任中永,崔依婷,洪昊岑,3*,許順海

(1.中鐵工程裝備集團(tuán)有限公司,河南 鄭州 450016;2.浙江大學(xué) 流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州 310001;3.浙江大學(xué) 高端裝備研究院,浙江 杭州 310014)

0 引 言

眾所周知,盾構(gòu)掘進(jìn)裝備利用前置的大斷面刀盤(pán)結(jié)構(gòu)進(jìn)行隧道掘進(jìn)作業(yè),其驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)通常采用液壓方式來(lái)驅(qū)動(dòng)。該液壓驅(qū)動(dòng)方式具有流量大、驅(qū)動(dòng)功率大、載荷高的特點(diǎn)。常規(guī)的刀盤(pán)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)通常需要至少3個(gè)大排量柱塞泵(排量750 mL/r),通過(guò)并聯(lián)的方式驅(qū)動(dòng)刀盤(pán)。

目前,國(guó)內(nèi)盾構(gòu)掘進(jìn)機(jī)上裝機(jī)的大排量軸向柱塞泵幾乎被國(guó)外產(chǎn)品所壟斷,其中,力士樂(lè)的A4VSG750型柱塞泵占據(jù)絕對(duì)市場(chǎng),尚無(wú)國(guó)產(chǎn)化產(chǎn)品能夠可以替代之。

隨著國(guó)際競(jìng)爭(zhēng)形勢(shì)的加劇,以及我國(guó)大型掘進(jìn)裝備需求的日益增加,進(jìn)口產(chǎn)品的長(zhǎng)周期、高價(jià)格都嚴(yán)重制約了我國(guó)盾構(gòu)掘進(jìn)裝備的發(fā)展。實(shí)現(xiàn)盾構(gòu)掘進(jìn)裝備的國(guó)產(chǎn)化勢(shì)在必行。

掘進(jìn)裝備國(guó)產(chǎn)化的關(guān)鍵難題之一就是配流副的設(shè)計(jì)。為了保證柱塞泵在高PV值、重載工況下的可靠性,目前,市場(chǎng)上大排量柱塞泵產(chǎn)品均采用球面配流副結(jié)構(gòu)。而與此同時(shí),針對(duì)球面配流副特點(diǎn)的研究成果也大量涌現(xiàn)出來(lái)[1]。

BERGADA J M等人[2]對(duì)軸向柱塞泵的缸體和配流盤(pán)之間的壓力分布、力、扭矩以及泄漏問(wèn)題展開(kāi)了研究,分析了配流副的承載機(jī)理和泄漏特性。荊崇波等人[3]對(duì)球面配流副過(guò)渡區(qū)域的壓力分布和預(yù)壓縮結(jié)構(gòu)處流量倒灌特性展開(kāi)了研究,對(duì)力士樂(lè)A4VVG125型軸向柱塞泵進(jìn)行了計(jì)算分析,對(duì)阻尼槽結(jié)構(gòu)進(jìn)行了計(jì)算分析。鄧海順等人[4,5]通過(guò)對(duì)比,分析了平面配流副油膜結(jié)構(gòu)與球面配流副油膜結(jié)構(gòu),提出了球面配流副的最佳平均間隙指標(biāo)。楊國(guó)來(lái)等人[6]對(duì)比分析了球面配流副與平面配流副結(jié)構(gòu)的產(chǎn)品特點(diǎn),對(duì)不同半徑的配流盤(pán)球面應(yīng)力應(yīng)變特性進(jìn)行了仿真分析,提出了配流盤(pán)球面半徑的最優(yōu)取值方法。王偉[7]從摩擦副的設(shè)計(jì)理論出發(fā),對(duì)球面配流副軸向柱塞泵缸體和柱塞之間摩擦副相關(guān)理論進(jìn)行了研究和仿真分析,為球面配流副型的軸向柱塞泵的設(shè)計(jì)提了供理論基礎(chǔ)。

在產(chǎn)業(yè)界,隨著計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)的成熟,計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)仿真技術(shù)越來(lái)越被業(yè)界技術(shù)人員視作為一種加速機(jī)理驗(yàn)證的技術(shù)手段,加速產(chǎn)品關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)迭代。

對(duì)于大排量軸向柱塞泵的產(chǎn)品配流盤(pán)設(shè)計(jì),國(guó)外成熟的該類(lèi)產(chǎn)品均采用了球面配流副結(jié)構(gòu)。而目前我國(guó)在大流量柱塞泵產(chǎn)品(排量≥750 mL/r)方面尚屬空白。

筆者針對(duì)大排量軸向柱塞泵球面配流副的承載特點(diǎn)和曲率半徑參數(shù),對(duì)其壓力-流量特性的影響規(guī)律進(jìn)行分析,即基于CFD仿真的分析方法,對(duì)帶球面配流副的柱塞泵流場(chǎng)進(jìn)行建模仿真,求解油膜結(jié)構(gòu)的承載和受力特性,并分析不同油膜結(jié)構(gòu)對(duì)柱塞泵進(jìn)出口壓力-流量特性的影響,推導(dǎo)球面配流副的優(yōu)化設(shè)計(jì)規(guī)律,為其優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1 球面配流副的承載機(jī)理分析

配流副是軸向柱塞泵的三大關(guān)鍵摩擦副之一[8],起到支撐缸體與配流盤(pán)的作用。

配流盤(pán)的油膜結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 柱塞泵配流副結(jié)構(gòu)示意圖

圖1中,在柱塞泵缸體和配流盤(pán)之間存在10 μm～20 μm的間隙。柱塞泵運(yùn)行過(guò)程中,油液介質(zhì)充滿(mǎn)配流副間隙,形成支撐油膜,起到承載、潤(rùn)滑以及密封的關(guān)鍵作用,有效避免缸體與配流盤(pán)發(fā)生剛性接觸而導(dǎo)致的摩擦磨損,提高配流結(jié)構(gòu)的可靠性。

針對(duì)平面配流副的承載機(jī)理分析,已有大量的學(xué)者對(duì)此進(jìn)行了研究[9-11]。此處,筆者僅重點(diǎn)針對(duì)球面配流副的承載機(jī)理進(jìn)行分析。

根據(jù)流體連續(xù)方程可知,球面坐標(biāo)下的連續(xù)方程為:

(1)

基于平面配流副的間隙流體動(dòng)力學(xué),可將球面配流副的間隙流體動(dòng)力學(xué)N-S方程改寫(xiě)為[12-14]:

(2)

其中:Fr0,Fθ0,Fφ0表示為:

(3)

式中:Fr,θ,φ—r,θ,φ3個(gè)方向上的單位質(zhì)量力;ur,θ,φ—r,θ,φ3個(gè)方向上的流體運(yùn)動(dòng)速度;p,ρ,v—壓力、密度和運(yùn)動(dòng)黏度。

配流副上的壓力支撐主要體現(xiàn)為油膜的靜壓支撐,在進(jìn)出口腰形槽的內(nèi)外側(cè),密封帶油膜的靜壓支撐為配流副提供承載力。

柱塞泵的配流盤(pán)結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 配流盤(pán)結(jié)構(gòu)

筆者研究樣機(jī)的進(jìn)出口配流窗呈中心對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu),入口阻尼槽采用三角槽結(jié)構(gòu),出口阻尼槽采用圓弧槽結(jié)構(gòu)。在柱塞泵運(yùn)行過(guò)程中,阻尼槽與缸體間形成間隙油膜,在阻尼槽的周邊油膜起到密封與潤(rùn)滑的功能,并形成內(nèi)外兩道密封作用帶。

球面配流副內(nèi)密封帶(R1～R2)的壓力分布為:

(4)

式中:R1，R2—配流油槽的內(nèi)徑和配流盤(pán)主軸封的半徑;ps—配流槽的油液壓力;pd—泵殼體的油液壓力,Δp=ps-pd。

同理,外密封帶(R3～R4)的壓力分布為:

(5)

式中:R3，R4—配流油槽的外徑和配流盤(pán)半徑;ps—配流槽的油液壓力;pd—泵殼體的油液壓力,Δp=ps-pd。

2 整泵及配流副油膜流場(chǎng)建模

筆者通過(guò)反求的方式,從柱塞泵的實(shí)體模型中剝離出其流場(chǎng)模型,如圖3所示。

圖3 柱塞泵流場(chǎng)模型

針對(duì)所劃分的流場(chǎng)模型,可以將其分為靜止流場(chǎng)區(qū)域和運(yùn)動(dòng)流場(chǎng)區(qū)域。其中,柱塞腔流場(chǎng)采用動(dòng)網(wǎng)格設(shè)計(jì),可以模擬柱塞腔的運(yùn)動(dòng),包括旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

筆者在柱塞腔(運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu))和進(jìn)出口流道(靜止結(jié)構(gòu))間構(gòu)建20 μm油膜結(jié)構(gòu),并對(duì)油膜結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為了保證計(jì)算的準(zhǔn)確性,油膜的徑向需應(yīng)至少保持3層網(wǎng)格。

流體域各部分的網(wǎng)格參數(shù)如表1所示。

表1 流體域各部分網(wǎng)格參數(shù)

由于流場(chǎng)區(qū)域的微結(jié)構(gòu)尺度存在顯著差異,因此針對(duì)靜止的進(jìn)油口和排油口,筆者采用較大的網(wǎng)格尺寸,可以減少模型的總體網(wǎng)格數(shù),提升計(jì)算效率;對(duì)于需要進(jìn)行動(dòng)網(wǎng)格迭代計(jì)算的柱塞腔流場(chǎng),采用較小的網(wǎng)格尺度。

3 仿真及結(jié)果分析

3.1 柱塞泵壓力特性分析

柱塞泵進(jìn)口壓力為2 MPa,出口壓力為35 MPa,柱塞泵轉(zhuǎn)速為1 000 r/min。

柱塞泵流場(chǎng)的壓力場(chǎng)分布如圖4所示。

圖4 柱塞泵的壓力場(chǎng)分布

從圖4可以看出:柱塞泵入口壓力穩(wěn)定在2 MPa,出口壓力穩(wěn)定在35 MPa,柱塞在高、低壓腔之間切換時(shí),通過(guò)三角槽結(jié)構(gòu)進(jìn)行預(yù)升壓和預(yù)降壓,實(shí)現(xiàn)高、低壓力之間的過(guò)渡。

排油口的油膜存在明顯的壓力梯度變化,根據(jù)流體的連續(xù)性方程可知,配流盤(pán)的泄漏主要發(fā)生在排油口的油膜邊界。

排油口處壓力脈動(dòng)特征如圖5所示。

圖5 排油口壓力曲線

在圖5中,分別對(duì)有油膜結(jié)構(gòu)和無(wú)油膜結(jié)構(gòu)的流場(chǎng)模型的出口壓力特性進(jìn)行計(jì)算仿真,結(jié)果表明:對(duì)于無(wú)油膜結(jié)構(gòu)的柱塞泵模型而言,其脈動(dòng)幅值達(dá)到8 MPa,脈動(dòng)率達(dá)到22.8%,遠(yuǎn)高于實(shí)際的實(shí)驗(yàn)結(jié)果;而有油膜結(jié)構(gòu)的流場(chǎng)仿真結(jié)果表明,此時(shí)柱塞泵出口的壓力脈動(dòng)幅值為0.8 MPa,脈動(dòng)率為2.2%,與實(shí)際實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果較吻合。

由此可見(jiàn),配流副流場(chǎng)模型可以提高CFD仿真計(jì)算的準(zhǔn)確性。

3.2 柱塞腔壓力特性分析

柱塞腔的內(nèi)壓力特性曲線如圖6所示。

圖6 柱塞腔內(nèi)壓力特性曲線

通過(guò)對(duì)比帶油膜結(jié)構(gòu)和無(wú)油膜結(jié)構(gòu)的柱塞腔壓力特性,筆者發(fā)現(xiàn),油膜結(jié)構(gòu)可以視為壓力濾波器,可以有效地降低柱塞腔掠過(guò)高壓配流槽時(shí)的壓力波動(dòng);同時(shí),在柱塞腔經(jīng)過(guò)阻尼槽時(shí),可以有效地降低由于瞬時(shí)的容積變化導(dǎo)致的壓力沖擊。

3.3 柱塞泵樣機(jī)實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比

由于掘進(jìn)機(jī)刀盤(pán)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)為閉式系統(tǒng),入口壓力為5 MPa,筆者在泵的出口處安裝壓力傳感器,對(duì)泵的恒壓特性進(jìn)行測(cè)試。

柱塞泵的測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)現(xiàn)場(chǎng)如圖7所示。

圖7 大排量泵特性測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)

大排量樣機(jī)泵配流盤(pán)采用球面配流副結(jié)構(gòu),球面半徑為589 mm。在800 r/min轉(zhuǎn)速下,泵出口壓力筆者設(shè)定為10 MPa,20 MPa以及30 MPa 3種工況。

對(duì)樣機(jī)泵的出口壓力與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比如表2所示。

表2 樣機(jī)泵壓力實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比

通過(guò)對(duì)比可以看出在出口壓力的測(cè)試結(jié)果與仿真結(jié)果的吻合度較高，求解出口壓力的均值可以發(fā)現(xiàn)，在設(shè)定邊界條件下，出口壓力的誤差均小于1.5%，證明仿真邊界條件的設(shè)置合理，流場(chǎng)模型壓力建立正常且符合實(shí)際測(cè)試結(jié)果，下文針對(duì)于出口壓力20 MPa作為仿真的工況條件進(jìn)行分析，求解不同配流副結(jié)構(gòu)對(duì)柱塞泵壓力-流量特性的影響。

3.4 配流副結(jié)構(gòu)對(duì)承載與密封的影響

接下來(lái),筆者重點(diǎn)分析配流副結(jié)構(gòu)對(duì)柱塞泵出口脈動(dòng)特性和泄漏特性的影響,依次對(duì)平面配流副、錐面配流副和球面配流副結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真計(jì)算(出口壓力為20 MPa,其中,平面配流副可視作是曲率半徑無(wú)限大的球面配流副)。

配流副的配流盤(pán)流場(chǎng)形態(tài)如圖8所示。

圖8 配流副的配流盤(pán)流場(chǎng)形態(tài)

上述3種配流盤(pán)流場(chǎng)形態(tài)具體分析如下:

(1)平面配流副由于其加工難度低,因而被廣泛地應(yīng)用于大部分軸向柱塞泵產(chǎn)品中;

(2)球面配流副由于其具有較好的均載特性,因此其在重載型大排量柱塞泵中得到了廣泛的應(yīng)用,但其加工難度大,維護(hù)成本較高;

(3)錐面配流副是介于平面配流副與球面配流副的變體結(jié)構(gòu),目前沒(méi)有相關(guān)的產(chǎn)品采用錐面配流副,其壓力流量特性將在該文中進(jìn)行分析討論。

3種配流副結(jié)構(gòu)下,柱塞泵出口的壓力特性如圖9所示。

圖9 出口的壓力特性

由圖9可以看出:球面配流副具有最優(yōu)的壓力脈動(dòng)特性,出口壓力場(chǎng)最為穩(wěn)定,脈動(dòng)幅值最小(60 kPa),相比平面配流副結(jié)構(gòu),出口的壓力脈動(dòng)幅值降低了50%(120 kPa),而相比錐面配流副結(jié)構(gòu),出口壓力脈動(dòng)幅值降低了16%(70 kPa)。

3種配流副結(jié)構(gòu)柱塞泵出口的流量特性,如圖10所示。

圖10 出口流量特性

圖10中,流量脈動(dòng)的周期為0.006 7 s,由流量脈動(dòng)曲線可以看出:柱塞泵的輸出流量具有2處沖擊尖峰(圖10中A點(diǎn)和B點(diǎn)位置)。其中,A處的脈動(dòng)沖擊為柱塞腔運(yùn)動(dòng)至阻尼槽與配流槽交界處,流量在柱塞腔由吸油槽運(yùn)動(dòng)至排油槽的過(guò)程中,在下死點(diǎn)位置柱塞腔內(nèi)形成局部高壓,導(dǎo)致在與阻尼槽接觸的同時(shí),流量急速流入配流窗;此時(shí),由于三角槽結(jié)構(gòu)過(guò)流面積的非線性特點(diǎn),導(dǎo)致過(guò)流面積在此處發(fā)生突變,達(dá)到流量的局部最大值;

三角槽處的過(guò)流面積成可近似為線性變化[15],然而在柱塞腔運(yùn)動(dòng)至三角槽和配流窗的過(guò)渡區(qū)域時(shí),過(guò)流面積發(fā)生突變,隨著過(guò)流面積的突變[16,17],會(huì)使得在此刻發(fā)生流量倒灌現(xiàn)象,導(dǎo)致流量急速降低(B點(diǎn));隨著柱塞腔與配流槽的進(jìn)一步接觸,過(guò)流面積進(jìn)一步增大,柱塞泵出口流量達(dá)到C點(diǎn)處的局部最大值。

筆者通過(guò)對(duì)比發(fā)現(xiàn):球面配流副的流量脈動(dòng)幅值為70 L/min,錐面配流副為73 L/min,平面配流副的脈動(dòng)幅值最大,達(dá)到了125 L/min。由此可以看出,球面配流副具有最優(yōu)的脈動(dòng)抑制效果。

3種配流副結(jié)構(gòu)的泄漏特性,如圖11所示。

圖11 油膜油液泄漏對(duì)比

由圖11可以看出:錐面配流副的泄漏最為嚴(yán)重,泄漏的均值達(dá)到9.8 L/min,遠(yuǎn)高于平面配流副和球面配流副結(jié)構(gòu);球面配流副的泄漏均值為0.9 L/min,平面配流副的泄漏均值為2.1 L/min[18]。

筆者分析指出,錐面配流副結(jié)構(gòu)泄漏較大的原因與其內(nèi)外密封帶的尺寸結(jié)構(gòu)相關(guān)。在配流副油膜模型的構(gòu)建中,3種配流副結(jié)構(gòu)的吸排油槽的結(jié)構(gòu)保持一致,因此,在構(gòu)建平面配流副時(shí),其內(nèi)外密封帶的半徑要小于錐面密封帶的半徑。

配流盤(pán)處的泄漏公式[19]為:

(6)

式中:Ql-vc—配流副泄漏總流量;R1,R2,R3,R4—配流盤(pán)密封帶半徑(圖2);αf—柱塞腔包角;μ—油液黏度;hvc—配流副油膜厚度;pf—配流窗壓力;pcase—泵殼壓力。

可見(jiàn),在泵出口壓力、泵殼油液壓力以及油膜厚度保持不變的條件下,錐面配流副的泄漏要大于平面配流副結(jié)構(gòu)。

不同油膜結(jié)構(gòu)的承載力曲線如圖12所示。

圖12 油膜承載力對(duì)比

由圖12可以看出:球面配流副能夠提供最優(yōu)的油膜承載力,承載力均值達(dá)到142 kN,其承載力特性遠(yuǎn)優(yōu)于錐面和平面配流副。

3.5 球面配流副曲率半徑對(duì)承載特性的影響

筆者進(jìn)一步討論球面曲率半徑對(duì)油膜承載特性的影響,分別構(gòu)建曲率半徑為355 mm、455 mm、589 mm(原始模型的曲率半徑)的球面配流副油膜模型。

泵出口的流量特性如圖13所示。

圖13 不同球面曲率的出口流量

由圖13可以看出:小半徑(355 mm)的球面配流副結(jié)構(gòu)會(huì)使得柱塞泵的流量脈動(dòng)幅值顯著增大,尤其是在第一階段,與三角槽接觸時(shí)產(chǎn)生的流量脈動(dòng)沖擊;同時(shí),使得當(dāng)柱塞腔離開(kāi)排油配流槽的瞬間流量急劇降低,其流量脈動(dòng)幅值達(dá)到240 L/min,出口流量脈動(dòng)率高達(dá)46%,嚴(yán)重影響了柱塞泵性能。

455 mm曲率半徑的球面配流副的出口流量脈動(dòng)率為13.6%,589 mm曲率半徑的球面配流副的出口流量脈動(dòng)率為13.8%。

通過(guò)對(duì)油膜的壓力分布進(jìn)行積分,可以得到配流副油膜的承載力合力。

不同球面曲率油膜承載力如圖14所示。

圖14 不同球面曲率油膜承載力

由圖14可知:在曲率半徑為355 mm、455 mm、589 mm的球面配流副油膜模型上,其提供的承載力(在油膜上設(shè)置監(jiān)測(cè)點(diǎn),得到監(jiān)測(cè)點(diǎn)的瞬時(shí)壓力分布,并求解此時(shí)刻的承載力,故承載力曲線呈周期性分布)均值分別為127 kN、76 kN和142 kN。

其中,當(dāng)配流副球面曲率半徑為589 mm時(shí),其承載力在高、低壓區(qū)域的承載力差達(dá)到29 kN,對(duì)于柱塞泵而言,如此大的力差會(huì)造成缸體的傾覆,進(jìn)而造成配流副的單側(cè)偏磨;而當(dāng)配流副球面曲率為半徑355 mm時(shí),其油膜提供的承載力較大,但是過(guò)小的球面半徑會(huì)導(dǎo)致其流量脈動(dòng)增加,也不是結(jié)構(gòu)的最優(yōu)解。

因此,對(duì)于此處所研究的樣機(jī)結(jié)構(gòu),采用455 mm的球面曲率半徑能夠得到柱塞泵最優(yōu)的輸出特性。

4 結(jié)束語(yǔ)

筆者重點(diǎn)針對(duì)柱塞泵的球面型配流副結(jié)構(gòu)的承載特性展開(kāi)分析,以大排量軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象,采用CFD仿真方法,對(duì)不同配流副結(jié)構(gòu)的承載特性、密封特性以及整泵的壓力流量特性進(jìn)行了分析。

研究結(jié)論如下:

(1)在壓力脈動(dòng)的控制以及泄漏方面,相比傳統(tǒng)的平面配流副以及錐面配流副結(jié)構(gòu),球面配流副都具有顯著的優(yōu)勢(shì),能夠有效地降低柱塞泵的出口壓力脈動(dòng)和流量脈動(dòng);

(2)球面型油膜的曲率半徑對(duì)其承載能力以及整泵的流量特性影響顯著,隨著曲率半徑的增大,能夠有效地增加油膜的承載力,但同時(shí)會(huì)導(dǎo)致進(jìn)出口的承載力矩增大,增大配流副偏磨的風(fēng)險(xiǎn);而曲率半徑過(guò)小會(huì)導(dǎo)致出口的流量脈動(dòng)沖擊增大,降低泵的性能。

分析上述的3個(gè)案例可知:曲率半徑為455 mm時(shí)的配流副結(jié)構(gòu)性能最優(yōu),脈動(dòng)率為13.6%,油膜的承載力達(dá)76 kN,高低壓區(qū)產(chǎn)生的承載力插值為12 kN。

在后續(xù)的研究工作中,筆者將繼續(xù)針對(duì)大排量軸向柱塞泵配流副的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,探究配流盤(pán)阻尼槽的低脈動(dòng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法,并針對(duì)研究結(jié)果進(jìn)行樣機(jī)的研制和測(cè)試實(shí)驗(yàn)。