邱 華,李東林,2*,趙 峰,楊書華,高火金

(1.新鄉(xiāng)航空工業(yè)(集團)有限公司,河南 新鄉(xiāng) 453049;2.河南科技大學 機電工程學院,河南 洛陽 471003)

0 引 言

大型飛機的研發(fā)制造能力是國家航空實力的重要體現(xiàn),關系到國家重大戰(zhàn)略需求,因而被列為國家重大科技專項。

液壓系統(tǒng)是大型飛機的核心子系統(tǒng),被譽為飛機的“血管和肌肉”,其功能是為舵面操縱、起落架收放、機輪剎車、艙門啟閉等關鍵作動系統(tǒng)提供動力[1]。航空液壓柱塞泵是飛機液壓系統(tǒng)的核心部件,在系統(tǒng)中扮演著類似于“心臟”的重要角色,為系統(tǒng)提供壓力和流量[2，3]。

由于受高空中低溫、低氣壓等環(huán)境因素的影響,現(xiàn)代飛機液壓系統(tǒng)通常使用增壓油箱(增壓壓力通常為0.3 MPa～0.5 MPa),構(gòu)成閉式液壓系統(tǒng),以滿足航空液壓柱塞泵的吸入要求[4]。在巡航狀態(tài)下,大型飛機的作動系統(tǒng)由于長時間不動作,航空液壓柱塞泵不能通過高壓出口帶走熱量,泵的殼體回油是其散熱的唯一途徑,成為影響飛機液壓系統(tǒng)安全的關鍵因素。

在柱塞泵的使用過程中,柱塞泵需要面對油箱增壓壓力和管路流阻等造成的高回油壓力,因此,要求柱塞泵具有較強的殼體回油壓力,同時在系統(tǒng)設計上應具有較低的回油管路流阻。然而,因殼體回油不暢,致使液壓泵內(nèi)部摩擦熱量無法帶出,液壓泵內(nèi)部因熱量積聚而溫度升高,導致液壓泵產(chǎn)生故障的情況時有發(fā)生[5]。

因此,研究航空液壓柱塞泵的殼體回油特性,對于飛機液壓系統(tǒng)的設計和使用維護具有重要意義。

在使用方面,研究人員分析了殼體回油能力對航空液壓柱塞泵的重要性。

陳金華等人[6]研究了入口內(nèi)置增壓泵、出口集成緩沖瓶、殼體回油腔設置主動抽油泵等,對發(fā)動機驅(qū)動泵壽命的影響,指出了殼體回油能力對發(fā)動機驅(qū)動泵壽命的重要性,并提出了保證殼體回油的解決措施;但是該研究并未量化計算殼體回油壓力-流量特性。張文超等人[7]研究了柱塞泵3對摩擦副對回油流量的影響,并得出結(jié)論,即配流盤的磨損對泄漏量的影響程度最為關鍵;但該研究未考慮缸體傾覆對殼體回油的影響。

在機理方面,航空液壓柱塞泵的殼體回油是由配流副、柱塞副和滑靴副的泄漏造成的,因此,國內(nèi)外學者都對三大摩擦副的泄漏特性進行了深入的研究。

BAKER J E[8]研究了柱塞泵配流副密封間隙對其泄漏和黏性功率損失的影響,并提出了一種可降低功率損失的配流盤微結(jié)構(gòu);但該研究沒有分析配流副泄漏對泵殼體回油能力的影響。WANG Z等人[9]研究了柱塞泵傾斜缸體配流副油膜的形態(tài)和壓力分布;但是,研究中并未考慮殼體回油壓力對油膜形態(tài)和壓力分布的影響。胡敏[10]研究了軸向柱塞泵柱塞副油膜的潤滑承載機理;但沒有分析柱塞副泄漏對泵殼體回油能力的貢獻。QIAN D等人[11]在對燃油泵柱塞副泄漏進行研究時,考慮了偏心、彈性變形和溫度等因素對高壓燃油泵柱塞副泄漏的影響;但未考慮高殼體回油壓力對柱塞副泄漏的影響。王亞軍[12]研究了軸向柱塞泵滑靴副的滑靴不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對其壓力分布的影響,并對滑靴結(jié)構(gòu)參數(shù)進行了優(yōu)化;但其涉及的邊界條件中,未考慮殼體回油壓力的影響。

很多學者在研究中指出,殼體回油能力對航空柱塞泵具有重要作用,并分析了三大摩擦副的泄漏規(guī)律,但是較少考慮高殼體回油壓力對其泄漏的影響。

筆者以某型航空液壓柱塞泵為對象,在求解配流副潤滑模型的基礎上,考慮缸體傾斜角度和高殼體回油壓力等因素的影響,分別建立配流副、柱塞副和滑靴副泄漏模型,研究缸體傾斜角度、油液溫度、殼體回油壓力等工況參數(shù),對各摩擦副泄漏量的影響,并對殼體回油壓力-流量特性進行深入分析。

1 摩擦副模型

1.1 摩擦副幾何結(jié)構(gòu)

某規(guī)格型號航空液壓柱塞泵配流副的結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 液壓柱塞泵配流副結(jié)構(gòu)R1—內(nèi)密封帶內(nèi)半徑;R2—高壓區(qū)內(nèi)密封帶外半徑;R2′—低壓區(qū)內(nèi)密封帶外半徑;R3—高壓區(qū)外密封帶內(nèi)半徑;R3′—低壓區(qū)外密封帶外半徑;R4—外密封帶外半徑;θls—低壓區(qū)起點張角;θle—低壓區(qū)終點張角;θhs—高壓區(qū)起點張角;θhe—高壓區(qū)終點張角;θ0—缸體配流窗口夾角

由圖1可知:缸體端面和配流盤表面緊密貼合組成了配流副,缸體端面均布9個腰型通流窗口,通流窗口兩側(cè)為內(nèi)外密封帶;配流盤包括低壓區(qū)腰型槽和高壓區(qū)腰型槽。

配流副結(jié)構(gòu)參數(shù)的名稱和取值如表1所示。

表1 配流副結(jié)構(gòu)參數(shù)值

1.2 配流副的潤滑模型

為了精確分析配流副泄漏特性,首先需要建立其潤滑模型。為了便于計算,筆者對配流副潤滑模型做以下假設:

(1)配流副間隙油液流動特性為層流;

(2)配流副油液為理想牛頓液體,油液密度不隨壓力及溫度變化;

(3)油液滿足近壁面無滑移邊界條件;

(4)油膜厚度尺寸相對周向與徑向尺寸極小,認為油膜壓力沿膜厚方向不變。

在極坐標(r,θ)下,忽略重力的影響,配流副的雷諾方程可表示為[13]:

(1)

式中:h—油膜的厚度,m;p—油膜的壓力,Pa;ω—缸體的轉(zhuǎn)速,rad/s;μ—油液動力黏度,Pa·s。

圖1中,筆者選取外密封帶外圓半徑R4上3個等分點P1、P2和P3,對應的油膜厚度分別為h1、h2和h3,配流副任意位置的油膜厚度可表示為:

(2)

對式(2)求極值,可得配流副楔形油膜角度,即缸體相對與配流盤的傾角γ為:

(3)

實驗結(jié)果表明,配流盤最小油膜在高壓區(qū)從外死點沿旋轉(zhuǎn)方向的100°～135°范圍內(nèi)[14],對應的最小油膜厚度方位角取其平均值,即θminh為297.5°。

為了便于數(shù)值計算,將式(1)變?yōu)椴罘中问?即:

(4)

采用差分法對式(4)進行離散,可得壓力分布表達式為:

(5)

其中:ri,j=r1+iΔr;θi,j=jΔθ;Δr=(r4-r1)/m;Δθ=2π/n。

設置邊界條件如下:

(6)

式中:pcase—殼體回油壓力,Pa;pc—柱塞腔的壓力,Pa。

采用迭代法求解,程序流程圖可參見文獻[15]。

1.3 配流副的泄漏模型

在柱塞泵的實際工作過程中,在柱塞液壓力、側(cè)向力和離心力等的作用下,其缸體會向高壓區(qū)傾覆,造成配流副形成楔形油膜,配流盤高壓區(qū)油膜薄,低壓區(qū)油膜厚[16]。

配流副的楔形油膜如圖2所示。

圖2 配流副的楔形油膜γ—配流副楔形油膜角度;qvl—低壓區(qū)從殼體中吸油的流量;qvh—高壓區(qū)泄漏到殼體中的流量;R4—外密封帶外半徑;minh—最小油膜厚度;maxh—最大油膜厚度;θminh—最小油膜厚度方位角

在壓差的作用下,一方面,高壓區(qū)油膜向外流入泵殼體,造成泄漏;另一方面,低壓區(qū)油膜向內(nèi)流入低壓區(qū)腰型槽,吸入柱塞腔。

根據(jù)配流副間隙壓力分布,配流盤處徑向流速為[17]:

(7)

高壓區(qū)泄漏到殼體中的流量可表示為:

(8)

低壓區(qū)從殼體中吸油的流量可表示為:

(9)

因此,配流副的泄漏量可表示為:

qv=qvh-qvl

(10)

1.4 柱塞副的泄漏模型

由于柱塞副的間隙很小,可將其縫隙流動視為層流。又由于柱塞與缸套之間存在間隙,柱塞在側(cè)向力的作用下會產(chǎn)生偏心,考慮偏心情況下單個柱塞的泄漏量可表示為:

(11)

式中:sp—柱塞的位移,m;δp—柱塞與缸套單邊間隙,m;εp—柱塞在缸孔中的偏心率。

1.5 滑靴副的泄漏模型

滑靴副的潤滑油膜非常薄,油膜的流動可視為層流,其泄漏量可表示為:

(12)

式中:r1—滑靴密封帶內(nèi)半徑,m;r2—滑靴密封帶外半徑,m;δs—滑靴副油膜厚度,m。

2 數(shù)值分析

2.1 參數(shù)設置

筆者以某型21 MPa恒壓變量柱塞泵為研究對象。該泵在一個周期內(nèi)單個柱塞腔的壓力隨轉(zhuǎn)角變化情況,如圖3所示。

圖3 單個柱塞腔壓力變化

仿真模型中各參數(shù)的取值如表2所示。

表2 仿真參數(shù)

2.2 缸體傾角對配流副泄漏的影響

由配流副的泄漏公式(7～10)可知,配流副的泄漏量與油膜的壓力分布和油膜厚度正相關,配流副的泄漏量包括高壓區(qū)的泄漏和低壓區(qū)的吸油。

在殼體回油壓力0.5 MPa、中心油膜厚度15 μm、溫度40 ℃條件下,配流副各部分泄漏量隨缸體傾斜角度的變化,如圖4所示。

圖4 配流副各部分泄漏量與缸體傾斜角度的關系

由圖4可知:當缸體傾斜角度為0時,高壓區(qū)向殼體中的泄漏占主導,低壓區(qū)從殼體內(nèi)的吸油較小;但隨著缸體傾斜角度的增加,高壓區(qū)油膜厚度減小,低壓區(qū)油膜厚度增加,高壓區(qū)泄漏減小,而低壓區(qū)吸油作用增強,配流副的總泄漏量逐漸減小。

在缸體傾斜條件下,為了進一步分析低壓區(qū)吸油的對配流副總泄漏的影響,筆者計算了配流盤低壓區(qū)吸油與高壓區(qū)泄漏的占比,所得到的結(jié)果如圖5所示。

圖5 配流盤低壓區(qū)吸油與高壓區(qū)泄漏的比例

由圖5可知:隨著缸體傾斜角度的增加,低壓區(qū)吸油作用逐漸增強;當傾斜角度為0.03°時,低壓區(qū)吸油量與高壓區(qū)泄漏量的比例為44.83%,即配流副高壓區(qū)將近一半的泄漏量被吸入到柱塞腔中。

2.3 油液溫度對配流副泄漏的影響

配流副泄漏量與油液黏度呈負相關,而油液的黏度受溫度的影響。

在缸體傾角0.02°、殼體回油壓力0.5 MPa下,配流副各部分泄漏量隨溫度的變化曲線,如圖6所示。

圖6 配流副各部分泄漏量隨溫度的變化

從圖6可知:在低溫-40 ℃時,因油液黏度很大,配流副各部分的泄漏量很小;但隨著溫度的升高,高壓區(qū)的泄漏增加,低壓區(qū)的吸油作用也增強;當油液溫度達到135 ℃時,低壓區(qū)吸油量和高壓區(qū)泄漏量分別為-0.543 L/min和3.217 L/min,兩者的比例為16.88%。

2.4 殼體回油壓力對摩擦副泄漏的影響

泵殼體回油壓力是影響摩擦副泄漏的直接因素。在缸體傾斜角度0.03°、油溫80 ℃條件下,配流副各部分泄漏量隨殼體回油壓力的變化情況,如圖7所示。

圖7 配流副各部分泄漏量隨殼體回油壓力的變化

從圖7可以看出:由于配流盤高壓區(qū)壓力(21 MPa)遠高于殼體回油壓力,殼體回油壓力對配流盤高壓區(qū)的泄漏影響較小;然而,殼體回油壓力為配流盤低壓區(qū)壓力(0.03 MPa)的數(shù)倍,殼體回油壓力對配流盤低壓區(qū)吸油影響顯著。特別地,當殼體回油壓力為2 MPa時,高壓區(qū)泄漏量、低壓區(qū)吸油量和總泄漏量分別為0.635 L/min、-1.380 L/min和-0.756 L/min,配流盤高壓區(qū)的泄漏量小于低壓區(qū)的吸油量,配流盤整體上將從殼體內(nèi)吸油。

為了分析缸體傾斜角度、殼體回油壓力對配流副低壓區(qū)吸油作用的影響,筆者計算了這兩個參數(shù)耦合作用下,低壓區(qū)吸油量與高壓區(qū)泄漏量占比,結(jié)果如圖8所示。

圖8 配流副低壓區(qū)吸油與高壓區(qū)泄漏占比

從圖8可知:低壓區(qū)吸油作用與殼體回油壓力呈線性增強關系,同時隨著缸體傾斜角度的增加,吸油作用增強;在殼體回油壓力2.0 MPa下,缸體傾斜角度為0、0.01°、0.02°和0.03°對應的配流副低壓區(qū)吸油量與高壓區(qū)泄漏量的比例分別為18.87%、40.62%、78.77%和217.49%,即當缸體傾斜角度大于0.02°的某個值時,配流盤整體上將由向殼體中泄漏轉(zhuǎn)為從殼體中吸油。

根據(jù)柱塞副的泄漏公式(11),可計算得到不同殼體回油壓力下,柱塞副泄漏量隨缸體轉(zhuǎn)角的變化情況,其所得結(jié)果如圖9所示。

圖9 柱塞副泄漏量隨缸體轉(zhuǎn)角的變化

從圖9可知:在缸體轉(zhuǎn)角在0～180°的高壓排油區(qū)間,柱塞副的泄漏量隨著缸體轉(zhuǎn)角的增加而減小,這是由于柱塞副配合長度的增加造成的;

此外,由于柱塞腔壓力的波動(見圖3),柱塞副在高壓區(qū)間的泄漏量也呈現(xiàn)波動情況;當缸體轉(zhuǎn)角在180°～360°的低壓吸油區(qū)間,滑靴副的泄漏量為負值,這是由于殼體回油壓力高于柱塞吸油時的真空度,殼體中油液向柱塞腔內(nèi)倒灌造成的;

整體上,在0～180°高壓區(qū),滑靴副泄漏量隨著殼體回油壓力的升高而減小;在180°～360°低壓區(qū),滑靴副吸油量隨著殼體回油壓力的升高而增加。

由于柱塞副配合間隙較小,在一個周期內(nèi),柱塞副總的泄漏量始終為正,對殼體回油流量的貢獻為正值。

根據(jù)滑靴副的泄漏公式(12),可計算得到不同殼體回油壓力下滑靴副泄漏量隨缸體轉(zhuǎn)角的變化情況,其結(jié)果如圖10所示。

圖10 滑靴副泄漏量隨缸體轉(zhuǎn)角的變化

從圖10可知:在缸體轉(zhuǎn)角在0～180°的高壓排油區(qū)間,滑靴副的泄漏量隨著缸體轉(zhuǎn)角的變化而呈現(xiàn)周期波動,泄漏量的波動是由于柱塞腔壓力的波動引起的;當缸體轉(zhuǎn)角在180°～360°的低壓吸油區(qū)間,滑靴副的泄漏量為負值,這是由于殼體回油壓力高于柱塞吸油時的真空度,且滑靴副回程間隙較大,出現(xiàn)明顯倒灌現(xiàn)象;

整體上,在0～180°高壓區(qū),滑靴副泄漏量隨著殼體回油壓力的升高而減小;在180°～360°低壓區(qū),滑靴副吸油量隨著殼體回油壓力的升高而顯著增加。

當殼體回油壓力較高時,滑靴副在一個周期內(nèi)總泄漏量將變?yōu)樨摂?shù),即對殼體回油流量的貢獻為負值。

3 試驗及分析

在仿真方面,根據(jù)配流副的泄漏公式(10)、柱塞副的泄漏公式(11)和滑靴副的泄漏公式(12),筆者計算不同殼體回油壓力下各摩擦的泄漏量,并將各結(jié)果進行相加,可得到不同泵殼體回油壓力對應的流量。

在試驗方面,筆者在試驗臺上對5臺航空液壓柱塞泵的殼體回油特性進行測試。

泵的殼體回油特性試驗圖如圖11所示。

圖11 泵的殼體回油特性試驗圖

試驗中,筆者采用節(jié)流閥調(diào)節(jié)泵殼體的回油壓力,采用流量計測量殼體回油流量。

主要測試儀器參數(shù)如下:流量計。測量范圍:0.1 L/min～7.0 L/min;精度:0.1級;

溫度傳感器。測量范圍:-50 ℃～300 ℃;精度:0.1級;

殼體回油壓力傳感器。測量范圍:0～6 MPa;精度:0.25級。

試驗條件:模擬巡航工況,泵為零輸出流量,殼體回油溫度保持在(80±3)℃,分別在0.7 MPa、1.0 MPa和1.2 MPa背壓下,測試殼體回油流量[18]。

殼體回油壓力-流量的仿真與試驗對比結(jié)果,如圖12所示。

圖12 殼體回油壓力-流量的仿真與試驗對比

從圖12可知:殼體回油壓力-流量的仿真結(jié)果和試驗結(jié)果具有較好的一致性;隨著殼體回油壓力的升高,泵的殼體回油流量呈線性下降;當殼體回油壓力為1.37 MPa時,殼體回油流量降為0。

4 結(jié)束語

由于高回油壓力條件下,航空液壓柱塞泵殼體存在回油特性不明的問題,筆者以某型航空液壓柱塞泵為研究對象,對其殼體回油特性進行了仿真分析和試驗研究。筆者在建立了航空液壓柱塞泵內(nèi)各摩擦副泄漏模型的基礎上,分析了工況對各摩擦副泄漏量的影響,進而研究了泵的殼體回油特性,并采用試驗的方式對此進行了驗證。

研究結(jié)果表明:

(1)缸體的傾覆使得配流副油膜呈楔形,高壓區(qū)油膜變薄,泄漏減小;高壓區(qū)油膜變厚,吸油增加。在一定條件下,配流副總泄漏量將變?yōu)樨摂?shù),對殼體回油流量的貢獻為負值;

(2)柱塞副在高壓區(qū)時油液向殼體內(nèi)泄漏,在低壓區(qū)時從殼體內(nèi)吸油。整體上,由于柱塞副配合間隙較小,柱塞副總泄漏量為正數(shù),對殼體回油流量的貢獻為正值;

(3)滑靴副在高壓區(qū)時油液向殼體內(nèi)泄漏,在低壓區(qū)時從殼體內(nèi)吸油。整體上,由于高壓區(qū)油膜厚度小于回程間隙,在一定條件下,滑靴副總泄漏量將變?yōu)樨摂?shù),對殼體回油流量的貢獻為負值;

(4)隨著回油壓力的升高,泵的殼體回油流量呈現(xiàn)線性減小趨勢,當殼體回油壓力為1.37 MPa時,殼體回油流量下降至0。

在后續(xù)的工作中,筆者將在此研究的基礎上,對提升航空液壓柱塞泵殼體回油能力做進一步的深入研究。