王官洪，周釗強(qiáng)，曹學(xué)鵬

（長(zhǎng)安大學(xué)工程機(jī)械學(xué)院，陜西 西安710064）

滑靴副作為柱塞泵最重要的摩擦副之一，其潤(rùn)滑特性對(duì)泵的效率和使用壽命有重要影響。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)柱塞泵滑靴副潤(rùn)滑特性已做了大量研究工作，并取得了巨大成就。德國(guó)的Kumar S J將三維Navier-Stokes應(yīng)用在滑靴斜盤之間的微小間隙進(jìn)行數(shù)值求解，得到了泄漏流量隨滑靴副結(jié)構(gòu)參數(shù)之間的關(guān)系；英國(guó)的John WATTON研究了泵的流量和壓力增大時(shí)來研究靜壓支承室結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)滑靴底部壓力和提升力的影響；德國(guó)的UweWieczorek通過開發(fā)模擬斜盤式軸向柱塞泵滑靴和斜盤間隙的仿真工具CASPAR，得到密封帶處的壓力、速度和溫度場(chǎng)分布規(guī)律[1]。這對(duì)分析滑靴副油膜厚度和油膜承載能力提供理論基礎(chǔ)和依據(jù)，也為設(shè)計(jì)摩擦副提供新思路。

1 滑靴副靜壓支承特性分析

在工業(yè)生產(chǎn)中，柱塞泵滑靴副大多采用靜壓支承方式來實(shí)現(xiàn)其流體潤(rùn)滑，這有利于降低材料磨損，提高元件使用壽命。

1.1 靜壓支承工作原理

進(jìn)口壓力P油通過阻尼孔時(shí)產(chǎn)生壓降Ps，在Ps的作用下，液流通過密封帶時(shí)產(chǎn)生泄漏流量，并在密封帶內(nèi)形成具有一定變化規(guī)律的壓力場(chǎng)，這個(gè)壓力場(chǎng)和油腔壓力Ps共同抵抗外負(fù)載W.當(dāng)外負(fù)載變化時(shí)，Ps也隨之改變，使油腔壓力與外負(fù)載達(dá)到一個(gè)動(dòng)平衡狀態(tài)[2]?；ジ钡撵o壓支承如圖1所示。

圖1 軸向柱塞泵滑靴靜壓支承示意圖

式中：P為負(fù)載壓力；P0為環(huán)境壓力；l和d為阻尼孔長(zhǎng)度和直徑；h為油膜厚度；r0、R0分別為滑靴底面內(nèi)、外半徑。

根據(jù)微小間隙的流動(dòng)方程得到滑靴與斜盤之間的流量連續(xù)性方程為：

式中，μ 為油液的動(dòng)力粘度。由（1）、（2）兩式可知，當(dāng)滑靴結(jié)構(gòu)參數(shù)、環(huán)境壓力一定時(shí)，油室壓力不僅與柱塞腔壓力有關(guān)，還與油膜厚度有關(guān)。油膜太厚或者太薄會(huì)引起效率降低或“燒盤”現(xiàn)象。因此，研究滑靴副的油膜厚度極其重要。

1.2 滑靴副壓力分布計(jì)算

油膜厚度是評(píng)價(jià)滑靴副潤(rùn)滑特性最重要的指標(biāo)

根據(jù)滑靴阻尼孔壓力流量特性及流量連續(xù)性原理得滑靴副靜壓支承油室壓力為：之一，為此，需要求出使滑靴副獲得最佳性能的油膜厚度。

當(dāng)油膜處于一定厚度時(shí)，就必然有功率損失。而功率損失是由兩部分組成，一部分泄漏產(chǎn)生的功率損失N1，另一部分是粘性摩擦引起的功率損失N2[3]。聯(lián)立（1）、（2）式，求得泄漏損失功率為：

其中，DP為柱塞直徑；γ為斜盤傾角。

油液具有的粘度而產(chǎn)生粘性摩擦力矩N2：

式中：n為泵的轉(zhuǎn)速；D為柱塞分布圓直徑。

對(duì)N1和N2求和之后再對(duì)油膜厚度h求偏導(dǎo)，令偏導(dǎo)等于零，求得最佳油膜厚度為：

由（5）可知，滑靴副最佳油膜厚度取決于滑靴和柱塞的結(jié)構(gòu)參數(shù)及泵的工作參數(shù)。經(jīng)計(jì)算，當(dāng)負(fù)載壓力為24 MPa時(shí)，最佳油膜厚度為16.08μm，負(fù)載壓力為16 MPa時(shí)，為19.69μm，沿滑靴底面半徑方向壓力分布如圖2所示。根據(jù)最佳油膜厚度計(jì)算滑靴副密封帶處壓力隨半徑的變化關(guān)系如下：

圖2 滑靴底面沿半徑方向壓力分布圖

2 滑靴副流場(chǎng)仿真及結(jié)果分析

采用CFD對(duì)滑靴副進(jìn)行流場(chǎng)仿真，對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化[4]：滑靴與斜盤之間的間隙非常小，介質(zhì)是牛頓液體，且為層流，不存在渦流。

2.1 建立仿真模型及參數(shù)設(shè)置

根據(jù)（5）式計(jì)算的最佳油膜厚度和表1中的參數(shù)，建立不同負(fù)載壓力下的滑靴副流道模型，其主要包括阻尼孔流道、滑靴靜壓支承室內(nèi)流體和滑靴密封帶處油膜三部分?；サ酌嬗湍ひ蚓哂泻穸刃　⒅睆酱蟮奶攸c(diǎn)而網(wǎng)格劃分較難。首先構(gòu)建虛擬直線將油膜厚度方向上圓柱面進(jìn)行分割，再沿厚度方向上進(jìn)行線網(wǎng)格劃分，然后以Quad和Map方式對(duì)側(cè)面進(jìn)行面網(wǎng)格劃分，最后以Hex/Wedge和Cooper進(jìn)行體網(wǎng)格自動(dòng)劃分。將網(wǎng)格文件導(dǎo)入到FLUENT進(jìn)行參數(shù)設(shè)置。選擇基于壓力求解的3D求解器和k-ε二階精度模型；定義邊界條件，設(shè)置精度流場(chǎng)仿真迭代。

表1 滑靴副主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

2.2 仿真結(jié)果分析

最佳油膜厚度為16.08μm，工作壓力為24 MPa時(shí)的滑靴副油膜壓力分布如圖3所示。

圖3 工作壓力為24MPa時(shí)的壓力云圖

由圖3可知，滑靴副密封帶處油膜壓力中心為油室圓形壓力場(chǎng)，接近于柱塞腔壓力，周圍為環(huán)形密封帶油膜壓力場(chǎng)，且隨底面半徑的增大而逐漸減小。與圖2中滑靴底面壓力分布相吻合，當(dāng)負(fù)載壓力增大時(shí)，滑靴油膜壓力場(chǎng)也隨之提高，承載能力提高以適應(yīng)外負(fù)載的變化。

3 結(jié)束語(yǔ)

根據(jù)滑靴副損失功率最小求出最佳油膜厚度，在此基礎(chǔ)上，進(jìn)行數(shù)值計(jì)算分析，并通過流體仿真驗(yàn)證數(shù)值計(jì)算的準(zhǔn)確性，得出了一致結(jié)論：滑靴油室中心圓形壓力接近負(fù)載壓力，密封帶處油膜壓力呈環(huán)形分布，并隨半徑的增大逐漸減小，當(dāng)負(fù)載壓力增大時(shí)，密封帶處壓力也隨之增大，油膜承載力提高。流體仿真模型驗(yàn)證了數(shù)值求解模型的準(zhǔn)確性與合理性。

[1]Kumar S J，Bergada M，Watton J.Axial piston pump grooved slipper analysis by CFD simulation of three-dimensional NVS equation in cylindrical coordinates[J].Computer&Fluids，2009（38）：648-663.

[2]Uwe Wieczorek，Monika Ivantysynova.Computer Aided Optimization of Bearing and Sealing Gaps Hydrostatic Machines-The Simulation Tool Caspar[J].International Journal of Fluid Power，2002（3）:33-40.

[3]許耀銘.油膜理論與液壓泵和液壓馬達(dá)的摩擦副設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1984.

[4]張 靜，馬慶偉.基于CFD的軸向柱塞泵滑靴副的流場(chǎng)仿真[J].機(jī)械工程，2012（2）：1-3.