燃料柱塞泵流動(dòng)特性仿真分析與低噪聲設(shè)計(jì)

孫 濤， 羅 凱， 周 華， 王晉中， 尹韶平

(1.中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第705研究所，西安 710075； 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,杭州 330100；3.海軍裝備部駐山西平陽(yáng)廠軍事代表室，山西 侯馬 043002)

燃料柱塞泵流動(dòng)特性仿真分析與低噪聲設(shè)計(jì)

孫 濤1， 羅 凱2， 周 華2， 王晉中3， 尹韶平1

(1.中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第705研究所，西安 710075； 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,杭州 330100；3.海軍裝備部駐山西平陽(yáng)廠軍事代表室，山西 侯馬 043002)

魚(yú)雷燃料泵在對(duì)燃料增壓時(shí)不可避免地產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng)并傳遞至魚(yú)雷殼體，使之成為魚(yú)雷的激振源之一。為了指導(dǎo)燃料泵的減振降噪，利用液壓系統(tǒng)仿真軟件AMESim 建立了與傳統(tǒng)斜盤(pán)式柱塞泵結(jié)構(gòu)及工作原理差異很大的燃料柱塞泵的液壓模型。搭建燃料泵動(dòng)態(tài)壓力測(cè)試系統(tǒng)，測(cè)試了燃料泵出口的動(dòng)態(tài)壓力，并與泵出口壓力仿真信號(hào)進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了模型的正確性。在此基礎(chǔ)上，進(jìn)一步對(duì)泵出口壓力、流量及柱塞腔壓力動(dòng)態(tài)過(guò)程進(jìn)行仿真，確定出了既能削除柱塞腔尖峰壓力又對(duì)泵出口壓力流量無(wú)影響的錯(cuò)配角。以此為指導(dǎo)，制造出具有合理錯(cuò)配角的樣機(jī)。對(duì)比測(cè)試表明新泵相對(duì)原泵，在全部十個(gè)測(cè)試位置振動(dòng)能級(jí)均降低，最大降幅約5 dB。

軸向柱塞泵;錯(cuò)配角;AMESim;低噪聲設(shè)計(jì);動(dòng)態(tài)測(cè)試

柱塞泵廣泛應(yīng)用于航空、航天、船舶、兵器等國(guó)防軍工部門(mén)及工程機(jī)械、軌道交通、石油化工等民用經(jīng)濟(jì)部門(mén)，具有重要的軍事價(jià)值和廣闊的市場(chǎng)前景。受試驗(yàn)條件和測(cè)量?jī)x器的限制，測(cè)量泵的泄露、氣蝕、流量脈動(dòng)、壓力脈動(dòng)、壓力沖擊等難度很大甚至無(wú)法測(cè)量，而這些問(wèn)題的解決程度又直接制約柱塞泵容積效率、振動(dòng)噪聲、可靠性等性能的提高。當(dāng)前,泵的振動(dòng)和噪聲值是液壓泵重要的質(zhì)量評(píng)價(jià)指標(biāo)[1]。

隨著數(shù)值仿真技術(shù)的發(fā)展，越來(lái)越多的學(xué)者采用SimulationX、AMESim、Pumplinx等仿真軟件對(duì)柱塞泵、油氣懸架等液壓系統(tǒng)的各種流體參數(shù)進(jìn)行仿真測(cè)試[2-5]，以便在試制前較準(zhǔn)確地評(píng)定設(shè)計(jì)方案的可行性，減少研制環(huán)節(jié)的反復(fù)，從而降低開(kāi)發(fā)成本，縮短研制周期。

魚(yú)雷液體燃料的增壓及輸送均采用直軸式高壓柱塞泵。為了安全可靠的將燃料與潤(rùn)滑油隔離，魚(yú)雷燃料泵采用缸體固定、斜盤(pán)旋轉(zhuǎn)、偏心配流的結(jié)構(gòu)形式。文獻(xiàn)[6]對(duì)此燃料泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作原理進(jìn)行了詳細(xì)介紹，從中不難發(fā)現(xiàn)此燃料泵的結(jié)構(gòu)相對(duì)常規(guī)軸向柱塞泵更加復(fù)雜，零部件更多，結(jié)構(gòu)更加緊湊，同時(shí)有嚴(yán)格的尺寸和質(zhì)量限制。聶松林等[7-8]對(duì)此結(jié)構(gòu)形式的配流盤(pán)做了相關(guān)的理論研究，分析了配流區(qū)壓力場(chǎng)和速度場(chǎng)規(guī)律，討論了此結(jié)構(gòu)用于海水軸向柱塞馬達(dá)的可行性，但是沒(méi)有相關(guān)樣機(jī)設(shè)計(jì)和試驗(yàn)研究的討論。此燃料泵復(fù)雜的結(jié)構(gòu)和獨(dú)特的配流方式增加了建模和仿真分析的難度[9]，目前缺乏對(duì)這種柱塞泵的流量特性、壓力特性和動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行全面、深入的仿真研究，制約燃料泵性能，尤其是振動(dòng)噪聲等性能的進(jìn)一步提高。

為了深入了解燃料泵的動(dòng)態(tài)特性，降低燃料泵的振動(dòng)噪聲，本文以機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)、流體動(dòng)力學(xué)、動(dòng)態(tài)測(cè)試技術(shù)等多學(xué)科交叉為基礎(chǔ)，采用數(shù)值模擬、試驗(yàn)驗(yàn)證與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)相結(jié)合的方法，研制出了低噪聲燃料泵樣機(jī)，樣機(jī)泵的振動(dòng)相對(duì)原泵顯著降低，具有重要的工程實(shí)用價(jià)值和廣闊的應(yīng)用前景。

1 燃料泵的運(yùn)動(dòng)過(guò)程及建模

1.1 模型建立

燃料泵的結(jié)構(gòu)如圖1所示，斜盤(pán)與主軸由鍵配合并隨主軸旋轉(zhuǎn)，經(jīng)推力軸承和軌道輪傳遞帶動(dòng)柱塞在油缸柱塞套中作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，柱塞彈簧保證柱塞處于低壓區(qū)吸油過(guò)程所需回程力，使柱塞與軌道輪始終接觸。配流環(huán)安裝在主軸偏心小軸上，隨主軸作偏心旋轉(zhuǎn)，將油缸底部和殼體底部之間的封閉腔體分隔為吸油區(qū)和壓油區(qū)。當(dāng)斜盤(pán)隨主軸旋轉(zhuǎn)驅(qū)使柱塞收縮時(shí)，對(duì)應(yīng)的缸體配流口處于吸油區(qū)，柱塞腔容積變大，處于吸油狀態(tài)；當(dāng)斜盤(pán)驅(qū)使柱塞伸張時(shí)，對(duì)應(yīng)的缸體配流口處于壓油區(qū)，柱塞腔容積變小，處于壓油狀態(tài)。通過(guò)各柱塞腔的交替吸排油，柱塞泵實(shí)現(xiàn)燃料吸入和增壓輸出。

圖1 燃料泵結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure diagram of fuel pump

AMESim提供一個(gè)完整的系統(tǒng)設(shè)計(jì)平臺(tái)，使用戶可以建立復(fù)雜的多學(xué)科的機(jī)、電、液一體化系統(tǒng)模型，并對(duì)模型進(jìn)行仿真計(jì)算和深入分析，已經(jīng)成為汽車(chē)、工程機(jī)械、航空航天等領(lǐng)域系統(tǒng)的重要建模仿真平臺(tái)。

根據(jù)上述對(duì)燃料泵運(yùn)動(dòng)過(guò)程的分析，提取構(gòu)成燃料泵的物理要素，在 AMESim 軟件平臺(tái)中分別選取相關(guān)的模塊建立斜盤(pán)、柱塞、配流機(jī)構(gòu)等部件的仿真模型。相對(duì)而言，建立準(zhǔn)確的柱塞的仿真模型和配流機(jī)構(gòu)的仿真模型難度較大。柱塞模型中柱塞腔由一個(gè)柱塞與一個(gè)泄漏和黏性阻力件組合而成，柱塞是能量從機(jī)械域到液壓域的轉(zhuǎn)換器，液壓容器的體積取決于柱塞的位移和液體的彈性模量，模型中同時(shí)考慮了柱塞腔的內(nèi)泄漏和黏性摩擦力。配流機(jī)構(gòu)模型中過(guò)流面積曲線是泵配流特性的關(guān)鍵，直接影響泵的整體性能，其物理含義為泵旋轉(zhuǎn)一周過(guò)程中，單個(gè)柱塞連通的缸孔配流窗口與高低壓區(qū)重合的面積變化規(guī)律。文獻(xiàn)[4]對(duì)燃料泵配流過(guò)程的實(shí)現(xiàn)情況進(jìn)行了詳細(xì)分析，具體的過(guò)流面積變化曲線是配流環(huán)位置即主軸轉(zhuǎn)角的函數(shù)。對(duì)1號(hào)柱塞缸孔一個(gè)旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)關(guān)鍵位置過(guò)流面積進(jìn)行計(jì)算，其余位置進(jìn)行插值擬合，即可得到吸排油過(guò)程的過(guò)流面積變化曲線，如圖 2所示。其余柱塞缸孔與此類(lèi)似，分別相差2πN(N為柱塞數(shù))的柱塞分布相位。

1-高壓區(qū)過(guò)流面積； 2-低壓區(qū)過(guò)流面積圖2 燃料泵配流窗口過(guò)流面積變化曲線Fig.2 Flow area change curve of distribution windows of fuel pump

將上面所建立的單個(gè)部件的模型按照相位差關(guān)系組合、連接起來(lái)即可構(gòu)成燃料泵完整的仿真模型，如圖 3所示。

圖3 燃料泵的AMESim模型Fig.3 AMESim model of fuel pump

1.2 模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證仿真模型正確性，對(duì)燃料泵在給定工況下的流量、壓力仿真數(shù)據(jù)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了對(duì)比。仿真數(shù)據(jù)通過(guò)此燃料泵仿真模型獲得，時(shí)間步長(zhǎng)和時(shí)間歷程分別設(shè)置為0.01 ms和50 ms。試驗(yàn)數(shù)據(jù)通過(guò)燃料泵性能試驗(yàn)獲得，流量采用渦輪流量計(jì)測(cè)量，動(dòng)態(tài)壓力由非諧振傳壓管引出后采用PCB高頻響動(dòng)態(tài)壓力傳感器測(cè)量，測(cè)試裝置如圖4所示。

圖4 壓力脈動(dòng)測(cè)試圖Fig.4 Pressure fluctuation measurement experiment

流量仿真值相對(duì)測(cè)試值的誤差為2.6%，表明流量仿真結(jié)果是準(zhǔn)確的。動(dòng)態(tài)壓力信號(hào)的對(duì)比見(jiàn)圖5，可以看出泵出口壓力脈動(dòng)測(cè)試曲線與數(shù)值仿真曲線一個(gè)旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)具有柱塞數(shù)的周期壓力脈動(dòng)，并且兩條曲線總體變化規(guī)律與幅值波動(dòng)吻合較好。相對(duì)于數(shù)值仿真曲線理想規(guī)則的周期重復(fù)性，試驗(yàn)曲線在每個(gè)脈動(dòng)波內(nèi)均存在小幅振蕩，主要是受系統(tǒng)管路負(fù)載特性和蓄能器的影響。

1-仿真曲線；2-試驗(yàn)曲線圖5 仿真信號(hào)與實(shí)測(cè)信號(hào)對(duì)比Fig.5 Comparison of simulation and test signals

2 液壓模型仿真分析

對(duì)已有產(chǎn)品進(jìn)行低噪聲設(shè)計(jì)時(shí)，結(jié)構(gòu)通常不能有大的改動(dòng)。在分析原泵的結(jié)構(gòu)后，選擇斜盤(pán)傾角、出口容積、錯(cuò)配角作為低噪聲設(shè)計(jì)的優(yōu)化參數(shù)，此處主要分析斜盤(pán)傾角、出口容積、錯(cuò)配角對(duì)流量脈動(dòng)、壓力脈動(dòng)和柱塞腔壓力尖峰的影響。為了便于分析計(jì)算，假定泵在穩(wěn)定工況下運(yùn)行，負(fù)載壓力和轉(zhuǎn)速恒定，液壓油粘度不變。

為了表征壓力尖峰的影響，此處定義壓力超調(diào)量，其計(jì)算公式如下：

(1)

式中:pj為柱塞腔處于高低壓過(guò)渡區(qū)的腔內(nèi)壓力；pa為柱塞腔處于高壓區(qū)時(shí)的腔內(nèi)壓力。

從表1可以看出當(dāng)泵出口容積一定，出口壓力平均值一定的情況下，泵出口流量脈動(dòng)率和柱塞腔壓力尖峰隨斜盤(pán)傾角減小而減小，而泵斜盤(pán)傾角變化范圍在±2°時(shí)，出口的壓力脈動(dòng)基本不變化。

表1 斜盤(pán)傾角對(duì)柱塞泵流動(dòng)特性的影響

從表2可以看出泵工作壓力一定時(shí)，隨著泵出口容積的增大，泵出口流量脈動(dòng)率和壓力脈動(dòng)率均降低，尖峰壓力變化不大。在泵出口容積較小時(shí)，脈動(dòng)幅值隨出口容積增大下降明顯，當(dāng)出口容積大于30 cm3時(shí)，增大容積對(duì)泵出口流量脈動(dòng)影響減小，并趨于平穩(wěn)。可見(jiàn)一定大小的泵出口容積可以吸收柱塞腔倒灌流量，很好的抑制壓力脈動(dòng)。本燃料泵出口容積大于30 cm3，在現(xiàn)有工況條件下靠增加出口容積的方法降低流量和壓力脈動(dòng)不再經(jīng)濟(jì)。

由圖6可以看出偏轉(zhuǎn)角度由-2°變化到8°，燃料泵柱塞腔高壓轉(zhuǎn)換到低壓時(shí)的尖峰壓力逐級(jí)減小；在-2°～-4°的變化過(guò)程中尖峰壓力的削減明顯；4°以后趨于平緩且小于泵出口壓力脈動(dòng)。由圖7可以看出燃料泵出口流量先變大后變小，在2°和4°時(shí)具有最大值；這是由于偏轉(zhuǎn)角度過(guò)大或過(guò)小都將導(dǎo)致柱塞吸油過(guò)程與低壓區(qū)連通周期過(guò)短，吸油不充分，在高壓區(qū)排油量降低。

表2 出口容積對(duì)柱塞泵流動(dòng)特性的影響

圖6 不同配流角燃料泵柱塞腔尖峰壓力曲線Fig.6 Fuel pump cylinder pressure change curves corresponding to different distribution angle

圖7 不同錯(cuò)配角對(duì)應(yīng)的流量Fig.7 The flow changes corresponding to different distribution angle

3 燃料泵低噪聲設(shè)計(jì)

3.1 設(shè)計(jì)方案

斜盤(pán)的受力主要由柱塞腔的液壓力決定，故原泵壓力尖峰對(duì)燃料泵機(jī)械結(jié)構(gòu)的受力和振動(dòng)具有很大影響，削弱此尖峰壓力是泵低噪聲設(shè)計(jì)的主要目標(biāo)。根據(jù)斜盤(pán)傾角、出口容積及錯(cuò)配角對(duì)燃料泵的流量壓力脈動(dòng)及柱塞腔的壓力沖擊的影響，經(jīng)進(jìn)一步計(jì)算，在滿足性能并兼顧經(jīng)濟(jì)性等要求的前提下，在樣機(jī)設(shè)計(jì)階段從以下兩方面對(duì)原燃料泵的斜盤(pán)軸進(jìn)行改進(jìn)，優(yōu)化后的部件如圖8所示：①將原燃料泵的斜盤(pán)傾角減小2°，以降低功率和柱塞腔壓力尖峰；②將斜盤(pán)軸平鍵槽相對(duì)原有位置偏移3°實(shí)現(xiàn)配流過(guò)程中3°的錯(cuò)配角。此外，為了減小質(zhì)心與旋轉(zhuǎn)軸心的偏移量引起的激振力，在非接觸區(qū)切除腰形槽的材質(zhì)，將徑向質(zhì)心偏心降低，同時(shí)質(zhì)量減少33 g。

圖8 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的斜盤(pán)軸部件Fig.8 The optimized swash plate shaft parts

3.2 仿真驗(yàn)證

在機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析軟件ADAMS中建立燃料泵的機(jī)械模型，與之前建立好的液壓模型聯(lián)合仿真，分析采取措施后關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)副的受力變化。兩燃料泵柱塞與斜盤(pán)接觸力的對(duì)比如圖9示(圖9和圖10中直線和虛線分別為改進(jìn)泵和原泵的仿真結(jié)果)，可以看出原燃料泵高低壓轉(zhuǎn)換瞬間的壓力沖擊造成柱塞斜盤(pán)間的接觸力沖擊幅值大于20%，而新燃料泵有效的消除了此尖峰沖擊。各柱塞接觸力的尖峰沖擊將通過(guò)斜盤(pán)軸、軸承、柱塞套及缸體等機(jī)械傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳遞到殼體，對(duì)燃料泵的振動(dòng)產(chǎn)生影響。此燃料泵為通軸式結(jié)構(gòu)，內(nèi)端為缸體滑動(dòng)軸承支撐主軸，外端為角接觸滾動(dòng)軸承支撐斜盤(pán)軸。軸系零件與兩軸承間的作用力對(duì)旋轉(zhuǎn)體的振動(dòng)具有重要影響，并最終傳遞到殼體上。斜盤(pán)軸與滾動(dòng)軸承間的作用力如圖10所示，可以看出原燃料泵斜盤(pán)軸與滾動(dòng)軸承間的力存在尖峰沖擊，新燃料泵將此尖峰消除，受力顯著改善。

圖9 燃料泵1號(hào)柱塞觸力對(duì)比Fig.9 The NO.1 piston contact force contrast of the unmodified and modified fuel pump

圖10 燃料泵斜盤(pán)軸-滾動(dòng)軸承作用力對(duì)比Fig.10 Force contrast between the unmodified with modified fuel pump swash plate shaft and rolling bearing

4 樣機(jī)減振效果試驗(yàn)驗(yàn)證

為了評(píng)定燃料泵減振措施的有效性，用改進(jìn)設(shè)計(jì)的斜盤(pán)軸置換原燃料泵的斜盤(pán)軸，其他零部件保持不變，對(duì)置換泵和原燃料泵進(jìn)行對(duì)比振動(dòng)測(cè)試(如圖11所示)，規(guī)定頻段振動(dòng)能級(jí)差值(置換泵的振動(dòng)能級(jí)與原泵的振動(dòng)能級(jí)之差)見(jiàn)表3。可以看出：除測(cè)點(diǎn)6外，其余測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)能級(jí)降低幅度均超過(guò)1.4 dB，降幅最大約5 dB,平均降低2.92 dB。

圖11 振動(dòng)評(píng)定試驗(yàn)圖片F(xiàn)ig11. Vibration evaluation measurement

序號(hào)測(cè)點(diǎn)位置方向減振效果1泵殼體低壓入口軸向-1．622泵殼體高壓出口徑向-1．473泵殼體柱塞分布處徑向-2．854泵殼體推力軸承處徑向-3．795泵殼體滾動(dòng)軸承處徑向-3．736泵殼體滾動(dòng)軸承處軸向-0．697安裝法蘭機(jī)角上徑向-1．938安裝法蘭機(jī)角右徑向-4．379安裝法蘭機(jī)角下徑向-4．9910安裝法蘭機(jī)角左徑向-4．37

對(duì)各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)信號(hào)的頻譜對(duì)比都表明，置換泵大多數(shù)線譜(斜盤(pán)振動(dòng)頻率及其邊頻)相對(duì)原泵都有不同程度的降低，尤其是斜盤(pán)振動(dòng)頻率的三倍頻降低幅度超過(guò)90%。此處以測(cè)點(diǎn)8的頻譜對(duì)比(圖12)為例來(lái)展示兩種泵頻譜的差異，可以看出3倍頻、4倍頻、5倍頻的振動(dòng)幅值降低幅度最大。

圖12 測(cè)點(diǎn)8頻譜對(duì)比Fig.12 Spectrum contrast of measurement point 8 of the unmodified and modified pump

5 結(jié) 論

(1)建立了燃料泵液壓仿真高保真模型，研究獲得了斜盤(pán)傾角、錯(cuò)配角對(duì)高低壓過(guò)渡引發(fā)的柱塞腔壓力突變的影響規(guī)律，有效指導(dǎo)了燃料泵的低噪聲設(shè)計(jì)；

(2)提出了基于優(yōu)化配流角的柱塞腔尖峰壓力抑制方法，顯著改善了斜盤(pán)軸與滾動(dòng)軸承間的受力，為降低燃料泵的振動(dòng)奠定了基礎(chǔ)；

(3)設(shè)計(jì)了可降低燃料泵柱塞腔壓力尖峰的斜盤(pán)軸，以較小的結(jié)構(gòu)改動(dòng)取得了令人滿意的減振效果，樣機(jī)泵相對(duì)原泵振動(dòng)最大降低5 dB。

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Flow characteristics simulation and low-noise design of fuel piston pump

SUN Tao1, LUO Kai2, ZHOU Hua2, WANG Jinzhong3, YIN Shaoping1

(1. The 705 Research Institute, China Shipbuilding Industry Corporation, Xi’an 710075, China; 2. State Key Laboratory of Fluid Power Transmission and Control,Zhejiang University, Hangzhou 330100, China;3. Shanxi Pingyang Machinery Factory, Houma 043002, China)

A fuel pump is one of the primary vibration sources of torpedoes because the strong structure vibration and fluid vibration come up unavoidably and transfer to the shell during the process of fuel pressurization. To decrease the pump’s vibration, the professional hydraulic system simulation software AMESim was used to build a hydraulic simulation model for the fuel pump whose structure and work principle are very different from the standard swashplat pump. Meanwhile, setting up a dynamic pressure measuring system, the dynamic outlet pressure of the pump was tested and compared with the simulated output pressure. The comparison shows the model is accurate. The simulation about the output pressure, output flow and cylinder pressure corresponding to different distribution angle was performed further by applying the verified model. And an appropriate angle, which can both eliminate the peak pressure and hardly affect the outlet pressure and flow of the pump, was selected. A physical prototype with the satisfying angle was made under the guidance of the simulation. A contrast test shows the vibration of the improved pump is markedly lower than the unimproved one, and the maximum of the difference is about 5 dB.

axial piston pump; distribution angle; AMESim; low-noise design; dynamic measurement

海軍裝備重大專(zhuān)項(xiàng)預(yù)研(40110);船舶預(yù)研支撐技術(shù)基金(14J4.4.1)

2015-08-19 修改稿收到日期：2016-01-06

孫濤 男，博士，高級(jí)工程師，1977年8月生

TH137.51

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.02.027