金丁燦，阮健

浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，杭州 310000

在航空動(dòng)力裝置中，應(yīng)用的燃油泵主要可分為離心式和容積式2種類型。離心式燃油泵的代表就是離心泵，其增壓區(qū)間一般是0.3～0.8 MPa。其出口壓力較低，特別是在發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)時(shí)。同時(shí)其不適用于流量調(diào)節(jié)范圍大的場(chǎng)合，故主要作為燃油增壓泵使用[1-2]。容積式燃油泵的代表主要有齒輪泵與軸向柱塞泵，主要作為主燃油泵使用，兩者各有優(yōu)缺點(diǎn)。齒輪泵的出口壓力一般為10～12 MPa，具有流量大、體積小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的優(yōu)點(diǎn)。但齒輪承受不平衡的徑向液壓力，且由于齒輪泵的結(jié)構(gòu)決定其只能作為定排量泵來(lái)使用。其流量調(diào)節(jié)需要通過(guò)回油活門(mén)來(lái)實(shí)現(xiàn)，在非滿載時(shí)會(huì)造成能量浪費(fèi)，空載時(shí)更會(huì)引起齒輪泵的溫升過(guò)高[3]。作為主燃油泵使用時(shí)，軸向柱塞泵的出口壓力完全滿足系統(tǒng)22 MPa左右的壓力需求，具有輸出壓力高、容積效率高、易實(shí)現(xiàn)變量控制的等優(yōu)點(diǎn)[4-5]。由于軸向柱塞泵所具有的優(yōu)點(diǎn)，俄羅斯AJI-31Φ發(fā)動(dòng)機(jī)采用了其作為主燃油泵，用以實(shí)現(xiàn)戰(zhàn)斗機(jī)的尾噴口控制[6]。由于軸向柱塞泵具有諸多優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用高壓燃油泵作為液壓能源是主戰(zhàn)飛機(jī)尾噴口操控系統(tǒng)可能是今后的主要發(fā)展方向,亦有可能成為最佳飛尾噴口的操縱系統(tǒng)方案。然而由于煤油的潤(rùn)滑性極差，軸向柱塞泵在工程應(yīng)用中存在的一些結(jié)構(gòu)性問(wèn)題也被凸顯[7-8]。

以斜盤(pán)式軸向柱塞泵為例，柱塞泵中主要存在四大摩擦副，包括滑靴-斜盤(pán)摩擦副、球頭-滑靴摩擦副、柱塞-缸體摩擦副和缸體-配流盤(pán)摩擦副。這些滑動(dòng)摩擦副間產(chǎn)生的液壓支撐力，使泵能通過(guò)由缸體旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)的柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)高速高壓的泵吸油功能[9]。理想狀態(tài)下滑動(dòng)摩擦副之間的間隙由于靜壓支撐效應(yīng)是均勻且充滿油液的。然而由于斜盤(pán)式軸向柱塞泵本身機(jī)械結(jié)構(gòu)的限制，這些滑動(dòng)摩擦副之間直接存在著不可避免的不平衡力與摩擦問(wèn)題。軸向柱塞泵中摩擦副之間的最大壓力與速度分布受到了極大的限制，這等同于軸向柱塞泵的功率密度受到了限制[10]。

斜軸式軸向柱塞泵相對(duì)于斜盤(pán)式軸向柱塞泵減少了滑靴-斜盤(pán)這對(duì)摩擦副。由于斜軸式軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)原因，其柱塞的側(cè)傾力很小，改善了柱塞-缸體摩擦副和缸體-配流盤(pán)摩擦副的性能。然而因其缸體的運(yùn)動(dòng)需要由連桿來(lái)?yè)軇?dòng)，缸體在高速轉(zhuǎn)動(dòng)的過(guò)程中會(huì)一直受到來(lái)自連桿由轉(zhuǎn)角差引起的高頻的扭轉(zhuǎn)沖擊，也易出現(xiàn)多種結(jié)構(gòu)干涉[11-13]。且斜軸式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，故其在燃油泵方面的研究與應(yīng)用甚少。

傳統(tǒng)軸向柱塞泵的應(yīng)用場(chǎng)合是通過(guò)將高壓腔的油液引入摩擦副，平衡靜壓載荷，同時(shí)起到潤(rùn)滑作用。這個(gè)過(guò)程中，保持一定的油膜厚度至關(guān)重要，不僅能保證摩擦副正常工作，同時(shí)通過(guò)油膜泄漏的流量可以帶走摩擦產(chǎn)生的熱量，使摩擦副工作在穩(wěn)定的狀態(tài)。這樣必然產(chǎn)生矛盾：充分的潤(rùn)滑勢(shì)必增加泄漏，降低泵的效率；反之潤(rùn)滑不充分，溫度升高，會(huì)惡化摩擦副的工況，甚至燒壞摩擦副。該矛盾限制了軸向柱塞泵功率密度的提高，故國(guó)內(nèi)外對(duì)于軸向柱塞泵中摩擦副的研究較多[14-16]。在燃油泵中，由于介質(zhì)為煤油，而煤油具有低粘度的特性，使摩擦副之間產(chǎn)生的油膜難以找尋平衡點(diǎn)，常因支撐不足而造成組件之間的接觸，形成混合摩擦甚至干摩擦的情況。

除此之外，相較于電機(jī)執(zhí)行器和傳動(dòng)系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)中液壓泵的噪聲相對(duì)較高。受到限制的功率密度和較大的噪聲降低了液壓系統(tǒng)的競(jìng)爭(zhēng)力并使液壓系統(tǒng)在某些應(yīng)用場(chǎng)合被電機(jī)系統(tǒng)所替代[17]。液壓泵的噪聲主要來(lái)源是流體噪聲，而流體噪聲主要來(lái)源于軸向柱塞泵中有限的柱塞數(shù)引起的流量脈動(dòng)。為了減少結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)，主流的方法就是增加柱塞數(shù)[18]。流量脈動(dòng)不只會(huì)帶來(lái)噪聲，還會(huì)對(duì)泵中的部件產(chǎn)生沖擊，加速泵中摩擦副的磨損。因此，為了擴(kuò)大液壓泵的應(yīng)用范圍，其功率密度和流體噪聲有待被改善[19-20]。

本文提出一種新型結(jié)構(gòu)的二維燃油泵，通過(guò)理論分析表明其既能保證泵內(nèi)各組件的受力平衡，消除了直接的滑動(dòng)摩擦副，使各組件不再依賴油膜支撐。同時(shí)也能通過(guò)串聯(lián)結(jié)構(gòu)消除傳統(tǒng)軸向柱塞泵中所不能避免的結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)。為了驗(yàn)證二維燃油泵能消除結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)，文中通過(guò)理論分析，仿真計(jì)算與實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證相結(jié)合的方式來(lái)證明這一結(jié)論。

1 二維燃油泵的結(jié)構(gòu)組成與工作原理

為了打破軸向柱塞泵所自帶的結(jié)構(gòu)限制，本文提出了一種柱塞配流的二維燃油泵，它由2個(gè)能獨(dú)立工作的單元泵組成。單元泵結(jié)構(gòu)如圖1所示，泵內(nèi)的柱塞由安裝在缸體兩側(cè)的2個(gè)滾輪-凸輪軌道機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)。柱塞的中部有2個(gè)柱塞臺(tái)肩，這2個(gè)臺(tái)肩與安裝在缸體兩側(cè)的凸輪作為邊界從缸體內(nèi)部空間隔離出2個(gè)密閉的空間作為油腔。通過(guò)滾輪-凸輪軌道機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)傳遞，撥叉滾子機(jī)構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)被轉(zhuǎn)化為柱塞的單向旋轉(zhuǎn)和往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)的復(fù)合運(yùn)動(dòng)。通過(guò)這個(gè)復(fù)合運(yùn)動(dòng)，兩側(cè)的油腔內(nèi)的油液能通過(guò)周向分布在柱塞上的配流槽與周向分布在缸體上的進(jìn)出油口交替溝通，實(shí)現(xiàn)連續(xù)的泵吸油和配流功能。具體泵吸油和配流功能實(shí)現(xiàn)過(guò)程如下：

如圖2(a)至圖2(c)所示，油口A、C和B、D分別通過(guò)環(huán)形槽1、2溝通。柱塞在受到電機(jī)的旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)力和凸輪的軸向反作用力的情況下，在缸體內(nèi)部做旋轉(zhuǎn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)。當(dāng)柱塞的狀態(tài)由圖2(a)向圖2(b)演變的過(guò)程中，左側(cè)腔體的體積開(kāi)始變小，紅色標(biāo)識(shí)區(qū)域油液通過(guò)配流槽H、F和油口A、C溝通，并通過(guò)油口A、C匯集于環(huán)形槽1中形成高壓泵油。同時(shí)右側(cè)油腔體積開(kāi)始變大，藍(lán)色標(biāo)識(shí)區(qū)域油液通過(guò)配流槽E、G和油口B、D溝通，通過(guò)環(huán)形槽2從外界吸油。油口與配流槽的溝通面積在圖2(a)到圖2(b)的過(guò)程中逐漸增大直至最大，在圖2(b)到圖2(c)的過(guò)程中逐漸減小直至最小。相較于圖2(a)，圖2(c)中柱塞旋轉(zhuǎn)了90°并運(yùn)動(dòng)到了其工位的最左側(cè)，此時(shí)左側(cè)腔體完成了壓油功能、右側(cè)腔體完成了吸油功能。之后柱塞在電機(jī)的驅(qū)動(dòng)下繼續(xù)順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，并產(chǎn)生反向的軸向運(yùn)動(dòng)。如圖2(d)所示，在接下來(lái)的90°的旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，柱塞開(kāi)始向右側(cè)運(yùn)動(dòng)，右側(cè)腔體油腔開(kāi)始變小，并通過(guò)配流槽E、G開(kāi)始與連接環(huán)形槽1的油口A、C溝通，往外泵油，同時(shí)左側(cè)腔體開(kāi)始變大，并通過(guò)配流槽H、F開(kāi)始與連接環(huán)形槽2的油口B、D溝通，從外界吸油。在此過(guò)程中，雖然左右腔吸排油功能發(fā)生了互換，但是高壓環(huán)形槽1與低壓環(huán)形槽2的功能并不發(fā)生變化。當(dāng)柱塞繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，其作用過(guò)程如上述過(guò)程一樣每180°為一個(gè)循環(huán)。由于二維配流結(jié)構(gòu)的作用，環(huán)形槽1恒為高壓油槽，環(huán)形槽2恒為低壓油槽[21]。

圖1 二維燃油單元泵Fig.1 Two-dimensional fuel unit pump

圖2 單元泵的工作原理Fig.2 Working principle of unit pump

單元泵的柱塞采用等加等減速的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，柱塞的位移f(θ)與速度f(wàn)′(θ)可以表達(dá)為

(1)

(2)

式中：θ為柱塞旋轉(zhuǎn)的角度；h為柱塞的行程；θ0為柱塞旋轉(zhuǎn)1/2T時(shí)轉(zhuǎn)過(guò)的角度；T為柱塞完成一次往復(fù)運(yùn)動(dòng)的周期轉(zhuǎn)過(guò)的角度值。相應(yīng)的定義可以參考圖3。

如圖3所示，由于配流機(jī)構(gòu)的切換功能，單元泵的輸出流量與柱塞的運(yùn)動(dòng)速度值成正比，不受柱塞速度方向的影響。由于單元泵的結(jié)構(gòu)原因，在單獨(dú)使用時(shí)其理論流量脈動(dòng)較大，為了解決這個(gè)問(wèn)題，可將2個(gè)單元泵串聯(lián)在一起形成雙聯(lián)燃油泵。

如圖4所示，2個(gè)單元泵被錯(cuò)位45°后安裝。通過(guò)撥叉滾子轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)，這個(gè)二維雙聯(lián)燃油泵能由1個(gè)電機(jī)驅(qū)動(dòng)，且不同環(huán)形槽中的油液可以被匯集，以下簡(jiǎn)稱二維燃油泵。在兩側(cè)凸輪曲線規(guī)律選擇等加等減速時(shí)，二維燃油泵的理論流量脈動(dòng)通過(guò)兩個(gè)單元泵流量的疊加可以被完全被消除。[22-23]圖5所示為2個(gè)單元泵1和2的流量圖在錯(cuò)位45°時(shí)相對(duì)于某一直線對(duì)稱，即兩流量曲線疊加后為一直線，使輸出流量為一常數(shù)值。該圖可以從理論上說(shuō)明二維燃油泵沒(méi)有結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)。

圖3 理論位移、速度與流量Fig.3 Theoretical displacement, velocity and flow

圖4 雙聯(lián)燃油泵的工作原理Fig.4 Working principle of tandem fuel pump

圖5 二維燃油泵的理論流量Fig.5 Theoretical flow of two-dimensional fuel pump

2 二維燃油泵的理論研究

為了驗(yàn)證二維燃油泵的無(wú)結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)的流量特性，在AMESIM軟件中建立了二維燃油泵的仿真模型，如圖6所示。該泵由2個(gè)單元泵組成，單元泵的仿真模型主要針對(duì)泵的容積變化和配流窗口開(kāi)度變化進(jìn)行仿真。由于二維單元泵柱塞的運(yùn)動(dòng)是一個(gè)由旋轉(zhuǎn)與直動(dòng)結(jié)合的復(fù)合運(yùn)動(dòng)，需要將電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為柱塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，來(lái)表達(dá)泵吸油效果，由節(jié)流口的面積變化來(lái)表達(dá)柱塞旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)帶來(lái)的配流效果。

旋轉(zhuǎn)與直動(dòng)的轉(zhuǎn)化由旋轉(zhuǎn)-平動(dòng)轉(zhuǎn)化模塊來(lái)實(shí)現(xiàn)，將輸入端口1的旋轉(zhuǎn)速度ω轉(zhuǎn)化為輸出端口2的直線速度v，控制端口3的輸入信號(hào)x為轉(zhuǎn)速與線速度之間的變化規(guī)律，柱塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度可以表示為

v=xωa

(3)

式中：v為端口2輸出的直線速度，等同于柱塞的運(yùn)動(dòng)速度；ω為端口1輸入的以r/min為單位的轉(zhuǎn)速值；a為單位r/min到rad/s的轉(zhuǎn)換系數(shù)，a=2π/60；x為控制口3的輸入信號(hào)。

圖6 二維燃油泵仿真模型Fig.6 Simulation model of two-dimensional fuel pump

當(dāng)二維燃油泵柱塞選擇旋轉(zhuǎn)一周往復(fù)兩次的運(yùn)動(dòng)規(guī)律時(shí)，θ0=π/2。式(2)中的f′(θ)=v，將θ=ωt，代入式(2)可以得到柱塞的往復(fù)速度v如式(4)所示：

(4)

式中：t為時(shí)間。當(dāng)已知轉(zhuǎn)速ω時(shí)，根據(jù)式(3)與式(4)可得到控制端口3應(yīng)該輸入的信號(hào)x可表達(dá)為

(5)

依據(jù)式(5)可以構(gòu)建二維燃油泵AMESIM仿真模型中旋轉(zhuǎn)直動(dòng)變換模塊。

在二維燃油泵的柱塞上有4道配流槽均勻環(huán)布在柱塞四周，且與左右右腔交替相溝通。泵套上有2個(gè)吸油窗口和2個(gè)排油窗口。二維燃油泵工作時(shí)，依靠配流槽與吸排油窗口重疊面積的變化來(lái)實(shí)現(xiàn)配流。建模時(shí)，二維燃油泵配流窗口的變化效果，可以由節(jié)流口的面積變化來(lái)表達(dá)，通過(guò)調(diào)節(jié)節(jié)流口開(kāi)度來(lái)對(duì)應(yīng)燃油泵在泵吸油時(shí)配流面積的變化狀態(tài)。因左側(cè)腔體與配流窗口的溝通狀態(tài)和右側(cè)右腔與配流窗口的溝通狀態(tài)變化相同，故以右側(cè)腔體為例來(lái)說(shuō)明配流面積的變化。以泵柱塞處于右側(cè)極限位置時(shí)作為初始位置，此時(shí)柱塞旋轉(zhuǎn)角度θ=0°，且右腔容積最小，參考圖2(a)。當(dāng)電機(jī)帶動(dòng)柱塞順時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)，在θ=0°～45°范圍內(nèi)，柱塞在運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)的約束下向左做等加速運(yùn)動(dòng)，柱塞右腔持續(xù)變大，連通右腔的配流槽與吸油窗口的溝通面積線性增大；當(dāng)θ=45°時(shí)，柱塞速度與溝通面積都達(dá)到峰值，狀態(tài)如圖2(b)所示；在θ=45°～90°范圍內(nèi)，柱塞向左做等減速運(yùn)動(dòng)，溝通面積開(kāi)始線性減小。當(dāng)θ=90°時(shí)，右腔容積達(dá)到峰值而柱塞速度與溝通面積變?yōu)榱?，狀態(tài)如圖2(c)所示。隨著柱塞繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在θ=90°～180°范圍內(nèi)，柱塞右腔開(kāi)始與排油窗口溝通，右腔容積開(kāi)始減小，從吸油功能切換為排油功能，如圖2(c)向圖2(d)變化所示。柱塞速度和溝通面積都遵循先線性增大后線性減小的規(guī)律，當(dāng)θ=135°時(shí)達(dá)到最大，在θ=180°時(shí)變?yōu)?。當(dāng)柱塞轉(zhuǎn)過(guò)180°后繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，柱塞右腔又切換成吸油功能，狀態(tài)循環(huán)至圖2(a)，如此以180°為周期往復(fù)交替進(jìn)行。當(dāng)右腔在實(shí)現(xiàn)上述功能時(shí)，左腔的容積變化與吸排油功能正好與右腔相反，而溝通面積變化狀況相同。故左右腔與吸排油口的溝通面積可以用式(6)與式(7)表示。

(6)

(7)

式中：Sx為吸油口在柱塞運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的實(shí)時(shí)面積；Sp為排油口在柱塞運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的實(shí)時(shí)面積；A為配流窗口開(kāi)度最大時(shí)的面積。

如圖7所示，二維燃油泵在不同轉(zhuǎn)速下基本無(wú)流量脈動(dòng)，唯一的流量波動(dòng)來(lái)自于配流口切換時(shí)產(chǎn)生的流量倒灌，這是容積式泵所無(wú)法避免的。當(dāng)轉(zhuǎn)速分別為1 000 r/min、2 000 r/min、3 500 r/min時(shí)，對(duì)應(yīng)的流量倒灌產(chǎn)生的流量脈動(dòng)分別為0.9%、1.2%、1.66%。

如圖8所示，對(duì)電機(jī)轉(zhuǎn)速加載一個(gè)波動(dòng)后，除了流量倒灌產(chǎn)生的波動(dòng)，不同轉(zhuǎn)速下對(duì)應(yīng)的流量曲線完全跟隨轉(zhuǎn)速的波動(dòng)趨勢(shì)。即可說(shuō)明二維燃油泵不存在結(jié)構(gòu)性的流量脈動(dòng)。目前柱塞泵中主要以研究配流口切換時(shí)采用的過(guò)渡節(jié)流槽來(lái)減小流量倒灌產(chǎn)生的流量脈動(dòng)。二維燃油泵在進(jìn)一步的研究中亦可采用同樣的方法來(lái)減少流量倒灌。

圖7 二維燃油泵空載流量曲線Fig.7 Flow curves of two-dimensional fuel pump at low pressure

圖8 波動(dòng)轉(zhuǎn)速下的流量曲線Fig.8 Flow curves of wave speed

3 二維燃油泵的實(shí)驗(yàn)研究

圖9 實(shí)驗(yàn)裝置Fig.9 Experimental setup

本文采用了輔助泵來(lái)為二維燃油泵提供油液，用溢流閥來(lái)模擬系統(tǒng)壓力。在實(shí)現(xiàn)過(guò)程中，選擇了速度傳感器和流量計(jì)來(lái)測(cè)試泵的動(dòng)態(tài)特性，并驗(yàn)證泵的零結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)。出于速度可測(cè)范圍和系統(tǒng)安全性的考慮，采用了加速器和扭矩限制器。然后在實(shí)驗(yàn)平臺(tái)上安裝了相關(guān)的組件并通過(guò)該實(shí)驗(yàn)裝置驗(yàn)證了泵的性能。實(shí)驗(yàn)測(cè)試裝置如圖9所示。

實(shí)驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)如圖10所示，主要測(cè)試對(duì)比了二維燃油泵的流量和轉(zhuǎn)速曲線，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與理論分析值并不一致。通過(guò)對(duì)比，試著分析在二維燃油泵中產(chǎn)生流量脈動(dòng)的原因。

本文對(duì)二維燃油泵在500 r/min、1 000 r/min、2 000 r/min、2 500 r/min、3 500 r/min轉(zhuǎn)速下的流量特性進(jìn)行了測(cè)量，測(cè)試結(jié)果如圖11所示。顯然，流量脈動(dòng)仍然存在且波動(dòng)量為10%左右，這與理論仿真的二維燃油泵能消除結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)的分析結(jié)果不符。

為了分析仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的差異原因，對(duì)圖11中轉(zhuǎn)速為1 000 r/min與3 500 r/min的轉(zhuǎn)速與流量曲線進(jìn)行了局部展開(kāi)，如圖12所示。

圖10 實(shí)驗(yàn)臺(tái)Fig.10 Experiment bench

可以明顯看出，流量曲線與速度曲線的吻合度非常高，由此可以確定此次實(shí)驗(yàn)中的流量脈動(dòng)主要由電機(jī)的速度波動(dòng)引起。結(jié)合仿真結(jié)果，可以認(rèn)為流量脈動(dòng)主要由電機(jī)的轉(zhuǎn)速脈動(dòng)引起。

如圖13所示，為了進(jìn)一步分析流量波動(dòng)與轉(zhuǎn)速波動(dòng)的相關(guān)性，對(duì)兩者的實(shí)驗(yàn)采集數(shù)據(jù)進(jìn)行了頻率分布分析。從頻譜圖中可以看出，流量曲線與轉(zhuǎn)速曲線在低頻與高頻段完全符合。低頻段的高符合度說(shuō)明了流量對(duì)于轉(zhuǎn)速的跟隨性，而高頻段的的符合情況說(shuō)明了實(shí)驗(yàn)結(jié)果中雜波的來(lái)源較為一致。由此，可以確定實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真不符主要原因來(lái)源于電機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(dòng)和來(lái)自系統(tǒng)的各種干擾。結(jié)合頻譜圖，可以得出二維燃油泵具有消除結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)潛質(zhì)的結(jié)論。

圖11 流量與轉(zhuǎn)速測(cè)試曲線Fig.11 Test curves of flow and revolving speed

圖12 流量與轉(zhuǎn)速測(cè)試曲線的局部放大圖Fig.12 Local expansion diagram of test curves flow and revloing speed

圖13 流量與轉(zhuǎn)速曲線的頻譜圖Fig.13 Frequency spectrogram of curves of flow and revolving speed

4 結(jié) 論

本文介紹了一種以柱塞的二維復(fù)合運(yùn)動(dòng)原理來(lái)實(shí)現(xiàn)泵吸油與配流的二維燃油泵，并將其與傳統(tǒng)軸向柱塞泵進(jìn)行了對(duì)比并簡(jiǎn)述其工作原理。通過(guò)理論分析、仿真模型驗(yàn)證、實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證得到如下結(jié)論:

1) 相對(duì)于傳統(tǒng)軸向柱塞泵，二維燃油泵用凸輪滾子轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)替換了斜盤(pán)滑靴機(jī)構(gòu)，將滑動(dòng)摩擦副轉(zhuǎn)換為了滾動(dòng)摩擦副；通過(guò)在柱塞上對(duì)配流功能的集成，消除了配流盤(pán)，將原軸向柱塞泵中2個(gè)摩擦副即柱塞副和配流副，減少到1個(gè)柱塞配流副；且由于柱塞運(yùn)動(dòng)為旋轉(zhuǎn)直動(dòng)相結(jié)合的復(fù)合運(yùn)動(dòng)，使柱塞與缸體直接易形成油膜潤(rùn)滑，防止了直接的滑動(dòng)摩擦。這3點(diǎn)變化解決了傳統(tǒng)柱塞泵在摩擦副之間的潤(rùn)滑與泄漏的矛盾，創(chuàng)造了進(jìn)一步提高功率密度的可能性。

2) 相對(duì)于傳統(tǒng)軸向柱塞泵，二維燃油泵的結(jié)構(gòu)為完全對(duì)稱型布局，不存在結(jié)構(gòu)上的偏轉(zhuǎn)力。且由于配流結(jié)構(gòu)的周向?qū)ΨQ布局，也不存在傳統(tǒng)軸向柱塞泵中因吸排油口中高低壓油產(chǎn)生的不平衡力。使二維燃油泵能在結(jié)構(gòu)上減少因煤油的低潤(rùn)滑特性所帶來(lái)的磨損。

3)二維燃油泵消除了傳統(tǒng)軸向柱塞泵中因多柱塞結(jié)構(gòu)布局引起的結(jié)構(gòu)性流量脈動(dòng)。一方面減少了泵的噪聲，另一方面也減少了因流量脈動(dòng)沖擊帶來(lái)的磨損影響。