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·上海·201109）

0 引 言

電液伺服機構(gòu)作為執(zhí)行機構(gòu)，為現(xiàn)役運載火箭實現(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)作運轉(zhuǎn)實現(xiàn)吸油和壓油，具有驅(qū)動功率大、容積效率高等優(yōu)點[2-3]。柱塞在斜盤上主要分為固定球窩和滑靴兩種運轉(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，實現(xiàn)零件間的相互運動，但存在異常磨損的風險[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)者進行了相關(guān)模擬和試驗研究。J.M.Bergada等提出了計算關(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]。馬紀明等提出了基于磨損模型的柱塞泵摩擦副壽命試驗方法，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驗證還處于起步階段。

本文以某型運載火箭配套伺服機構(gòu)的軸向柱塞泵為例，首次使用有限元分析方法結(jié)合試驗驗證的研究手段，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，對物理模型進行網(wǎng)格劃分。將球頭-座-沖頭工裝組成的整體進行網(wǎng)格劃分，為更精確地表示運算后期結(jié)果，對其沖點位置、球窩表面、靜壓槽臺階處進行局部加密，最終達到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為塑性變形點應(yīng)力；σmax為塑性變形點應(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)尺寸進行換算后，分別用800N、1000N、1300N對座底部進行沖鉚，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為運動黏度；h為圓環(huán)間距；l為液流縫隙長度；d為當量直徑；u0為摩擦副之間相對運動，當柱塞桿與球窩的摩擦副之間無相對運動時，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?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構(gòu)使用的試驗設(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，可用于檢測伺服機構(gòu)的電機泵組件供油性能和磨合情況。

如圖8所示，試驗臺通電后，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進入試驗泵組件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。試驗泵組件通電，給電機加要求的電壓值后，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，收集試驗泵產(chǎn)生的銅屑。過濾后油液流至高壓流量計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物裝置。

圖8 試驗臺原理圖Fig.8 Schematic diagram of equipment

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

挑選3臺用于試驗驗證的泵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臺試驗泵。對3臺試驗泵進行試驗，磨合試驗2h、檢查試驗15min、整機試驗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#試驗泵和29#試驗泵的出口油液經(jīng)10μm精度過濾后，濾紙上干凈，幾乎無肉眼可見金屬多余物，磨合試驗正常。而46#試驗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，并通過模擬和試驗的方法驗證了沖鉚工藝優(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。