軸向柱塞泵偶件間隙對容積效率影響的仿真研究

陳緒林，李亞洲，陶雪娟，郭 元

(1.重慶文理學院 機械工程學院， 重慶 402160； 2.重慶紅江機械有限公司， 重慶 402160)

軸向液壓柱塞泵具有工作壓力高(32 MPa)、結構緊湊、工作可靠等特點，廣泛應用于工業、農業、國防等領域。由于工作壓力高，解決泵的泄漏問題成為設計過程中的關鍵。目前，在電控共軌高壓油泵柱塞偶件設計過程中，應用有限元分析技術對柱塞偶件的設計方案進行理論分析計算，解決了超高壓工作條件下柱塞泵柱塞偶件因其間隙大而產生泄漏與間隙小所引發的卡滯之間的矛盾[1-5]。在二甲醚發動機直列隔膜式燃料泵柱塞偶件設計時，有用AMESim軟件[6]對柱塞偶件間隙泄漏特性進行仿真分析，探討間隙大小、配合面長度及柱塞直徑對瞬時泄漏量的影響，通過仿真優化設計，得到滿足泄漏要求的柱塞偶件結構參數，提出防漏柱塞偶件和低壓回收油路的方案，進一步完善直列隔膜式燃料泵的結構[7]。從軸向柱塞泵的結構分析和實際應用發現，其泄漏主要來源于滑靴潤滑面、配流盤和柱塞偶件密封面處[8]，而柱塞偶件的工作狀況差，泄漏量較大，容易出現卡死失效。本文應用HyPneu仿真軟件，研究柱塞偶件不同配合間隙時下的容積效率，并在合理的零件加工精度前提下，對生產中現有的結構設計進行優化分析，提出合理的配合間隙，在保證柱塞靈活運動的同時，提高容積效率。

1 理論分析

以某型柱塞泵為研究對象，該泵有9個柱塞，計算其泄漏量的邊界條件如下：額定工作壓力30 MPa，額定流量234.3 L/min，工作轉速2 000 r/min,單個柱塞的理論流量433 888.9 mm3/s，柱塞直徑22.51 mm，工作行程32.76 mm，缸體孔長39 mm。柱塞泵結構示意圖見圖1。

行程開始時柱塞配合長度6 mm，行程結束時配合長度39 mm，在計算泄漏量時，配合長度可取22.5 mm(行程中間點位置)，這樣計算結果與動態積分計算結果誤差很小，同時工程應用可以接受。力學模型見圖2。

圖1 柱塞泵結構示意圖

圖2 力學模型

無側向力時，應用圓柱環狀縫隙公式計算泄漏量[9]：

(1)

由于滑靴對柱塞有側向力作用，省略柱塞自重及摩擦力，柱塞受力見圖3。

圖3 柱塞受力

(2)

Ft=Fatgλ=4 339 N

(3)

其中，λ=200；Fy是液壓力；柱塞截面積Az=πd2/4；Ft是使柱塞偏心的作用力。將Ft作用點平移到配合長度中點，忽略Ft=Fs-Fx=(p中+Δp)Az-(p中-Δp)Az，使柱塞翻轉，產生對配合間隙影響。柱塞與孔上下部分間隙不相等，但上下部間隙在沿配合長度方向等厚，縫隙中壓強分布成線性[10]，見圖4。

圖4 壓強分布

柱塞徑向受力平衡：

Ft=Fs-Fx=

(p中+Δp)Az-(p中-Δp)Ap

(4)

ΔP是側向力Ft影響的壓力變化。

計算偏心率ε：

無偏心時，有

p上中=p下中=p中

(5)

有偏心時，有

p上中-p下中=(P中+Δp)-

(p中-Δp)=2Δp

(6)

由液體壓強與外負載成線性關系，行程中點橫截面壓強見圖5。

圖5 行程中點橫截面壓強

可得

(7)

由式(4)得

柱塞橫截面積

AP=d×L行程=737.4×10-6m2

2 仿真分析

通過HyPneu軟件建立柱塞副模型，根據不同配合間隙得到的近似油膜厚度，研究泵的容積效率。

2.1 仿真模型及參數設定

HyPneu中建立2個柱塞的運動原理，如圖6所示。設定元件參數，原理圖中用到的元件BOM表和輸出參數設定如圖7所示。所用元件有恒壓補油源、單向閥、油缸、儀表、溢流閥、流量傳感器、積分器、質量塊、溢流閥、正弦信號、油箱、增益元件。

圖6 基于HyPneu的仿真模型

圖6中用正弦信號定義柱塞的運動速度，用左邊的連接質量塊的油缸表示負載，用流量傳感器獲取流量信號后再用積分器求得通過流量傳感器的油量，單位為mL。

圖7 元件BOM和輸出參數表

設定設計參數和初始條件：

① 設定各元件的參數，對表示柱塞的油缸元件的泄漏系數先取值為0；

② 設定初始條件，將柱塞的初始位置設定為柱塞伸出最大的上死點處；

③ 設定壓力初始條件30 MPa。

2.2 不考慮側向力、配合間隙均勻時的仿真分析

首先對無側向力時的情況進行仿真分析，然后與理論計算對比驗證模型。圖8表示了柱塞偶件配合間隙為0時的油量曲線。表1為不同柱塞副配合間隙時泵的仿真結果。

從圖8和表1可以得出：柱塞副配合間隙為0時，泄漏系數為0，得到仿真時間為0.1 s時經過流量傳感器的油量曲線，此時為理想情況，泵的容積效率為100%。柱塞副配合間隙為0.025 mm時，泄漏系數為1.069 3×10-5，得到0.1 s時經過流量傳感器的油量曲線，泵的容積效率為99.65%，與理論容積效率吻合度為99.5%。柱塞副配合間隙為0.03 mm時，泄漏系數為2.010 7×10-5，得到仿真時間為0.1 s時經過流量傳感器的油量曲線，泵的容積效率為99.3%。柱塞副配合間隙為0.05 mm時，泄漏系數為1.041×10-6，得到仿真時間為0.1 s時經過流量傳感器的油量曲線，泵的容積效率為96.4%，但是流量明顯不穩定。

圖8 近似油膜厚度為0的流量

柱塞間隙/mm泄露系數/10-5泵的容積效率/%001000.0251.069 399.650.0302.010 799.300.05010.4196.40

2.3 考慮側向力因素、配合間隙不均勻時的仿真分析

圖9 近似油膜厚度為0.025 mm的流量

2.4 仿真結論

綜上分析可知：柱塞副配合間隙為0.025 mm，缸體孔徑為22.56 mm，柱塞為22.51 mm，此時泵的流量穩定，容積效率為99.55%。當柱塞副配合間隙為0.05 mm時，雖然制造便宜，生產成本降低，但泵的容積效率為96.4%，泵流量明顯不穩定。綜合比對，優選柱塞副配合間隙為0.025 mm。

3 試驗結果

在某型變量泵上采用仿真設計方法，縮小通過試驗測試不同間隙值效率的范圍，降低產品開發周期及成本。經試驗后，在零部件精度等級基本不變和不影響柱塞運動靈活性的前提下，選擇合理間隙值，改進了某型泵的性能，提升了產品的效率，圖10為效率對比，圖11、12為試驗現場圖片。

圖10 效率對比

圖11 試驗測試

圖12 試驗測試

4 結論

本文通過對柱塞泵偶件進行軟件仿真和實驗測試分析，得出以下結論：

1) 柱塞副配合間隙為0.025 mm，缸體孔徑為22.56 mm，柱塞為22.51 mm，此時泵的流量穩定，仿真測試容積效率為99.55%；

2) 當柱塞副配合間隙為0.05 mm時，雖然制造便宜，生產成本有所降低，但泵的容積效率為96.4%，泵流量明顯不穩定；

3) 柱塞副配合間隙為0.025 mm，仿真測試容積效率為99.55%，理論容積效率99.2%，仿真測試值與理論值吻合度達99.6%。

4) 仿真測試方法與試驗測試方法一致，縮短了設計試驗時間，降低了產品開發成本。