重載柱塞泵球面配流副承載特性研究*

任中永,崔依婷,洪昊岑,3*,許順海

(1.中鐵工程裝備集團有限公司,河南 鄭州 450016;2.浙江大學 流體動力與機電系統國家重點實驗室,浙江 杭州 310001;3.浙江大學 高端裝備研究院,浙江 杭州 310014)

0 引 言

眾所周知,盾構掘進裝備利用前置的大斷面刀盤結構進行隧道掘進作業,其驅動系統通常采用液壓方式來驅動。該液壓驅動方式具有流量大、驅動功率大、載荷高的特點。常規的刀盤驅動系統通常需要至少3個大排量柱塞泵(排量750 mL/r),通過并聯的方式驅動刀盤。

目前,國內盾構掘進機上裝機的大排量軸向柱塞泵幾乎被國外產品所壟斷,其中,力士樂的A4VSG750型柱塞泵占據絕對市場,尚無國產化產品能夠可以替代之。

隨著國際競爭形勢的加劇,以及我國大型掘進裝備需求的日益增加,進口產品的長周期、高價格都嚴重制約了我國盾構掘進裝備的發展。實現盾構掘進裝備的國產化勢在必行。

掘進裝備國產化的關鍵難題之一就是配流副的設計。為了保證柱塞泵在高PV值、重載工況下的可靠性,目前,市場上大排量柱塞泵產品均采用球面配流副結構。而與此同時,針對球面配流副特點的研究成果也大量涌現出來[1]。

BERGADA J M等人[2]對軸向柱塞泵的缸體和配流盤之間的壓力分布、力、扭矩以及泄漏問題展開了研究,分析了配流副的承載機理和泄漏特性。荊崇波等人[3]對球面配流副過渡區域的壓力分布和預壓縮結構處流量倒灌特性展開了研究,對力士樂A4VVG125型軸向柱塞泵進行了計算分析,對阻尼槽結構進行了計算分析。鄧海順等人[4,5]通過對比,分析了平面配流副油膜結構與球面配流副油膜結構,提出了球面配流副的最佳平均間隙指標。楊國來等人[6]對比分析了球面配流副與平面配流副結構的產品特點,對不同半徑的配流盤球面應力應變特性進行了仿真分析,提出了配流盤球面半徑的最優取值方法。王偉[7]從摩擦副的設計理論出發,對球面配流副軸向柱塞泵缸體和柱塞之間摩擦副相關理論進行了研究和仿真分析,為球面配流副型的軸向柱塞泵的設計提了供理論基礎。

在產業界,隨著計算機仿真技術的成熟,計算流體動力學(CFD)仿真技術越來越被業界技術人員視作為一種加速機理驗證的技術手段,加速產品關鍵結構的設計迭代。

對于大排量軸向柱塞泵的產品配流盤設計,國外成熟的該類產品均采用了球面配流副結構。而目前我國在大流量柱塞泵產品(排量≥750 mL/r)方面尚屬空白。

筆者針對大排量軸向柱塞泵球面配流副的承載特點和曲率半徑參數,對其壓力-流量特性的影響規律進行分析,即基于CFD仿真的分析方法,對帶球面配流副的柱塞泵流場進行建模仿真,求解油膜結構的承載和受力特性,并分析不同油膜結構對柱塞泵進出口壓力-流量特性的影響,推導球面配流副的優化設計規律,為其優化設計提供理論依據。

1 球面配流副的承載機理分析

配流副是軸向柱塞泵的三大關鍵摩擦副之一[8],起到支撐缸體與配流盤的作用。

配流盤的油膜結構如圖1所示。

圖1 柱塞泵配流副結構示意圖

圖1中,在柱塞泵缸體和配流盤之間存在10 μm～20 μm的間隙。柱塞泵運行過程中,油液介質充滿配流副間隙,形成支撐油膜,起到承載、潤滑以及密封的關鍵作用,有效避免缸體與配流盤發生剛性接觸而導致的摩擦磨損,提高配流結構的可靠性。

針對平面配流副的承載機理分析,已有大量的學者對此進行了研究[9-11]。此處,筆者僅重點針對球面配流副的承載機理進行分析。

根據流體連續方程可知,球面坐標下的連續方程為:

(1)

基于平面配流副的間隙流體動力學,可將球面配流副的間隙流體動力學N-S方程改寫為[12-14]:

(2)

其中:Fr0,Fθ0,Fφ0表示為:

(3)

式中:Fr,θ,φ—r,θ,φ3個方向上的單位質量力;ur,θ,φ—r,θ,φ3個方向上的流體運動速度;p,ρ,v—壓力、密度和運動黏度。

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

柱塞泵的配流盤結構如圖2所示。

圖2 配流盤結構

筆者研究樣機的進出口配流窗呈中心對稱結構,入口阻尼槽采用三角槽結構,出口阻尼槽采用圓弧槽結構。在柱塞泵運行過程中,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滑的功能,并形成內外兩道密封作用帶。

球面配流副內密封帶(R1～R2)的壓力分布為:

(4)

式中:R1，R2—配流油槽的內徑和配流盤主軸封的半徑;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建模

筆者通過反求的方式,從柱塞泵的實體模型中剝離出其流場模型,如圖3所示。

圖3 柱塞泵流場模型

針對所劃分的流場模型,可以將其分為靜止流場區域和運動流場區域。其中,柱塞腔流場采用動網格設計,可以模擬柱塞腔的運動,包括旋轉運動和往復運動。

筆者在柱塞腔(運動結構)和進出口流道(靜止結構)間構建20 μm油膜結構,并對油膜結構進行網格劃分。為了保證計算的準確性,油膜的徑向需應至少保持3層網格。

流體域各部分的網格參數如表1所示。

表1 流體域各部分網格參數

由于流場區域的微結構尺度存在顯著差異,因此針對靜止的進油口和排油口,筆者采用較大的網格尺寸,可以減少模型的總體網格數,提升計算效率;對于需要進行動網格迭代計算的柱塞腔流場,采用較小的網格尺度。

3 仿真及結果分析

3.1 柱塞泵壓力特性分析

柱塞泵進口壓力為2 MPa,出口壓力為35 MPa,柱塞泵轉速為1 000 r/min。

柱塞泵流場的壓力場分布如圖4所示。

圖4 柱塞泵的壓力場分布

從圖4可以看出:柱塞泵入口壓力穩定在2 MPa,出口壓力穩定在35 MPa,柱塞在高、低壓腔之間切換時,通過三角槽結構進行預升壓和預降壓,實現高、低壓力之間的過渡。

排油口的油膜存在明顯的壓力梯度變化,根據流體的連續性方程可知,配流盤的泄漏主要發生在排油口的油膜邊界。

排油口處壓力脈動特征如圖5所示。

圖5 排油口壓力曲線

在圖5中,分別對有油膜結構和無油膜結構的流場模型的出口壓力特性進行計算仿真,結果表明:對于無油膜結構的柱塞泵模型而言,其脈動幅值達到8 MPa,脈動率達到22.8%,遠高于實際的實驗結果;而有油膜結構的流場仿真結果表明,此時柱塞泵出口的壓力脈動幅值為0.8 MPa,脈動率為2.2%,與實際實驗測試結果較吻合。

由此可見,配流副流場模型可以提高CFD仿真計算的準確性。

3.2 柱塞腔壓力特性分析

柱塞腔的內壓力特性曲線如圖6所示。

圖6 柱塞腔內壓力特性曲線

通過對比帶油膜結構和無油膜結構的柱塞腔壓力特性,筆者發現,油膜結構可以視為壓力濾波器,可以有效地降低柱塞腔掠過高壓配流槽時的壓力波動;同時,在柱塞腔經過阻尼槽時,可以有效地降低由于瞬時的容積變化導致的壓力沖擊。

3.3 柱塞泵樣機實驗結果與仿真結果對比

由于掘進機刀盤驅動系統為閉式系統,入口壓力為5 MPa,筆者在泵的出口處安裝壓力傳感器,對泵的恒壓特性進行測試。

柱塞泵的測試實驗臺現場如圖7所示。

圖7 大排量泵特性測試實驗臺

大排量樣機泵配流盤采用球面配流副結構,球面半徑為589 mm。在800 r/min轉速下,泵出口壓力筆者設定為10 MPa,20 MPa以及30 MPa 3種工況。

對樣機泵的出口壓力與仿真結果進行對比如表2所示。

表2 樣機泵壓力實驗數據與仿真數據對比

通過對比可以看出在出口壓力的測試結果與仿真結果的吻合度較高，求解出口壓力的均值可以發現，在設定邊界條件下，出口壓力的誤差均小于1.5%，證明仿真邊界條件的設置合理，流場模型壓力建立正常且符合實際測試結果，下文針對于出口壓力20 MPa作為仿真的工況條件進行分析，求解不同配流副結構對柱塞泵壓力-流量特性的影響。

3.4 配流副結構對承載與密封的影響

接下來,筆者重點分析配流副結構對柱塞泵出口脈動特性和泄漏特性的影響,依次對平面配流副、錐面配流副和球面配流副結構進行仿真計算(出口壓力為20 MPa,其中,平面配流副可視作是曲率半徑無限大的球面配流副)。

配流副的配流盤流場形態如圖8所示。

圖8 配流副的配流盤流場形態

上述3種配流盤流場形態具體分析如下:

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

(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用,但其加工難度大,維護成本較高;

(3)錐面配流副是介于平面配流副與球面配流副的變體結構,目前沒有相關的產品采用錐面配流副,其壓力流量特性將在該文中進行分析討論。

3種配流副結構下,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的壓力脈動特性,出口壓力場最為穩定,脈動幅值最小(60 kPa),相比平面配流副結構,出口的壓力脈動幅值降低了50%(120 kPa),而相比錐面配流副結構,出口壓力脈動幅值降低了16%(70 kPa)。

3種配流副結構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,流量脈動的周期為0.006 7 s,由流量脈動曲線可以看出:柱塞泵的輸出流量具有2處沖擊尖峰(圖10中A點和B點位置)。其中,A處的脈動沖擊為柱塞腔運動至阻尼槽與配流槽交界處,流量在柱塞腔由吸油槽運動至排油槽的過程中,在下死點位置柱塞腔內形成局部高壓,導致在與阻尼槽接觸的同時,流量急速流入配流窗;此時,由于三角槽結構過流面積的非線性特點,導致過流面積在此處發生突變,達到流量的局部最大值;

三角槽處的過流面積成可近似為線性變化[15],然而在柱塞腔運動至三角槽和配流窗的過渡區域時,過流面積發生突變,隨著過流面積的突變[16,17],會使得在此刻發生流量倒灌現象,導致流量急速降低(B點);隨著柱塞腔與配流槽的進一步接觸,過流面積進一步增大,柱塞泵出口流量達到C點處的局部最大值。

筆者通過對比發現:球面配流副的流量脈動幅值為70 L/min,錐面配流副為73 L/min,平面配流副的脈動幅值最大,達到了125 L/min。由此可以看出,球面配流副具有最優的脈動抑制效果。

3種配流副結構的泄漏特性,如圖11所示。

圖11 油膜油液泄漏對比

由圖11可以看出:錐面配流副的泄漏最為嚴重,泄漏的均值達到9.8 L/min,遠高于平面配流副和球面配流副結構;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,錐面配流副結構泄漏較大的原因與其內外密封帶的尺寸結構相關。在配流副油膜模型的構建中,3種配流副結構的吸排油槽的結構保持一致,因此,在構建平面配流副時,其內外密封帶的半徑要小于錐面密封帶的半徑。

配流盤處的泄漏公式[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,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構。

不同油膜結構的承載力曲線如圖12所示。

圖12 油膜承載力對比

由圖12可以看出:球面配流副能夠提供最優的油膜承載力,承載力均值達到142 kN,其承載力特性遠優于錐面和平面配流副。

3.5 球面配流副曲率半徑對承載特性的影響

筆者進一步討論球面曲率半徑對油膜承載特性的影響,分別構建曲率半徑為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)的球面配流副結構會使得柱塞泵的流量脈動幅值顯著增大,尤其是在第一階段,與三角槽接觸時產生的流量脈動沖擊;同時,使得當柱塞腔離開排油配流槽的瞬間流量急劇降低,其流量脈動幅值達到240 L/min,出口流量脈動率高達46%,嚴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率為13.6%,589 mm曲率半徑的球面配流副的出口流量脈動率為13.8%。

通過對油膜的壓力分布進行積分,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(在油膜上設置監測點,得到監測點的瞬時壓力分布,并求解此時刻的承載力,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,當配流副球面曲率半徑為589 mm時,其承載力在高、低壓區域的承載力差達到29 kN,對于柱塞泵而言,如此大的力差會造成缸體的傾覆,進而造成配流副的單側偏磨;而當配流副球面曲率為半徑355 mm時,其油膜提供的承載力較大,但是過小的球面半徑會導致其流量脈動增加,也不是結構的最優解。

因此,對于此處所研究的樣機結構,采用455 mm的球面曲率半徑能夠得到柱塞泵最優的輸出特性。

4 結束語

筆者重點針對柱塞泵的球面型配流副結構的承載特性展開分析,以大排量軸向柱塞泵的結構為研究對象,采用CFD仿真方法,對不同配流副結構的承載特性、密封特性以及整泵的壓力流量特性進行了分析。

研究結論如下:

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

(2)球面型油膜的曲率半徑對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,但同時會導致進出口的承載力矩增大,增大配流副偏磨的風險;而曲率半徑過小會導致出口的流量脈動沖擊增大,降低泵的性能。

分析上述的3個案例可知:曲率半徑為455 mm時的配流副結構性能最優,脈動率為13.6%,油膜的承載力達76 kN,高低壓區產生的承載力插值為12 kN。

在后續的研究工作中,筆者將繼續針對大排量軸向柱塞泵配流副的結構參數進行優化,探究配流盤阻尼槽的低脈動結構優化設計方法,并針對研究結果進行樣機的研制和測試實驗。