柱塞數對軸向柱塞泵攪拌損耗的影響gydF4y2Ba

提高軸向柱塞泵的轉速有利於提高其功率密度;但隨著軸向柱塞泵轉速的增加，柱塞泵的攪拌損耗顯著增加，降低了軸向柱塞泵的性能和效率。目前，對活塞的攪動損失已經有了一些研究;但從活塞數的角度進行分析的較少。為提高軸向柱塞泵的性能和效率，建立了軸向柱塞泵攪拌損失的計算流體動力學(CFD)仿真模型，詳細研究了柱塞數對軸向柱塞泵攪拌損失的影響。模擬分析結果表明，攪拌損失隨活塞數量的增加而初始增大;然而，當活塞數從6個增加到9個時，由於流體動力學陰影效應，攪動損失的扭矩減小。此外，在對空化結果的分析中，確定了軸向柱塞泵的空化區域主要集中在柱塞周圍，並且隨著轉速的增加，空化現象越來越嚴重。通過比較有無空化模型的模擬結果，發現空化現象有利於降低攪動損失。為了驗證仿真結果的準確性，本研究建立了可以消除其他摩擦損失的活塞攪拌損失試驗台。 A comparative analysis indicated that the simulation results were consistent with the actual situation. In addition, this study also conducted a simulation study on seven and nine piston pumps with the same displacement. The simulation results revealed that churning losses of the seven pistons were generally greater than those of the nine pistons under the same displacement. In addition, regarding the same piston number and displacement, reducing the pitch circle radius of piston bores is effective in reducing the churning loss. This research analyzes the effect of piston number on the churning loss, which has certain guiding significance for the structural design and model selection of axial piston pumps.

液壓泵是液壓係統最重要的動力源，相當於液壓係統的“心髒”。液壓係統的性能在很大程度上取決於它的液壓泵。在各類液壓泵中，軸向柱塞泵具有體積可忽略、效率高、運行平穩、排量控製方便、工作參數極限高等固有優勢。因此，軸向柱塞泵在現代工程機械和航空航天等重要領域中幾乎總是被用作一種油源[gydF4y2Ba1gydF4y2Ba，gydF4y2Ba2gydF4y2Ba，gydF4y2Ba3.gydF4y2Ba，gydF4y2Ba4gydF4y2Ba］．隨著世界範圍內對節能的需求日益增加，有必要進一步提高液壓係統的效率，而這可以通過提高液壓泵的效率來實現。gydF4y2Ba

一般來說，軸向柱塞泵在運行過程中所造成的能量損失可分為三部分。第一部分、第二部分和第三部分分別是體積損失、機械損失和攪動損失[gydF4y2Ba5gydF4y2Ba，gydF4y2Ba6gydF4y2Ba，gydF4y2Ba7gydF4y2Ba，gydF4y2Ba8gydF4y2Ba，gydF4y2Ba9gydF4y2Ba］．與機械損失和體積損失的研究相比，對攪拌損失的研究較少。軸向柱塞泵的攪動損失通常不被確定。這是因為泵的轉速一般小於3000r /min，攪動損耗對泵的影響可以忽略不計。但是，在航空航天等領域，需要增加轉速來提高泵的功率密度。但液壓油也會隨著轉速的增加而被活塞和缸體高速攪拌。在這種情況下，油在軸向柱塞泵的機匣內的流動速度會迅速增加。此時，攪動損失明顯增加，直接影響軸向柱塞泵的性能和壽命[gydF4y2Ba10gydF4y2Ba，gydF4y2Ba11gydF4y2Ba］．在過去的幾十年裏，人們對軸向柱塞泵中旋轉活塞和缸體引起的攪動損失進行了研究。張成澤(gydF4y2Ba12gydF4y2Ba]首先研究了軸向柱塞泵的攪拌損耗理論，建立了簡化的攪拌損耗模型。他說，活塞的旋轉運動對攪動損失有顯著影響。帕克(gydF4y2Ba13gydF4y2Ba在活塞馬達上增加了一個動力助推器，它可以改變油的流動，以減少攪動的損失。實驗結果表明，當轉速達到9000 r/min時，功率助推器可使電機功率提高10%。Enekes [gydF4y2Ba14gydF4y2Ba]對高速軸向柱塞泵的攪動損失進行了詳細的計算流體動力學(CFD)模擬研究。建立了不同粘度液壓油下攪拌損耗的CFD仿真模型，並通過實驗驗證了不同粘度液壓油對攪拌損耗的影響。Zecchi等人[gydF4y2Ba15gydF4y2Ba]考慮了雷諾數對攪拌損失的影響，進一步完善了活塞攪拌損失的集中參數模型。對軸向柱塞泵的攪動損失進行了實驗研究，發現流體在柱塞外流動時產生了空化現象。此外，由於空化作用，活塞之間的流動阻力減小[gydF4y2Ba16gydF4y2Ba］．Hasko等人[gydF4y2Ba17gydF4y2Ba]測量了一台尺寸為52厘米的軸向柱塞泵的功率損耗值gydF4y2Ba^3.gydF4y2Ba通過實驗/ r。在本研究中，將軸向柱塞泵的排量調整到零，以測量在不同轉速下的扭矩。然後在幹燥條件下重複這一過程。通過計算幹、濕泵的差值，得到了攪拌損失與轉速的函數關係。gydF4y2Ba

柱塞是影響軸向柱塞泵攪拌損耗的主要因素之一。張成澤(gydF4y2Ba12gydF4y2Ba和Zecchi等人。[gydF4y2Ba15gydF4y2Ba對活塞的攪動損失進行了研究。此外，大多數關於活塞數量的研究都集中在流量脈動上。鄭和金[gydF4y2Ba18gydF4y2Ba]推導了一個估算活塞平均摩擦力矩損失的方程。在相同條件下，方程假設活塞平均摩擦力矩隨活塞數量增加而增加:不斷改變斜盤角度以抵抗扭矩波動，可有效降低泵噪聲水平[gydF4y2Ba19gydF4y2Ba］．他們建立了一個數學模型來推導作用在輸入軸上的扭矩方程，它是扭矩和活塞數量的函數。此外，對奇數活塞和偶數活塞進行了廣泛的研究，分別得到了它們在高壓側和低壓側的扭矩分量公式。在航空泵的仿真研究中，通過研究旋轉壓力來觀察壓降性能，並分析了活塞數量對壓降的影響[gydF4y2Ba20.gydF4y2Ba］．他們用兩個泵模型模擬了相同排量的9和11個活塞的泵出口壓力。結果表明，如果活塞數量發生變化，控製閥必須重新設計。淩等人。[gydF4y2Ba21gydF4y2Ba]提出了一種新的雙作用柱塞泵，以改善斜盤式柱塞泵的脈動性能，並分析了活塞數量對流量脈動率的影響。gydF4y2Ba

上述分析研究了軸向柱塞泵中多活塞旋轉引起的攪動損失以及活塞數量對流量脈動的影響。然而，從活塞數的角度分析攪動損失的影響的研究很少。眾所周知，隨著泵速的增加，活塞的攪動損失顯著增加。因此，研製高性能的航空柱塞泵是需要解決的挑戰之一。然而，由於軸向柱塞泵動態特性複雜，能量消耗形式多樣，其攪動損耗的機理和降低措施尚未得到充分的研究。本研究從活塞數量的角度分析了攪動損失。首先，對不同數量的軸向柱塞泵進行了CFD仿真，並利用可分離其他能耗影響的專用試驗台對仿真結果進行了驗證。此外，我們還對相同排量的七活塞泵和九活塞泵進行了仿真研究。gydF4y2Ba

隨著計算機的飛速發展，計算流體動力學(CFD)仿真技術在各個領域都顯示出獨特的優勢。特別是在研究複雜流場的流動挑戰時，利用CFD模擬技術比物理原型試驗成本更低，周期時間更短，計算精度滿足工程要求，已成為流場分析的重要方法[gydF4y2Ba22gydF4y2Ba，gydF4y2Ba23gydF4y2Ba］．CFD模擬技術已廣泛應用於工程[gydF4y2Ba24gydF4y2Ba，gydF4y2Ba25gydF4y2Ba，gydF4y2Ba26gydF4y2Ba］．基於Navier-Stokes方程的計算流體動力學模型被廣泛應用於求解液壓泵內流體的運動特性。Navier-Stokes方程的向量表達式如下:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BaVgydF4y2Ba是流體的速度矢量，gydF4y2BatgydF4y2Ba是時間,gydF4y2BaρgydF4y2Ba流體密度,gydF4y2BaggydF4y2Ba重力加速度,gydF4y2BapgydF4y2Ba壓強是常數嗎gydF4y2BaμgydF4y2Ba為動態粘度係數。gydF4y2Ba

目前，研究人員利用一些商業軟件包來建立柱塞泵的CFD模型。由於本研究針對的是軸向柱塞泵運行過程中柱塞區空化和攪動損失，與其他常用的CFD軟件相比，Pumplinx在動網格生成和空化預測方麵具有很大的優勢。此外，Pumplinx采用了精確和直觀的動態網格方法來處理泵的運動。因此，本研究采用Pumplinx作為計算工具。gydF4y2Ba

CFD建模gydF4y2Ba

在軸向柱塞泵中，機械能通過活塞的伸縮運動轉化為水力能。為了研究攪拌損失，我們首先需要建立一個軸向柱塞泵模型，該模型在活塞-滑靴組件的缸外具有均勻的缸伸。為了控製活塞數量作為唯一變量，該模型中柱塞泵缸體外的活塞-滑靴組件長度不變，此時軸向柱塞泵排量為零。這是因為一方麵，當活塞往複運動時，摩擦損失無法剝離;另一方麵，通過試驗台架也驗證了活塞延伸是固定的。同時，為避免氣缸與主軸、活塞與氣缸、活塞與滑靴中心花鍵之間的摩擦，將氣缸與主軸加工成一體結構，將滑靴與活塞設計為一體結構。此外，消除了斜盤的結構，采用專用螺絲和配套墊圈將活塞固定在缸內孔內。攪拌損耗試驗泵的物理模型包括溫度傳感器、壓力傳感器、出口孔、一對蓋板、一對蓋板、一對軸承、一對密封圈和一對密封圈。攪拌損耗試驗泵的物理模型如圖所示gydF4y2Ba1gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

由於本研究的重點是活塞數量對攪動損失的影響，因此僅將活塞周圍的流體區作為研究對象。相同速度下的活塞數量是唯一的變量。在相同的速度下，對氣缸體的影響是由活塞數量的變化引起的，而不是氣缸體影響活塞。因此，在本研究中不考慮活塞與缸內流體區之間的相互作用。試驗泵的內壁為圓形，因為沒有可變機構。流體帶如圖所示gydF4y2Ba2gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

考慮到攪拌損失試驗泵的動平衡，本研究選取3、6、9個活塞作為研究對象。如圖所示gydF4y2Ba3.gydF4y2Ba，提取了活塞周圍流體區CFD模型。數據gydF4y2Ba3.gydF4y2BaA-c分別表示3、6和9個活塞的流體區。gydF4y2Ba

液壓油的密度因空化、曝氣和壓縮性而變化;然而，要準確計算軸向柱塞泵中發生的攪動損失和其他物理現象，必須考慮這些因素。氣蝕是CFD模擬中的一個難題，這是因為氣液之間的密度差很大，氣體或蒸汽組成與平均流量之間的強耦合使其難以進行。當空化發生時，一般的求解算法可能無法處理較大的液氣密度比問題，這可能導致數值的不穩定性。然而，基於Singhal等人的研究。gydF4y2Ba27gydF4y2Ba]，空化模型可表示為:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BaVgydF4y2Ba控製體積和它的封閉麵是用表示的嗎gydF4y2Ba年代gydF4y2Ba，gydF4y2BangydF4y2Ba的法向量是多少gydF4y2Ba年代gydF4y2Ba它是向外的，gydF4y2BafgydF4y2Ba_vgydF4y2Ba是蒸氣質量分數，gydF4y2BavgydF4y2Ba而且gydF4y2BavgydF4y2Ba_{年代gydF4y2Ba}分別為流體和表麵運動的速度矢量，gydF4y2BaDgydF4y2Ba_fgydF4y2Ba是蒸氣質量分數的擴散率，gydF4y2BaμgydF4y2Ba_tgydF4y2Ba是湍流粘度，和gydF4y2BaσgydF4y2Ba_fgydF4y2Ba為湍流施密特數。gydF4y2Ba

蒸汽產生速率gydF4y2BaRgydF4y2Ba_egydF4y2Ba和蒸汽凝結速率gydF4y2BaRgydF4y2Ba_cgydF4y2Ba是由:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BaCgydF4y2Ba_egydF4y2Ba而且gydF4y2BaCgydF4y2Ba_cgydF4y2Ba分別為空化蒸發係數和冷凝係數，gydF4y2BapgydF4y2Ba_vgydF4y2Ba是液體蒸氣壓，gydF4y2BakgydF4y2Ba是湍流動能，和gydF4y2BaσgydF4y2Ba是表麵張力。gydF4y2Ba

質量分數之間的關係gydF4y2BafgydF4y2Ba_vgydF4y2Ba蒸氣和密度gydF4y2BaρgydF4y2Ba所述流體混合物的性質如下:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BafgydF4y2Ba_ggydF4y2Ba是氣體質量分數，gydF4y2BaρgydF4y2Ba_vgydF4y2Ba是蒸氣密度，gydF4y2BaρgydF4y2Ba_ggydF4y2Ba是氣體密度，和gydF4y2BaρgydF4y2Ba_lgydF4y2Ba是液體密度。gydF4y2Ba

適合本模擬的湍流模型包括標準湍流模型gydF4y2Bak -εgydF4y2Ba,提高gydF4y2Bak -εgydF4y2Ba,風場gydF4y2Bak -ωgydF4y2Ba模型。對海溫gydF4y2Bak -ωgydF4y2Ba模型計算精度高，對壁麵固體分離。然而，相比之下gydF4y2Bak -εgydF4y2Ba模型,對海溫gydF4y2Bak -ωgydF4y2Ba模型較難收斂，計算結果對初始條件非常敏感。因為RNGgydF4y2Bak -εgydF4y2Ba模型在e方程的基礎上增加了條件並考慮了湍流渦量，與標準模型相比，精度有所提高gydF4y2Bak -εgydF4y2Ba模型。RNG的計算時間gydF4y2Bak -εgydF4y2Ba模型也會增加。考慮到計算時間和精度，RNGgydF4y2Bak -εgydF4y2Ba本文選擇湍流模型進行計算。基於Launder等人的研究[gydF4y2Ba28gydF4y2Ba和Yakhot等人。[gydF4y2Ba29gydF4y2Ba， RNG的積分形式gydF4y2Bak -εgydF4y2Ba模型可以表示為gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BaηgydF4y2Ba_0gydF4y2Ba而且gydF4y2BaβgydF4y2Ba是Pumplinx中的硬編碼常量，gydF4y2BaσgydF4y2Ba_kgydF4y2Ba為湍流動能的普朗特數，gydF4y2BaσgydF4y2Ba_εgydF4y2Ba為湍流耗散率的普朗特數，和gydF4y2BacgydF4y2Ba_1gydF4y2Ba而且gydF4y2BacgydF4y2Ba_2gydF4y2Ba是經驗常數。他們的價值觀是:gydF4y2BaηgydF4y2Ba_0gydF4y2Ba= 4.38,gydF4y2BaβgydF4y2Ba= 1.92,gydF4y2BaσgydF4y2Ba_kgydF4y2Ba= 1,gydF4y2BaσgydF4y2Ba_εgydF4y2Ba= 1.3,gydF4y2BacgydF4y2Ba_1gydF4y2Ba= 1.44,gydF4y2BacgydF4y2Ba_2gydF4y2Ba= 1.92。gydF4y2Ba

湍流動能gydF4y2BakgydF4y2Ba被定義為:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BavgydF4y2Ba為湍流漲落速度和湍流動能耗散率gydF4y2BaεgydF4y2Ba被定義為gydF4y2Ba

其中應變張量gydF4y2Ba\ (S_ {ij} ^ {^ {\ '}} \)gydF4y2Ba被定義為:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BaugydF4y2Ba′gydF4y2Ba_我gydF4y2Ba（gydF4y2Ba我gydF4y2Ba= 1,2,3)是的分量gydF4y2BavgydF4y2Ba，湍流粘度的計算公式gydF4y2BaμgydF4y2Ba_tgydF4y2Ba表示為gydF4y2Ba

的價值gydF4y2BaCgydF4y2Ba_μgydF4y2Ba是0.09。gydF4y2Ba

湍流產生項gydF4y2BaGgydF4y2Ba_tgydF4y2Ba用剪應力張量和速度表示為:gydF4y2Ba

湍流雷諾應力表達式為:gydF4y2Ba

上麵的方程也可以用Boussinesq近似來建模，如下所示:gydF4y2Ba

根據流體動力學，單個活塞的壓阻表達式可寫成[gydF4y2Ba30.gydF4y2Ba］gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BaCgydF4y2Ba_dgydF4y2Ba是阻力係數，gydF4y2BadgydF4y2Ba為活塞直徑，gydF4y2BavgydF4y2Ba_pgydF4y2Ba是活塞線速度，gydF4y2BalgydF4y2Ba為活塞長度，gydF4y2BaCgydF4y2Ba_dgydF4y2Ba是由雷諾係數決定的gydF4y2Ba再保險gydF4y2Ba．雷諾係數gydF4y2Ba再保險gydF4y2Ba可表示為[gydF4y2Ba31gydF4y2Ba］gydF4y2Ba

在網格生成時，指定了CFD模型的計算條件和邊界條件。活塞和軸設置為“旋轉壁”，它們繞軸以相同的速度旋轉。其他表麵被設置為“牆”。本試驗泵為對稱結構的可逆泵;因此，順時針和逆時針旋轉對研究內容沒有影響。在本研究中，軸和活塞的轉動方向為順時針。假設流場中流體的初始狀態是靜止的，活塞攪動流體時不發生熱傳導。試驗泵殼體與大氣相通;因此，殼體壓力設置為0.1 MPa。本研究以殼體壓力為參考液壓力。 ISO VG 32 oil is utilized as the fluid medium. The geometry of the CFD model and properties of the hydraulic oil are presented in Table1gydF4y2Ba．液壓油的物理特性源自Ivantysyn [gydF4y2Ba32gydF4y2Ba］．gydF4y2Ba

網格生成gydF4y2Ba

網格質量對數值計算結果的準確性有重要影響。利用Pumplinx的自動網格發生器對流體區進行網格劃分。流體區采用適合身體的二叉樹網格劃分。雖然這種網格不是近壁處理的最佳解決方案，但我們通過加密網格來彌補這一弱點。此外，PumpLinx的求解器在傳統基礎上進行了重新優化;因此，求解精度較高，對近壁網格要求不高。因此，Pumplinx的網格方案適用於本研究。通過網格獨立性測試來平衡計算時間和誤差。本研究設計了五種網格方案。除了網格數外，五種方案的其他參數完全相同。 This grid-independent analysis is performed using an axial piston pump with nine pistons at 3000 r/min. Figure4gydF4y2Ba說明了轉矩與柵數的關係。從圖中可以看出，當網格數可以忽略時，轉矩變化明顯。當網格數量相對較大時，這種波動可以忽略不計。對於17萬格和21萬格的方案，扭矩的差異接近1%。此外，我們還觀察了不同網格數下得到的空化雲圖之間的差異。3萬格和8.6萬格方案的空化雲圖與其他網格方案明顯不同。當網格數超過十萬個時，空化雲圖幾乎沒有變化。考慮到計算精度和計算速度，選擇網格號為18萬進行CFD模擬。gydF4y2Ba

活塞周圍的流體區網格如圖所示gydF4y2Ba5gydF4y2Ba．如圖所示gydF4y2Ba5gydF4y2BaA，在體積網格中有188078個單元，576575個麵，200456個節點。如圖所示gydF4y2Ba5gydF4y2BaB，體積網格有179806個單元，552109個麵，192498個節點。如圖所示gydF4y2Ba5gydF4y2BaC，體積網格有171534個單元，527643個麵，184540個節點。gydF4y2Ba

仿真結果gydF4y2Ba

數字gydF4y2Ba6gydF4y2Ba說明了軸向柱塞泵在不同轉速下，攪拌損失扭矩隨活塞數的變化規律。模擬結果表明，隨著活塞數的增加，攪拌損失先增大後減小。當軸向柱塞泵的活塞數在6個不同轉速下由3個變為6個時，攪動損失平均增加5.33%。當軸向柱塞泵柱塞數在6個不同轉速下由6個變為9個時，攪拌損失平均減少6%。6個活塞的軸向柱塞泵攪拌損失扭矩最大。數字gydF4y2Ba7gydF4y2Ba說明了活塞周圍的流體區流線。三活塞和六活塞的主流線呈“三角形”形狀。當活塞數量增加到9個時，流線可以觀察到內外兩個相對孤立的環。這主要是因為多活塞之間的間隙與活塞直徑之比小於1。流體動力陰影效應顯著，旋轉阻力相對減小。這就是為什麼9個活塞的攪拌損失扭矩小於6個活塞的原因。gydF4y2Ba

在1500 r/min、3000 r/min、4500 r/min和6000 r/min時，三種活塞流動區最大氣體體積分數分別為1.79%、2.30%、4.4%和34.36%。在1500 r/min、3000 r/min、4500 r/min和6000 r/min條件下，6種活塞流動區最大氣體體積分數分別為1.76%、2.06%、2.85%和58.36%。在1500 r/min、3000 r/min、4500 r/min和6000 r/min時，9個活塞流動區最大氣體體積分數分別為1.74%、1.99%、2.51%和30.09%。結果表明，隨著轉速的增加，最大氣體體積分數迅速增加。根據較為明顯的活塞周圍液區空化雲圖(圖gydF4y2Ba8gydF4y2BaD)，可以觀察到空化區主要位於活塞周圍。更具體地說，對於3個和6個活塞的空化區域，形成了一個“螺旋槳”形狀。9個活塞空化區氣體體積分數呈放射狀且不均勻，圖中B區氣體總體積分數遠大於A區。這是由於水動力陰影效應，A區和B區的流量明顯減少，形成兩個相對封閉的區域。攪動損失空化的CFD模擬結果與相關實驗結果一致[gydF4y2Ba16gydF4y2Ba］．gydF4y2Ba

本研究建立了不存在空化的CFD模擬模型，研究空化對攪動損失的影響。沒有空化的CFD模擬模型的攪動損失結果如圖所示gydF4y2Ba9gydF4y2Ba．當泵柱塞數在6個不同轉速下由3個增加到6個時，攪動損失平均增加6.48%。當泵柱塞數在6個不同轉速下由6個增加到9個時，攪動損失平均增加9.95%。這與空化趨勢不同。因此，通過對比模擬結果，確定空化對攪動損失有顯著影響。gydF4y2Ba

實驗裝置gydF4y2Ba

為了驗證CFD模擬結果的準確性，建立了模擬泵攪動損失試驗台。攪拌損耗試驗台主要由油箱、試驗泵、電機、傳感器、電控箱和操作台組成。試驗台的實物如圖所示gydF4y2Ba10gydF4y2Ba．實驗工況和試驗泵的幾何形狀與CFD模擬模型一致。從9個柱塞泵中去掉3個活塞，得到6個柱塞泵。對於3個柱塞泵，它是通過從9個柱塞泵中移除6個活塞得到的。拆下活塞後，普通活塞換成了特殊活塞。這種特殊的活塞可以連接到另一端的特定螺釘上，而不會粘在汽缸孔上[gydF4y2Ba16gydF4y2Ba］．gydF4y2Ba

試驗泵由一台能夠達到高速的電機提供動力。試驗泵的扭矩和轉速采用JN338-10AG-T型扭矩/轉速傳感器進行測量。該傳感器的極限轉速為16000 r/min，極限扭矩為10 N·m，測量精度為±0.2%。使用NEXON TA3000溫度傳感器測量殼體內的油溫，溫度範圍為−50~600℃，測量精度為±0.2%。殼體內的攪油室為主室。為測試室選擇的壓力測試傳感器是Huba 520。該傳感器內置信號放大器，靈敏度高，測量精度高，使用壽命長。該壓力傳感器的最大測量壓力為2.5 MPa，測量精度為±0.3%。試驗台所用傳感器的詳細情況見表gydF4y2Ba2gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

主軸和電機由扭矩/速度傳感器和兩個聯軸器連接。主軸由密封球軸承支撐，通過實驗確定了軸承的摩擦力矩。從總扭矩測量中減去該扭矩，從而得到淨攪動扭矩損失。通過計算“濕套管”和“幹套管”的扭矩差，得到了攪動的扭矩損失。由於柱塞泵啟動階段的攪動損失難以測量，本研究中所有扭矩值均在係統穩定時進行測量。攪拌損失的實驗轉矩gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_cgydF4y2Ba可以表示為:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_wgydF4y2Ba軸的扭矩值是否在“濕套管”和gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_dgydF4y2Ba是軸在“幹機匣”中的扭矩值。gydF4y2Ba

利用該方法可以計算出不同部位的攪拌損失力矩。轉矩的攪動損耗由氣缸產生gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_ccgydF4y2Ba如下:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_“gydF4y2Ba在“濕套管”和作用在軸上的氣缸的扭矩值是多少gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_dccgydF4y2Ba是“幹機匣”中作用於軸上的氣缸的扭矩值。gydF4y2Ba

要求活塞隨缸體旋轉，活塞與缸體之間的流體相互作用明顯。然而，在這項研究中，活塞是相同速度下唯一的變量。缸內攪拌損失的變化是由活塞數量的變化引起的;因此，扭矩的攪動損失由活塞產生gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_cpgydF4y2Ba如下:gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_{中國共產黨gydF4y2Ba}是由於氣缸和活塞引起的攪拌損失的實驗力矩，gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_{wccpgydF4y2Ba}氣缸和活塞作用在主軸上的扭矩在“濕機匣”中，和gydF4y2Ba米gydF4y2Ba_{dccpgydF4y2Ba}是氣缸和活塞作用在“幹機匣”主軸上的扭矩。gydF4y2Ba

該攪拌損耗試驗台實現了對泵轉動部件攪拌損耗的實驗測量。主要結構如圖所示gydF4y2Ba11gydF4y2Ba．通過布置摩擦性能穩定的潤滑脂潤滑軸承，消除了軸承處摩擦力矩對攪拌損失測量的幹擾。此外，為避免液壓油參數發生變化，在運行過程中液壓油溫度保持在35℃，油壓保持在0.102 MPa。試驗泵考慮了影響攪拌損耗的所有因素，並在攪拌損耗試驗中消除了泵內其他功率損耗的幹擾。通過該實驗裝置，可以方便地進行攪拌損失隨轉速和活塞變化的實驗研究。gydF4y2Ba

測試結果gydF4y2Ba

在本研究中，平均攪動損失是通過在試驗台上的反複試驗得到的。數字gydF4y2Ba12gydF4y2Ba給出了在不同軸向柱塞泵轉速下，隨活塞數變化的攪拌損失轉矩的實驗和仿真結果。數字gydF4y2Ba12gydF4y2BaB給出了在不同軸向柱塞泵轉速下，隨活塞數變化的攪動損失功率的實驗和仿真結果。gydF4y2Ba

從試驗曲線可以看出，隨著活塞數量的增加，除轉速為1500 r/min外，攪拌損失的扭矩先增大後減小。6個活塞的軸向柱塞泵攪拌損失扭矩最大。實驗結果與模擬結果存在一定誤差，但總體趨勢一致。通過比較三種柱塞泵在不同轉速下的攪拌損失平均轉矩，可以計算出實驗值比模擬值大15.2%。同樣，我們可以計算出6個柱塞泵的實驗值比模擬值大18.5%，9個柱塞泵的實驗值比模擬值大18.2%。在本研究中，增加了一個非空化模型的對照組，以確定空化模型對攪動損失的影響。通過對比有無空化的攪動損失模擬值，確定無空化一般大於空化。對於9個活塞，無空化時的攪動損失明顯大於有空化時的攪動損失。這也導致了非空化條件下的攪動損失隨活塞數量的變化而變化，這與實驗明顯不同。這主要是因為活塞周圍的空化產生空氣，活塞從油中的攪拌狀態變為油氣混合物中的攪拌狀態。 The cavitation caused by churning losses is illustrated in Figure13gydF4y2Ba．由於空化後仿真模型的精度提高，因此必須考慮空化的影響。如圖所示gydF4y2Ba12gydF4y2BaB，在轉速相同的情況下，攪拌損耗的功率隨活塞的變化規律與攪拌損耗的扭矩基本相同。而當活塞數相同時，攪拌損失的功率隨轉速的增加呈指數增長。這說明在高速時，必須考慮由活塞引起的攪動損失。由於此CFD模擬忽略了試驗泵內不規則殼體內部流體腔的差異，沒有分析氣缸周圍的油流狀態對活塞周圍油流狀態的影響，因此會產生一定的誤差。部分試驗過程、數據處理和分析過程會產生誤差，這可能會影響攪拌損耗的結果。但可以確定的是，隨著轉速的增加，實驗值與模擬值之間的誤差百分比逐漸減小。這是因為在高速條件下，多活塞周圍產生的空氣環使機匣和氣缸的影響可以忽略不計;因此，誤差也變得相對較小。因此，在將試驗結果與仿真結果進行比較時，可以確定試驗結果雖然存在一些誤差，但與仿真結論基本一致。gydF4y2Ba

分析結果表明，隨著活塞數量的增加，攪拌損失先增大後減小;然而，工程上常用的七種柱塞泵尚未得到研究。因此，在本研究中，我們比較了排量相同的7和9個柱塞泵。給出了軸向柱塞泵的排量計算公式gydF4y2Ba

在哪裏gydF4y2BaVgydF4y2Ba_pgydF4y2Ba表示位移,gydF4y2BaγgydF4y2Ba表示斜板角度，和gydF4y2BazgydF4y2Ba表示活塞編號。要保證七柱塞泵和九柱塞泵的排量相同，活塞直徑相同gydF4y2BadgydF4y2Ba，活塞孔節圓半徑gydF4y2BaRgydF4y2Ba，和斜板角度gydF4y2BaγgydF4y2Ba是可以改變的。相同排量泵的幾何參數見表gydF4y2Ba3.gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

根據表中幾何參數繪製流體帶三維模型gydF4y2Ba3.gydF4y2Ba如圖所示gydF4y2Ba14gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

根據之前的方法，我們對7個不同參數活塞的泵進行了CFD模擬研究。數字gydF4y2Ba15gydF4y2Ba說明了在相同排量下不同泵的攪動損失的轉矩結果。在排量相同的情況下，7個活塞的泵比9個活塞的泵有更大的攪動損失。在進一步研究了七個柱塞泵的三個參數後，可以確定其節圓半徑gydF4y2BaRgydF4y2Ba對攪動損失的影響比其他兩個參數大得多。雖然角速度gydF4y2BaωgydF4y2Ba活塞的線速度是一樣的gydF4y2BavgydF4y2Ba_pgydF4y2Ba隨著節圓半徑的增加而增加gydF4y2BaRgydF4y2Ba了28.5%。根據Eq. (gydF4y2Ba17gydF4y2Ba)，可以確定單個活塞的壓阻與線速度的平方成正比gydF4y2BavgydF4y2Ba_pgydF4y2Ba．這就是為什麼會有俯仰半徑gydF4y2BaRgydF4y2Ba對攪動損失有重大影響。gydF4y2Ba

本研究主要采用CFD模擬方法研究了活塞數量與攪拌損失之間的關係。隨後，為了驗證CFD模擬的可行性，建立了攪拌損失試驗台。我們還比較了相同排量的7和9個柱塞泵的攪動損失。通過對仿真和實驗結果的分析，可以得出以下結論:gydF4y2Ba

1. (1）gydF4y2Ba

   在轉速相同的情況下，隨著活塞數量的增加，攪拌損失扭矩先增大後減小，其中6個活塞的軸向柱塞泵的攪拌損失扭矩最大。主要原因是隨著活塞數量的增加，流體動力遮蔽效應越來越明顯，這在一定程度上減少了攪動損失。gydF4y2Ba

2. （2）gydF4y2Ba

   空化現象有利於減少攪動損失，特別是在高速條件下。軸向柱塞泵的空化區主要集中在柱塞周圍，並且隨著轉速的增加，空化現象越來越嚴重。gydF4y2Ba

3. （3）gydF4y2Ba

   在相同排量下，9個活塞的攪動損失明顯小於7個活塞的攪動損失。在活塞和排量相同的條件下，活塞孔的節圓半徑對攪拌損失的影響最大。通過減小活塞孔的節圓半徑，可以顯著減少攪動損失。gydF4y2Ba

研究結果對軸向柱塞泵的結構設計和選型具有一定的指導意義。但是在建立CFD仿真模型的過程中，忽略了氣缸體對實際泵的影響，沒有考慮活塞延伸長度的差異。考慮到研究課題的連續性，在今後的研究中，我們將考慮影響因素，如氣缸體和活塞的延伸長度。gydF4y2Ba

不適用。gydF4y2Ba

作者的信息gydF4y2Ba

李穎，1992年生，現任北京大學講師gydF4y2Ba燕山大學,中國。gydF4y2Ba她獲得了博士學位gydF4y2Ba浙江大學,中國gydF4y2Ba在2019年,。她的研究興趣包括液壓泵/馬達、流體動力元件和係統的能量損失和工作效率。gydF4y2Ba

陳星(音譯)，1998年生，現為清華大學碩士研究生gydF4y2Ba燕山大學機械工程學院，中國gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

羅浩，1998年生，現就讀於清華大學碩士研究生gydF4y2Ba燕山大學機械工程學院，中國gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

張俊慧，1983年生，現任中國科學院副院長gydF4y2Ba浙江大學流體動力傳輸與控製國家重點實驗室，中國gydF4y2Ba．他的研究興趣包括流體傳動和控製，以及液壓驅動機器人。gydF4y2Ba

張晉，1984年生，現任北京大學副教授、博士生導師gydF4y2Ba燕山大學機械工程學院，中國gydF4y2Ba主要研究方向為高性能液壓元件開發和流場可視化分析。gydF4y2Ba

國家自然科學基金(批準號:52005429);流體動力與機電一體化國家重點實驗室開放基金(批準號:52005429);GZKF-201911)、國家重點研發計劃項目(批準號2018YFB2000703)。gydF4y2Ba

作者和聯係gydF4y2Ba

1. 燕山大學機械工程學院，河北秦皇島066004gydF4y2Ba

   李穎，陳星，羅浩，張金gydF4y2Ba

2. 浙江大學流體動力傳輸與控製國家重點實驗室，浙江杭州310027gydF4y2Ba

   李穎，張俊慧gydF4y2Ba

貢獻gydF4y2Ba

YL監督整個試驗過程，XC和HL撰寫手稿，JHZ和JZ協助取樣和實驗室分析。所有作者閱讀並批準了最終稿件。gydF4y2Ba

相應的作者gydF4y2Ba

對應到gydF4y2Ba金張gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

相互競爭的利益gydF4y2Ba

作者聲明沒有競爭的經濟利益。gydF4y2Ba

開放獲取gydF4y2Ba本文遵循創作共用署名4.0國際許可協議(Creative Commons Attribution 4.0 International License)，該協議允許在任何媒體或格式中使用、分享、改編、分發和複製，隻要您給予原作者和來源適當的署名，提供創作共用許可協議的鏈接，並說明是否有更改。本文中的圖像或其他第三方材料均包含在本文的知識共享許可中，除非在材料的信用額度中另有說明。如果材料不包含在文章的創作共用許可中，並且您的預期用途不被法律法規允許或超出了允許的用途，您將需要直接從版權所有者那裏獲得許可。如欲查閱本牌照副本，請瀏覽gydF4y2Bahttp://creativecommons.org/licenses/by/4.0/gydF4y2Ba．gydF4y2Ba

再版和權限gydF4y2Ba