郭 明 聶松林 紀 輝 尹方龍

北京工業(yè)大學材料與制造學部,北京,100124

0 引言

滑靴副作為海水液壓柱塞泵的四大摩擦副之一，同時也是柱塞泵的薄弱環(huán)節(jié)之一，其性能直接決定柱塞泵的使用壽命及綜合性能。傳統(tǒng)九柱塞海水液壓泵采用分布式九柱塞滑靴結構，在運動過程中單個滑靴受到傾覆力矩的影響發(fā)生偏磨，同時，柱塞不可避免地受到滑靴副水膜反推力的作用，從而使得柱塞產(chǎn)生傾斜并加劇柱塞的磨損。滑靴與柱塞的傾覆不僅會加大柱塞泵的發(fā)熱、噪聲，而且會對其性能產(chǎn)生不利影響，嚴重時甚至不能正常工作，這種情況將會隨著轉速和工作壓力的增大而愈發(fā)顯著[1]。因此，針對高速、高壓工況而設計一種新型結構，從結構上盡可能降低高速和高壓工況給柱塞泵摩擦副的不利影響就成為一個急需突破的瓶頸之一[2]。

新型一體式滑盤結構可以從根本上消除因離心力產(chǎn)生的傾覆現(xiàn)象，極大地減少滑盤副因離心力產(chǎn)生的偏磨問題，而且雙球頭連桿的設計在一定程度上減小了因滑盤副水膜反推力產(chǎn)生的側向力，同時減弱了柱塞彎曲現(xiàn)象。新型滑盤副結構給“硬硬”配對形式在柱塞副上的應用帶來了先天優(yōu)勢，使得柱塞泵能夠輕易地適應惡劣的工況。

1 新型滑盤副的結構設計

本文所研制的新型滑盤連桿式海水柱塞泵如圖1所示。該泵的創(chuàng)新之處在于用新型同軸驅動的滑盤連桿柱塞組件代替了傳統(tǒng)的回程盤及滑靴柱塞組件。驅動電機通過聯(lián)軸器與新型柱塞泵主軸相連并帶動缸體轉動。滑盤充當滑靴與回程盤的作用，一方面在中心球鉸的作用下緊貼斜盤滑動，柱塞腔內的高壓水可通過連桿阻尼孔引至滑盤液室中，使得滑盤與斜盤之間形成潤滑水膜，完成載荷支撐和潤滑密封的功能；另一方面，滑盤與連桿之間構成球鉸副，主要完成柱塞回程的功能?；P重心與球鉸中心重合，當滑盤圍繞球鉸高速轉動時，滑盤不會因自身的離心力而傾覆，同時，滑盤由同步驅動銷驅動，減小了連桿的磨損，由此，新型滑盤連桿柱塞組件不僅減小了傳統(tǒng)滑靴易偏磨甚至燒靴的可能，而且由于滑盤副接觸面積較大，使得滑盤副的機械密封能力相較于傳統(tǒng)滑靴副得到了增強。進一步地，滑盤副水膜反推力將由球鉸承擔，這就極大地削弱了柱塞的傾斜狀態(tài)，降低了柱塞與缸體產(chǎn)生碰撞的可能性，使得柱塞不再處于“彎曲”狀態(tài)。

圖1 滑盤連桿式海水柱塞泵結構

2 滑盤副潤滑特性的數(shù)學模型

假設滑盤副水膜處于層流狀態(tài)(不考慮水的壓縮性),滑盤副的靜壓支承結構可以看作是腰形液室的固定阻尼及密封帶的可變阻尼組成的雙重阻尼結構，圖2為滑盤副靜壓支撐結構原理圖。

圖2 滑盤副的靜壓支承結構原理圖

2.1 連桿柱塞組件的運動學與動力學方程

主軸通過鍵連接帶動缸體轉動，滑盤的轉動由同步銷釘驅動，理論上滑盤與缸體的轉動角速度是相同的，如圖3所示。假設上死點為旋轉運動的初始位置，那么滑盤在坐標系Oxyz中的軌跡為橢圓A。設主軸旋轉角度φ=0°時連桿的夾角為α0，對于固定的結構參數(shù)，α0應為定值。在缸體轉動角度為φ時，坐標系Oxyz中球頭A和B的坐標為

(xA,yA,zA)=(-Rsinγcosφ,Rcosγcosφ,
-Rcosγsinφ)

(1)

(xB,yB,zB)=(L(cosα0-cosα)-
Rsinγ(2cosφ-1),R0cosφ,-R0sinφ)

(2)

式中，R為滑盤球窩的分度圓半徑，m；γ為斜盤傾角，rad；L為連桿的長度，m；α為連桿與主軸軸線的夾角，rad；R0為柱塞分度圓半徑，m。

那么，柱塞的位移、速度和加速度分別為

S=L(cosα0-cosα)-R(1-cosφ)sinγ

(3)

(4)

(5)

其中，ω為主軸旋轉角速度。dα/dφ、d2α/dφ2、sinα以及cosα的值可以通過下式求出：

(6)

圖3 滑盤連桿柱塞組件運動原理圖

在進行滑盤柱塞連桿組件結構設計時，應使α0和α盡可能小，以增加柱塞連桿的穩(wěn)定性。

滑盤所受外力如圖4所示，外力可分為兩大部分，一是滑盤在斜盤一側受到水膜支撐反推力Ff，它可由密封帶上壓力分布積分得到；二是在連桿柱塞一側受到的正向壓緊力Fc，主要包含柱塞腔液壓力Fp、缸體支撐彈簧的預壓緊力Fs、連桿柱塞組件運動過程中產(chǎn)生慣性力Fa以及連桿離心力在x1方向的分力Fωx1。下面對其分別進行計算。

圖4 滑盤連桿柱塞組件受力示意圖

柱塞腔液壓力Fp的大小與主軸旋轉角度φ相關,且由于9個柱塞起始位置不同，其柱塞腔壓力值也不同，因此在計算Fp時引入變量i表示柱塞初始位置，則

(7)

式中，vp為柱塞軸向速度，m/s；dp為柱塞直徑，m；ppi為第i個柱塞腔壓力，Pa；pcase為殼體壓力，Pa。

缸體支撐彈簧的預壓緊力

Fs=kx

(8)

式中，k為中心彈簧剛度，N/m；x為彈簧預壓縮量，m。

連桿柱塞組件的慣性力Fa與連桿柱塞組件的整體質量有關，慣性力過大會造成噪聲振動等一系列影響，需要考慮對連桿柱塞組件進行輕量化處理，比如，在滿足性能的前提下盡可能縮短連桿的長度，采用鈦合金作為柱塞的基體材料。慣性力Fa的表達式為

(9)

式中，mp為柱塞質量，kg；mc為連桿質量，kg。

連桿的離心力在x1方向上的分力為

(10)

滑盤所受的正向壓緊力Fc可以表示為

Fc=Fs+[(Fp+Fa)cosγ+Fωx1]

(11)

滑盤所受到的水膜反推力可通過水膜壓力場積分得到：

Ff=∑p(i,j)r(i,j)drdθ

(12)

式中，p為滑盤副水膜壓力，Pa；r為極徑，m；θ為極角，rad。

滑盤受到的摩擦剪切力可通過對摩擦剪切應力積分得到，其中徑向、切向摩擦剪切應力表達式分別為[2]

(13)

式中，h為任一點處水膜厚度，m；vsθ為水膜周向剪切速度，m/s；μ為介質的動力黏度，N·s/m2。

滑盤所受的流體力與外力相平衡，即滑盤所受的支撐水膜的反推力Ff與滑盤正向壓緊力Fc相互平衡。同時，上述力會對y1及z1軸產(chǎn)生力矩的作用，彼此互相平衡，最終平衡方程組為

(14)

(15)

2.2 水膜厚度方程

假設滑盤在同步銷釘?shù)膿軇酉戮o貼斜盤逆時針旋轉運動，如圖3所示。定義上死點為連桿柱塞組件留缸長度最小位置，下死點為留缸長度最大位置,為了描述滑盤副的楔形間隙水膜，基于三點膜厚法，以斜盤中心點為坐標原點建立極坐標系Obxbzb，任意選取滑盤密封帶最外側圓周上間隔為120°的三個點，分別定義為C1、C2、C3，所選取的三點位置及水膜厚度如圖5所示。將滑盤底面上任一點膜厚用數(shù)學方法表示，其膜厚h(r,θ)在極坐標系下可以表示為

(16)

式中，R4為滑盤密封帶外緣半徑，m。

圖5 滑盤副楔形水膜厚度場描述

通過將滑盤三點C1、C2、C3水膜厚度對時間t求導，得到滑盤接觸表面密封帶上任意一點的水膜厚度變化率：

(17)

2.3 滑盤副閉環(huán)反饋方程

阻尼孔控制間隙的泄漏量且與節(jié)流邊共同調節(jié)液室壓力pv。根據(jù)流量連續(xù)性原理，通過阻尼孔的流量與節(jié)流邊泄漏的流量相等，隨著負載增大，水膜厚度減小，使得泄漏量減小，阻尼孔壓差降低，液室壓力pv增大，直至達到新的平衡，構成一個自適應調節(jié)的閉環(huán)反饋系統(tǒng)。

對于細長管的固定阻尼，其壓力-流量關系表達式為[3]

(18)

式中，QL為流過連桿阻尼孔的流量，L/min；pp為柱塞腔壓力，Pa；pv為滑盤液室壓力，Pa；d3為連桿阻尼管直徑，m；L0為滑盤阻尼管長度，m。

對于滑盤密封帶，其可變阻尼壓力-流量關系表達式為[4]

(19)

(20)

式中，QR為流過滑盤密封帶的流量，L/min；p0為殼體壓力，Pa；kq為泄漏系數(shù)；R1為滑盤副內密封帶內緣半徑，m；R2為滑盤副內密封帶外緣半徑，m；R3為滑盤副外密封帶內緣半徑。

根據(jù)流量連續(xù)性原理，可以得知QL=QR，將式(18)與式(19)聯(lián)立可得

(21)

由式(21)可以看出，當水膜厚度h和柱塞腔壓力pp為定值時，可以通過調整滑盤密封帶的尺寸改變kq的值，進而改變滑盤液室壓力pv，以達到調整水膜支撐能力的目的。通過對滑盤副的靜壓支承阻尼特性進行分析求解滑盤液室的壓力值，為靜壓支承提供理論依據(jù)，并為動壓支撐性能分析提供壓力場邊界條件。

2.4 雷諾方程

滑盤與斜盤之間的水膜厚度h通常為幾微米到幾十微米，不考慮溫度在厚度方向的梯度變化，即水膜厚度方向上介質的密度、黏度不隨溫度變化，水膜壓力場的求解問題可以看作是在等溫不可壓縮層流條件下進行的。此時，滑盤副水膜壓力場的壓力分布滿足瞬態(tài)二維Reynolds方程[5-7]，即

(22)

式中，vsr為水膜徑向剪切速度，m/s。

2.5 數(shù)值離散與迭代求解

利用有限體積法將Reynolds方程轉換成線性方程組，首先將計算域劃分成離散的控制單元，由于滑盤腰形液室的形狀不利于網(wǎng)格劃分，故將其等效成相同橫截面積的扇形[8]，如圖6所示。

圖6 滑盤密封帶網(wǎng)格劃分

將滑盤底面內外密封帶區(qū)域沿圓周方向均等分割成m份，沿徑向均等分割成n份，劃分成相鄰且互不重合的結構化正交網(wǎng)格。利用有限體積法對式(22)進行離散，將偏微分方程轉換離散的線性方程組，可以得到每個節(jié)點處的線性方程表達式為

pi,j=(aEpi-1,j+aWpi+1,j+aNpi,j+1+
aSpi,j-1+s)/aP

(23)

aP=aE+aW+aN+aS

(24)

(25)

式中，aP、aE、aW、aN和aS為雷諾方程求解迭代系數(shù)；pi,j為待求節(jié)點的壓力值，Pa；pi-1,j為待求節(jié)點在θ方向的前一個節(jié)點壓力值，Pa；pi+1,j為待求節(jié)點在θ方向的后一個節(jié)點壓力值，Pa；pi,j-1為待求節(jié)點在r方向的前一個節(jié)點壓力值，Pa；pi,j+1為待求節(jié)點在r方向的后一個節(jié)點壓力值，Pa；h、r的下角標i、j表示網(wǎng)格節(jié)點的編號；Δr為流體微元在極徑方向的長度，m；Δθ為流體微元在極角方向上的長度，rad。

利用Gauss-Seidel超松弛迭代法計算各節(jié)點壓力，其迭代格式為

(26)

式中，ω0為松弛因子；k為迭代次數(shù)。

采用相對偏差小于誤差允許值的收斂準則來判斷迭代結果是否滿足精度要求，即

(27)

式中，δ為允許相對誤差值，取δ=1×10-3。

力平衡方程組(式(14))屬于非線性方程組，可通過牛頓迭代法進行求解，其求解形式為[9]

(28)

(29)

通過上述方法經(jīng)數(shù)次迭代后，可求得該時刻滑盤底面C1、C2、C3三基準點的膜厚變化率，將其乘以時間間隔Δt，即可得到水膜厚度增量，由此得到下一時刻三基準點的水膜厚度h1、h2、h3，具體求解過程如圖7所示。

圖7 滑盤副水膜特性求解流程

對于本文創(chuàng)建的模型，在兩種不同的網(wǎng)格數(shù)量360×60和720×120上進行了關于潤滑特性的網(wǎng)格獨立性試驗。圖8顯示了工作壓力為21 MPa、轉速為3000 r/min以及海水溫度為25 ℃時在缸體轉動角度為530°時的采樣壓力分布。

圖8 兩種不同網(wǎng)格尺寸的水膜壓力分布

由圖8可以得出，水膜采樣壓力分布結果與網(wǎng)格尺寸無關。高密度網(wǎng)格可以獲得良好的模擬結果，但是，高密度網(wǎng)格和中密度網(wǎng)格之間的差異小于1%，可以忽略不計。因此，考慮到計算精度和所需資源，采用網(wǎng)格數(shù)量為360×60即可。

3 潤滑特性分析

3.1 滑盤副水膜厚度場與壓力場分布特性

參考滑靴副的設計方法，滑盤副根據(jù)剩余壓緊力方法設計，壓緊系數(shù)參考水液壓滑靴副的取值,此處取值1.03[10]。柱塞泵額定工作壓力為21 MPa，額定工作轉速為3000 r/min，主要結構參數(shù)如表1所示。在柱塞泵工作過程中，柱塞腔壓力隨著缸體轉動角度周期性變化，并伴隨有壓力脈動，如圖9所示。

表1 滑盤副主要結構參數(shù)

圖9 柱塞腔壓力隨缸體轉動角度變化

圖10 三點膜厚隨泵轉動周期變化

C1、C2、C3三點膜厚的初始值均設定為5 μm，額定工況下，柱塞泵運轉穩(wěn)定后，滑盤底面C1、C2、C3三點水膜厚度隨柱塞泵轉動周期的變化情況如圖10所示。圖中T代表泵轉動一個周期，對應缸體轉動角度為360°，C1、C2、C3三點對應的水膜厚度分別為h1、h2和h3。可以看到滑盤副水膜三點膜厚因滑盤受到不斷變化的壓緊力及壓緊力矩而不斷變化，間接證明滑盤在不斷地改變自身姿態(tài)以平衡外界負載的變化。除此之外，水膜的三點厚度值具有明顯的周期性，這是由作用在滑盤上的慣性力和離心力的合力是周期性變化導致的。同時，除了第一周期外，滑盤底面C1、C2、C3三點水膜厚度變化規(guī)律相同。

圖11為C1、C2、C3三點水膜厚度在第二周期內隨缸體轉動角度變化圖。由圖11可知，整個周期內，三點膜厚有由大到小到穩(wěn)定的趨勢，這是因為在轉動的前120°內，連桿柱塞組件受到的離心力分力對滑盤產(chǎn)生一個傾覆力矩，隨著該傾覆力矩的減小，水膜厚度逐漸穩(wěn)定，位于高壓區(qū)C3點的滑盤部分受到巨大的柱塞腔液壓力，不斷壓迫滑盤擠壓水膜從而產(chǎn)生動壓支承效應，實現(xiàn)動態(tài)平衡，這也是C3點處水膜厚度最小的原因。

圖11 三點膜厚隨缸體轉動角度變化

為了得到滑盤運轉穩(wěn)定后不同柱塞工作狀態(tài)下的水膜分布情況，圖12給出了缸體轉動角度為530°、535°、545°、555°時滑盤底面水膜壓力場及厚度場分布圖。從圖中可以看出水膜壓力與厚度分布隨著缸體轉動角度不斷變化，以530°為起點，共有4個柱塞位于高壓區(qū)，6號柱塞位于低壓過渡區(qū)，4個柱塞位于低壓區(qū)，此時水膜厚度呈楔形分布。當缸體轉動到535°時，6號柱塞壓力繼續(xù)減小，1號柱塞開始升壓，此時高壓區(qū)共有4個柱塞，低壓區(qū)有3個柱塞。當φ=545°時，6號柱塞完全進入低壓區(qū)，只有1號柱塞位于升壓過渡區(qū)并且繼續(xù)升壓，此時高壓區(qū)與低壓區(qū)柱塞數(shù)目均為4個。最后，當缸體轉動到555°時，1號柱塞即將進入高壓區(qū)，5號柱塞壓力開始下降，此時共有3個柱塞位于高壓區(qū)，4個柱塞位于低壓區(qū)。由此往復循環(huán)，缸體每轉動40°為一個周期。

(a)φ=530°,壓力場(b)φ=530°,厚度場

(c)φ=535°,壓力場(d)φ=535°,厚度場

(e)φ=545°,壓力場(f)φ=545°,厚度場

(g)φ=555°,壓力場(h)φ=555°,厚度場圖12 不同缸體轉動角度時水膜壓力與厚度分布

3.2 溫度對滑盤副潤滑特性的影響

通常情況下，海水的黏度僅為液壓油的1/50～1/40[11]，且受到海水組分、環(huán)境溫度以及地域的影響，海水黏度是不斷變化的。其中，溫度是海水黏度的最主要影響因素，隨著溫度的升高黏度不斷下降，因此，在海洋環(huán)境下，溫度是不可忽略的影響因素。為了獲得介質溫度對滑盤副潤滑特性的影響，需考慮海水的黏溫特性，分析海水溫度對滑盤副水膜潤滑特性的作用規(guī)律。由于本文所設計的海水柱塞泵采用全海水潤滑的“開式”結構，在全海水潤滑狀態(tài)，摩擦副間因摩擦產(chǎn)生的熱量可以被海水順利帶走，因此，數(shù)學模型中忽略摩擦副因摩擦生熱對海水黏度的影響。

常壓下海水黏度與溫度的關系可以表示為

μ(ts)=μ0e-λts

(30)

式中，μ0為常壓0 ℃時的海水黏度，取1.79×10-3MPa·s；λ為海水黏溫系數(shù)，λ=1/38.7；ts為海水溫度。

由式(30)可知，當溫度在10～70 ℃之間變化時，海水的黏度范圍約在(0.4061～1.3077)×10-3MPa·s之間。額定工況下，當溫度不同時，滑盤副底面中心膜厚及最小膜厚隨缸體轉動角度變化趨勢如圖13及圖14所示。隨著海水溫度的升高，滑盤副水膜的中心膜厚及最小膜厚均呈規(guī)律性減小，且在每個周期的前120°下降幅度最大，分別約為6.4 μm和3.5 μm?？梢娊橘|溫度對柱塞泵的性能有很大影響，如未來應用于開式海洋液壓系統(tǒng)中，海水溫度相對穩(wěn)定，對柱塞泵可靠穩(wěn)定工作具有積極影響。

圖13 海水溫度對平均膜厚的影響

圖14 海水溫度對最小膜厚的影響

3.3 泵工況參數(shù)對滑盤副潤滑特性的影響

在柱塞泵工作過程中，除了介質溫度，泵工況參數(shù)也會對柱塞泵水膜的分布特征產(chǎn)生很大的影響。由上述分析可知，位于高壓區(qū)的C3點處水膜最為薄弱，因此可以將C3點作為代表分析不同缸體轉動角度(也就是不同柱塞工作狀態(tài))下泵的工況參數(shù)對C3點水膜厚度的影響。

圖15所示為海水溫度為30 ℃、缸體轉速為3000 r/min下泵出口壓力對C3點膜厚的影響。隨著泵出口壓力由15 MPa升高到21 MPa，不同缸體轉動角度的C3點處水膜厚度均不斷變大，最大變化幅度約為3.15 μm。這是因為泵出口壓力的升高使滑盤受到的壓緊力增大并壓向斜盤，水膜受到擠壓產(chǎn)生了強烈的動壓效應，推開滑盤，使水膜厚度增大。而較小的出口壓力并不能完全激發(fā)出水膜的動壓效應。當壓力固定為21 MPa時，對比不同缸體轉動角度C3點處水膜厚度發(fā)現(xiàn)，當4個柱塞位于高壓區(qū)時，水膜厚度明顯大于3個柱塞位于高壓區(qū)時水膜厚度，且隨著泵出口壓力的升高，厚度差越大，最大幅值約為1.07 μm。這是因為位于高壓區(qū)的柱塞數(shù)目越多，水膜的支撐力越大，從而可以推開滑盤，增大水膜厚度。

圖15 泵出口壓力對C3點處膜厚的影響

滑盤上C3點水膜厚度隨轉速變化如圖16所示，此時泵出口壓力固定為額定壓力21 MPa。為了探究更高轉速對滑盤副水膜的影響，將轉速討論區(qū)間定為2000～3500 r/min。當轉速從2000 r/min上升到3500 r/min時，不同缸體轉動位置的C3點處水膜厚度均呈增大趨勢，最大增漲幅度為0.91 μm。這是因為隨著缸體轉速的增大，水膜的動壓效應不斷增強，而此時滑盤受到的壓緊力變化較小，故水膜推力有將滑盤推開的趨勢，C3點處水膜厚度增大。同時，對比膜厚增大幅值，可以發(fā)現(xiàn)幅值隨轉速的增大不斷減小，這說明水膜變厚后流體動壓效應得到了削弱，水膜厚度增幅越大削弱效果越明顯。

圖16 泵轉速對C3點處膜厚的影響

當轉速固定為3000 r/min時，對比不同缸體轉動角度發(fā)現(xiàn)，柱塞的工作狀況對C3點水膜厚度有很大影響，4個柱塞位于高壓區(qū)時的水膜厚度明顯大于3個柱塞位于高壓區(qū)時的膜厚，最大相差約為1.2 μm。這同樣是因為高壓區(qū)柱塞數(shù)量多，增大了水膜支撐力，使得動壓效應增強，水膜厚度增大。

4 能耗特性分析

海水柱塞泵在高速高壓工況下工作時，滑盤緊貼斜盤表面相對運動，滑盤受到摩擦力矩的影響，會在滑盤與斜盤之間形成楔形水膜。楔形水膜受到壓力差和黏性剪切力的影響形成間隙水膜流動，產(chǎn)生泄漏功率損失和黏性摩擦功率損失并最終轉換成內能造成泵體發(fā)熱，使水膜變薄降低其承載能力，嚴重時導致水膜厚度過小增大摩擦阻力，甚至出現(xiàn)干磨。

滑盤在與耐磨盤表面相對運動過程中，水從腰形液室向兩側密封帶邊緣流動，會產(chǎn)生徑向流速和切向流速。利用圓柱坐標系下的N-S方程對其進行求解，可得到水膜在徑向和切向的流速分別為

(31)

式中，vr為徑向流速，m/s；vθ為切向流速，m/s。

滑盤副水膜的泄漏流量Qleak主要是從內密封帶內徑和外密封帶外徑產(chǎn)生的高壓流體經(jīng)內密封帶內邊界和外密封帶外邊界兩處向殼體內泄漏，即分為Qin和Qexit兩部分，兩者可以通過對滑盤副內外密封帶水膜的速度場積分求解：

Qleak=Qin+Qexit

(32)

式中，Qleak為滑盤副總泄漏流量，L/min；Qin為滑盤副內密封帶泄漏流量，L/min；Qexit為滑盤副外密封帶泄漏流量，L/min。

最后可得到泄漏功率損失

Ws=(pv-p0)Qleak

(33)

式中，Ws為泄漏功率損失，W。

黏性摩擦功率損失為黏性摩擦力與介質流動速度的乘積，其表達式為

(34)

式中，Wμ為黏性摩擦功率損失，W。

4.1 海水溫度對滑盤副能量耗散的影響

額定工況下，海水溫度對滑盤副泄漏功率損失的影響如圖17所示，隨著海水溫度的升高，滑盤副的泄漏功率損失呈下降趨勢，這與滑靴副的泄漏功率損失規(guī)律是相反的。眾所周知，泄漏功率損失的影響因素為水膜厚度和介質黏度，在滑盤副中，隨著介質黏度的下降，水膜厚度逐漸減小，這時水膜厚度為影響泄漏功率損失的主要因素，因此會呈現(xiàn)圖中的這種趨勢。另外，在每個轉動周期的前120°，泄漏功率損失會出現(xiàn)一個峰值，其值約為穩(wěn)定值的8倍，這是因為受到連桿柱塞離心力分力的作用，在這一區(qū)間內水膜厚度增大，加劇了泄漏功率損失。最后，從整個周期來看，海水溫度對滑盤副的泄漏功率損失影響較小，這體現(xiàn)了滑盤結構對介質溫度很強的適應性。

圖17 海水溫度對泄漏功率損失的影響

圖18所示為海水溫度對滑盤副黏性摩擦功率損失的影響?？梢钥闯?，滑盤副的黏性摩擦功率損失隨著海水溫度的升高而減小，在溫度變化范圍內，最大降低幅度約為50 W。其原因為隨著海水溫度的升高，海水黏度下降，滑盤副在運動過程中受到的黏性摩擦力也隨之減小?？v觀整個周期，黏性摩擦功率損失隨缸體轉動角度的增大而增大且增幅十分明顯，這是因為在每個轉動周期的后240°滑盤副泄漏量逐漸減小，增大了黏性摩擦力，從而使黏性摩擦功率損失增加。

圖18 海水溫度對黏性摩擦功率損失的影響

4.2 泵工況參數(shù)對滑盤副能量耗散的影響

圖19 不同泵出口壓力時滑盤功率損失隨缸體轉動角度的變化

圖20 泵出口壓力對泄漏功率損失的影響

圖21 泵出口壓力對黏性摩擦功率損失的影響

不同轉速、不同壓力下滑盤副的泄漏功率損失與黏性摩擦功率損失的變化如圖19～圖21所示，此時海水溫度均為30℃。圖19所示為泵出口壓力分別為19 MPa和21 MPa時，滑盤副泄漏功率損失與黏性摩擦功率損失隨缸體轉動角度一個周期的變化規(guī)律。由圖19可知，泵出口壓力對功率損失的影響十分明顯，且缸體轉動前120°內泄漏功率損失較大時，黏性摩擦功率損失相應較?。划斝孤┕β蕮p失減小后，黏性摩擦功率損失相應增大，二者成相反關系。圖20、圖21分別給出了不同缸體轉動角度下泵出口壓力對滑盤副功率損失的作用規(guī)律，4種不同的缸體轉動角度對應柱塞的4種工作狀態(tài)，總體來看，滑盤副的泄漏功率損失呈上升趨勢但增加幅度依次遞減，這是因為隨著泵出口壓力的增大，滑盤副的密封帶內外壓差變大，增大了壓差流引起的泄漏功率損失。同時，泄漏功率損失的增加，導致滑盤受到的摩擦力矩減小，黏性摩擦損失降低。

圖22 不同泵轉速下功率損失隨缸體轉動角度的變化

圖23 泵轉速對泄漏功率損失的影響

圖24 泵轉速對黏性摩擦功率損失的影響

圖22給出了不同泵轉速下滑盤功率損失隨缸體轉動角度的變化規(guī)律，海水溫度為30 ℃。從整個周期來看，滑盤副的泄漏功率損失和黏性摩擦功率損失均隨轉速的增大而增大。為了進一步分析高壓區(qū)柱塞工作狀況對泄漏功率損失的影響，圖23、圖24給出了不同缸體轉動角度時泵轉速對泄漏功率損失和黏性摩擦功率損失的影響。不難看出，轉速從2000 r/min增大到3500 r/min的過程中，不同缸體轉動角度的泄漏功率損失和黏性摩擦功率損失均為增長趨勢。這是因為轉速的提高，增強了水膜的動壓效應使水膜厚度增大，泄漏功率損失增加。同時，動壓效應也會增加滑盤轉動過程中受到的摩擦力矩，使黏性摩擦功率損失上升。除此之外，滑盤副的功率損失還與相對運動速度有關，當滑盤轉動速度增大時，滑盤底面密封帶任一點處流體介質的徑向流速也相應提高，使泄漏功率損失增大；相應地，流體在徑向與切向的摩擦剪切應力也會變大，導致滑盤副黏性摩擦功率損失增大。

由圖23、圖24還可以看出，隨著轉速的增大，泄漏功率損失的增幅逐漸減小，這是因為轉速的增大會增強動壓效應，增大水膜厚度。由圖16可以看出，C3點的水膜厚度隨轉速增大的趨勢也是減緩的，二者是相互對應的。與之相反的是，黏性摩擦功率損失的增幅卻隨轉速增大顯著提高，一方面是因為動壓效應的增強使滑盤受到的摩擦力矩增大，另一方面是因為介質流速的增大使摩擦剪切應力提高，進一步增大了黏性摩擦功率損失。

5 結論

(1)結構上，一體式滑盤結構不僅可以減小滑盤偏磨、燒靴的問題，而且較大的接觸面積可以提高摩擦副的機械密封能力，同時由于雙球頭連桿的設計，柱塞受到水膜給予的側向力得到消除，使得柱塞副材料可以采用“硬硬”配對方式。

(2)當柱塞泵運行穩(wěn)定后，滑盤底面水膜厚度呈現(xiàn)以360°為周期的振蕩變化，在一個周期內，三點膜厚由大到小再到穩(wěn)定變化。

(3)流體介質的溫度顯著影響滑盤副的潤滑特性與能量耗散，當溫度上升時，滑盤副水膜的中心膜厚及最小膜厚均呈減小趨勢，與之對應的是滑盤副的泄漏功率損失與黏性摩擦功率損失逐漸降低，介質溫度越高，滑盤副的動壓效應越弱，從而使得水膜厚度減小，導致泄漏功率損失降低。同時，介質溫度升高使其黏度下降，減小了滑盤運動過程中受到的摩擦力矩，使黏性摩擦功率損失降低。

(4)泵出口壓力與泵轉速均對滑盤副的潤滑特性與能量耗散有顯著影響。隨著泵出口壓力的升高，位于高壓區(qū)的C3點處水膜厚度呈增大趨勢，其泄漏功率損失增大，與之對應的黏性摩擦功率損失減小。當泵出口壓力固定時，C3點處水膜厚度隨著泵轉速的增大而增大，滑盤副的泄漏功率損失與黏性摩擦功率損失均增加，這說明泵出口壓力與泵轉速的升高均對動壓效應有增強效果，但其功率損失受到動壓效應、摩擦力矩等多因素的影響。