劉雨聰，曹文斌，楊國來，2，冒越穎，趙天昊，房瑞清

(1.蘭州理工大學(xué)能源與動力工程，甘肅蘭州 730050；2.浙江大學(xué)流體動力與機電系統(tǒng)重點實驗室，浙江杭州 310027)

0 前言

隨著工業(yè)的發(fā)展，國內(nèi)對液壓元件的需求也不斷發(fā)生變化。近年來隨著對航空航天設(shè)備小型化和輕量化的深入研究[1-3]，作為關(guān)鍵動力元件的液壓泵是液壓驅(qū)動系統(tǒng)的心臟，不僅有更小的體積、尺寸和輕質(zhì)量要求，還需要在高壓工況下具有較高的容積效率[4-6]。齒輪泵和柱塞泵是目前航空航天主要使用的容積式液壓泵：齒輪泵的結(jié)構(gòu)簡單，自吸能力強，但是泄漏較大，且存在徑向不平衡力；柱塞泵的額定壓力高，結(jié)構(gòu)緊湊，效率更高，因此在航空航天設(shè)備中研究柱塞泵更具有價值[7-9]。

國內(nèi)外研究人員針對柱塞泵的配流形式從不同角度進行了研究[10-13]，張國榮、管文升[14]在ZB泵的基礎(chǔ)上改進一種ZBG超高壓泵，與不同規(guī)格的齒輪泵組合成ZBG高低壓組合泵，實現(xiàn)低壓大流量和高壓小流量的工況。錢宇等人[15]設(shè)計了一種超小排量高壓軸向柱塞泵，采用球面配流和波形彈簧，有效減少泄漏、提高容積效率。周天時[16]研制了一種超高壓低流量并聯(lián)精密柱塞泵，其加載系統(tǒng)滿足了巖石試驗機的加載需求。韋春輝等[17]針對超高壓海水泵配流閥運動之后所引起的海水泵容積效率降低情況，進行了動態(tài)特性分析。劉璐等人[18]提出一種并聯(lián)單向閥的配流機構(gòu)，結(jié)合曲面擬合思想和粒子群算法，仿真驗證了并聯(lián)單向閥的配流問題。梁海健[19]采用進口斜盤配流、出口閥配流的微泵結(jié)構(gòu)配流方式，完成了微小柱塞泵原理樣機的實驗。陳雪聰[20]對高壓共軌柴油機徑向泵進行全工作過程模擬，得到閥芯運動規(guī)律、受力及腔內(nèi)流場的瞬時狀態(tài)，并分析不同閥組結(jié)構(gòu)參數(shù)對其工作特性的影響。

綜上所述，大多學(xué)者只是針對某一特定的配流結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性進行分析，未見對不同組合形式的配流閥結(jié)構(gòu)對比分析。作者針對不同配流閥結(jié)構(gòu)特征，選擇不同配流結(jié)構(gòu)的組合形式，通過實驗與AMESim仿真分析，建立不同結(jié)構(gòu)的單向閥配流模型，選擇配流結(jié)構(gòu)中的最優(yōu)結(jié)構(gòu)，探究不同參數(shù)對配流閥滯后性的影響。

1 微泵數(shù)學(xué)模型

文中研究的航空泵為微型高壓斜盤式定量柱塞泵，其簡化結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 微型高壓柱塞泵簡化結(jié)構(gòu)Fig.1 Micro high pressure piston pump simplified structure

微型高壓柱塞泵采用實心柱塞結(jié)構(gòu)，柱塞球頭直接接觸斜盤以減少滑靴副泄漏，單個柱塞配備兩個單向閥控制介質(zhì)的吸排過程。設(shè)計排量為0.138 mL/r，最高壓力為40 MPa，最高轉(zhuǎn)速5 000 r/min。不同于常規(guī)的盤配流柱塞泵，微型高壓航空泵的柱塞缸體不隨主軸旋轉(zhuǎn)，主軸和斜盤一體化，當電機帶動主軸斜盤旋轉(zhuǎn)時，由于斜盤平面相對缸體平面存在傾斜角，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復(fù)運動。圖2是柱塞運動分析簡圖，O′x′y′為斜盤平面，Oxy為柱塞缸體平面，柱塞分布圓半徑為R，柱塞運動過程的上下死點分別是圖中的點A、B，點C為柱塞運動到某一時刻時柱塞的位置，夾角γ為斜盤傾角。

圖2 柱塞運動分析簡圖Fig.2 Plunger motion analysis diagram

柱塞位移的起點是柱塞行程最大時的上死點A(φ=0)，則任意旋轉(zhuǎn)角度φ時，柱塞位移為

s=R(1-cosφ)tanγ

所建立的柱塞泵模型瞬時理論流量為

(1)

泵的排量為

q=π/4d2zsmax

(2)

柱塞腔流量連續(xù)性方程為

(3)

吸液閥流量連續(xù)性方程為

(4)

排液閥流量連續(xù)性方程為

(5)

配流閥閥口流量方程為

(6)

吸液閥閥芯受力平衡方程為

2CdCvA′1|p1-p|cosα1

(7)

同理，排液閥閥芯受力平衡方程為

2CdCvA′2|p-p2|cosα2

(8)

式中：R為柱塞分布圓半徑；φ為斜盤旋轉(zhuǎn)角度；γ為斜盤傾角；d為柱塞直徑；z為柱塞個數(shù)；ω為斜盤旋轉(zhuǎn)角速度；smax為柱塞最大行程；φ1為第一個柱塞轉(zhuǎn)過角度；Cd為閥口流量系數(shù)，與雷諾數(shù)Re有關(guān)；A1/2為閥口過流面積；q1、q2分別為吸、排液閥流出流量；A為柱塞腔受力面積；V為柱塞腔余隙容積；E為介質(zhì)體積彈性模量；p為柱塞腔壓力；A′1、A′2分別為吸、排液閥開啟后有效過流面積；k1、k2分別為吸、排液閥彈簧剛度；y10、y20分別為吸、排液閥彈簧預(yù)壓縮量；B為閥芯黏性阻尼系數(shù)；Cv為閥口流速系數(shù)；α1、α2分別為吸、排液閥射流角。

由上述數(shù)學(xué)模型可知：微型高壓柱塞泵流量輸出特性影響參數(shù)包括閥芯質(zhì)量、彈簧剛度、余隙容積、彈簧預(yù)壓縮量、斜盤傾角、閥芯黏性阻尼系數(shù)等。

2 微泵數(shù)值計算模型的建立及各閥配流結(jié)構(gòu)

為研究各閥配流機構(gòu)對整泵的容積效率及閥芯啟閉遲滯性的影響，根據(jù)上述的整泵數(shù)學(xué)模型，在AMESim搭建三柱塞微型高壓閥配流柱塞泵的液壓系統(tǒng)動態(tài)仿真模型。模型中采用電機帶動3個相位角相差120°的柱塞運動，來模擬實際微型高壓柱塞腔的往復(fù)運動，各柱塞除相位角有差異，運動規(guī)律均相同，且由2個單向閥分別控制油液的吸入與排出。將單柱塞與2個單向閥封裝為超級幾何元件后，整泵模型如圖3所示。

圖3 整泵AMESim動態(tài)仿真模型Fig.3 AMESim dynamic simulation model of whole pump

表1是AMESim中微泵仿真模型的主要參數(shù)。配流閥的閥芯形式多樣，主要有平板閥、錐閥、球閥3種結(jié)構(gòu)，如圖4所示。平板閥依靠平面環(huán)形密封，結(jié)構(gòu)簡單，響應(yīng)特性較好，但平面易磨損，自動補償能力較差，閥口密封性不高；錐閥密封面是錐面且具有一定的自定位，從而密封性能好，但運動慣量較大，使得閥芯啟閉滯后；球閥結(jié)構(gòu)簡單、加工方便，但閥芯導(dǎo)向性差，啟閉運動中易發(fā)生震動，且閥芯質(zhì)量增大時，慣性也隨之增大，導(dǎo)致閥芯啟閉滯后嚴重。

表1 整泵仿真模型主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of the whole pump simulation model

圖4 3種閥芯形式Fig.4 Three spool forms：(a)ball valve；(b)cone valve；(c)plate valve

由于高壓微泵的吸液閥和排液閥的工作環(huán)境差異較大，使得閥配流結(jié)構(gòu)在閥芯形式的選擇上多樣化。表2是高壓微泵吸液閥和排液閥的配流結(jié)構(gòu)在閥芯結(jié)構(gòu)選擇上的不同組合形式。

表2 9種配流結(jié)構(gòu)組合模型Tab.2 Nine combined models of flow distribution structure

3 動態(tài)特性仿真分析及實驗對比

微泵系統(tǒng)仿真模型搭建完畢后，對柱塞泵在轉(zhuǎn)速3 000 r/min下的位移和速度曲線進行仿真。如圖5所示：柱塞的位移和速度曲線均遵循余弦規(guī)律周期性變化，且最大速度0.578 m/s和最大位移3.68 mm均滿足微泵數(shù)學(xué)模型運動學(xué)分析結(jié)果，即所搭建的閥配流柱塞泵模型符合柱塞運動特性。

圖5 AMESim微泵柱塞位移(a)和速度(b)曲線Fig.5 Piston displacement(a)and velocity(b)curves of AMESim micropump

3.1 變轉(zhuǎn)速變負載下流量輸出特性分析

為了分析配流結(jié)構(gòu)和微型高壓柱塞泵的配適性，對上述9種配流結(jié)構(gòu)模型分別進行AMESim建模仿真分析。圖6所示為變負載壓力下各配流結(jié)構(gòu)的出口流量大小，轉(zhuǎn)速均為3 000 r/min，考慮可能出現(xiàn)的極端工況，負載壓力最高加載到40 MPa。

圖6 各配流結(jié)構(gòu)變負載下的出口流量Fig.6 Outlet flows of each distribution structure under variable load

由圖6可以看出：各配流結(jié)構(gòu)模型隨負載壓力的增大，微泵的內(nèi)泄漏增大，隨之出口流量減?。荒Ｐ?在同一負載壓力條件下出口流量均低于其他配流結(jié)構(gòu)模型，在40 MPa負載壓力下出口流量和其他模型相比差異最大；模型1—7在同一負載壓力條件下出口流量變化較小，模型9在各負載壓力條件出口流量均高于其他配流結(jié)構(gòu)，即配流結(jié)構(gòu)吸液閥和排液閥均為平板閥時，在各負載壓力情況下容積效率均為最高。

圖7為變轉(zhuǎn)速條件下各配流結(jié)構(gòu)的出口流量，同一轉(zhuǎn)速下模型8的出口流量均低于其他配流結(jié)構(gòu)，隨著轉(zhuǎn)速的增高，模型8和其他模型的出口流量相差逐漸增大。模型1—7在同一轉(zhuǎn)速下出口流量相差不大，模型9在相同轉(zhuǎn)速條件下出口流量均高于其他各模型。計算各轉(zhuǎn)速條件下不同模型的出口流量對應(yīng)的容積效率，發(fā)現(xiàn)變轉(zhuǎn)速條件下，除模型8外各模型的最大容積效率為80.05%，最小容積效率為79.36%，兩者相差0.69%，這表明微泵在變轉(zhuǎn)速情況下容積效率穩(wěn)定，主軸轉(zhuǎn)速對微泵的容積效率影響不大。

出口流量的大小決定其容積效率的高低，綜合變轉(zhuǎn)速變負載條件下各模型的出口流量情況，針對所搭建的微型高壓柱塞泵模型，閥口通徑及單向閥預(yù)留尺寸一致時，模型9為最優(yōu)配流閥組合形式。

3.2 平板閥滯后性影響因素分析

微泵通過多柱塞做軸向往復(fù)運動，腔內(nèi)容積發(fā)生變化，周而復(fù)始做吸、排油動作，各柱塞除相位角有差異，其原理和工況是相同的，多柱塞微泵是單柱塞的耦合作用，各柱塞的影響因素相同。下面分析模型9在同轉(zhuǎn)速下的單柱塞情況。

(1)閥芯質(zhì)量

圖8為不同閥芯質(zhì)量對配流閥閥芯位移的影響曲線?？梢钥闯觯寒旈y芯質(zhì)量分別為0.3、0.8、1.2 g時，吸液閥的關(guān)閉滯后角逐漸增大，分別為4.80°、5.00°、5.22°，開啟滯后角一致；排液閥的開啟滯后角逐漸增大，分別為56.33°、57.05°、57.59°，關(guān)閉滯后角一致。

圖8 不同閥芯質(zhì)量下閥芯位移曲線Fig.8 Spool displacement curves under different spool masses：(a)inlet valve；(b)discharge valve

隨著單向閥閥芯質(zhì)量的增加，最大閥芯位移增大，閥芯穩(wěn)定性顯著下降。這是由于質(zhì)量的增加導(dǎo)致慣性力增大，故應(yīng)適當減小配流閥的閥芯質(zhì)量，提高配流閥的響應(yīng)速度和穩(wěn)定性。

(2)斜盤傾角

圖9為不同斜盤傾角對配流閥閥芯位移的影響曲線?？梢钥闯觯寒斝北P傾角W分別為7°、10°、13°時，吸液閥的開啟滯后角逐漸減小，分別為53.45°、43.37°、36.89°，關(guān)閉滯后角影響較小，分別為5.04°、4.50°、4.14°；排液閥的開啟滯后角逐漸減小，分別為56.87°、46.97°、41.21°，關(guān)閉滯后角影響較小，分別為4.85°、4.31°、4.13°。

隨著斜盤傾角的增大閥芯位移增大，開啟和關(guān)閉滯后角均減小。這是因為斜盤傾角增大，柱塞位移增大，柱塞腔形成高低壓的時間均減小。在不同排量需求的工況下可以適當?shù)剡x擇較大的斜盤傾角來減小配流閥的遲滯性。

(3)負載壓力

圖10為不同負載壓力對配流閥閥芯位移的影響曲線?？梢钥闯觯寒斬撦d壓力分別為10、20、30、40 MPa時，吸液閥的開啟滯后角逐漸增大，分別為30.41°、43.55°、53.45°、62.45°，關(guān)閉滯后角一致；排液閥的開啟滯后角逐漸增大，分別為33.83°、46.61°、56.69°、66.05°，關(guān)閉滯后角一致。

負載壓力對配流閥遲滯性影響較大，壓力的增大會導(dǎo)致配流閥的遲滯性更嚴重。這是由于油液具有壓縮性，負載壓力越大，柱塞腔內(nèi)建立壓力的過程越長，開啟配流閥的滯后角隨之增加。同時，負載壓力越大閥芯位移越大，因為越大的負載柱塞腔內(nèi)建立的壓力越大，閥芯受力增加致使位移增大。

(4)余隙容積

圖11為不同余隙容積對配流閥閥芯位移的影響曲線?？梢钥闯觯寒斢嘞度莘e分別為0.3、0.4、0.5 cm3時，吸液閥的開啟滯后角逐漸增大，分別為41.57°、47.51°、53.45°，關(guān)閉滯后角一致；排液閥的開啟滯后角逐漸增大，分別為44.99°、51.11°、56.87°，關(guān)閉滯后角一致。

余隙容積對配流閥的遲滯性影響較大，且隨著余隙容積的增大閥芯位移和振動幅度均增大，運動穩(wěn)定性降低，閥芯開啟遲滯性增大，這是因為越大的余隙容積油液壓縮所需時間越久。

3.3 微型高壓柱塞泵試驗

圖12為高壓微泵加壓試驗現(xiàn)場，微泵插裝在銀色油缸近電機一側(cè)，閉式油箱內(nèi)注滿46號液壓油，使微泵完全浸入在閉式油箱內(nèi)部，電機置于閉式油箱外，通過聯(lián)軸器帶動微泵主軸旋轉(zhuǎn)。閉式油箱另一側(cè)插裝油路塊，油路塊連接右側(cè)黑色補油泵及微泵出油口，通過補油泵對閉式油箱補油。對微泵進行變轉(zhuǎn)速下的加壓試驗，在負載壓力30 MPa時，考慮到可能出現(xiàn)的極端工況條件，分別測量微泵在轉(zhuǎn)速為1 000、2 000、3 000、4 000、5 000 r/min下的出口流量。

圖12 高壓微泵試驗現(xiàn)場Fig.12 High pressure micropump experiment site

圖13為高壓微泵現(xiàn)場的試驗結(jié)果和仿真結(jié)果對比，可知：各轉(zhuǎn)速下試驗所得結(jié)果和仿真結(jié)果相差不大，在高壓微泵轉(zhuǎn)速為5 000 r/min時出口流量相差0.02 L/min，此時容積效率相差3%左右。試驗結(jié)果與仿真結(jié)果有偏差是因為存在試驗誤差以及加工誤差等因素的影響，試驗結(jié)果再次驗證了仿真結(jié)果的準確性。

圖13 試驗結(jié)果和仿真結(jié)果對比Fig.13 Comparison of experimental results and simulation results

4 結(jié)論

在AMESim中對微型高壓軸向柱塞泵的液壓系統(tǒng)動態(tài)特性進行建模仿真，并通過試驗驗證模型的準確性。由仿真結(jié)果分析不同配流結(jié)構(gòu)對微泵的容積效率影響情況，選擇出最優(yōu)配流結(jié)構(gòu)。分析了閥芯質(zhì)量、斜盤傾角、負載壓力和余隙容積等參數(shù)對配流閥動態(tài)特性的影響，得出以下結(jié)論：

(1)各配流結(jié)構(gòu)模型在恒轉(zhuǎn)速負載壓力變化情況下，隨負載壓力的增大，微泵的內(nèi)泄漏增大，出口流量減小。所設(shè)計的微泵閥口通徑及單向閥預(yù)留尺寸一致時，吸液閥和排液閥均為平板閥時整泵的容積效率最高，同時微泵在變轉(zhuǎn)速情況下容積效率穩(wěn)定，主軸轉(zhuǎn)速對微泵的容積效率影響不大。

(2)閥芯質(zhì)量對滯后角有一定的影響，隨著閥芯質(zhì)量的增加，閥芯穩(wěn)定性顯著下降。這是由于質(zhì)量的增加導(dǎo)致慣性力增大，故應(yīng)適當減小配流閥的閥芯質(zhì)量，提高配流閥的響應(yīng)速度和穩(wěn)定性。

(3)斜盤傾角對開啟滯后角影響較大，對關(guān)閉滯后角影響較小。斜盤傾角的增大能夠有效改善配流閥遲滯性，在不同排量需求的工況下可以適當選擇較大的斜盤傾角來改善配流閥的遲滯性。

(4)負載壓力和余隙容積對閥芯遲滯性影響很大，隨著余隙容積和負載壓力的增大，閥芯位移和振動幅度增大，運動穩(wěn)定性降低，閥芯開啟遲滯角增大。減小微泵的余隙容積能夠有效改善配流閥遲滯性，并有利于微泵的高壓化。