任中永,許順海,龔國芳,張 鵬,王一博,劉 尚

(1.中鐵工程裝備集團(tuán)有限公司,河南 鄭州 450016;2.浙江大學(xué) 流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州 310027)

0 引 言

軸向柱塞泵具有功率密度比高、變量控制方便和壽命長等優(yōu)點(diǎn)[1-2],被廣泛應(yīng)用于盾構(gòu)機(jī)等工程機(jī)械領(lǐng)域。

由于隧道施工面臨開挖直徑增大、埋深和土壓增加等地質(zhì)條件的影響,作為盾構(gòu)機(jī)核心動(dòng)力元件,柱塞泵也朝著高壓力等級(jí)(≥35 MPa)、大輸出排量(≥750 mL/r)等重載工況方向發(fā)展。

滑靴副作為柱塞泵三大關(guān)鍵摩擦副之一,其承載潤滑狀態(tài)對(duì)于整泵的效率和可靠性具有重要影響。滑靴異常磨損是斜盤式軸向柱塞泵的常見故障,建立穩(wěn)定的滑靴副油膜可有效改善滑靴磨損[3-8]與柱塞泵的泄漏情況[9-10],改進(jìn)柱塞泵滑靴與柱塞的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以穩(wěn)定建立滑靴油膜,這是軸向柱塞泵當(dāng)前的研究熱點(diǎn)之一。

HONG Hao-cen等人[11-12]采用牛頓迭代算法,對(duì)滑靴受力、力矩情況和滑靴副油膜的耦合關(guān)系進(jìn)行了研究。馬紀(jì)明等人[13]提出了一種基于計(jì)算流體力學(xué)的滑靴副油膜特性分析方法,在綜合考慮了滑靴副的結(jié)構(gòu)參數(shù)、柱塞泵工況參數(shù)對(duì)油膜特性的影響基礎(chǔ)上,對(duì)滑靴副磨損進(jìn)行了系列研究;但其未對(duì)完整運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)的滑靴副動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析。楊淼等人[14-16]采用多軟件聯(lián)合仿真方法,將潤滑模型引入動(dòng)力學(xué)計(jì)算,對(duì)柱塞副和滑靴副的油膜動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了分析;但該研究涉及較多專用軟件數(shù)據(jù)傳遞,需花費(fèi)較大量精力用于軟件調(diào)試。

國內(nèi)外學(xué)者針對(duì)滑靴副的潤滑承載狀態(tài)的大量仿真和試驗(yàn)研究表明,計(jì)算流體力學(xué)(computational fluid dynamics,CFD)可以有效求解出滑靴副油膜的動(dòng)態(tài)特性[17-20];但是,其分析計(jì)算所需要的時(shí)間較長,在多組工況下的仿真優(yōu)化效率較低,無法滿足設(shè)計(jì)階段對(duì)滑靴副油膜的快速驗(yàn)證需求。

為此,筆者以大排量液壓泵的滑靴副為研究對(duì)象,開展基于支撐力平衡的柱塞泵滑靴副油膜動(dòng)態(tài)求解方法研究,建立高壓大排量泵整泵流體域模型,獲取滑靴副承載邊界;采用高壓大排量泵滑靴副油膜承載模型,求解油膜承載特性;根據(jù)插值計(jì)算理論,提出柱塞泵滑靴副油膜厚度的動(dòng)態(tài)求解新方法。

1 柱塞泵動(dòng)力學(xué)分析

盾構(gòu)機(jī)用大排量軸向柱塞泵通常采用錐形缸體-球面配流結(jié)構(gòu),其結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 大排量柱塞泵結(jié)構(gòu)Fig.1 Piston pump cylinder structure

大排量泵滑靴副運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系如圖2所示。

圖2 錐形缸體運(yùn)動(dòng)學(xué)示意圖Fig.2 Motion law of conical cylinder block注:RZ為下死點(diǎn)時(shí)滑靴球心到主軸的距離;e為滑靴球心運(yùn)行軌跡與標(biāo)準(zhǔn)圓軌跡之間的偏差距離。

由軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)規(guī)律和圖示結(jié)構(gòu)可推導(dǎo)出柱塞沿柱塞腔軸向速度方程[21]:

(1)

式中:ω為旋轉(zhuǎn)角速度;β為斜盤傾角;φ為缸體轉(zhuǎn)角;ψ為柱塞錐角。

柱塞滑靴組件在運(yùn)動(dòng)過程中受力情況如圖3所示。

圖3 錐形缸體柱塞受力分析Fig.3 Stress analysis of piston in conical cylinder

柱塞組件受到斜盤對(duì)滑靴的推力FN、缸體的摩擦力Ff、軸向慣性力Fg、離心力軸向分力Fa1,以及柱塞腔內(nèi)液壓力Fo。為建立柱塞滑靴組件軸向受力平衡方程,筆者對(duì)各分力變化情況進(jìn)行分析。

FN方向始終垂直于滑靴底面。由于錐形缸體原因,在缸體運(yùn)動(dòng)過程中,滑靴與柱塞的夾角會(huì)時(shí)刻發(fā)生改變。如圖3所示,當(dāng)缸體轉(zhuǎn)角φ為0°時(shí),滑靴柱塞夾角為β與ψ之差;當(dāng)φ為180°時(shí),夾角為β與ψ之和。已知缸體轉(zhuǎn)速,可對(duì)滑靴與柱塞的夾角變化進(jìn)行求解。

隨著缸體轉(zhuǎn)角的變化,滑靴與柱塞夾角為(β-ψcos(φ)),FN在柱塞軸向分力FN1如下:

FN1=FN*cos(β-Ψcos(φ))

(2)

其他分力求解如下:

Fa1=(M1+M2)ω2RZsin(ψ)

(3)

Ff=(M1+M2)ω2RZcos(ψ)μ

(4)

(5)

Fg=(M1+M2)ap

(6)

(7)

式中:M1,M2為滑靴與柱塞的質(zhì)量;ω為缸體旋轉(zhuǎn)角速度;ap為柱塞軸向加速度;μ為缸體與柱塞間的摩擦系數(shù);d為柱塞直徑;pin為柱塞腔油液壓力。

柱塞副摩擦系數(shù)μ會(huì)影響摩擦力Ff的大小,進(jìn)而影響FN的求解。由于μ大小變化并非筆者的研究重點(diǎn),現(xiàn)假定在正常工作期間,柱塞及缸體間形成穩(wěn)定油膜,μ取值0.02[22]。

柱塞滑靴組件軸向受力滿足如下方程:

FN1+Fg+Fa1+Ff+Fo=0

(8)

Fg,Fa1與柱塞的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)有關(guān),筆者對(duì)整泵的流場(chǎng)特性進(jìn)行分析,對(duì)pin及Fo進(jìn)行仿真求解,進(jìn)而推導(dǎo)柱塞泵運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下滑靴副支撐油膜的尺度變化。

2 整泵流體域建模與仿真分析

2.1 網(wǎng)格劃分

筆者建立柱塞泵的整泵流體域模型,在搭建整泵的流體域模型時(shí),做出如下假設(shè):1)油液不可壓縮;2)油液溫度恒定;3)僅考慮配流副油液泄漏,且此處油膜厚度恒定。

柱塞泵油液泄漏主要產(chǎn)生于配流副、柱塞副與滑靴副。為便于計(jì)算,筆者在主流場(chǎng)仿真中僅添加了配流副,且配流副間隙設(shè)置為20 μm。在滑靴副油膜仿真計(jì)算中,筆者為滑靴副油膜獨(dú)立建模。

流體域及網(wǎng)格劃分情況如圖4所示。

圖4 柱塞泵流場(chǎng)及網(wǎng)格劃分Fig.4 Flow field and mesh generation of piston pump

為保證計(jì)算準(zhǔn)確性,配流副油膜處至少需劃分4層網(wǎng)格。筆者使用計(jì)算流體力學(xué)軟件Fluent進(jìn)行柱塞泵主流場(chǎng)仿真分析;采用用戶自定義函數(shù)進(jìn)行編程,以控制柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)動(dòng)網(wǎng)格;采用滑移網(wǎng)格設(shè)置柱塞與配流盤相對(duì)轉(zhuǎn)速,依據(jù)運(yùn)行工況設(shè)定不同時(shí)間步,以確保每時(shí)間步內(nèi)柱塞轉(zhuǎn)角小于1°。

計(jì)算采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型,壓力入口及壓力出口設(shè)置,流體與壁面接觸面設(shè)置為wall邊界。

筆者計(jì)算不同網(wǎng)格層數(shù)、邊界層網(wǎng)格層數(shù)以及主體網(wǎng)格尺寸,控制網(wǎng)格總量分別為約5×105、8×105和10×105,以進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證。

筆者設(shè)置入口壓力為2 MPa,設(shè)置負(fù)載壓力為35 MPa,轉(zhuǎn)速為1 000 r/min,排量為750 mL/r,對(duì)大排量泵出口流量進(jìn)行仿真求解。

求解結(jié)果如圖5所示。

圖5 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證Fig.5 Large displacement pump outlet flow rate

由網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證仿真計(jì)算結(jié)果可知,8×105與10×105網(wǎng)格所計(jì)算的出口流量相對(duì)誤差小于0.1%,因此,可認(rèn)為網(wǎng)格數(shù)量已滿足計(jì)算要求。

最終計(jì)算模型網(wǎng)格劃分情況如表1所示。

表1 流體域網(wǎng)格劃分情況Table 1 Grid division of fluid domain

2.2 效率特性試驗(yàn)驗(yàn)證

2.2.1 工況條件設(shè)置

為驗(yàn)證流場(chǎng)仿真計(jì)算方法的準(zhǔn)確性,筆者對(duì)照大排量柱塞泵容積效率測(cè)試試驗(yàn)數(shù)據(jù),對(duì)主流場(chǎng)仿真結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。

柱塞泵臺(tái)架試驗(yàn)中,筆者采用改變電比例溢流閥開度的方式對(duì)柱塞泵負(fù)載壓力進(jìn)行控制。

試驗(yàn)原理如圖6所示。

圖6 效率測(cè)試系統(tǒng)原理圖Fig.6 Hydraulic system diagram for efficiency test

試驗(yàn)臺(tái)重要元器件型號(hào)及名稱如表2所示。

表2 液壓系統(tǒng)元器件參數(shù)Table 2 Parameters of components of hydraulic system

柱塞泵入口壓力為2 MPa,出口壓力分別設(shè)為10 MPa、15 MPa以及20 MPa,轉(zhuǎn)速為600 r/min,排量為750 mL/r。

柱塞泵試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)及傳感器布置如圖7所示。

圖7 柱塞泵容積效率測(cè)試Fig.7 Volume efficiency test of piston pump

圖7中的試驗(yàn)臺(tái)布置有進(jìn)出口流量傳感器、進(jìn)出口壓力傳感器,以及泄油流量計(jì)等。

筆者開展3種負(fù)載工況柱塞泵容積效率測(cè)試,并設(shè)置系統(tǒng)補(bǔ)油泵壓力為2.6 MPa,使用溢流閥調(diào)節(jié)負(fù)載壓力,轉(zhuǎn)速以及排量設(shè)置與仿真工況相同。

2.2.2 容積效率試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比

筆者對(duì)應(yīng)試驗(yàn)工況進(jìn)行三種工況下柱塞泵的主流場(chǎng)仿真,得出三種工況下柱塞泵容積效率,結(jié)果如圖8所示。

圖8 柱塞泵容積效率Fig.8 Volumetric efficiency of piston pump

由圖8可知:隨著負(fù)載壓力升高,試驗(yàn)和仿真所得容積效率均下降,該情況與實(shí)際情況相符。仿真所得容積效率略大,容積效率最大差值為1.97%。

對(duì)比以上結(jié)果可知:仿真與試驗(yàn)結(jié)果吻合度較高,容積效率變化趨勢(shì)一致,表明整泵流體域建模與仿真邊界條件設(shè)置合理。

2.3 整泵流場(chǎng)仿真結(jié)果分析

在柱塞泵轉(zhuǎn)速為1 600 r/min,吸油壓力為2 MPa,排油壓力為35 MPa工況下,筆者對(duì)主流場(chǎng)進(jìn)行仿真。

柱塞腔油液壓力pin、柱塞端面所受液壓力Fo及滑靴底面支撐力FN的計(jì)算結(jié)果如圖9所示。

圖9 柱塞端面及滑靴底面受力情況Fig.9 Stress on piston end face and pressure on slipper bottom

柱塞端面液壓力與滑靴底面支撐力變化趨勢(shì)近似相同,但由于柱塞軸向慣性力大小及摩擦力方向存在周期性變化,故兩者在數(shù)值上的變化量并不一致。

在多數(shù)工況下,FN大于Fo;但在一定范圍內(nèi),尤其是在吸油起始的小角度轉(zhuǎn)角內(nèi),Fo大于FN,且FN會(huì)有負(fù)值情況出現(xiàn);在轉(zhuǎn)角12°～21°范圍內(nèi),FN為負(fù)值,表明在該轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)斜盤需對(duì)滑靴提供拉力,即回程盤對(duì)滑靴的回程拉力。

在滑靴底部無法形成穩(wěn)定油膜承載的情況下,由于滑靴離心力矩及摩擦力矩的存在,此時(shí)滑靴與斜盤會(huì)直接接觸導(dǎo)致滑靴磨損。在轉(zhuǎn)角繼續(xù)增大的過程中,Fo逐步趨于穩(wěn)定,滑靴底部承載油膜逐步建立,FN也隨之緩慢增加。

3 滑靴副油膜承載特性計(jì)算

3.1 滑靴副流體域建模與網(wǎng)格劃分

軸向柱塞泵滑靴副油膜可實(shí)現(xiàn)潤滑和力的傳遞作用。

此處所用柱塞泵滑靴副結(jié)構(gòu)如圖10所示。

圖10 滑靴副結(jié)構(gòu)Fig.10 Structure of slipper pair

已有大量的學(xué)者針對(duì)滑靴副油膜進(jìn)行了相關(guān)研究。

若忽略油膜的動(dòng)壓和擠壓效應(yīng),靜壓油膜在滑靴密封帶處的油液壓力呈遞減分布,油室內(nèi)的油液壓力恒定,假設(shè)其為pS,則滑靴副油膜靜壓支撐力表示如下[23]:

(9)

式中:R0為密封帶外徑;r0為密封帶內(nèi)徑。

考慮到靜壓支撐阻尼特性,滑靴副油膜可視作固定阻尼和支撐面可變間隙阻尼的串聯(lián)組合[24]。

通過分析阻尼器的壓力和流量特性,可以得到[25]:

(10)

(11)

式中:pin為油膜入口壓力,即柱塞腔油液壓力;h為滑靴副油膜厚度;l為阻尼孔長度;d為阻尼孔直徑;K反映了滑靴副固定阻尼和縫隙可變阻尼的機(jī)構(gòu)尺寸。

由上式可知,當(dāng)pin不變時(shí),FN隨著h減小而增大。

筆者依據(jù)滑靴及柱塞結(jié)構(gòu)進(jìn)行滑靴副流場(chǎng)仿真建模,對(duì)滑靴副油膜流場(chǎng)仿真作如下假設(shè):

1)油液不可壓縮;2)滑靴副油膜為穩(wěn)定油膜支撐;3)油膜中的油液為層流運(yùn)動(dòng);4)穩(wěn)定油膜支撐下的油液溫度設(shè)定為50 ℃。

在Fluent中,筆者對(duì)承載油膜進(jìn)行獨(dú)立建模仿真,得到柱塞腔油液壓力與滑靴底面油膜承載力FN之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系。

筆者劃分滑靴副承載油膜為多層網(wǎng)格,流體域抽取及網(wǎng)格劃分如圖11所示。

圖11 滑靴副油膜及網(wǎng)格劃分Fig.11 Oil film and mesh generation of slipper pair1為油室;2為密封帶;3為油液出口;4為阻尼孔;5為油液入口;6為柱塞端面。

由圖11(a)與圖11(b)所示建模方式可知,流體域入口壓力等于前文主流場(chǎng)仿真中的柱塞腔油液壓力。

3.2 滑靴副油膜承載仿真

承載油膜厚度受油液入口壓力、滑靴副慣性力等因素影響而時(shí)刻發(fā)生變化[26]。調(diào)整油膜厚度對(duì)多種工況下的油膜流場(chǎng)進(jìn)行仿真,可得出對(duì)應(yīng)工況下滑靴底面油液承載力。針對(duì)該滑靴結(jié)構(gòu),筆者建立1 μm、5 μm、10 μm、20 μm以及30 μm這5種厚度油膜。為保證計(jì)算精度,滑靴副油膜至少劃分三層網(wǎng)格。

此處計(jì)算模型采用壓力入口及壓力出口,流體與壁面的接觸邊界條件為wall,進(jìn)出口壓力設(shè)置如表3所示。

表3 滑靴副油膜仿真工況Table 3 Oil film simulation condition of slipper pair

在柱塞泵轉(zhuǎn)速為1 600 r/min,滑靴副油膜入口壓力pin=35 MPa工況下,筆者對(duì)柱塞泵進(jìn)行流場(chǎng)仿真分析。

30 μm及50 μm油膜壓力云圖及滑靴底面壓力分布如圖12所示。

圖12 滑靴副油膜壓力云圖及滑靴底面壓力分布Fig.12 Cloud diagram of oil film pressure of slipper pair

根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知:當(dāng)油膜厚度為50 μm時(shí),油液在阻尼孔處出現(xiàn)一級(jí)壓降,在密封帶處產(chǎn)生二級(jí)壓降;而在油膜厚度為30 μm時(shí),阻尼孔處壓降并不明顯,僅在密封帶處出現(xiàn)一次明顯壓力降低,這是因?yàn)橛湍ず穸容^低時(shí),滑靴副油液泄漏量小,流速低,阻尼孔處壓降小。

因此,可通過改變滑靴副油膜厚度來調(diào)整滑靴底部油膜承載力,使滑靴副組件整體動(dòng)態(tài)受力平衡。

在相同工況條件下,不同油膜厚度滑靴底面在中剖面上的壓力值如圖13所示。

圖13 油膜厚度變化對(duì)油液壓力分布的影響 Fig.13 Influence of oil film thickness on pressure distribution

圖13中的油液壓力分布表明:不同油膜厚度下滑靴底部油液承載力有較大差別,且厚度越薄,承載力越大。

3.3 滑靴副油膜承載特性分析

針對(duì)于滑靴副油膜厚度的動(dòng)態(tài)預(yù)測(cè),筆者采用CFD與動(dòng)力學(xué)相結(jié)合的方法對(duì)滑靴副油膜厚度進(jìn)行動(dòng)態(tài)預(yù)測(cè)。

分析流程如圖14所示。

圖14 滑靴副油膜動(dòng)態(tài)特性分析方法 Fig.14 Analysis method of oil film dynamic characteristics of slipper pair

圖14中,筆者首先采用柱塞泵流場(chǎng)仿真的方法,計(jì)算出柱塞腔內(nèi)油液壓力以及柱塞端面液壓力變化,以求解滑靴底面支撐力;然后,單獨(dú)對(duì)滑靴副承載油膜進(jìn)行流場(chǎng)仿真,分析滑靴底面支撐力同柱塞腔油液壓力及滑靴副承載油膜厚度之間的關(guān)系,構(gòu)建插值求解圖表;最后,結(jié)合CFD得到的柱塞腔油液壓力與動(dòng)力學(xué)所計(jì)算的滑靴底面支撐力這兩個(gè)數(shù)值,采用插值方法,對(duì)各個(gè)轉(zhuǎn)角位置滑靴副油膜厚度進(jìn)行求解。

在轉(zhuǎn)速1 600 r/min工況下,滑靴副承載油膜支撐力與入口壓力的關(guān)系如圖15所示。

圖15 油膜厚度計(jì)算插值表Fig.15 Interpolation table for oil film thickness calculation

由圖15統(tǒng)計(jì)結(jié)果可知:同一厚度承載油膜下,不同入口壓力下所對(duì)應(yīng)的滑靴底面油膜承載力的落點(diǎn)近似直線擬合。在整個(gè)柱塞泵運(yùn)動(dòng)周期內(nèi),對(duì)柱塞腔油液壓力值pin及動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果FN數(shù)據(jù)進(jìn)行提取,可得出對(duì)應(yīng)任意時(shí)刻的油膜厚度。

筆者以φ為0°轉(zhuǎn)角位油膜厚度計(jì)算為例,對(duì)油膜插值方法進(jìn)行說明。此時(shí)的滑靴副油膜入口壓力pin為36.7 MPa(X0),滑靴底面支撐力FN為5.790×104N(Y5)。該坐標(biāo)點(diǎn)落于圖15中的5號(hào)點(diǎn)處,在10 μm與20 μm厚度的油膜之間。

此時(shí),可根據(jù)1、2、3和4號(hào)點(diǎn)位的已知坐標(biāo),對(duì)5號(hào)點(diǎn)位油膜厚度h進(jìn)行插值求解。

具體的求解方法如下:

根據(jù)1號(hào)和2號(hào)點(diǎn)坐標(biāo)及方程12插值,可求得6號(hào)點(diǎn)位縱坐標(biāo)Y6:

(12)

同理,由3、4號(hào)兩點(diǎn)可解得7號(hào)點(diǎn)位縱坐標(biāo)Y7:

(13)

設(shè)在油膜厚度h1為10 μm的6號(hào)點(diǎn)與油膜厚度h2為20 μm的7號(hào)點(diǎn)間,油膜厚度隨Y值均勻變化,此時(shí)使用5號(hào)點(diǎn)位Y5值可對(duì)插值進(jìn)行求解:

(14)

由式(14)計(jì)算出對(duì)應(yīng)油膜厚度h為23.38 μm。

同理,可采用該方法計(jì)算其他任意位置的油膜厚度。

在轉(zhuǎn)速為1 600 r/min工況下,采用同方法對(duì)低壓側(cè)數(shù)據(jù)插值的求解結(jié)果并不理想。無論在何種油膜厚度下,流場(chǎng)仿真所得滑靴底面支撐力均小于動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果FN。

筆者分析數(shù)據(jù)(φ=40°～160°)發(fā)現(xiàn),在多數(shù)轉(zhuǎn)角范圍內(nèi),即使滑靴底部油液壓力等于柱塞腔油液壓力pin,即在柱塞阻尼孔及滑靴密封帶都不起壓降作用時(shí),滑靴底面油液支撐力依然小于動(dòng)力學(xué)計(jì)算所得FN。這表明此時(shí)滑靴底面無法形成穩(wěn)定油膜,在此種情況下,滑靴和斜盤極易發(fā)生剛性接觸,從而造成滑靴及斜盤的異常磨損。

在該工況下,高壓側(cè)滑靴底部可形成穩(wěn)定的滑靴副承載油膜;而在低壓側(cè),由于吸油初始時(shí)刻壓力驟降,滑靴副油膜被破壞,且吸油側(cè)壓力波動(dòng)相對(duì)較大,油膜層需緩慢建立。

其他轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)的油膜[27-30]形成情況良好。

油膜形成情況如表4所示。

表4 滑靴底面承載油膜插值計(jì)算分析Table 4 Interpolation calculation of bearing oil film on the bottom of slipper

同理,在轉(zhuǎn)速600 r/min工況下,筆者構(gòu)建油膜厚度插值求解圖表,進(jìn)行全周期內(nèi)油膜厚度求解,結(jié)果如表5所示。

表5中承載油膜厚度的計(jì)算結(jié)果顯示:全周期內(nèi),滑靴副油膜形成情況穩(wěn)定,油膜厚度隨滑靴副運(yùn)行狀態(tài)平穩(wěn)變化,可起到良好的潤滑效果。

4 結(jié)束語

筆者提出了一種基于支撐力平衡的柱塞泵滑靴副油膜厚度動(dòng)態(tài)求解方法,構(gòu)建了滑靴副支撐平衡方程,采用CFD方法計(jì)算了滑靴副支撐邊界,求解了在任意工況下的油膜厚度動(dòng)態(tài)特征。

研究過程及結(jié)果表明:

1)構(gòu)建了油膜厚度動(dòng)態(tài)特性的插值模型,對(duì)任意工況下的全周期滑靴副油膜厚度的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了求解,從而判斷滑靴副結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是否滿足指定使用工況的要求,并驗(yàn)證了極限設(shè)計(jì)工況;

2)滑靴副承載油膜厚度受柱塞端面油液壓力、慣性力等多種因素的影響,并非柱塞腔壓力越大,油膜厚度越薄。隨著柱塞泵轉(zhuǎn)速升高,柱塞慣性力迅速增加。大排量柱塞泵轉(zhuǎn)速為1 600 r/min時(shí),柱塞慣性力導(dǎo)致高壓側(cè)油膜厚度進(jìn)一步減薄,高壓轉(zhuǎn)低壓過程中,柱塞腔內(nèi)出現(xiàn)壓力驟降,滑靴副油膜無法形成,導(dǎo)致滑靴與斜盤發(fā)生剛性接觸,在該區(qū)域內(nèi)發(fā)生異常磨損。而在低轉(zhuǎn)速工況下,滑靴副油膜形成情況良好,保證了泵低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的可靠性。

筆者后續(xù)計(jì)劃搭建油膜檢測(cè)試驗(yàn)臺(tái),對(duì)柱塞副油膜的形成情況進(jìn)行試驗(yàn),以進(jìn)一步優(yōu)化基于支撐力平衡的柱塞泵滑靴副油膜厚度動(dòng)態(tài)求解方法。