陳金華，郭生榮，盧岳良

(1.航空工業(yè)南京機(jī)電液壓工程研究中心，江蘇 南京 211106；2.航空機(jī)電系統(tǒng)綜合航空科技重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 南京 211106)

引言

我國(guó)已有國(guó)產(chǎn)大飛機(jī)，但作為民機(jī)液壓系統(tǒng)核心部件的發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵的研制卻仍是短板。發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵作為飛機(jī)液壓系統(tǒng)主液壓能源，將發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)機(jī)匣的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液壓能，為飛機(jī)起落架裝置、前輪轉(zhuǎn)彎操縱、機(jī)輪剎車(chē)、升降舵、方向舵、襟/副翼等提供液壓動(dòng)力，對(duì)飛行安全至關(guān)重要。柱塞泵因其工作壓力高、輸出功率大、變量方便等特點(diǎn)通常被用作飛機(jī)主液壓能源泵。

直軸式軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小、可高速旋轉(zhuǎn)等特點(diǎn)，在工程機(jī)械、航空、航天等領(lǐng)域被廣泛使用。直軸式軸向液壓柱塞泵具有兩種典型結(jié)構(gòu)：內(nèi)支承軸向柱塞泵主軸為通軸，由兩端滾動(dòng)軸承支承，主軸與轉(zhuǎn)子之間花鍵定心，軸不僅傳遞扭拒，而且承受轉(zhuǎn)子的徑向力，軸徑較粗，斜盤(pán)傾角較??；外支承軸向柱塞泵主軸為半軸，柱塞徑向合力中心位置上設(shè)置有一個(gè)轉(zhuǎn)子外徑大軸承，轉(zhuǎn)子的徑向力全部由外徑大軸承支承，主軸只起傳扭作用，不承受彎矩，軸徑可較小，斜盤(pán)傾角較大，可達(dá)到20°。直軸式軸向柱塞泵按輸出功能分為定排量或變排量輸出，作為主液壓能源，因飛行的每個(gè)階段所需液壓能源大小不同，通常采用變排量輸出方式。目前民機(jī)上采用的變排量直軸式軸向柱塞泵均為恒壓變量式，可在液壓系統(tǒng)名義壓力的5%范圍內(nèi)保持其輸出壓力幾乎不變，實(shí)現(xiàn)在恒壓范圍內(nèi)隨負(fù)載實(shí)施變流量，節(jié)約能源并減少系統(tǒng)發(fā)熱。

現(xiàn)役民航飛機(jī)對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵提出了較高的平均故障間隔時(shí)間(Mean Time Between Failure,MTBF)值和壽命要求，MTBF值一般要求20000～35000 h，壽命一般要求與飛機(jī)同壽，達(dá)到60000～90000 h，壽命期內(nèi)視情維修。國(guó)外民機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵技術(shù)成熟，產(chǎn)業(yè)完整，目前民機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵主要由美國(guó)的Eaton和Parker兩大公司研制，前者以?xún)?nèi)支承軸向柱塞泵為主，后者以外支承軸向柱塞泵為主。B787飛機(jī)液壓柱塞泵由Parker公司研制，A380飛機(jī)液壓柱塞泵由Eaton公司研制，其壓力脈動(dòng)小于額定輸出壓力±1%，是目前市場(chǎng)上噪聲最低的柱塞泵，降低了管路疲勞，提高了飛機(jī)液壓管路系統(tǒng)可靠性，其主要技術(shù)發(fā)展特點(diǎn)為高壓化、低脈動(dòng)、高可靠、長(zhǎng)壽命。

國(guó)內(nèi)對(duì)變排量柱塞泵工作特性等開(kāi)展了深入研究：馬萬(wàn)鵬等[1]、羅威等[2]、童水光等[3]對(duì)恒壓變量柱塞泵靜動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了仿真，得出泵出口壓力和流量特性曲線(xiàn)；歐陽(yáng)小平等[4]對(duì)雙壓力變量柱塞泵在壓力切換過(guò)程中出現(xiàn)的壓力超調(diào)問(wèn)題進(jìn)行了研究；GUO Shengrong等[5]、陳金華[6]對(duì)民用飛機(jī)柱塞泵現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)進(jìn)行了分析；陳經(jīng)躍等[7]介紹了民機(jī)EHA液壓泵研究方案，分析了其關(guān)鍵技術(shù)。目前對(duì)于航空液壓泵壽命提升研究較少，而這些正是民機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵亟需突破的技術(shù)。

發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵是我國(guó)民用飛機(jī)發(fā)展的“卡脖子”產(chǎn)品，研究長(zhǎng)壽命設(shè)計(jì)技術(shù)可為我國(guó)研制具有高可靠、長(zhǎng)壽命的民用飛機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵產(chǎn)品提供重要的技術(shù)基礎(chǔ)。

1 民機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵長(zhǎng)壽命技術(shù)方案

影響液壓泵壽命因素很大程度體現(xiàn)在入口吸油、出口壓力脈動(dòng)、回油排熱3條油路系統(tǒng)上[8]，保證入口吸油充分，抑制出口壓力脈動(dòng)，改善殼體回油散熱條件等，均可對(duì)液壓泵壽命起到正面影響。

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵入口吸油對(duì)壽命的影響

液壓流體中，當(dāng)液壓油壓力低于空氣分離壓力時(shí)，溶解在流體中的空氣被分離出以氣泡的形式存在于液體中，并占據(jù)一定的空間使油液變得不連續(xù)，發(fā)生空化現(xiàn)象[9]?？栈l(fā)生后，氣泡隨著液流進(jìn)入高壓區(qū)，被急劇破壞或縮小，而原來(lái)所占據(jù)的空間形成真空，四周液體質(zhì)點(diǎn)以極大的速度沖向真空區(qū)域，產(chǎn)生局部液壓沖擊，使金屬零件表面逐步形成麻點(diǎn)，嚴(yán)重時(shí)表面脫落出現(xiàn)小坑，產(chǎn)生振動(dòng)、噪聲等，降低液壓泵可靠性和壽命。與其他形式泵相比，柱塞泵更容易因吸油不足產(chǎn)生空化和氣蝕，氣蝕損傷常發(fā)生在配流盤(pán)面、缸體面、缸體柱塞孔內(nèi)、配流盤(pán)和缸體的腰形槽內(nèi)、滑靴面、墊板面等。民用飛機(jī)機(jī)體一般比較龐大，油箱到泵入口的管路較長(zhǎng)，對(duì)泵入口壓力造成不利影響，且恒壓變量泵流量需求工況復(fù)雜，從小流量到大流量的響應(yīng)時(shí)間要求不大于0.05 s[10]，在流量需求大的瞬間尤其需要給泵入口提供足夠的壓力以防止氣蝕。

提高發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵入口壓力的解決途徑：

(1) 液壓系統(tǒng)使用封閉的氣體增壓油箱或自增壓油箱，但飛機(jī)對(duì)體積、重量要求限制了油箱增壓壓力和管道內(nèi)徑；

(2) 在油箱至液壓泵的入口管路上使用增壓泵，但極大地增加了系統(tǒng)復(fù)雜性；

(3) 泵入口流道優(yōu)化，效果很有限；

(4) 在泵內(nèi)部入口腔集成圖1所示的離心渦輪，是解決液壓泵吸油不足，滿(mǎn)足復(fù)雜流量需求工況，提高其工作壽命的有效途徑，且對(duì)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)無(wú)影響。

圖1 離心渦輪Fig.1 Centrifugal turbine

入口集成離心渦輪增壓裝置的發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵特點(diǎn)：

(1) 是一種串聯(lián)混合(液力、液壓)增壓系統(tǒng)；

(2) 安裝在泵入口的離心渦輪利用動(dòng)能(液力)將液壓油進(jìn)行一級(jí)增壓，增壓后的油液提高了液體流動(dòng)能力；

(3) 增壓后油液經(jīng)液壓泵配流盤(pán)分配到柱塞吸油腔，柱塞腔利用勢(shì)能(液壓)對(duì)油液進(jìn)行二級(jí)增壓，為液壓用戶(hù)提供動(dòng)力。

1.2 發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵出口壓力脈動(dòng)對(duì)壽命影響

柱塞泵工作時(shí)缸體排油腔容積從大到小變化，其輸出流量是隨缸體旋轉(zhuǎn)呈周期變化的脈動(dòng)流量。流量脈動(dòng)包含固有脈動(dòng)和回沖脈動(dòng)，固有脈動(dòng)是在各個(gè)柱塞不連續(xù)排油過(guò)程中產(chǎn)生，決定于柱塞泵斜盤(pán)工作半徑、斜盤(pán)轉(zhuǎn)角、柱塞數(shù)、柱塞工作面積和轉(zhuǎn)速等結(jié)構(gòu)和工作參數(shù)[11-12]；回沖脈動(dòng)是由負(fù)載壓力變化引起小部分流量回流。固有脈動(dòng)是流量脈動(dòng)的主要因素，流量脈動(dòng)通過(guò)系統(tǒng)阻抗會(huì)產(chǎn)生壓力脈動(dòng)，過(guò)大的壓力脈動(dòng)對(duì)液壓系統(tǒng)十分有害，當(dāng)脈動(dòng)幅值過(guò)大或振蕩頻率與系統(tǒng)或其他元件的固有頻率一致或接近時(shí)，壓力脈動(dòng)引起的液固耦合常常會(huì)導(dǎo)致高壓導(dǎo)管共振破裂。壓力脈動(dòng)也會(huì)引起流體噪聲，并影響系統(tǒng)和元件的工作質(zhì)量、降低使用壽命[13-14]。通常壓力脈動(dòng)可接受幅值為額定輸出壓力±10%以?xún)?nèi)，比較滿(mǎn)意的幅值為額定輸出壓力±5%以?xún)?nèi)，而終極目標(biāo)為額定輸出壓力±2%以?xún)?nèi)[15]。

降低發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵出口壓力脈動(dòng)的解決途徑：

(1) 采用較多的柱塞結(jié)構(gòu)，比如十一柱塞，雙列、多列柱塞[16]；

(2) 配流盤(pán)增加預(yù)壓縮角、減振槽、減振孔等[17-20]；

(3) 控制閥芯與變量活塞之間設(shè)置補(bǔ)償器[21]；

(4) 在泵出口集成緩沖瓶等。

從單一措施來(lái)說(shuō)，在泵出口集成緩沖瓶對(duì)壓力脈動(dòng)抑制效果最為明顯，圖2為緩沖瓶集成于泵分油蓋上的方案。

圖2 緩沖瓶集成于液壓泵分油蓋Fig.2 Buffer bottle integrated into valve block of hydraulic pump

發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵出口集成緩沖瓶降低壓力脈動(dòng)的特點(diǎn)：

(1) 本質(zhì)是在泵出口設(shè)置1個(gè)流體緩沖腔；

(2) 除了能衰減脈動(dòng)，還能起阻抗變換器作用，使泵負(fù)載阻抗降低，因此緩沖瓶除在很寬頻帶上具有良好的脈動(dòng)抑制效果外，還能降低系統(tǒng)固有頻率。

1.3 發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體回油對(duì)壽命的影響

柱塞泵內(nèi)各摩擦副滑靴與斜盤(pán)、柱塞和缸體、缸體和配流盤(pán)之間相對(duì)高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械摩擦產(chǎn)生熱量，同時(shí)高壓油液從滑靴和墊板、隨動(dòng)活塞腔、柱塞和轉(zhuǎn)子腔、轉(zhuǎn)子和配流盤(pán)、壓力補(bǔ)償閥等向低壓泄漏導(dǎo)致容積損失產(chǎn)生熱量[22-25]，而發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)，所處環(huán)境溫度較高，無(wú)法與外界實(shí)現(xiàn)良好換熱，因此，內(nèi)部大量的熱會(huì)引起橡膠密封件老化，油液黏度下降，泵內(nèi)各運(yùn)動(dòng)零部件磨損加劇、泄漏增加，導(dǎo)致壽命縮短。殼體回油是泵摩擦副泄漏油液匯集之處，也是泵內(nèi)溫度局部最高點(diǎn)，飛機(jī)上泵散熱通常是使泵殼體回油通過(guò)冷卻器冷卻后再流回到系統(tǒng)油箱，而民用飛機(jī)從泵到油箱的管路較長(zhǎng)，回油路上還設(shè)置有油濾等，管路壓力較高，使得回到油箱的流量減少，如果泵殼體回油完全無(wú)法排出，則液壓泵回油將通過(guò)內(nèi)部滑靴孔回到泵入口，在泵內(nèi)形成自循環(huán)，內(nèi)部油液溫度急劇上升，泵很快過(guò)熱燒壞，在泵工作在小流量輸出狀態(tài)時(shí)，應(yīng)確保泵有足夠的殼體回油流量。

保證發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體回油的解決途徑：

(1) 通過(guò)增加泵高壓泄漏來(lái)增加殼體回油量，使泵具有足夠的殼體回油流量，但犧牲了高壓流體功率，降低了泵的效率，且各高壓配合間隙不容易控制；

(2) 在泵殼體腔內(nèi)設(shè)置主動(dòng)抽油的回油泵，通過(guò)回油泵強(qiáng)制排出泵殼體腔高溫油液，這種方式可確保在系統(tǒng)最大回油管路背壓下的殼體回油流量。

發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體回油設(shè)置主動(dòng)抽油泵特點(diǎn)：

(1) 回油泵為定量泵，安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體腔內(nèi)，與發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵主軸同步旋轉(zhuǎn)，從殼體腔吸油、入口補(bǔ)油，將油液排出到系統(tǒng)殼體回油管路；

(2) 回油泵可采用擺線(xiàn)齒輪泵或葉片泵，其設(shè)計(jì)受發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵結(jié)構(gòu)集成影響；

(3) 回油泵設(shè)計(jì)相對(duì)簡(jiǎn)單、加工難度小、技術(shù)成熟可靠，擺線(xiàn)齒輪泵結(jié)構(gòu)比葉片泵更簡(jiǎn)單，與發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵更易集成，技術(shù)更成熟。

對(duì)上述技術(shù)進(jìn)行綜合，形成入口帶離心增壓渦輪、出口帶壓力脈動(dòng)衰減緩沖瓶、殼體腔帶主動(dòng)抽油回油泵的民機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵長(zhǎng)壽命技術(shù)方案。

2 關(guān)鍵技術(shù)仿真分析

2.1 入口渦輪增壓技術(shù)

渦輪泵中，渦輪內(nèi)部的流動(dòng)非常復(fù)雜，通常為三維湍流流動(dòng)，同時(shí)渦輪旋轉(zhuǎn)使得渦輪內(nèi)部的流動(dòng)可能伴有回流現(xiàn)象，以ANSYS/CFX為仿真平臺(tái)，對(duì)液壓油在離心渦輪泵的內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行數(shù)值模擬，主要參數(shù)計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表1。

表1 渦輪泵主要性能參數(shù)Tab.1 Main performance parameters of turbopump

由表1可以看出，渦輪泵增壓0.144 MPa，消耗功率較少，為0.486 kW，需求傳動(dòng)扭矩低，效率65.2%，對(duì)于渦輪泵來(lái)說(shuō)達(dá)到的效率較高。圖3和圖4為渦輪泵整個(gè)流場(chǎng)的壓力和溫度變化情況，可以看出，從進(jìn)口端到出口端，流體均勻流動(dòng)；流場(chǎng)溫度分布基本均勻，沒(méi)有出現(xiàn)溫度急劇升高現(xiàn)象。

圖3 流場(chǎng)壓力變化情況Fig.3 Change of flow field pressure

圖4 流場(chǎng)溫度分布Fig.4 Temperature distribution of flow field

圖5和圖6為渦輪子午面內(nèi)的壓力和溫度分布，左側(cè)為進(jìn)口端，右側(cè)為出口端?？梢钥闯觯瑥倪M(jìn)口端到出口端壓力逐漸升高，出口端的溫度略大于入口端溫度，流體在渦輪泵內(nèi)部流動(dòng)通暢，沒(méi)有出現(xiàn)無(wú)介質(zhì)交換漩渦造成熱聚集溫度升高區(qū)域。

圖5 渦輪子午面內(nèi)壓力分布Fig.5 Pressure distribution in meridian plane of turbine

圖6 渦輪子午面內(nèi)溫度分布Fig.6 Temperature distribution in meridian plane of turbine

2.2 出口壓力脈動(dòng)抑制技術(shù)

基于AMESim建立圖7的仿真模型，仿真分析流體經(jīng)緩沖瓶的壓力變化情況。

圖7 仿真模型Fig.7 Simulation model

液壓泵參數(shù)：柱塞數(shù)9，柱塞直徑17.72 mm，柱塞間隙0.02 mm，柱塞分度圓半徑29.77 mm，斜盤(pán)傾角20°，工作壓力28 MPa，轉(zhuǎn)速4200 r/min。

模型包括柱塞運(yùn)動(dòng)模塊、柱塞容積模塊、配流盤(pán)吸/排油口模塊、滑靴與斜盤(pán)之間的泄漏模塊、配流盤(pán)與缸體之間的泄漏模塊和恒壓變量控制模塊。

1) 柱塞運(yùn)動(dòng)模塊

構(gòu)建柱塞運(yùn)動(dòng)模型如圖8所示，泵工作時(shí)，缸體旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)柱塞與其一起轉(zhuǎn)動(dòng)，同時(shí)柱塞還相對(duì)于缸體作直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)，2個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成使柱塞上任何一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡都是橢圓，柱塞相對(duì)缸體的軸向位移為：

圖8 柱塞運(yùn)動(dòng)模型Fig.8 Piston motion model

sp=Rftanγ(1-cosα)

(1)

式中,Rf—— 柱塞分布圓半徑

γ—— 斜盤(pán)的傾斜角

α—— 缸體的轉(zhuǎn)角

對(duì)上式求導(dǎo)數(shù)可得到柱塞相對(duì)于缸體的運(yùn)動(dòng)速度vp：

(2)

ω—— 缸體的旋轉(zhuǎn)角速度

2) 柱塞容積模塊

m個(gè)柱塞的流量為：

(3)

式中，Ap—— 柱塞面積

Qleak—— 泄漏流量

dVn—— 第n個(gè)柱塞內(nèi)液壓油的壓縮量，dVn=dpn·β/Vn，pn為第n個(gè)柱塞內(nèi)的壓力

β—— 體積彈性模量

考慮泄漏和容積壓縮，構(gòu)建柱塞容積模型如圖9所示。

圖9 柱塞容積模型Fig.9 Piston volume model

3) 配流盤(pán)吸/排油口模塊

當(dāng)柱塞排油時(shí)(對(duì)應(yīng)柱塞容積模塊的容積減小)，接通排油腔，實(shí)現(xiàn)排油；當(dāng)柱塞吸油時(shí)(對(duì)應(yīng)柱塞容積模塊的容積增大)，接通吸油腔，實(shí)現(xiàn)吸油。柱塞的位置信號(hào)采用2個(gè)一元函數(shù)，其相位相差180°，信號(hào)處理模塊將2個(gè)信號(hào)轉(zhuǎn)化成0-1矩形波信號(hào)，當(dāng)輸出信號(hào)為1時(shí)，控制節(jié)流口面積最大，當(dāng)信號(hào)為0時(shí)，控制節(jié)流口關(guān)閉，0-1信號(hào)間對(duì)應(yīng)節(jié)流口面積比例變化，同時(shí)通過(guò)輸入信號(hào)相位的錯(cuò)位達(dá)到不同柱塞間吸/排油目的，構(gòu)建配流盤(pán)吸/排油口模塊的模型如圖10所示。

圖10 配流盤(pán)吸/排油口模型Fig.10 Valve plate suction/discharge port model

4) 滑靴與斜盤(pán)之間的泄漏模塊

構(gòu)建滑靴與斜盤(pán)間泄漏模型如圖11所示?；ヅc斜盤(pán)間的摩擦副是通過(guò)靜壓支承承載的。工作時(shí)，滑靴端部油槽中液壓油經(jīng)過(guò)滑靴和斜盤(pán)之間的間隙泄漏，在摩擦副中形成有一定壓強(qiáng)的油膜，降低滑靴和斜盤(pán)之間的磨損。泄漏量Q為：

圖11 滑靴斜盤(pán)間泄漏模型Fig.11 Leakage model between slipper and swash plate

(4)

式中，kq—— 泄漏系數(shù)，由支承的幾何尺寸確定

δ—— 滑靴與斜盤(pán)之間的間隙

pr—— 滑靴端部油槽中的油壓

p0—— 環(huán)境壓力

p—— 柱塞腔中的油壓

5) 配流盤(pán)與缸體之間的泄漏模塊

配流盤(pán)與缸體之間的泄漏原理同滑靴與斜盤(pán)之間的泄漏模塊，同樣是基于靜壓支承，其泄漏模型如圖12所示。

圖12 配流盤(pán)缸體間泄漏模型Fig.12 Leakage model between valve plate and cylinder block

6) 恒壓變量控制模塊

泵出口壓力大于調(diào)節(jié)彈簧的彈力時(shí)，推動(dòng)控制閥的閥塊移動(dòng)，使高壓油液進(jìn)入隨動(dòng)活塞腔，從而推動(dòng)斜盤(pán)傾角減小，使得輸出流量減小；出口油壓力等于調(diào)節(jié)彈簧彈力時(shí)，泵的工作壓力穩(wěn)定在調(diào)定值；當(dāng)出口壓力下降，小于調(diào)節(jié)彈簧彈力時(shí)，彈簧力推動(dòng)控制閥的閥塊反向移動(dòng)，使低壓油液進(jìn)入隨動(dòng)活塞腔，斜盤(pán)在彈簧力作用下傾角增大，使得輸出流量增加，構(gòu)建恒壓變量控制模型如圖13所示。

圖13 恒壓變量控制模型Fig.13 Constant pressure variable control model

仿真結(jié)果如下：

(1) 泵出口沒(méi)有設(shè)置緩沖瓶時(shí)，輸出壓力如圖14所示，額定壓力為28 MPa，壓力波動(dòng)-3.3～2.2 MPa，波動(dòng)率為20%。

圖14 沒(méi)有安裝緩沖瓶時(shí)的泵出口壓力Fig.14 Pump outlet pressure without buffer bottle

(2) 出口安裝容積為62.8 mL的緩沖瓶時(shí)，利用管道模擬緩沖瓶的容積Vh，管道長(zhǎng)度200 mm，管道直徑20 mm，緩沖瓶入口壓力pi如圖15所示，緩沖瓶出口壓力pe如圖16所示。可以看出，在系統(tǒng)到達(dá)穩(wěn)定時(shí)，額定壓力為28 MPa，緩沖瓶入口壓力波動(dòng)-3.8～1.77 MPa，波動(dòng)率為20%；緩沖瓶出口壓力波動(dòng)-0.25～0.05 MPa，波動(dòng)率為10.7%。經(jīng)緩沖瓶后壓力脈動(dòng)明顯衰減。

圖15 緩沖瓶入口壓力(Vh=62.8 mL)Fig.15 Buffer bottle inlet pressure (Vh=62.8 mL)

圖16 緩沖瓶出口壓力(Vh=62.8 mL)Fig.16 Buffer bottle outlet pressure (Vh=62.8 mL)

(3) 在出口安裝容積為196.3 mL的緩沖瓶時(shí)，利用管道模擬緩沖瓶的容積，管道長(zhǎng)度100 mm，管道直徑50 mm，緩沖瓶入口壓力如圖17所示，緩沖瓶出口壓力如圖18所示。

圖17 緩沖瓶入口壓力(Vh=196.3 mL)Fig.17 Buffer bottle inlet pressure(Vh=196.3 mL)

由圖17和圖18可以看出，在系統(tǒng)到達(dá)穩(wěn)定時(shí)，額定壓力為28 MPa，緩沖瓶入口壓力波動(dòng)-1.38～2.07 MPa，波動(dòng)率為12.3%；緩沖瓶出口壓力波動(dòng)-0.26～0.32 MPa，波動(dòng)率為2%。經(jīng)緩沖瓶后壓力脈動(dòng)明顯衰減，比容積為62.8 mL的緩沖瓶衰減量更大。

圖18 緩沖瓶出口壓力(Vh=196.3 mL)Fig.18 Buffer bottle outlet pressure (Vh=196.3 mL)

從仿真分析結(jié)果可以得出，緩沖瓶對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵壓力脈動(dòng)衰減明顯，衰減能力與其容積大小成正比，容積越大吸收壓力脈動(dòng)能力越強(qiáng)，經(jīng)緩沖瓶后的壓力脈動(dòng)越小。

2.3 回油泵強(qiáng)排技術(shù)

基于AMESim進(jìn)行熱仿真分析，得到發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵入口、出口、殼體回油口溫度。在發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵輸出流量為大流量時(shí)，因泵內(nèi)部熱量同時(shí)也可以通過(guò)輸出流量帶走，因此，只需研究惡劣工況下即輸出流量為小流量時(shí)的溫升情況。以下是輸出流量為5.7 L/min的熱仿真結(jié)果，分未設(shè)置和設(shè)置擺線(xiàn)回油泵兩種情況。

1) 未設(shè)置擺線(xiàn)回油泵的溫升

輸出流量5.7 L/min時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵入口、出口、殼體回油泄漏口以及出口與入口溫度差、殼體回油泄漏口與入口溫度差的變化趨勢(shì)如圖19～圖21所示。

圖19 未設(shè)置擺線(xiàn)回油泵時(shí)溫度變化趨勢(shì)Fig.19 Temperature change without cycloid return pump

由圖19～圖21可知，殼體回油泄漏口溫度最高，出口溫度次之，入口為油箱溫度；出口較入口溫升約1.3 ℃；殼體回油泄漏口較入口溫升約6 ℃。

圖20 未設(shè)置擺線(xiàn)回油泵時(shí)出口與入口溫度差Fig.20 Temperature difference of outlet and inlet port without cycloid return pump

圖21 未設(shè)置擺線(xiàn)回油泵時(shí)殼體回油泄漏口與入口溫度差Fig.21 Temperature difference of case drain and inlet port without cycloid return pump

2) 設(shè)置擺線(xiàn)回油泵溫升

輸出流量5.7 L/min時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵入口、出口、殼體回油泄漏口以及出口與入口溫度差、殼體回油泄漏口與入口溫度差的變化趨勢(shì)如圖22～圖24所示。

圖22 設(shè)置擺線(xiàn)回油泵時(shí)溫度變化趨勢(shì)Fig.22 Temperature change with cycloid return pump

由圖22～圖24可知，出口溫度最高，殼體回油泄漏口次之，入口為油箱溫度；出口較入口溫升約4 ℃；殼體回油泄漏口較入口溫升約3 ℃。

圖23 設(shè)置擺線(xiàn)回油泵時(shí)出口與入口溫度差Fig.23 Temperature difference of outlet and inlet portwith cycloid return pump

圖24 設(shè)置擺線(xiàn)回油泵時(shí)殼體回油泄漏口與入口溫度差Fig.24 Temperature difference of case drain and inlet port with cycloid return pump

從仿真結(jié)果可看出，加入回油泵后，能及時(shí)將殼體的高溫回油抽走，使得發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體回油泄漏口較入口溫升較小，低于出口溫度。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

采用如圖25所示的航空液壓泵試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行性能、出口壓力脈動(dòng)和油液溫升測(cè)試。入口、出口壓力傳感器分別設(shè)置在離泵入口和出口2～4倍管徑的距離內(nèi)。液壓泵入口油液溫度設(shè)置(80±5)℃，入口壓力設(shè)置(0.35±0.05)MPa。

圖25 航空液壓泵試驗(yàn)臺(tái)Fig.25 Test bed of aviation hydraulic pump

3.1 渦輪增壓測(cè)試

在渦輪增壓的前后油液通道分別安裝壓力傳感器，設(shè)置從試驗(yàn)臺(tái)入口管路進(jìn)入泵入口的壓力為0.35 MPa，在轉(zhuǎn)速4200 r/min，全流量輸出188 L/min及零流量輸出狀態(tài)，測(cè)試渦輪增壓后的壓力，測(cè)試結(jié)果顯示：在全流量和零流量輸出狀態(tài)，渦輪增壓后的壓力均為0.5 MPa，渦輪實(shí)現(xiàn)增壓0.15 MPa，將進(jìn)入泵柱塞腔的壓力提升了42%，吸油改善明顯。

3.2 出口壓力脈動(dòng)測(cè)試

如圖26所示，在轉(zhuǎn)速4200 r/min，全流量輸出188 L/min 以及小流量輸出10 L/min或0 L/min，測(cè)量泵出口壓力脈動(dòng)雙幅值，出口壓力脈動(dòng)傳感器采樣頻率大于10 kHz，測(cè)試結(jié)果如表2所示。出口壓力脈動(dòng)雙幅值最大為1.587 MPa，壓力脈動(dòng)率雙幅值僅為5%。

圖26 不同流量輸出狀態(tài)下的壓力脈動(dòng)頻譜Fig.26 Pressure fluctuation of different flow state

表2 壓力脈動(dòng)測(cè)試數(shù)據(jù)Tab.2 Pressure fluctuation test data

從測(cè)試數(shù)據(jù)可以看出，隨著輸出流量的減小，泵的回油溫度總體趨勢(shì)逐漸增大，這是因?yàn)楫?dāng)輸出流量較大時(shí)，泵內(nèi)熱量也能通過(guò)出口流量帶走，而當(dāng)出口流量趨于0 L/min時(shí)，泵內(nèi)熱量只能完全靠回油帶出，而回油口相對(duì)入口最大溫升僅5.7 ℃，熱控制效果明顯，最大功率點(diǎn)總效率較高，達(dá)到83.4%，回油泵和渦輪泵損耗功率較小。

3.3 油液溫升測(cè)試

在轉(zhuǎn)速4200 r/min狀態(tài)，輸出流量從0 L/min逐漸升高到全流量，測(cè)試數(shù)據(jù)如表3所示。

表3 油液溫升測(cè)試數(shù)據(jù)Tab.3 Oil temperature test data

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)民機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵長(zhǎng)壽命設(shè)計(jì)技術(shù)研究，可以得出以下結(jié)論：

(1) 發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵入口設(shè)置增壓渦輪可將液壓泵入口壓力提升40%以上，并提高了集成性，為了防止民機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵發(fā)生氣蝕，應(yīng)考慮在泵內(nèi)部入口集成增壓渦輪；

(2) 發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵出口集成緩沖瓶后，泵出口壓力脈動(dòng)可控制到額定輸出壓力±3%以?xún)?nèi)，緩沖瓶的容積直接決定壓力脈動(dòng)衰減量，容積越大，對(duì)壓力脈動(dòng)衰減越明顯，但大的緩沖瓶將導(dǎo)致重量顯著增加，因此需權(quán)衡壓力脈動(dòng)衰減量和緩沖瓶重量增加的利弊；

(3) 發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體腔集成主動(dòng)抽油回油泵后，殼體回油溫升小于6 ℃，且殼體回油溫度反而低于出口溫度；

(4) 回油泵是定排量泵，殼體回油量正比于轉(zhuǎn)速，在轉(zhuǎn)速不變的情況下，即使殼體壓力發(fā)生變化，發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵的殼體回油流量都為定值，無(wú)論系統(tǒng)殼體回油管路壓力多高，也不會(huì)發(fā)生發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵內(nèi)部高溫油液無(wú)法排出、泵過(guò)熱燒壞的情況，可減少對(duì)液壓系統(tǒng)回油管路壓力的設(shè)計(jì)依賴(lài)，系統(tǒng)回油可使用尺寸更小的管路和組件，降低系統(tǒng)重量；

(5) 系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體回油管路的壓降進(jìn)行計(jì)算，盡量減小回油管路壓降，如果管路壓降較高，使泵殼體回油無(wú)法順暢排出，則應(yīng)考慮在發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)泵殼體腔內(nèi)集成回油泵；

(6) 驅(qū)動(dòng)增壓渦輪和殼體回油泵所需的功率均很小，對(duì)液壓泵總效率影響較小。