得到了不同黏度下渦旋油泵的最優(yōu)轉(zhuǎn)速。江波等[12]對(duì)SCP-0.40/0.6型渦旋油泵樣機(jī)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)分析，發(fā)現(xiàn)吸油末期和排油初期工作腔內(nèi)出現(xiàn)較高的壓力脈動(dòng)，通過增大泵的軸向間隙壓力脈動(dòng)有所改善，但會(huì)導(dǎo)致泵的容積效率降低。KRITMAITREE等[13-14]對(duì)渦旋泵的內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬表明，2個(gè)對(duì)稱的月牙形工作腔存在壓力不平衡現(xiàn)象，低壓區(qū)會(huì)引起空化發(fā)生，進(jìn)而導(dǎo)致泵運(yùn)行不穩(wěn)定。孫帥輝等[15-18]對(duì)渦旋液泵的內(nèi)流場(chǎng)及空化進(jìn)行了二維非定常模擬表明，泵內(nèi)的流動(dòng)是非均勻、非對(duì)稱的，間隙處產(chǎn)生的高速射流使吸液腔產(chǎn)生渦和空化，造成附近的壓力和速度脈動(dòng)，氣泡的產(chǎn)生和破滅進(jìn)而導(dǎo)致進(jìn)出口流量的脈動(dòng)，并且隨著轉(zhuǎn)速的增加，空化加劇，泵效率急劇下降。

綜上所述，基于渦旋泵的工作原理與特性，可用于機(jī)床、工程機(jī)械等領(lǐng)域，目前多位學(xué)者主要針對(duì)用于壓力較低的液體輸送領(lǐng)域的渦旋泵進(jìn)行了研究。從研究方法上看，大多為二維瞬態(tài)模擬，與渦旋泵的實(shí)際工作過程有一定的偏差。本研究利用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)含有所有泄漏間隙的流體域模型進(jìn)行三維瞬態(tài)模擬，得到了渦旋泵工作過程的內(nèi)部流動(dòng)特性，分析了不同轉(zhuǎn)速、軸向間隙、型線長(zhǎng)度對(duì)壓力脈動(dòng)的影響，為渦旋泵的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1 計(jì)算模型與方法

1.1 物理模型

本研究所述渦旋泵適用于金屬切削機(jī)床、農(nóng)機(jī)輕工機(jī)械等液壓系統(tǒng)中，物理模型如圖1所示，其型線選用圓漸開線，具體的模型參數(shù)如表1所示。為方便分析工作腔內(nèi)壓力變化，在貼近靜盤壁面處建立了5個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，兩相鄰監(jiān)測(cè)點(diǎn)的間隔為90°，監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置如圖2所示。

表1 渦旋液壓泵的模型參數(shù)

圖1 渦旋液壓泵的實(shí)體模型與流體域模型

圖2 監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置示意圖

1.2 數(shù)值計(jì)算方法

利用二叉樹笛卡爾網(wǎng)格技術(shù)對(duì)運(yùn)動(dòng)區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，生成高質(zhì)量的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，其余部分利用通用網(wǎng)格生成技術(shù)進(jìn)行網(wǎng)格劃分后，通過建立交互面來實(shí)現(xiàn)各個(gè)區(qū)域的數(shù)據(jù)聯(lián)通，整體網(wǎng)格數(shù)約為48萬，流體域網(wǎng)格如圖3所示。

圖3 整體網(wǎng)格及軸向間隙網(wǎng)格

工質(zhì)為液壓油，溫度為300 K，密度800 kg/m3，動(dòng)力黏度為0.007 Pa·s，進(jìn)、出口壓力分別為0.2, 10 MPa，泵的轉(zhuǎn)速為2900 r/min。計(jì)算模型包括全空化模型，該模型能夠?qū)⒂偷目蓧嚎s性和油蒸氣的生成和液化過程考慮在內(nèi)，使計(jì)算更為準(zhǔn)確。

2 計(jì)算結(jié)果及分析

2.1 流場(chǎng)分析

圖4給出了不同轉(zhuǎn)角下的壓力云圖。當(dāng)轉(zhuǎn)角為0°時(shí)，2個(gè)月牙形工作腔處于閉合狀態(tài)，其壓力為34 MPa，遠(yuǎn)高于設(shè)定排液壓力(10 MPa)。這是由渦旋機(jī)械固有的容積變化特性決定的：由于吸液腔容積在吸液結(jié)束前已開始減小，在月牙形工作腔快要閉合時(shí)，其與吸液腔之間的流通面積較小，油無法及時(shí)排出液體導(dǎo)致其被擠壓，從而造成壓力脈動(dòng)，影響泵運(yùn)行的穩(wěn)定性。隨著動(dòng)盤的運(yùn)動(dòng)，當(dāng)月牙形工作腔與排液腔充分連通后，工作腔壓力穩(wěn)定在排液壓力。

圖4 不同轉(zhuǎn)角的壓力云圖

圖5為不同轉(zhuǎn)角下嚙合點(diǎn)附近的速度矢量圖。在高壓差的作用下，嚙合間隙處均存在明顯的回流和高速射流現(xiàn)象。特別是在吸液末期和排液初期，因?yàn)閴毫γ}動(dòng)的存在，其射流現(xiàn)象更為明顯，在0° 時(shí)最高速度達(dá)到了163 m/s，外嚙合點(diǎn)附近的高速泄漏流沿靜盤壁面運(yùn)動(dòng)與周圍的液體相互作用而形成渦流，運(yùn)動(dòng)方向發(fā)生改變。

圖5 不同轉(zhuǎn)角的速度矢量圖

圖6是表征空化的氣相體積分?jǐn)?shù)云圖，α為氣相體積分?jǐn)?shù)，從圖中可以看出，空化主要發(fā)生在嚙合間隙處及其泄漏下游區(qū)域，因?yàn)樵搮^(qū)域受高速射流的影響，由伯努利方程知，壓力與速度成反比，低壓區(qū)易導(dǎo)致空化的形成。相比之下，90° 時(shí)空化較為嚴(yán)重，因?yàn)榇藭r(shí)吸液腔開口面積較小加之受高速泄漏流的影響，導(dǎo)致油無法及時(shí)吸入，而引起空化。當(dāng)動(dòng)盤轉(zhuǎn)至180°時(shí)，發(fā)現(xiàn)左側(cè)工作腔空化較為嚴(yán)重，這是由進(jìn)口位置不對(duì)稱和動(dòng)盤擾動(dòng)造成的，左側(cè)工作腔受動(dòng)盤擾動(dòng)較為嚴(yán)重，動(dòng)盤的高速旋轉(zhuǎn)導(dǎo)致其周圍流體的速度較大，因此左側(cè)工作腔壓力相對(duì)較低，更易發(fā)生空化。轉(zhuǎn)角為270°時(shí)，空化現(xiàn)象相對(duì)較弱。

圖6 不同轉(zhuǎn)角的氣相體積分?jǐn)?shù)云圖

從圖7可以看出，工作腔內(nèi)壓力脈動(dòng)的峰值出現(xiàn)在轉(zhuǎn)角為10° 左右時(shí)，此時(shí)的最高壓力達(dá)到了48.2 MPa。因?yàn)樵谂乓撼跗谠卵佬喂ぷ髑慌c排液腔之間的流通面積很小，使油無法及時(shí)排出，而導(dǎo)致其繼續(xù)被壓縮，當(dāng)嚙合點(diǎn)運(yùn)動(dòng)至監(jiān)測(cè)點(diǎn)時(shí)，其壓力迅速?gòu)呐乓簤毫抵廖簤毫Α?/p>

圖7 監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力曲線

圖8為泵的進(jìn)出口瞬時(shí)流量。泵的進(jìn)出口流量變化不是同步的，特別是進(jìn)口流量存在較大脈動(dòng)，主要是因?yàn)槲呵粌?nèi)空化嚴(yán)重，氣泡的生成和破滅導(dǎo)致入口流量的脈動(dòng)。在排液初期，出口的瞬時(shí)流量較大，因?yàn)榇藭r(shí)受到壓力脈動(dòng)的影響。

圖8 進(jìn)出口流量曲線

2.2 不同工況對(duì)壓力脈動(dòng)的影響

圖9為軸向間隙為0.025 mm時(shí)不同轉(zhuǎn)速下監(jiān)測(cè)點(diǎn)P2的壓力變化曲線。隨著轉(zhuǎn)速降低，P2的壓力峰值越來越小。因?yàn)殡S著轉(zhuǎn)速降低，渦旋泵工作腔容積隨時(shí)間的變化率減小，在月牙形工作腔閉合之前的一定轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，其工作腔容積減小的速度較慢，隨著壓力的升高吐出的油液較多，同時(shí)泄漏時(shí)間變長(zhǎng)，所以壓力峰值會(huì)有所下降，同時(shí)導(dǎo)致泵的容積效率降低，如表2所示。

表2 不同轉(zhuǎn)速下的容積效率

圖9 不同轉(zhuǎn)速下P2壓力曲線

圖10是轉(zhuǎn)速為2900 r/min下不同軸向間隙下監(jiān)測(cè)點(diǎn)P2的壓力變化曲線，從圖中可以看出，隨著上下兩端軸向間隙的增大，工作腔內(nèi)的壓力波峰有明顯改善，因?yàn)樵趬毫γ}動(dòng)轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，此時(shí)的泄漏線長(zhǎng)度較大，加之高壓差的作用，通過2個(gè)軸向間隙的泄漏量會(huì)隨之增大，所以工作腔會(huì)及時(shí)泄壓。對(duì)液壓泵來講，軸向間隙的大小對(duì)泵的容積效率影響較大，表3為不同軸向間隙時(shí)渦旋泵的容積效率。

表3 不同軸向間隙下的容積效率

圖10 不同軸向間隙下P2壓力曲線

3 脈動(dòng)減小方法

根據(jù)渦旋泵工作原理，縮短渦旋型線是一種可行的減小其壓力脈動(dòng)的方法。通過縮短工作型線，讓排液過程提前進(jìn)行，縮短后的型線在壓力脈動(dòng)轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，工作腔與排液腔之間有更大的連通面積，所以液體會(huì)及時(shí)排出，從而減小壓力波峰的大小及范圍。

圖11給出了在轉(zhuǎn)速為2900 r/min、軸向間隙為0.025 mm下，不同型線長(zhǎng)度時(shí)監(jiān)測(cè)點(diǎn)P2的壓力變化曲線。隨著型線的縮短，壓力波峰會(huì)提前，其峰值明顯下降，并且脈動(dòng)范圍越來越小。

圖11 不同型線長(zhǎng)度下P2壓力曲線

從圖12不同型線長(zhǎng)度的出口瞬時(shí)流量曲線可以看出，隨著型線縮短長(zhǎng)度的增加，瞬時(shí)流量曲線的最小值越來越小，因?yàn)榇藭r(shí)工作腔內(nèi)對(duì)應(yīng)的壓力越來越小，與排液腔之間的壓差隨之增大，所以排液腔內(nèi)的液體回流到工作腔的會(huì)越來越多，造成出口流量瞬時(shí)值減小。

圖12 不同型線長(zhǎng)度的出口流量曲線

從表4中發(fā)現(xiàn)，型線的縮短并沒有導(dǎo)致容積效率的降低，因?yàn)榧词故芑亓鞯挠绊?，但由于轉(zhuǎn)速較高，工作腔內(nèi)的液體來不及從吸液口泄漏就會(huì)排出。如果型線長(zhǎng)度過短，則會(huì)導(dǎo)致排液腔與吸液腔串通，而引起倒流，此時(shí)泵將無法正常工作。

表4 不同型線長(zhǎng)度下的容積效率

4 結(jié)論

本研究對(duì)含有軸向和嚙合泄漏間隙的渦旋泵流體域模型進(jìn)行了三維瞬態(tài)模擬，得到了渦旋液壓泵整個(gè)工作過程的內(nèi)部流動(dòng)特性。

動(dòng)靜盤嚙合間隙處存在高速射流現(xiàn)象，受其影響在間隙泄漏下游產(chǎn)生大面積的空化；在吸液末期和排液初期工作腔內(nèi)會(huì)產(chǎn)生較高的壓力脈動(dòng)，計(jì)算工況下的最高壓力達(dá)到48.2 MPa，將嚴(yán)重影響泵的穩(wěn)定性。

通過降低轉(zhuǎn)速、增大軸向間隙會(huì)有效改善壓力脈動(dòng)，但會(huì)降低泵的容積效率。提出了通過縮短型線削弱壓力脈動(dòng)的方法，并進(jìn)行了數(shù)值驗(yàn)證，在型線縮短35°時(shí)，壓力波峰降至15.6 MPa，但泵的容積效率仍能維持在96.1%，因此該方案可行。