王朝陽，曹 宇，黃怡棟，李 恒，鐘許誠，蔣 巍

（1.上海航天控制技術(shù)研究所·上?！?01109；2.上海伺服系統(tǒng)工程技術(shù)研究中心·上?！?01109）

0 引 言

電液伺服機(jī)構(gòu)作為執(zhí)行機(jī)構(gòu)，為現(xiàn)役運(yùn)載火箭實(shí)現(xiàn)姿態(tài)控制和穩(wěn)定控制功能[1]。而軸向柱塞泵作為配套機(jī)構(gòu)的能源組件，依靠主軸主件、轉(zhuǎn)子、分油盤及座之間協(xié)作運(yùn)轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)吸油和壓油，具有驅(qū)動功率大、容積效率高等優(yōu)點(diǎn)[2-3]。柱塞在斜盤上主要分為固定球窩和滑靴兩種運(yùn)轉(zhuǎn)方式。座內(nèi)部的球窩面和柱塞桿的球頭面配合形成摩擦副，實(shí)現(xiàn)零件間的相互運(yùn)動，但存在異常磨損的風(fēng)險[4]。只有柱塞桿-座零件間存在足夠的靜壓支撐油膜，才能避免異常磨損產(chǎn)生多余物以及泵性能失效等風(fēng)險發(fā)生[5-6]。因此，對制造過程中柱塞桿-座部件的應(yīng)變和流場的有限元分析極其重要。

為解決柱塞泵的異常磨損、泄漏流量增加、制造困難、性能失效等難題，學(xué)者進(jìn)行了相關(guān)模擬和試驗(yàn)研究。J.M.Bergada等提出了計(jì)算關(guān)于柱塞泵間隙泄漏的方程式，并采用數(shù)值模擬方式確定了柱塞泵的壓力-流量特性[7]。馬紀(jì)明等提出了基于磨損模型的柱塞泵摩擦副壽命試驗(yàn)方法，揭示了壓力、介質(zhì)黏度及轉(zhuǎn)速對異常磨損的影響[8]。朱嘉興等采用計(jì)算流體動力學(xué)（Computational Fluid Dynamics，CFD）內(nèi)流分析和Reynolds潤滑模型相結(jié)合的有限元仿真方法，研究了柱塞泵滑靴摩擦副動態(tài)情況潤滑特性[9]。徐佩佩等通過優(yōu)化柱塞泵內(nèi)部摩擦副結(jié)構(gòu)，減少了磨損和泄漏造成的功率損失[10]。雖然國內(nèi)外學(xué)者對柱塞泵間隙泄露、動態(tài)特性等方面已有深入的研究，但是對柱塞泵摩擦副的制造工藝過程仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證還處于起步階段。

本文以某型運(yùn)載火箭配套伺服機(jī)構(gòu)的軸向柱塞泵為例，首次使用有限元分析方法結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證的研究手段，對沖壓力、沖頭結(jié)構(gòu)等工藝過程參數(shù)進(jìn)行分析。原先的沖鉚工藝，僅靠工人手工沖鉚壓配柱塞座，人的因素使得泵存在質(zhì)量不穩(wěn)定、不可靠的風(fēng)險。本文固化工藝過程參數(shù)，優(yōu)化柱塞-球窩的摩擦副沖鉚制造工藝，保證摩擦副球面應(yīng)變在合理范圍內(nèi)，為行業(yè)內(nèi)柱塞泵摩擦副制造工藝提供了技術(shù)和理論支持。

1 網(wǎng)格劃分及模擬手段

1.1 物理模型建立

柱塞泵的柱塞桿摩擦副分為滑靴和固定球窩面兩種類型。其中，滑靴并非固定在斜盤上，而是由中心彈簧、柱塞桿等零件施加預(yù)緊力，最終達(dá)到貼合斜盤的目的[11-12]。而本文研究的是固定在斜盤上的摩擦副，即固定座零件。沖鉚工藝前，先使用收口模具，將柱塞桿1收口裝進(jìn)固定座2內(nèi)；之后，將柱塞桿-座組件固定在壓配工裝上，用不同結(jié)構(gòu)的沖頭3沖壓座尾部；通過沖鉚工藝使得座尾部變形，最終能夠固定至斜盤。裝配示意圖如圖1所示。

圖1 裝配示意圖Fig.1 Assembly diagram

1.2 網(wǎng)格劃分

采用有限元分析軟件的MESHING功能，對物理模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。將球頭-座-沖頭工裝組成的整體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為更精確地表示運(yùn)算后期結(jié)果，對其沖點(diǎn)位置、球窩表面、靜壓槽臺階處進(jìn)行局部加密，最終達(dá)到3×104個網(wǎng)格，見圖2（a）。為分析柱塞桿小孔至球窩的間隙流道內(nèi)流體分布，將該部分流道簡化，形成薄壁網(wǎng)格模型，其中φ0.8圓柱為流道入口，球窩的外圓為流道出口，見圖2（b）。

（a） 組件 （b） 流道圖2 網(wǎng)格圖Fig.2 Topology mesh

1.3 控制方程及模擬模型

（1）應(yīng)變控制過程

本文使用ANSYS Workbench軟件，并采用雙線性等向強(qiáng)化塑性模型（Bilinear Isotropic Hardening，BISO）模擬方法，公式的應(yīng)力-應(yīng)變曲線[13-14]如圖3所示。

圖3 應(yīng)力-應(yīng)變曲線Fig.3 Stress-strain curve

圖3中，E為彈性區(qū)間的球窩等效彈性模量數(shù)值；ET為塑性區(qū)間的球窩等效彈性模量數(shù)值；σy為塑性變形點(diǎn)應(yīng)力；σmax為塑性變形點(diǎn)應(yīng)力最大值。參數(shù)設(shè)置如表1所示。

表1 零件參數(shù)

（2）流體控制模型

本文使用流場分析軟件，采用k-epsilon湍流模型進(jìn)行球窩內(nèi)流場模擬[15-17]。其中，設(shè)置INLET為柱塞桿φ0.8通油孔，壓力設(shè)置為21MPa；設(shè)置OUTLET為液體流出球窩面的位置，壓力設(shè)置為0.3MPa；工作介質(zhì)為10號航空液壓油（SH 0358-1995）。

2 仿真結(jié)果

2.1 不同沖頭結(jié)構(gòu)結(jié)果

使用三種角度沖頭結(jié)構(gòu)，均開展沖壓1mm深度的制造工序后，三種模型的球窩呈現(xiàn)不同程度的應(yīng)變。三種模型制造的零件最大變形量出現(xiàn)在靜壓槽外圓，靜壓槽外圓至球心的直徑距離縮短，呈球面橢圓狀，而座零件的收口端幾乎無變化。其中，90°沖頭球窩外圓變形最明顯，達(dá)到7μm應(yīng)變量。三種角度的沖頭工裝沖鉚后的應(yīng)變情況，如圖4所示。

沖點(diǎn)深度一致的加工情況下，選用30°～90°沖頭，角度越大，工序前后球窩應(yīng)變量越明顯。

2.2 不同沖應(yīng)力結(jié)果

使用30°沖頭結(jié)構(gòu)沖鉚工序后，座零件底部未能形成足夠變形量使座零件固定在斜盤上。因此，為保證球窩變形量較小且能固定在斜盤上，選用60°沖頭結(jié)構(gòu)進(jìn)行后續(xù)沖鉚力值的研究。根據(jù)工裝壓盤尺寸和沖頭結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行換算后，分別用800N、1000N、1300N對座底部進(jìn)行沖鉚，應(yīng)變情況如圖5所示。

沖鉚工序后，800N、1000N、1300N應(yīng)力裝配工序分別造成球窩最大應(yīng)變量為1μm、2μm、4μm，且均出現(xiàn)在靜壓槽外圓臺階位置。根據(jù)應(yīng)變量結(jié)果，沖鉚1000N以內(nèi)，球窩應(yīng)變不明顯，未有較大變化。同時，觀察三種應(yīng)力值對座底部導(dǎo)向槽的變形結(jié)果，座零件底部均能夠根據(jù)60°沖頭形成相應(yīng)變形，且隨著沖鉚應(yīng)力值增加其導(dǎo)向槽應(yīng)變明顯增加，如圖6所示。

因此，使用1000N壓配60°沖頭，能夠形成足夠的應(yīng)變量，確保柱塞組件緊固在斜盤上，且沖壓工序?qū)η蚋C面影響變化不明顯，保證了球窩與柱塞桿球頭的摩擦副間距均勻，便于形成均勻的油膜。

圖4 球窩應(yīng)變圖Fig.4 Strain figure of slipper

圖5 球窩應(yīng)變圖Fig.5 Strain figure of slipper

圖6 座尾端截面Fig.6 Sectional view of slipper

3 球窩流場分析

選用60°沖頭，分別用800N、1000N、1300N應(yīng)力，沖鉚球窩后造成不同程度變形。根據(jù)斜盤角度、柱塞桿內(nèi)通油孔、摩擦副間隙等參考尺寸，簡化出球窩-柱塞桿之間的流道模型。柱塞桿球頭與球窩間隙約30μm，21MPa的航空液壓油先通過柱塞桿通油孔進(jìn)入靜壓油池，經(jīng)過球頭與球窩間隙流至整個球窩，最終以0.2～0.5MPa壓力進(jìn)入柱塞泵的內(nèi)泄腔體。根據(jù)流場模擬結(jié)果，隨著球窩變形加劇，油液逐步在靜壓槽外部形成高壓，表明該位置流體間隙已經(jīng)減小，薄壁油膜極易破損，柱塞泵存在異常磨損的趨勢，如圖7所示。

圖7 靜壓槽流場分布Fig.7 Flow field distribution in static pressure cell

根據(jù)工作介質(zhì)流經(jīng)薄壁小孔的計(jì)算公式[18]如下

（1）

式中，Cd為流量系數(shù)；A0為通流面積；ΔP為壓降；ρ為油液密度。

油液流經(jīng)環(huán)縫隙的流量計(jì)算公式為

（2）

式中，ε為同心圓相對偏心率，本文選取ε=0，建立模型理論，球窩與柱塞桿球頭無偏心；μ為運(yùn)動黏度；h為圓環(huán)間距；l為液流縫隙長度；d為當(dāng)量直徑；u0為摩擦副之間相對運(yùn)動，當(dāng)柱塞桿與球窩的摩擦副之間無相對運(yùn)動時，u0=0。

經(jīng)分析，使用工藝參數(shù)1300N應(yīng)力值裝配的柱塞泵，在摩擦副處內(nèi)部泄漏流量約0.07L/min，內(nèi)漏高于使用800N和1000N參數(shù)裝配的泵。因此，使用1300N工藝參數(shù)裝配泵的實(shí)際流量比額定流量低，并且低于使用800N和1000N工藝參數(shù)裝配泵的實(shí)際流量，其往復(fù)容積效率最低。

因此，沖鉚工序的應(yīng)力值選擇工藝參數(shù)上極限時，會造成摩擦副的球面磨損及球度破壞，球窩過度的變形會壓迫承壓槽變形，最終導(dǎo)致柱塞桿與球窩之間無法建立有效支撐油膜，造成摩擦副高速旋轉(zhuǎn)過程中持續(xù)干摩擦。不僅碾壓出大量金屬屑，還會給整個系統(tǒng)帶來多余物危害，影響伺服機(jī)構(gòu)控制精度；同時內(nèi)漏流量增加，柱塞泵的使用效率下降。但是，若沖鉚應(yīng)力值選擇工藝參數(shù)下極限時，座零件尾部的導(dǎo)向槽沖點(diǎn)偏淺，存在柱塞組件旋轉(zhuǎn)吸油過程中柱塞桿將座零件拔出或者座零件松動的可能。因此，沖鉚應(yīng)力參數(shù)也不能僅選擇參數(shù)下極限。工藝參數(shù)應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)模〝?shù)值800～1000N）應(yīng)力值，并選用約60°結(jié)構(gòu)的沖頭工裝執(zhí)行該工序。

4 試驗(yàn)研究

利用柱塞泵測試臺測試泵的性能，并收集泵出口多余物。柱塞泵測試臺為某型火箭配套伺服機(jī)構(gòu)使用的試驗(yàn)設(shè)備，根據(jù)其XXX-95任務(wù)書要求，該設(shè)備具備監(jiān)測電機(jī)轉(zhuǎn)速、液壓泵輸出流量以及收集泵出口多余物等功能，可用于檢測伺服機(jī)構(gòu)的電機(jī)泵組件供油性能和磨合情況。

如圖8所示，試驗(yàn)臺通電后，設(shè)備供油泵組16從油箱吸油，將液壓油以0.3～0.5MPa供給系統(tǒng)，經(jīng)單向閥19、低壓過濾器20進(jìn)入試驗(yàn)泵組件30，工作介質(zhì)經(jīng)過10μm過濾精度過濾，保證工作介質(zhì)油液清潔度NAS 4級。試驗(yàn)泵組件通電，給電機(jī)加要求的電壓值后，泵出口液壓油以約21MPa壓力排出，通過泵出口的磨合過濾工裝，收集試驗(yàn)泵產(chǎn)生的銅屑。過濾后油液流至高壓流量計(jì)34，收集流量參數(shù)，再經(jīng)常通電磁閥27.3和電比例溢流閥36調(diào)壓，最后經(jīng)過濾器21過濾回油箱2。圖9所示為柱塞泵測試臺實(shí)物裝置。

圖8 試驗(yàn)臺原理圖Fig.8 Schematic diagram of equipment

圖9 柱塞泵測試臺Fig.9 Measurement equipment of piston pump

挑選3臺用于試驗(yàn)驗(yàn)證的泵24#、29#、46#，選用60°沖頭，分別用800N、1000N、1300N應(yīng)力沖鉚座-柱塞桿的摩擦副，最后分別裝配至這3臺試驗(yàn)泵。對3臺試驗(yàn)泵進(jìn)行試驗(yàn)，磨合試驗(yàn)2h、檢查試驗(yàn)15min、整機(jī)試驗(yàn)1h，建壓時間、流量、壓力、動態(tài)等性能均正常，說明沖鉚工藝的差異對磨合初期的性能無影響。當(dāng)采用800N沖鉚加工的柱塞泵磨合后，拆解其出口10μm過濾精度的油濾，用顯微放大儀分別10倍、50倍放大，觀察其表面多余物附著情況，可以發(fā)現(xiàn)，該工藝參數(shù)控制下生產(chǎn)的泵幾乎無肉眼可見金屬屑（見圖10）。

圖10 油濾表面Fig.10 Surface of oil filter

對比出口銅屑收集情況，24#試驗(yàn)泵和29#試驗(yàn)泵的出口油液經(jīng)10μm精度過濾后，濾紙上干凈，幾乎無肉眼可見金屬多余物，磨合試驗(yàn)正常。而46#試驗(yàn)泵出口收集到一層可見銅屑，出現(xiàn)柱塞泵異常磨損現(xiàn)象（見圖11）。

圖11 出口銅屑量Fig.11 Amount of copper chips at pump outlet

5 結(jié) 論

本文對柱塞泵摩擦副沖鉚工藝進(jìn)行有限元分析，研究沖鉚工裝結(jié)構(gòu)、加載應(yīng)力值等制造工藝參數(shù)對靜壓槽在流場、壓力梯度、應(yīng)變等方面的影響，并通過模擬和試驗(yàn)的方法驗(yàn)證了沖鉚工藝優(yōu)化的有效性，可以得到以下一些結(jié)論：

1）沖鉚工裝角度、沖鉚應(yīng)力等制造工藝參數(shù)對摩擦副有影響，球窩過度變形會造成液壓系統(tǒng)多余物危害以及柱塞泵效率下降。

2）對于柱塞桿-座零件組成的摩擦副，建議使用60°結(jié)構(gòu)沖頭工裝，且量化應(yīng)力值，保證合適的球窩變形量和座固定程度。