周 平，郎 鹿，翟 江

(1.貴州電子科技職業(yè)學(xué)院機械工程系，貴州貴安 550029; 2.中航力源液壓股份有限公司，貴州貴陽 550018)

引言

液壓泵是飛機液壓系統(tǒng)的心臟，對舵機、起落架和剎車系統(tǒng)進(jìn)行驅(qū)動，使飛機按照飛行控制指令飛行。

機載液壓系統(tǒng)液壓泵一般采用恒壓變量控制方式，如圖1所示，這種變量調(diào)節(jié)方式的主要優(yōu)點是響應(yīng)快速、效率高。當(dāng)用戶不需要流量時，液壓泵出口的高壓油經(jīng)調(diào)壓閥進(jìn)入隨動活塞組件，克服回位彈簧等力的阻力，推動隨動活塞使斜盤向小擺角方向擺動直至為0，從而實現(xiàn)系統(tǒng)保壓但又不輸出流量的目的。

圖1 恒壓變量泵結(jié)構(gòu)原理圖

液壓泵額定壓力21 MPa由調(diào)壓彈簧調(diào)定，當(dāng)系統(tǒng)壓力低于變量壓力(約為20 MPa)時，調(diào)壓閥芯在調(diào)壓彈簧的作用下將隨動活塞腔與高壓腔隔斷，斜盤在回位彈簧及斜盤力矩的作用下擺動到最大擺角，此時液壓泵的出口供油量最大。當(dāng)系統(tǒng)壓力逐步升高，高壓活門在高壓油的作用下克服調(diào)壓彈簧力移動，使高壓油通過調(diào)壓油路進(jìn)入隨動活塞腔，作用于隨動活塞上，推動斜盤擺角減小，液壓泵的流量隨之減小，直到出口流量為0。

某型液壓泵采用恒壓變量控制方式，在試驗中發(fā)現(xiàn)：隨動活塞腔在大流量狀態(tài)下基本無壓力波動，在大流量狀態(tài)向零流量狀態(tài)轉(zhuǎn)換過程中，腔內(nèi)出現(xiàn)瞬時峰值壓力約為24.659 MPa；在零流量狀態(tài)時的穩(wěn)態(tài)壓力為3 MPa，如圖2所示。相對于零流量的穩(wěn)態(tài)壓力來說，峰值壓力幅值較大。

圖2 隨動活塞腔動態(tài)壓力

該型液壓泵斜盤組件采用滾輪、襯套、小軸及斜盤耳片的結(jié)構(gòu)形式，如圖3所示，在液壓泵工作過程中由于隨動活塞和回位活塞兩側(cè)始終有正壓力作用于滾輪上。在變量過程中，較大的隨動活塞腔瞬時壓力轉(zhuǎn)換為正壓力作用到滾輪上，經(jīng)計算，接觸力高達(dá)4000 N[1-2]。因此，需對該型液壓泵變量特性進(jìn)行分析研究，找出隨動活塞腔瞬時高壓的原因，尋求降低隨動活塞腔瞬時壓力的方法，以期降低滾輪對回位活塞的沖擊力，避免回位活塞接觸面損傷。

圖3 斜盤組件部分結(jié)構(gòu)

近年來，由于飛機液壓功率大幅提升，使用工況更加嚴(yán)酷，隨動活塞接觸面損傷問題才顯露出來[3-4]。本研究結(jié)合出現(xiàn)的問題，開展了針對性的研究，解決了實際問題。目前國內(nèi)外對恒壓變量泵的變量特性研究較多，主要集中在壓力脈動、動態(tài)響應(yīng)時間、穩(wěn)態(tài)時間、超調(diào)量大小等方面，但對回位活塞腔內(nèi)的動態(tài)壓力及其危害的研究甚少，鑒于此，開展這方面的研究工作很有必要。

1 變量特性分析

1.1 仿真模型的建立

結(jié)合基于參數(shù)化虛擬樣機技術(shù)的建模仿真分析思路[5]，在AMESim中建立了液壓泵的系統(tǒng)仿真模型[6-9]，如圖4所示，模型考慮了油液的密度、黏度等隨壓力的變化，對泵內(nèi)運動零件之間的機械限位、分開和接觸采用了彈性接觸理論進(jìn)行描述，能夠?qū)﹄S動活塞、回位活塞與斜盤之間的微小接觸及分開進(jìn)行模擬。

圖4 AMESim仿真模型

1.2 仿真分析

仿真的主要邊界條件：轉(zhuǎn)速為4000 r/min，進(jìn)口壓力為0.5 MPa，回油壓力為0.7 MPa，出口壓力通過節(jié)流加載，大流量時出口壓力20 MPa，工作介質(zhì)為航空液壓油，工作液溫度為60 ℃，出口節(jié)流閥機載轉(zhuǎn)換時間為2 s。

隨動活塞腔內(nèi)的壓力如圖5所示，由圖可知，大流量狀態(tài)下，隨動活塞腔內(nèi)不存在明顯的壓力波動；大流量向零流量轉(zhuǎn)換過程中壓力波動顯著增大，最高壓力達(dá)10 MPa；零流量狀態(tài)下的壓力波動趨于穩(wěn)定，但波動幅度顯著大于泵出口壓力波動，最高壓力約為3 MPa；零流量向大流量轉(zhuǎn)換過程中最高壓力約為4.5MPa，波動幅值最高達(dá)4MPa。

圖5 隨動活塞腔壓力

當(dāng)泵出口加載閥迅速關(guān)閉，泵出口壓力短時內(nèi)將超過設(shè)定壓力(大流量壓力點)，調(diào)壓閥的閥芯將開始運動，泵出口高壓油通過調(diào)壓閥連通到隨動活塞腔，隨動活塞克服回位彈簧力及斜盤力矩，驅(qū)動斜盤向小排量方向轉(zhuǎn)動。為了使泵出口流量迅速減小，在該動態(tài)過程中隨動活塞腔始終通過調(diào)壓閥與泵出口連通，泵出口高壓油連續(xù)不斷進(jìn)入隨動活塞腔，推動斜盤向小角度轉(zhuǎn)動。由于該過程是一個短時的加速過程，因此隨動活塞腔壓力需要瞬時升高，此外調(diào)壓閥閥芯的微小振動使控制閥的節(jié)流面積不斷變化，導(dǎo)致隨動活塞腔壓力在相對高壓力下動態(tài)變化。

1.3 試驗驗證

為驗證其他相似液壓泵隨動活塞腔瞬時壓力情況，分別對結(jié)構(gòu)類似、壓力級別相同的兩型液壓泵(型號：A1，A2)進(jìn)行了隨動活塞腔瞬時壓力測試，測試結(jié)果如圖6、圖7所示。

圖6 A1液壓泵隨動腔壓力測試情況

圖7 A2液壓泵隨動腔壓力測試情況

數(shù)據(jù)整理如表1所示，通過試驗發(fā)現(xiàn)，結(jié)構(gòu)類似產(chǎn)品在由大流量向零流量轉(zhuǎn)換過程中，隨動活塞腔都會出現(xiàn)瞬時壓力較大現(xiàn)象。

表1 不同型號的出口瞬時壓力、隨動活塞腔瞬時壓力 MPa

根據(jù)AMESim軟件仿真分析，液壓泵由大流量向零流量變化過程中，隨動活塞腔壓力瞬時峰值較大是為了使泵獲得較快的響應(yīng)速度而不可避免的。但隨動活塞腔壓力瞬時峰值過大會引起零件的接觸應(yīng)力較大，可能導(dǎo)致有關(guān)零件較早失效，這在長壽命、高可靠性方面會帶來隱患。因此，需對隨動活塞腔瞬時壓力峰值進(jìn)行降低。

2 原因分析及改進(jìn)措施

根據(jù)液壓泵斜盤組件結(jié)構(gòu)(如圖1所示)可知，回位活塞中心位置與斜盤滾輪接觸并相互作用，因此只能在中心位置以外開孔。該型液壓泵回位活塞底部有1個φ3的通油小孔，如圖8所示，回位活塞內(nèi)有回位彈簧，在裝配過程中可能出現(xiàn)彈簧部分遮蓋小孔現(xiàn)象，導(dǎo)致通油小孔形成阻尼，其中最大遮蓋面積能達(dá)到小孔面積的73%左右，這可能是造成隨動活塞腔瞬時壓力峰值較大的原因[10-12]。

圖8 回位彈簧部分遮蓋小孔示意圖及實物圖

2.1 不同小孔直徑的仿真分析

1) 對隨動活塞腔壓力的影響

將回位活塞小孔直徑分別設(shè)為φ3，2，1.5 mm，則變量過程中隨動活塞腔壓力變化如圖9所示。由圖可知：隨著小孔直徑的減小，泵由大流量向零流量轉(zhuǎn)變過程中隨動活塞腔瞬時壓力沖擊將顯著增大，但在零流量、零流量向大流量變化過程中隨動活塞腔壓力波動有所減小。

圖9 不同小孔直徑對隨動活塞腔壓力的影響

2) 對斜盤組件接觸力的影響

采用彈性接觸模型對隨動活塞、回位活塞與斜盤組件之間的接觸力進(jìn)行了近似計算，可以定性分析接觸力的變化趨勢。將回位活塞小孔直徑分別設(shè)為3，2，1.5 mm，則變量過程中隨動活塞與斜盤組件之間的接觸力、回位活塞與斜盤組件之間的接觸力F分別如圖10、圖11所示。由圖可知：在大流量和零流量的相互變化過程中，隨動活塞端、回位活塞端均會出現(xiàn)較大的接觸力，小孔直徑適當(dāng)增大可以顯著減小這種接觸力；在大流量、零流量的平穩(wěn)過程中，接觸力都相對較小，但回位活塞端接觸力相對波動較大，小孔增大對這種接觸力影響不顯著。

圖10 不同小孔直徑對隨動活塞端接觸力影響

圖11 不同小孔直徑對回位活塞端接觸力影響

2.2 試驗驗證

為驗證回位活塞小孔直徑對變量過程及隨動活塞腔壓力的影響，實際加工了小孔直徑為3.0，2.5，2.0，1.5，1.0，0.8，0.6，0.5 mm的回位活塞，在1臺產(chǎn)品上分別裝配試驗，進(jìn)行了出口動態(tài)響應(yīng)測試及隨動活塞腔壓力測試，測試結(jié)果如圖12所示。隨著小孔直徑的減小，液壓泵變量震蕩收斂時間增大，液壓泵出口、隨動活塞腔內(nèi)的瞬態(tài)壓力沖擊值大幅提高，隨動活塞腔內(nèi)的瞬態(tài)壓力沖擊值由原始狀態(tài)下的20.95 MPa升高到0.5 mm小孔直徑狀態(tài)下的35.55 MPa，如表2所示。經(jīng)分析，隨動活塞腔內(nèi)瞬態(tài)壓力的大幅上升加劇了斜盤組件的接觸應(yīng)力，使斜盤耳片等零件的工作應(yīng)力提高了約1.7倍，風(fēng)險加大，工作可靠性降低。

圖12 不同小孔直徑下的動態(tài)曲線

表2 回位活塞不同小孔直徑的動態(tài)數(shù)據(jù)

2.3 試驗及仿真分析結(jié)果

通過試驗和仿真分析，不同小孔直徑對液壓泵的變量特性和隨動活塞腔瞬時壓力影響較大，較大的小孔直徑可降低在變量過程中的出口最大瞬時壓力峰值、縮短響應(yīng)時間和穩(wěn)態(tài)時間、降低隨動活塞腔瞬時壓力峰值。因此，增大小孔直徑或增加小孔數(shù)量能夠?qū)⑾到y(tǒng)調(diào)節(jié)時間變短，有效提高了系統(tǒng)的動態(tài)性能。

圖13為某型液壓泵回位活塞小孔改進(jìn)方式 (小孔數(shù)量由1個增加為3個)，經(jīng)計算，當(dāng)回位彈簧遮擋3個通油小孔后，小孔剩余的通油面積相當(dāng)于1個φ4的小孔通油面積。

圖13 某型液壓泵回位活塞小孔改進(jìn)方案

經(jīng)對改進(jìn)后回位活塞進(jìn)行試驗，隨動活塞腔內(nèi)瞬時壓力峰值降至16.84 MPa，如圖14所示，較改進(jìn)前24.659 MPa降低了32%。改進(jìn)后的出口瞬時壓力、響應(yīng)時間、穩(wěn)態(tài)試驗也滿足相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖14 回位活塞小孔改進(jìn)后的變量特性及隨動活塞腔瞬時壓力

通過對比改進(jìn)前的回位活塞與滾輪接觸面磨損情況，增加通油孔后的回位彈簧對小孔遮擋產(chǎn)生的阻尼效果明顯降低，接觸痕跡明顯優(yōu)于改進(jìn)前。

3 結(jié)論

本研究針對近年來某型液壓泵回位活塞與斜盤上的滾輪多次出現(xiàn)的撞擊痕跡這一異?，F(xiàn)象，通過結(jié)構(gòu)分析、AMESim軟件仿真分析和試驗驗證，得出液壓泵隨動活塞腔動態(tài)瞬時壓力在由大流量向零流量的變化過程中存在瞬時高壓是造成異常撞擊的原因，這種瞬時高壓應(yīng)該盡量降低，否則會給內(nèi)部結(jié)構(gòu)零件造成損傷。通過改變不同回位活塞通油小孔直徑，發(fā)現(xiàn)對隨動活塞腔動態(tài)瞬時壓力有較大的影響，所采取的改進(jìn)措施明顯降低隨動活塞腔瞬時壓力，避免了零件的損傷，消除了安全隱患。該研究是一種新的發(fā)現(xiàn)，為同類產(chǎn)品相似問題的解決提供了思路。