轴向柱塞泵偶件间隙对容积效率影响的仿真研究

陈绪林，李亚洲，陶雪娟，郭 元

(1.重庆文理学院 机械工程学院， 重庆 402160； 2.重庆红江机械有限公司， 重庆 402160)

轴向液压柱塞泵具有工作压力高(32 MPa)、结构紧凑、工作可靠等特点，广泛应用于工业、农业、国防等领域。由于工作压力高，解决泵的泄漏问题成为设计过程中的关键。目前，在电控共轨高压油泵柱塞偶件设计过程中，应用有限元分析技术对柱塞偶件的设计方案进行理论分析计算，解决了超高压工作条件下柱塞泵柱塞偶件因其间隙大而产生泄漏与间隙小所引发的卡滞之间的矛盾[1-5]。在二甲醚发动机直列隔膜式燃料泵柱塞偶件设计时，有用AMESim软件[6]对柱塞偶件间隙泄漏特性进行仿真分析，探讨间隙大小、配合面长度及柱塞直径对瞬时泄漏量的影响，通过仿真优化设计，得到满足泄漏要求的柱塞偶件结构参数，提出防漏柱塞偶件和低压回收油路的方案，进一步完善直列隔膜式燃料泵的结构[7]。从轴向柱塞泵的结构分析和实际应用发现，其泄漏主要来源于滑靴润滑面、配流盘和柱塞偶件密封面处[8]，而柱塞偶件的工作状况差，泄漏量较大，容易出现卡死失效。本文应用HyPneu仿真软件，研究柱塞偶件不同配合间隙时下的容积效率，并在合理的零件加工精度前提下，对生产中现有的结构设计进行优化分析，提出合理的配合间隙，在保证柱塞灵活运动的同时，提高容积效率。

1 理论分析

以某型柱塞泵为研究对象，该泵有9个柱塞，计算其泄漏量的边界条件如下：额定工作压力30 MPa，额定流量234.3 L/min，工作转速2 000 r/min,单个柱塞的理论流量433 888.9 mm3/s，柱塞直径22.51 mm，工作行程32.76 mm，缸体孔长39 mm。柱塞泵结构示意图见图1。

行程开始时柱塞配合长度6 mm，行程结束时配合长度39 mm，在计算泄漏量时，配合长度可取22.5 mm(行程中间点位置)，这样计算结果与动态积分计算结果误差很小，同时工程应用可以接受。力学模型见图2。

图1 柱塞泵结构示意图

图2 力学模型

无侧向力时，应用圆柱环状缝隙公式计算泄漏量[9]：

(1)

由于滑靴对柱塞有侧向力作用，省略柱塞自重及摩擦力，柱塞受力见图3。

图3 柱塞受力

(2)

Ft=Fatgλ=4 339 N

(3)

其中，λ=200；Fy是液压力；柱塞截面积Az=πd2/4；Ft是使柱塞偏心的作用力。将Ft作用点平移到配合长度中点，忽略Ft=Fs-Fx=(p中+Δp)Az-(p中-Δp)Az，使柱塞翻转，产生对配合间隙影响。柱塞与孔上下部分间隙不相等，但上下部间隙在沿配合长度方向等厚，缝隙中压强分布成线性[10]，见图4。

图4 压强分布

柱塞径向受力平衡：

Ft=Fs-Fx=

(p中+Δp)Az-(p中-Δp)Ap

(4)

ΔP是侧向力Ft影响的压力变化。

计算偏心率ε：

无偏心时，有

p上中=p下中=p中

(5)

有偏心时，有

p上中-p下中=(P中+Δp)-

(p中-Δp)=2Δp

(6)

由液体压强与外负载成线性关系，行程中点横截面压强见图5。

图5 行程中点横截面压强

可得

(7)

由式(4)得

柱塞横截面积

AP=d×L行程=737.4×10-6m2

2 仿真分析

通过HyPneu软件建立柱塞副模型，根据不同配合间隙得到的近似油膜厚度，研究泵的容积效率。

2.1 仿真模型及参数设定

HyPneu中建立2个柱塞的运动原理，如图6所示。设定元件参数，原理图中用到的元件BOM表和输出参数设定如图7所示。所用元件有恒压补油源、单向阀、油缸、仪表、溢流阀、流量传感器、积分器、质量块、溢流阀、正弦信号、油箱、增益元件。

图6 基于HyPneu的仿真模型

图6中用正弦信号定义柱塞的运动速度，用左边的连接质量块的油缸表示负载，用流量传感器获取流量信号后再用积分器求得通过流量传感器的油量，单位为mL。

图7 元件BOM和输出参数表

设定设计参数和初始条件：

① 设定各元件的参数，对表示柱塞的油缸元件的泄漏系数先取值为0；

② 设定初始条件，将柱塞的初始位置设定为柱塞伸出最大的上死点处；

③ 设定压力初始条件30 MPa。

2.2 不考虑侧向力、配合间隙均匀时的仿真分析

首先对无侧向力时的情况进行仿真分析，然后与理论计算对比验证模型。图8表示了柱塞偶件配合间隙为0时的油量曲线。表1为不同柱塞副配合间隙时泵的仿真结果。

从图8和表1可以得出：柱塞副配合间隙为0时，泄漏系数为0，得到仿真时间为0.1 s时经过流量传感器的油量曲线，此时为理想情况，泵的容积效率为100%。柱塞副配合间隙为0.025 mm时，泄漏系数为1.069 3×10-5，得到0.1 s时经过流量传感器的油量曲线，泵的容积效率为99.65%，与理论容积效率吻合度为99.5%。柱塞副配合间隙为0.03 mm时，泄漏系数为2.010 7×10-5，得到仿真时间为0.1 s时经过流量传感器的油量曲线，泵的容积效率为99.3%。柱塞副配合间隙为0.05 mm时，泄漏系数为1.041×10-6，得到仿真时间为0.1 s时经过流量传感器的油量曲线，泵的容积效率为96.4%，但是流量明显不稳定。

图8 近似油膜厚度为0的流量

柱塞间隙/mm泄露系数/10-5泵的容积效率/%001000.0251.069 399.650.0302.010 799.300.05010.4196.40

2.3 考虑侧向力因素、配合间隙不均匀时的仿真分析

图9 近似油膜厚度为0.025 mm的流量

2.4 仿真结论

综上分析可知：柱塞副配合间隙为0.025 mm，缸体孔径为22.56 mm，柱塞为22.51 mm，此时泵的流量稳定，容积效率为99.55%。当柱塞副配合间隙为0.05 mm时，虽然制造便宜，生产成本降低，但泵的容积效率为96.4%，泵流量明显不稳定。综合比对，优选柱塞副配合间隙为0.025 mm。

3 试验结果

在某型变量泵上采用仿真设计方法，缩小通过试验测试不同间隙值效率的范围，降低产品开发周期及成本。经试验后，在零部件精度等级基本不变和不影响柱塞运动灵活性的前提下，选择合理间隙值，改进了某型泵的性能，提升了产品的效率，图10为效率对比，图11、12为试验现场图片。

图10 效率对比

图11 试验测试

图12 试验测试

4 结论

本文通过对柱塞泵偶件进行软件仿真和实验测试分析，得出以下结论：

1) 柱塞副配合间隙为0.025 mm，缸体孔径为22.56 mm，柱塞为22.51 mm，此时泵的流量稳定，仿真测试容积效率为99.55%；

2) 当柱塞副配合间隙为0.05 mm时，虽然制造便宜，生产成本有所降低，但泵的容积效率为96.4%，泵流量明显不稳定；

3) 柱塞副配合间隙为0.025 mm，仿真测试容积效率为99.55%，理论容积效率99.2%，仿真测试值与理论值吻合度达99.6%。

4) 仿真测试方法与试验测试方法一致，缩短了设计试验时间，降低了产品开发成本。