柱塞泵螺旋沟槽式柱塞-铜套副缝隙流场流动与均压特性

童宝宏，杨 文，刘庆运，叶小华，时礼平



柱塞泵螺旋沟槽式柱塞-铜套副缝隙流场流动与均压特性

童宝宏，杨 文，刘庆运，叶小华，时礼平

（安徽工业大学机械工程学院，马鞍山 243032）

为考察螺旋沟槽结构对柱塞-铜套副缝隙流动和均压特性的影响，该文结合某型斜盘柱塞泵实际结构组成，采用计算流体力学方法，对螺旋沟槽式柱塞-铜套摩擦副在不同工况下的缝隙流场进行了数值仿真，分析比较了6种不同表面结构柱塞-铜套副的油膜压力分布、倾斜力矩大小和缝隙流动特性变化情况，并利用理论计算和试验方法对仿真结果进行了检验。结论表明，螺旋沟槽结构使缝隙油膜压力更加均匀稳定，柱塞最大倾斜力矩和倾斜力矩变化幅度减小。当柱塞泵转速为1 000 r/min，柱塞位置为90°时，与无沟槽柱塞相比，螺旋沟槽式柱塞-铜套副在轴向位置25 mm处圆周向压力变化幅度减小了24.05%～55.77%，柱塞最大倾斜力矩减小了49.01%～103.14%。各种螺旋沟槽结构中，单圈螺旋沟槽起点与柱塞端面的距离增加，沟槽均压作用增强；相对于单圈沟槽，多圈螺旋沟槽更有利于提升摩擦副压力分布的均匀性和稳定性，均压作用更加明显。螺旋沟槽结构的导流作用降低了摩擦副中油液的流动阻力，使油液分布更加均匀，改善了摩擦副的均压润滑特性。但在高压低速时，泄漏量将增加22.73%～267.53%，降低了摩擦副的密封性。此外，螺旋沟槽式柱塞-铜套副中沟槽深度与压差流大小成正比，根据需要合理地设计螺旋沟槽，有利于提升摩擦副的工作性能。该研究可为螺旋沟槽式柱塞-铜套副的密封与均压性能协同优化设计提供参考。

摩擦；计算机仿真；流体力学；螺旋沟槽；均压特性；缝隙流动

0 引 言

柱塞泵广泛应用于切割机、排灌机等各类型农业工程装备中，液压传动和控制技术的发展对柱塞泵性能提出了更高的要求[1-5]。柱塞-铜套副是影响柱塞泵性能的重要部件之一，其性能分析与改进设计研究一直是广大工程师和研究人员关注的重点。工作过程中，柱塞在斜盘部件和自身运动惯性作用下多处于倾斜状态，柱塞轴线方向缝隙大小不同。研究表明，柱塞-铜套副缝隙内油液流动润滑情况复杂多变，油膜压力分布不均，产生的倾斜力矩可能使柱塞与铜套接触而引发严重磨损或柱塞卡死现象[6-7]。因此，探明柱塞-铜套副间隙内的油液流动特性和压力分布特性，通过合理的流场结构设计以改善缝隙流动特性，对于提升柱塞泵产品的使用寿命和工作品质有着重要意义。各种流场数值仿真技术和试验研究手段也为该项研究的开展提供了可靠支持[8-11]。

近年来，越来越多新型非光滑表面结构设计方案被研究学者提出并应用于工程实践[12-16]，非光滑表面特征的基础理论研究和实践应用为新型柱塞-铜套产品设计提供了很好的基础支持。在柱塞表面开设均压槽、均压孔和凹坑等非光滑特征设计方案，利用非光滑特征的导流特性，使缝隙中的油压分布更加均匀[17]。这种均压作用使摩擦副在工作时具有自动对中和平衡的能力，可以有效防止卡死现象的发生，并改善摩擦润滑性能。Kumer等[18]基于雷诺方程，探讨了不同环形沟槽的均压设计方案对柱塞-铜套副泄漏和气穴等问题的影响。结论表明，在小直径柱塞靠近压力腔侧，开设单圈环形槽有利于提升柱塞-铜套副的工作性能。刘桓龙等[19]设计了一种在表面开设有均压孔的双阻尼效应柱塞副，试验时柱塞副抗卡紧能力增强，启动摩擦力减小。何霞等[20]通过摩擦磨损试验得出在柱塞试件表面开设合理的微凹坑特征，可以显著地提高柱塞摩擦副的润滑和减摩性能。吴波等[21]将仿生条纹结构应用于内燃机活塞，以提高活塞减磨、降阻的效用，从而延长了活塞的疲劳寿命。作者前期研究中提出了一种带螺旋式润滑油槽的柱塞泵用柱塞设计方案，并对其接触应力特性进行了数值模拟研究[22-23]。分析结果表明，螺旋沟槽结构更有利于捕获缝隙中的磨屑和杂质，且不会产生过大应力集中现象，从而实现良好的润滑和减摩效果。

为进一步考察螺旋沟槽结构设计对柱塞-铜套副缝隙流动和均压特性的影响，本文结合某型斜盘柱塞泵实际结构组成，采用计算流体力学数值模拟技术，对螺旋沟槽式柱塞-铜套副在不同工况下的缝隙流场进行数值模拟，分析比较6种柱塞表面结构设计方案下的油膜压力分布、倾斜力矩大小和缝隙流动特性变化情况，并提出动、静工况相结合的理论计算和试验检验方法，对数值模拟方法的合理性进行了检验分析。该项研究旨在为螺旋沟槽式柱塞的密封与均压性能协同优化设计提供参考。

1 螺旋沟槽式柱塞的设计与建模

1.1 螺旋沟槽式柱塞设计

根据产品加工制造环节中成本控制的实际要求，本研究选择截面形状为等腰三角形的螺旋沟槽设计方案，采用工艺成本较低的车削加工方式完成产品的制造，如图1a所示。

考虑到影响螺旋沟槽结构分布的各种因素，如分布长度，分布位置，结合某型柱塞泵产品的实际结构组成，选取4种具有代表性的螺旋沟槽柱塞与无沟槽柱塞、环形沟槽柱塞进行比较分析，其示意图如图1b所示。

注：s为螺旋沟槽螺距，mm；l1为沟槽起点与柱塞端面的距离，mm；l2为沟槽分布长度，mm；h为沟槽深度，mm；δ为沟槽顶角，(°)；P1表面无沟槽结构；P2表面加工有一圈环形沟槽，沟槽距离柱塞端面5.5 mm；P3和P4表面加工有一圈螺旋沟槽，l1分别为2和16 mm；P5表面加工有2圈间隔螺旋沟槽，l1分别为2和16 mm；P6表面加工有3圈连续螺旋沟槽，l1为2 mm。所有螺旋沟槽螺距s均为7 mm。

1.2 模型的建立

柱塞-铜套摩擦副在斜盘柱塞泵中的工作状态如图2所示[24-25]。

斜盘柱塞泵工作时，柱塞在铜套中进行周期性往复直线运动，并绕斜盘轴线旋转，其瞬时速度和留缸长度t随着柱塞相对斜盘所处的角度位置发生变化（下文简称为柱塞位置），如式（1）和式（2）所示。

注：为柱塞分布圆半径，mm；为柱塞泵转速，r·min-1；D为柱塞直径，mm；D为缸孔直径，mm；0为柱塞最小留缸长度，mm；L为时刻时的柱塞留缸长度，mm；为柱塞轴线与铜套轴线的交点，为柱塞轴线与铜套轴线的夹角，(°)；1最小缝隙高度，mm；2为留缸长度中点处缝隙高度，mm；为柱塞表面点的圆周角，(°)。

Note:is the radius of piston distribution circle, mm;is the pisron pump rotate velocity, r·min-1;D is the diameter of piston, mm;Dis the diameter of copper hole, mm;0is the minimum length of piston left in copper, mm; Lis the length of piston left in copper at time, mm;is the intersection of the piston axis and the copper axis;is the angle of axis between the piston and the copper, (°);1is the minimum clearance height, mm;2is the clearance height at the midpoint of piston left in copper, mm;is the circumferential angle of piston surface, (°).

图2 柱塞-铜套副工作状态

Fig.2 Working state of piston-cooper pair

柱塞在缸体中大多处于倾斜状态，轴线夹角随留缸长度L变化，忽略柱塞偏心，假设柱塞和铜套轴线交点为柱塞留缸长度L中点，点处缝隙2始终是最小缝隙1的2倍，即：21；则夹角与其他参数的关系如式（3）所示。

图2中，柱塞在铜套中绕y轴倾斜角度，以轴为旋转轴的倾斜力矩对其工作性能有重要影响，其方程如式（4）所示。

式中为缝隙油膜压力，Pa。

柱塞-铜套副缝隙内油液为不可压缩黏性流体，忽略柱塞自转影响，缝隙中油液流动可采用层流模型进行描述，雷诺系数可由式（5）所示方程求得。

式中v为方向上的速度，m/s；为流体密度，kg/m3；为流体动力黏度，N·s/m2。

油液流动的主要控制方程为连续性方程，如式（6）所示。

式中表示坐标位置，m；v、v分别为方向上的速度。

文中基于N-S方程对柱塞-铜套副缝隙流动进行数值模拟[26-27]，基本形式如式（7）－（9）所示。

式（7）、（8）和（9）为流体在方向的不可压缩N-S方程。其中，为时间，s;分别为方向上的体积力，N。

根据柱塞-铜套副实际工作状态，柱塞设置为运动壁面，其运动速度由式（1）确定，铜套设置为静止壁面。中心间隙2设为10m，压力腔侧缝隙端面设为压力入口，柱塞位置=0°～180°时，柱塞处于高压压油区域，压力为30 MPa；柱塞位置=180°～360°时，处于低压吸油区域，压力为0.5 MPa。缝隙出口侧与大气连通，设为常压。

利用Gambit软件对流场模型进行分块处理，分成缝隙区域和沟槽区域，并采用cooper方式进行网格划分。柱塞-铜套副缝隙尺寸相对于沟槽尺寸跨度较大，为确保计算精度，对缝隙网格进行加密。数值模拟采用有限体积法的离散控制方程，基于SIMPLE算法进行求解。设定并监测进出口质量流量，当迭代残差小于1×10−6时，进出口净通量低于入口流量的0.1%，可视为收敛。

2 结果和分析

2.1 螺旋沟槽式柱塞均压特性

2.1.1 油膜压力分布

图3是6种柱塞-铜套副在=1 000 r/min，=90°时的油膜压力分布图，此时柱塞运动速度和缝隙油膜压力最大，螺旋沟槽式柱塞的均压作用最为明显。分别截取轴向距离=25 mm处的圆周向压力分布和圆周角=180°处的轴向压力分布，观察油膜压力在圆周和轴向上的变化情况，如图4所示。

注：θ为柱塞相对斜盘所处的角度位置。

由图3a和图4a可知，P1柱塞-铜套摩擦副的油膜压力关于圆周角=180°处的轴线对称，=25 mm处压力最大值为18.1 MPa，最小值7.04 MPa，变化幅度为11.1 MPa，变化幅度大于其他沟槽结构摩擦副。

图3b～图3d和图4中，柱塞P2和P3表面沟槽结构改善了沟槽起点与柱塞端面距离1和沟槽分布长度2区域内油膜压力分布的均匀性。2种柱塞在=25 mm处压力变化幅度分别为8.43和8.27 MPa，相对柱塞P1分别减小了24.05%和25.49%。与柱塞P2相比，柱塞P3表面的螺旋沟槽的轴向分布距离更长，均压作用在轴向上的影响区域更大，使油膜压力在圆周向上更加稳定。柱塞P4中单圈螺旋起点距离1相对柱塞P3增加了14 mm，=25 mm处压力变化幅度下降到5.44 MPa，减小了30.49%，油膜压力分布更加均匀。图4b中，柱塞P2～P4在1和2区间内油膜压力大于柱塞P1，轴向上的压力递减速度减小，趋势更加平稳。

由图4可知，多圈螺旋沟槽式柱塞P5和P6摩擦副在=25 mm处圆周向压力变化幅度分别为5.02和4.91 MPa，相对柱塞P1减小了54.77%和55.77%，相对单圈螺旋沟槽式柱塞P4减小了7.77%和9.74%，同时1和2区间内的油膜压力更加稳定。其中柱塞P6中2区间内的油膜压力在圆周向分布均匀，在轴向上分布稳定，递减速度接近为0。

图4 油膜压力分布曲线

柱塞泵工作时，柱塞在铜套中大多处于倾斜状态，缝隙大小随位置改变，缝隙较小处的油膜压力大于缝隙较大处，造成油膜压力分布不均。而螺旋沟槽的导流作用使油液流动阻力减小，降低了油膜压力递减速度，改善了油膜分布的均匀性，使柱塞在缸体中的运动更加稳定可靠。在各种螺旋沟槽设计方案中，相对于柱塞P3，柱塞P4中沟槽起点1增加，均压作用增强；相对单圈螺旋沟槽柱塞P4，多圈螺旋沟槽柱塞P5和P6摩擦副缝隙中的油膜压力分布更加均匀稳定，螺旋沟槽的均压效果进一步提升。

2.1.2 倾斜力矩

根据式（4）可知，柱塞-铜套副工作时，当力矩为负向时，促使柱塞自动对中和平衡，有利于稳定工作；当力矩为正向时，则会加剧柱塞倾斜，恶化工作状况。

图5中，柱塞在工作时，大部分情况所受力矩为负向，但随着柱塞泵工作转速增加逐渐出现正向力矩，不利于柱塞工作。其中，柱塞P1在800 r/min以下均为负向力矩，在=1 000 r/min，=50°～130°时，力矩变为正向。而沟槽结构柱塞，除柱塞P4外，其他柱塞出现正向力矩的时间均有所减少。

力矩随柱塞位置变化越小，柱塞的运动越稳定，在1 000 r/min时，力矩工作时的波动最大。此时，柱塞P2～P6相比于无沟槽柱塞P1，力矩变化幅值分别减小了27.91%、29.24%、51.39%、55.23%、67.92%；其中=90°时，力矩值分别减少了49.01%、68.58%、30.82%、81.50%、103.14%。可见，螺旋沟槽柱塞P3的稳定性优于环形沟槽柱塞P2；相对于柱塞P3，柱塞P4中沟槽起点1增加，力矩波动幅度减小，但最大力矩有所增加；柱塞P6力矩变化幅度和最大力矩都明显小于其他柱塞，稳定性最好。

结合油膜压力和倾斜力矩分析结果可知，6种柱塞-铜套摩擦副中，螺旋沟槽的均压作用越强，倾斜力矩越稳定。在摩擦副工作时，螺旋沟槽的均压作用使摩擦副油膜压力分布不均减弱，运动过程中所受合力减小，从而降低了柱塞最大力矩和力矩变化幅度，提升了柱塞泵工作的稳定性。

图5 倾斜力矩随柱塞位置变化

2.2 螺旋沟槽式柱塞-铜套副流动特性

2.2.1 缝隙流动特性

柱塞-铜套环形缝隙中液体流动可分为压差流和剪切流，2种油液流动共同影响柱塞-铜套摩擦副的泄漏量[28-30]。柱塞静止时，油液流向出口方向，均为压差流，缝隙流量为正向流量；当柱塞处于高压压油区域时，柱塞运动引起剪切流，方向与压差流方向相反，将减小缝隙中的正向流量，甚至使缝隙流量变为负向流量；当柱塞处于低压吸油区域时，剪切流与压差流方向相同，将增加正向流量。

根据数值模拟结果，柱塞P2和P3，柱塞P4和P5缝隙流量数值接近，代表性地选取P1、P3、P4、P6共4种柱塞，分析它们在柱塞泵工作转速=1 000和200 r/min时的流量变化情况，如图6所示。在柱塞泵工作时，缝隙流量随柱塞位置发生周期性变化，当=1 000 r/min，=0°～180°时，柱塞处于高速高压状态，缝隙流量从正向流量变为负向流量，再变为正向流量，=90°时负向流量最大，柱塞P3、P4和P6摩擦副缝隙流量比柱塞P1分别减小了0.9%、1.83%和23.7%；当=200 r/min，=0°～180°时，柱塞处于低速高压状态，缝隙流量均为正向流量，=90°时正向向流量最小，柱塞P3、P4和P6缝隙流量比柱塞P1分别增加了22.73%、33.12%和267.53%。=180°～360°时，柱塞处于低压状态，流量均为正向。高速和低速情况下，4种柱塞的缝隙流量相差在1.5%以内，变化规律一致。

图6 流量在不同转速时随柱塞位置变化

图7所示为P6柱塞在=1 000 r/min，=90°时摩擦副缝隙局部流场流线图，图中非沟槽部分油液整体流向入口方向；而沟槽内部油液沿沟槽流向出口方向，将油液输送到摩擦副工作区域。此时，摩擦副整体流量为负向流量，大小为−0.005 6 L/min，剪切流起主要作用，而沟槽中的油液流量为正向流量，大小为0.004 6 L/min。

图7 局部流场的流线

螺旋沟槽结构可以使柱塞-铜套副缝隙内储存更多的油液，减小流体流动阻力，增强柱塞-铜套副缝隙中的压差流，有利于提升柱塞-铜套副的均压润滑特性。在高速高压时，环形缝隙中剪切流起主导作用，沟槽对柱塞-铜套副泄漏量影响较小；但在低速高压时，压差流起主导作用，沟槽结构将明显增加泄漏量，尤其是P6柱塞-铜套副在=200 r/min，=90°时，流量将增加285.8%，严重降低了摩擦副的密封性。在低压工况时，压差流较小，螺旋沟槽结构对泄漏量的影响则不明显。

2.2.2 沟槽内部流动特性

在=1 000 r/min，=90°时，不同沟槽深度时，P6柱塞-铜套副缝隙流量的变化情况如图8所示。此时，缝隙流量为负向，沟槽的导流作用越大，负向流量越小，更多的油液沿螺旋沟槽结构流向工作区域，从而改善摩擦副的均压润滑特性。槽深=0.1 mm时，柱塞P6缝隙流量为−0.001 08 L/min，随后缝隙流量迅速变小，=0.5 mm时缝隙流量为−0.009 3 L/min，随后流量变化速度减小；=0.9 mm后槽深每增加0.1 mm，缝隙流量减小5×10-5L/min，近似呈线性规律下降。

图8 柱塞P6缝隙流量随槽深变化

图9所示为柱塞P6在=1 000 r/min，=90°时，沟槽分布段2中点处沟槽截面流线随沟槽深度变化情况，此时缝隙流动以剪切流为主，整体流量为负向流量。=0.1 mm时，沟槽中只有一个涡流，沟槽中的流体运动干扰了缝隙中的油液层流流动，使压差流流速减小，造成整体负向流量加大。随着深度增加，涡流尺寸保持稳定，沟槽中压差流的流动空间越来越大，整体负向流量开始下降，直到=0.5 mm，沟槽中出现第二个涡流，并随着槽深增加而变大，压差流流动空间变化趋于稳定。当槽深增加到0.9 mm时，2个涡流合并成一个大涡流，此时沟槽底边宽度成为主要影响因素，宽度越大压差流流动空间越大。

图9 不同槽深时的沟槽流线

柱塞-铜套副中压差流大小随着沟槽深度增加而增加，0.9 mm后呈线性规律变化。同时，螺旋沟槽内部的油液流动特性也随沟槽深度变化，影响柱塞-铜套副缝隙流量。因此，应根据需要综合考虑泄漏量大小和润滑效果，开展螺旋沟槽尺寸设计。

2.3 CFD仿真检验分析

均压特性的影响和缝隙流动特性的变化最终体现为摩擦副泄漏流量的改变, 由于难以对斜盘柱塞泵单个柱塞运动过程中的流量大小进行实时监控测量，本研究提出了一种动、静工况相结合的理论计算和试验检验方法，对文中的数值模拟方法进行对比分析：利用理论公式计算同心环形缝隙在不同柱塞速度下的流量大小，对比分析动态数值模拟方法的合理性；利用试验方法测量静态螺旋沟槽式柱塞-铜套副的缝隙流量大小，对比分析螺旋沟槽式柱塞-铜套副数值模拟方法的合理性。

2.3.1 理论公式计算检测分析

假设同心环形缝隙供油压力为30 MPa，柱塞留缸长度为40 mm，柱塞直径为24 mm，利用数值模拟和式（10）[31]求解无沟槽柱塞-铜套副流量随柱塞运动速度的变化，式（10）如下所示。

在柱塞速度为0～10 m/s，缝隙高度分别为15、10和5 μm时，2种方法求解的流量数据基本一致，大小相差在0.78%以内，如图10所示。因此，本文使用的数值模拟方法满足柱塞-铜套副在动态流量情况时的计算需要。

2.3.2 试验测量检验分析

为检验螺旋沟槽式柱塞-铜套副数值模拟方法的合理性，本研究设计了一种环形缝隙流动测量试验平台，测量柱塞-铜套副在静态时的流量大小。试验装置中，油泵与进油接口相连，通过控制阀调节试验供油压力，柱塞试件通过固定调节板固定在缸体内并调节相应柱塞留缸长度；液压油从柱塞-铜套副的缝隙中流出，进入集油杯。通过精密分析天平（美国西特BL-410A，最小读数0.001 g，线性±0.002，重复性±0.001）测取集油杯试验前后的质量，计算得到柱塞-铜套副的缝隙流量。试验原理如图11所示。

图11 试验原理图

柱塞-铜套副之间的间隙尺寸在微米级，普通车床难以保证尺寸精度，为减小加工误差对试验数据的影响，每一种柱塞预加工6个试件，试验选择其中4个试件进行配对测试；单个供油压力下，对每个环形缝隙流场测量5次，每次试验进行20 min，取合理数据的平均值作为最终结果。

分别选取无沟槽柱塞P1、单圈螺旋沟槽柱塞P3和多圈沟槽柱塞P6，通过试验方法和数值模拟得到柱塞位置=180°，供油压力为0.25～2.00 MPa时的流量结果，如图12a所示。数值模拟结小于相对应的试验结果，减幅在21%～39%之间。与柱塞P1相比，柱塞P3的缝隙流量试验和数值模拟结果分别增加了20%～40%和15%～25%，柱塞P6缝隙流量分别增加了145%～190%和140%～160%。2种方法中，螺旋沟槽对柱塞-铜套副缝隙流量的影响规律一致。

图12b为柱塞P6流量的试验值和数值模拟结果随螺旋沟槽深度变化比较图。由图12b可知，数值模拟结果小于试验结果，减幅在25%～37%之间。但2组流量中，沟槽深度对缝隙流量的影响规律一致，缝隙流量均随着沟槽深度的增加而增加，深度=0～0.6 mm时的流量增加速度较大，0.6 mm后流量增速放缓。实际工作状态中，柱塞在重力、惯性力、斜盘摩擦力以及柱塞运动等因素的影响下处于偏心和倾斜状态。本文重点考察的是螺旋沟槽对缝隙流场均压特性与缝隙流动特性的影响，为了简化计算，数值模拟中忽略了偏心因素的影响。而静态试验中，在重力作用下，柱塞相对于铜套同时存在倾斜和偏心状况。由式（11）[31]可得，缝隙中存在偏心情况将导致流量增加。静态时=0，不存在剪切流，偏心对流量的影响将更加明显，因此导致数值模拟结果小于试验结果，且差异较大。

式中偏心率=/(D−D)，为柱塞偏心量，mm。

但是比较试验和数值模拟结果，螺旋沟槽对柱塞-铜套副缝隙流量的影响规律一致，并且根据公式推测，在动态情况下，偏心对于流量的影响将减弱。因此，本文使用的数值模拟方法不影响不影响对螺旋沟槽影响规律的考察，具有一定适用性和合理性。为了使数值模拟更接近真实情况，后期将结合油膜压力分布情况，在数值模拟时添加柱塞偏心因素，进一步研究螺旋沟槽式柱塞-铜套副缝隙流场流动和均压特性。

图12 试验和数值模拟流量数值比较

3 结 论

本文对螺旋沟槽式柱塞-铜套副缝隙流动和均压特性进行了数值模拟，分析了6种柱塞结构的油膜压力分布，以及不同工况下倾斜力矩和缝隙流动特性的变化规律，并利用理论计算和试验方法对数值模拟方法进行了检验，得到以下主要结论。

1）螺旋沟槽结构使柱塞-铜套摩擦副的油膜压力分布更加均匀稳定，柱塞泵转速为1 000 r/min，柱塞位置为90°时，摩擦副轴向位置25 mm处圆周向压力变化幅度减小了24.05%～55.77%；不同工况下，柱塞最大倾斜力矩和倾斜力矩变化幅度均有所减小，在柱塞泵转1 000 r/min时，最大倾斜力矩减少了49.01%～103.14%，倾斜力矩变化幅度减小了27.91%～67.92%。

2）不同螺旋沟槽结构中，单圈螺旋沟槽起点与柱塞端面的距离增加，均压作用增强；与单圈螺旋沟槽相比，多圈螺旋沟槽柱塞摩擦副中的油膜压力更加均匀稳定，圆周向压力变化幅度减小了7.77%～9.74%，螺旋沟槽的均压效果进一步提升。

3）螺旋沟槽结构减小了油液轴向流动的阻力，使缝隙内油液分布更加均匀。但在柱塞泵转速为200 r/min的压油阶段时，最大泄漏量将增加267.53%，摩擦副的密封性明显降低，在吸油阶段时，最大泄漏量变化幅度在1.5%以内，对密封性影响较小。

4）柱塞-铜套副中压差流大小随着沟槽深度增加而增加，0.9 mm后呈线性规律变化，同时，螺旋沟槽内部的油液流动特性也随沟槽深度变化。综合考虑缝隙流量大小和润滑效果设计螺旋沟槽尺寸，更有利于提升螺旋沟槽式柱塞的工作品质。

为推动螺旋沟槽式柱塞-铜套副设计方案在产品中的实践应用，相关动态试验测试方法和测试平台设计研究有待进一步探讨。

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Flowing and pressure-balancing characteristics of clearance field in helical grooved piston-copper sleeve pair of piston pump

Tong Baohong, Yang Wen, Liu Qingyun, Ye Xiaohua, Shi Liping

(,,243032,)

In order to investigate the effect of helical grooved structure on the clearance flow and pressure balancing characteristics of the piston - copper sleeve pair, the flow field numerical simulation of pair was carried out by using the computational fluid dynamics method. Combined with the actual structure of a specific type of swashplate pump, 6 kinds of pistons were designed with different surface structures distinguished from length and location of helical groove. At different rotate velocity, oil supply pressure, piston location, oil film pressure distribution, tilting torque size and clearance flow characteristics of 6 kinds of piston–copper sleeve pairs were analyzed and compared. The results showed that the oil film pressure distribution of helical grooved piston - copper sleeve pairs became more uniform and stable due to the effect of helical groove, and the maximum value and rangeability of tilting torque decreased observably. Specifically, when the rotating speed was 1000 r/min and the plunger position was 90°, relative to the non-grooved plunger, their change amplitude of circumferential pressure decreased by 24.05%-55.77% at axial position of 25 mm, and the maximum tilting torque reduced by 49.01%-103.14%. In all groove design proposals, compared to the single-turn circle groove, oil film pressure distribution of single-ring helical groove was more conducive to piston’s stable work. Then, pressure balancing characteristic of the single-ring helical groove would be more effective as the distance between the starting point of groove and the end face of the piston increased. Furthermore, compared to the single-ring helical groove, multi-ring helical groove possessed superior balance pressure characteristics. Especially, when multi-ring helical groove was arranged continuously, the uniformity and stability of oil film would be enhanced further. In addition, the pressure balancing effect of the helical grooved structure could reduce the flow resistance of the oil in the clearance, and was good for the oil to fill the whole clearance, so the characteristics of pressure balance and lubrication would be promoted. But the sealability of piston - copper sleeve pair would be worse and the leakage would be increased by 22.73%-267.53% in the condition of high pressure and low speed. The design scheme of the three-ring helical groove obviously improved the pressure lubrication characteristics, but it seriously affected the sealing of the piston pair, which did not satisfy the working requirement of the piston pump. The size of the pressure flow in clearance increased with the depth of the groove, and the increasing speed gradually elevated before the depth reached 0.9 mm, and then the linear change rule appeared after it. Meanwhile, the flow characteristics of the helical groove were also changed with the depth of the groove. Therefore, by selecting groove size reasonably, lubrication and leakage could be controlled, which was helpful to improve piston work quality. Moreover, a method combining dynamic and static conditions was proposed in this study for proving the rationality of the numerical simulation. On the one hand, a theoretical formula was used to calculate the flow rate of concentric annular clearance at different piston velocities, and the result was compared with the flow rate obtained by the dynamic numerical simulation. On the other hand, the measurement test of clearance flow of the helical grooved piston in the static state was carried out to verify the rationality of specific helical grooved piston’s numerical simulation. Probative results showed that simulation method accorded with the need of research rationality. Firstly, the calculation results of formula were in good agreement with the simulation. Then, the value difference of simulation and test was relatively large, but the change trends in comparison were consistent. The study was aimed at providing a reference for the helical grooved piston design that synthetically considered the tightness and pressure uniformity. And the groove type piston was expected to obtain good lubrication characteristics while the leakage dose did not affect the piston pump work efficiency. To promote the practical application of the helical groove type piston, the relevant research of dynamic test method and platform needs to be further performed.

friction; computer simulation; fluid dynamics; helical groove; balance pressure character; clearance flow

10.11975/j.issn.1002-6819.2018.02.008

TH137

A

1002-6819(2018)-02-0055-09

2017-07-27

2017-12-14

安徽省自然科学基金资助项目（1508085ME79、1708085QE113）

童宝宏，博士，教授，主要从事现代机械设计理论与方法、流体流动与摩擦界面力学等领域研究。Email：bh_tong@163.com

童宝宏，杨 文，刘庆运，叶小华，时礼平. 柱塞泵螺旋沟槽式柱塞-铜套副缝隙流场流动与均压特性[J]. 农业工程学报，2018，34(2)：55－63. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2018.02.008 http://www.tcsae.org

Tong Baohong, Yang Wen, Liu Qingyun, Ye Xiaohua, Shi Liping. Flowing and pressure-balancing characteristics of clearance field in helical grooved piston-copper sleeve pair of piston pump[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2018, 34(2): 55－63. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2018.02.008 http://www.tcsae.org