楊國來,2， 白京浩， 張明明， 王文宇， 金 晶， 黃付田

(1.蘭州理工大學 能源與動力工程學院， 甘肅 蘭州 730050；2.浙江大學 流體動力與機電系統(tǒng)重點實驗室， 浙江 杭州 310027)

引言

電磁泵應用電磁力直接驅(qū)動柱塞運動，省去一系列中間傳動機構，能量轉(zhuǎn)化效率大大提高；往復泵摩擦副只有柱塞與泵體接觸部分，能量損耗小，因此電磁式往復泵具有良好的運行性能和應用前景。大型電磁式往復泵用于石油、冶金、建筑等要求流量小壓力高的領域， 而微型往復泵常用于輸送閥控制動力裝置等要求體積小、振動及噪聲低的場合。冀宏等[1-2]提出了一種電動機、液壓葉片泵和孔板離心泵三體合一的液壓電機泵結(jié)構，制備樣機并對其進行了全面分析。婁正坤等[3]研制了一種雙斜盤閥配流軸向柱塞式液壓電機泵的樣機，該泵通過改變左右斜盤相對位置以實現(xiàn)排量變化。趙升噸等[4]指出傳統(tǒng)的電機和液壓泵系統(tǒng)存在功率密度比小等諸多缺點，但電磁直驅(qū)式液壓泵缺乏標準化，不易量產(chǎn)。國外對電磁泵早有研究，最新電機泵[5-6]的研制多應用于核工業(yè)方面，用于苛刻流體如液體鈉的輸送。楊國來、李世偉等[7-8]介紹了一種永磁體電磁式往復泵，并對泵的電磁部分進行了受力計算和設計。為研究往復泵配流問題，李洋等[9]仿真分析了不同頻率下固定進出油單向閥參數(shù)和變單向閥彈簧剛度時往復泵的流量特性，并對柱塞運動頻率、單向閥彈簧剛度進行了優(yōu)化。鄒亮等[10]利用動網(wǎng)格技術對單向閥關閉過程進行數(shù)值仿真，分析得出彈簧剛度系數(shù)對閥芯關閉速度、關閉時間、閥后壓差的影響關系。董世民等[11]針對往復泵配流閥彈簧預緊力與剛度的確定是根據(jù)經(jīng)驗公式確定的不足，建立了彈簧變剛度系數(shù)條件下閥芯運動規(guī)律的數(shù)學模型，優(yōu)化結(jié)果與定剛度系數(shù)彈簧相比，最大壓力損失降低20.85%。馬凱等[12]指出高頻啟閉的單向閥，即使流量存在細微變化，由于累計效應會導致泵的輸出流量脈動更大，泵運行頻率應避開配流閥自振頻率整數(shù)倍且小于閥最大響應頻率。

本研究介紹了一種應用于西門子電動液壓調(diào)節(jié)閥中的微型電磁式往復泵，如圖1所示，并詳細闡釋了該泵的結(jié)構和工作原理。基于以上研究，從泵體結(jié)構和單向閥的參數(shù)出發(fā)，運用AMESim軟件仿真模擬的方法，研究各參數(shù)對電磁式往復泵性能的影響，以期減小泵出口的流量脈動、壓力損失和泵體振動，為小流量電磁式往復泵的設計提供理論依據(jù)。

1.泵殼 2.電磁線圈 3.擋鐵 4.泵蓋 5.出油單向閥 6.進油單向閥 7.缸套 8.柱塞 9.彈簧 10.中間單向閥 11.永磁體 12.導套圖1 電磁泵及其柱塞截面原理圖

1 結(jié)構及工作原理

三單向閥配流電磁式往復泵如圖1所示。

線圈通電后，線圈磁場與柱塞上的永磁體磁場相互作用，產(chǎn)生電磁推力。由于繞組固定，柱塞動作。柱塞向右運動時，中間單向閥與進油單向閥組成的密閉容腔逐漸增大，進油單向閥打開，開始吸油。同時，中間單向閥與出油單向閥組成的密閉容腔逐漸減小，出油單向閥打開，進行排油。當柱塞到達右極限位置時，柱塞所受電磁力反向，左側(cè)密閉容腔體積逐漸減小，進油單向閥關閉，中間單向閥打開，左側(cè)密閉容腔的油液通過中間單向閥到達右側(cè)，柱塞的內(nèi)徑差造成面積差，油液補償右側(cè)密閉容腔增大體積的同時，多出油液使出油單向閥開啟并排油。由于動子柱塞內(nèi)截面應用差動泵的差動原理，柱塞往復一次，泵完成一次吸油和兩次排油，流量平穩(wěn)。

2 單向閥和泵模型建立

2.1 單向閥建模

球形單向閥閥口結(jié)構如圖2所示。

圖2 單向閥閥口結(jié)構

單向閥閥芯動力學方程為：

(ksx+Fs0)-FB

(1)

式中， 右側(cè)第1項為閥芯所受液壓力：

p1——閥芯上游壓力

p2—— 閥芯下游壓力

da—— 閥球半徑

第2項為液動力：

Cq—— 流量系數(shù)

Av—— 閥口過流截面積

α—— 閥芯中心與閥座銳邊夾角

第3項為閥芯所受彈簧力：

ks—— 彈簧剛度

x—— 閥芯開口位移

Fs0—— 彈簧預緊力

第4項為閥芯與閥座間黏性和摩擦阻力。

閥口過流截面積Av由下式計算得到：

(2)

其中:

(3)

式中,ds—— 單向閥上游通道直徑

db—— 球形閥芯直徑

閥口過流理論流量為:

(4)

往復泵柱塞做低頻運動時，單向閥閥芯運動引起的流量變化不足以對往復泵的流量產(chǎn)生影響。但柱塞在做高頻往復運動時，其閥球運動導致的流量變化不能忽略，即單向閥打開時一部分油液存于閥球之下，使實際流量小于理論瞬時流量，單向閥關閉時貯存的液體體積同時排出，使實際流量大于理論瞬時流量。單向閥閥芯運動導致的瞬時體積流量變化量為:

(5)

2.2 往復泵建模

往復泵柱塞受力為:

(6)

式中,Mv——柱塞等效質(zhì)量

xp—— 柱塞位移

FM—— 電磁驅(qū)動力

FK—— 柱塞所受彈簧力

FP—— 作用在柱塞上的液壓力

FC—— 柱塞上永磁體與套筒相對運動時產(chǎn)生的卡緊力和摩擦力

在往復泵運動的一個周期內(nèi)，當柱塞向右運動時，右側(cè)小柱塞腔內(nèi)油液排出，其排出油液體積為:

qt1=πr2s

(7)

柱塞向左運動時，左側(cè)大柱塞腔內(nèi)油液一部分補充小柱塞腔，其余部分排出，其排出油液體積為:

qt2=π(R2-r2)s

(8)

式中,R—— 大柱塞腔直徑

r—— 小柱塞腔直徑

因此理論上當左側(cè)大柱塞腔與右側(cè)小柱塞腔存在面積差時，柱塞在一個往復周期內(nèi)兩次排液過程排出的油液總量為:

qt=πR2s

(9)

即油液排出總量與雙配流閥單作用往復泵相等，但油液分兩次排出，使出口流量平穩(wěn)。

3 仿真分析

由于電磁力驅(qū)動柱塞泵時，其運動曲線具有可規(guī)劃性[10]，即假設電磁力的驅(qū)動特性足夠好，因此設定柱塞運動為正弦運動:

xp=Spsin(2πft)

(10)

式中,Sp—— 柱塞運動幅值

f—— 柱塞運動頻率

柱塞往復運動速度為:

vp=2πfSpcos(2πft)

(11)

往復泵的壓力取決于往復泵的工作負載，只要電磁力足夠大且往復泵有足夠的強度以及相應的密封能力，油液即可排出。由于流量變化引起泵出口壓力的相應變化，因此考慮以泵出口壓力的變化來反映泵的性能。本研究運用AMESim軟件進行仿真，仿真時，通過調(diào)節(jié)節(jié)流閥開度即設置固定阻尼的方式模擬負載壓力，具體參數(shù)設置如表1所示。

表1 仿真參數(shù)

建模并設置相應參數(shù)，運行仿真，得出3個配流單向閥的閥芯開口位移，結(jié)果如圖3所示。

由圖3可知， 往復泵的3個配流單向閥閥芯開口位移合理，能夠完成配流工作。分別改變小柱塞腔直徑、單向閥的彈簧剛度和彈簧預緊力，觀察其對泵的影響。為檢測方便，引入壓力脈動率σ和平均壓力pavg以間接反映各參數(shù)與流量脈動和壓力損失的關系。

圖3 配流單向閥閥芯開口位移

(12)

式中,pmax—— 泵穩(wěn)定工作狀態(tài)時的出口最大壓力

pmin—— 泵穩(wěn)定工作狀態(tài)時的出口最小壓力

pavg—— 泵出口平均壓力

由下式取得:

(13)

3.1 小柱塞腔直徑對泵出口壓力的仿真分析

固定單向閥結(jié)構參數(shù)，改變小柱塞腔直徑進行仿真，結(jié)果如圖4所示。

圖4 泵響應情況

由圖4可知，往復泵小柱塞腔直徑的變化對泵出口平均壓力即壓力損失沒有影響，但對泵出口流量脈動有較大影響。隨著小柱塞腔直徑減小，往復泵壓力脈動幅值先線性減小后線性增大，且變化率先大后??；當小柱塞腔直徑處于2.3 mm與1.8 mm之間時，在往復泵一個往復周期里，出口壓力出現(xiàn)兩次脈動；當直徑為2.1 mm，即柱塞腔的截面積比為2∶1時，脈動率達到最小，其值為2.64%，直徑為3.0 mm，即不應用柱塞腔的差動原理，脈動率降低了7.61%。

3.2 單向閥彈簧剛度對泵性能的影響分析

固定其他參數(shù)，設定小柱塞腔直徑為2.1 mm，分別改變進油單向閥，中間單向閥和出油單向閥的彈簧剛度，對往復泵模型進行仿真，得到各個單向閥的彈簧剛度與泵出口平均壓力的關系，結(jié)果如圖5所示。可以看出，進油單向閥和中間單向閥對泵出口壓力損失有較大影響，出油單向閥對其無影響。因此，對前兩者分別進行仿真分析，找出產(chǎn)生這種規(guī)律的原因。

圖5 單向閥彈簧剛度與泵出口平均壓力的關系

1) 進油單向閥彈簧剛度對泵性能影響分析

由圖5可知，在固定阻尼下，進油單向閥彈簧剛度在176 N/m附近時，泵出口壓力損失相對增大；在彈簧剛度為900 ～1050 N/m之間時，泵出口平均壓力為最大值，此時壓力損失最小，彈簧剛度大于1200 N/m時，壓力損失再次增大。為分析原因，選取如下4種彈簧剛度，仿真得到進油單向閥閥芯開口位移與閥口瞬時體積流量，結(jié)果如圖6所示。

由圖6可知，進油單向閥的彈簧剛度較低時，閥球存在較大的關閉滯后，在柱塞向左運動，即大柱塞腔進入排油階段時，油液通過閥隙流回閥前，流量倒灌，造成泵出口壓力的損失；彈簧剛度較高時，閥球存在較大的開啟滯后，使油液不能及時進入大柱塞腔，造成泵出口壓力的損失。

圖6 進油單向閥響應情況

2) 中間單向閥彈簧剛度對泵性能影響分析

由圖5可知，在固定阻尼下，泵出口平均壓力隨著中間單向閥彈簧剛度的增大呈現(xiàn)鋸齒狀波動；在彈簧剛度為100, 300, 700, 1250 N/m時，泵出口平均壓力為極小值，即壓力損失為局部最大值，且隨著彈簧剛度增大其損失值在減??；在彈簧剛度為250, 650, 1150 N/m時，泵壓力損失為局部最小值。為分析壓力損失出現(xiàn)的原因，選取其對應的彈簧剛度進行仿真，結(jié)果如圖7所示。

由圖7可知，由于中間單向閥的彈簧剛度對進油單向閥和中間單向閥的配流產(chǎn)生不同程度的影響。當柱塞向左運動時，大柱塞腔容積變小，中間單向閥打開。當柱塞開始向右運動，即大柱塞腔由排油進入吸油階段時，進油單向閥存在開啟滯后，此時中間單向閥仍處于開啟狀態(tài)，流量倒灌，造成泵出口壓力的損失。

3.3 單向閥彈簧預緊力對泵性能的仿真分析

固定其他參數(shù)，設定小柱塞腔直徑為2.1 mm，分別改變進油單向閥、中間單向閥和出油單向閥的彈簧預緊力，對往復泵模型進行仿真，得到各個單向閥的彈簧預緊力與泵出口平均壓力的關系，結(jié)果如圖8所示?？梢钥闯?，進油單向閥的彈簧預緊力達到1.6 N時，泵出口平均壓力開始降低，壓力損失變大；預緊力達到1.8 N時，泵出口壓力降低為0。中間單向閥和出油單向閥的彈簧預緊力對泵出口壓力損失無影響。

圖9為各個單向閥不同的彈簧預緊力對其閥芯開口位移的影響關系。

圖7 進油和中間單向閥響應情況

圖8 泵出口平均壓力與單向閥彈簧預緊力的關系

圖9 三單向閥響應情況

由圖9可知，進油單向閥彈簧預緊力越大，其閥芯最大開口位移越小。當預緊力為1.6 N時，閥芯出現(xiàn)劇烈振蕩，最大開口位移反常變大；當預緊力過大為1.8 N時，大氣壓和柱塞腔負壓的壓差不足以使單向閥打開，往復泵不能吸油導致其失去工作能力。中間單向閥的閥芯開口位移較大，且振蕩劇烈；彈簧預緊力越大，其振蕩次數(shù)越多。所以，中間單向閥的振蕩是引起往復泵振動的主要原因。出油單向閥的彈簧預緊力越大，閥芯最大開口位移越小。但在柱塞開始向左運動，即大柱塞腔進入排油階段的瞬間，彈簧預緊力過大會導致閥出現(xiàn)瞬時關閉，使泵的排油流量不連續(xù)；閥芯與閥座產(chǎn)生碰撞，造成往復泵的振動加劇。

4 結(jié)論

(1) 將差動泵的柱塞差動原理應用于往復泵柱塞內(nèi)徑的改進，使其在不改變總排出流量的前提下，油液在一個柱塞運行周期內(nèi)分兩次排出，流量更均勻；

(2) 柱塞腔內(nèi)截面積比對泵出口壓力脈動即流量脈動有較大影響。隨著小柱塞腔直徑減小，往復泵流量脈動幅值先線性減小后線性增大。當大小柱塞腔內(nèi)截面積比為2∶1時，脈動率達到最?。?/p>

(3) 在固定阻尼下，進油單向閥和中間單向閥彈簧剛度對泵壓力損失有較大影響。進油單向閥彈簧剛度過大引起閥關閉滯后，過小引起閥開啟滯后，都會造成泵壓力損失。中間單向閥彈簧剛度設置不合理使大柱塞腔吸油不及時，小柱塞腔流量倒灌，泵出口壓力降低；

(4) 單向閥彈簧預緊力過大時對往復泵流量連續(xù)性和泵體穩(wěn)定性有影響。預緊力過大，使進油單向閥不能正常開啟，使中間單向閥振蕩加劇，使出油單向閥有瞬時關閉和劇烈振蕩，造成流量的不連續(xù)和泵體振動。