0 引　言

随着海洋装备技术的迅猛发展，水液压系统的研究成为液压技术发展的一大热点。越来越多的深海装备，如ROV、AUV、载人潜水器等逐渐采用舷外浮力调节系统^{[1 − 2]}。而舷外海水泵是浮力调节系统中关键动力设备。由于海水环境压力的影响，舷外海水泵一方面需利用压力补偿的形式保证安全运行；另一方面又需克服外界水压形成的高背压排出介质。因此，舷外海水泵的技术途径主要有轴向斜盘式柱塞泵和曲柄连杆式往复泵2种方式。目前，刘银水等^[3]已成功研制出超高压舷外轴向柱塞海水泵，并成功应用于蛟龙号载人潜水器和深海勇士号载人潜水器上。但该泵功率较小，流量通常不超过6 L/min，限制了水下装备的体型大小。相较于轴向泵所采用的弹簧或回程盘回程的方式，曲柄连杆具有强制回程的作用，柱塞的回程力较大，能有效克服外界压力作用在柱塞后端上的阻力。因此，大功率舷外海水泵更偏向于采用曲柄连杆式的设计思路。

然而，在设计一型海水泵过程中，除了对柱塞等主要参数进行计算，还需要对柱塞、曲轴、吸入排出阀等的运动情况进行一定了解，需对海水泵整体的运行做到较为全面的了解。因此，开展三柱塞海水往复泵的仿真研究具有重要的理论价值和现实意义。刘雨聪等^[4]通过建立阀配流微型高压柱塞泵数学模型，研究了球阀、锥阀、平板阀等不同阀芯结构形式的配流阀对泵的余隙容积、斜盘倾角、负载压力及单向阀的弹簧刚度、阀芯质量等方面的影响，从而提高容积效率；王伟灿等^[5]建立了海水泵水润滑轴承的承载和散热模型，考虑了轴承接触表面沟槽的不同形状，研究了沟槽数量与形状对承载力和散热的影响，设计了双向六沟槽螺旋结构，提升了散热效果；韦春辉等^[6]研究了余隙容积对配流阀开启滞后现象的影响，吸液阀阀芯质量对阀芯开启滞后及关闭滞后的影响；胡国庆等^[7]通过AMESim仿真，泵进口压力、配流阀弹簧参数和阀芯结构对泵的气蚀、流量脉动、容积效率等的影响，优化了吸入排出配流阀的设计；王刚刚等^[8]利用仿真模型研究了在额定转速下柱塞的速度和位移特性曲线，以及泵的流量脉动、容积效率与曲轴转速的关系，并建议将曲轴转速控制在一个合理范围。张占东等^[9]在忽略配流阀动力学过程及柱塞副泄漏效应前提下建立了三柱塞及五柱塞泵仿真模型，引入上流量脉动率与下流量脉动率来量化衡量流量脉动程度，并分析柱塞数量以及曲轴旋转半径与连杆长度比值这2项指标对流量脉动率的影响规律。Li等^[10]基于软弹性流动理论，考虑杆速变化，建立了格莱圈瞬态数值模型，通过有限元分析得到了格莱圈瞬态摩擦和泄漏特性，并通过试验验证。但以上研究大多数仅仅停留在仿真研究，没有从设计计算、建模仿真、陆上试验、压力筒试验等各个环节进行验证，缺少实物样机数据的对照，尤其缺少压力环境下的试验数据。

因此，本文根据技术指标，在已有理论研究的基础上，通过设计计算关键零部件的尺寸数据，同时建立三柱塞海水泵的数学模型，并将计算数据赋值于模型，用仿真数据验证计算的正确性，最后通过开展陆上性能试验和压力筒性能试验，验证所研制的三柱塞海水泵是否满足设计指标。从而验证整个设计环节的合理性，为工业产品设计提供一定依据。

1 结构原理

三柱塞往复泵结构原理如图1所示，主要通过电机带动曲轴转动，曲轴推拉柱塞在缸体中作往复运动，当拉动柱塞时，柱塞处于强制回程工况，腔体容积变大，腔内形成负压，吸液阀打开吸液；当推动柱塞时，柱塞处于压缩工况，腔体容积减小，在外界负载的作用下，腔体内液体在柱塞挤压的作用下形成高压，排出阀打开排液。当在深海工作时，水泵曲轴浸泡在油液中，通过补偿软管进行压力平衡。柱塞在拉行程工况中，需克服外界深海压力。

2 设计计算

所设计的三柱塞海水往复泵有2个额定工况，工况1是排出压力不小于20 MPa，流量不小于50 L/min；工况2是排出压力不小于10 MPa，流量不小于100 L/min。

根据设计要求，其设计排量计算公式为：

$ {V_D} = \frac{{{q_1}}}{{{\eta _1}{\eta _v}}}。$

(1)

式中：V_D为设计排量；q₁为流量；η₁为转速；η_v为容积效率，取0.82。

最大功率计算公式为：

$ P = \frac{{p{V_D}{n_1}}}{{{\eta _m}}}。$

(2)

式中：P为功率；p为最大工作压力；η_m为机械效率。

最大扭矩计算公式为：

$ T = \frac{{p{V_D}}}{{2\text{π}{\eta _m}}} 。$

(3)

式中：T为最大扭矩。

柱塞直径计算公式为：

$ d \approx (1\sim 1.09)\sqrt[3]{{\frac{{{V_D}}}{z}}}。$

(4)

式中：d为柱塞直径；Z为柱塞个数，取3。

传动轴偏心距计算公式为：

$ {{e}} = \frac{{{V_D}}}{{2{{z}}\text{π} {d^2}/4}}。$

(5)

式中：e为偏心距；z为柱塞个数，取3；d为柱塞直径。

根据流量连续性原理，配流阀的通径为：

$ {d_0} = d\sqrt {\frac{{{v_{p\max }}}}{{{v_{0\max }}}}}。$

(6)

式中：d₀为配流阀的直径；吸液配流阀流速V_0max取2 m/s；排出配流阀流速V_0max取6 m/s；$ v_{p\max}=\dfrac{2\text{π}ne}{60}10^{-3}= 2.09\; \mathrm{m/s} $。

计算结果如表1所示。

3 仿真分析

通过仿真软件，建立三柱塞海水泵仿真模型，如图2所示。该模型主要由吸液阀、排出阀、柱塞、曲柄连杆等部件模型组成，同时在柱塞模型中加入泄漏模型，根据设计计算结果，各模型参数设置如表2所示。同时设置介质为水。

图2考虑吸排液的通常性，吸液阀和排出阀均采用平头阀形式，主要由阀芯、阀体和弹簧3部分组成，其结构与单向阀类似，正向导通，反向截止，从而将有规律地进行工作。

3个柱塞在圆周上均匀分布，两两间隔120°。该结构在动力学上可简化为典型的曲柄连杆机构，滑块左右移动的距离即为柱塞的行程。

除海水泵的计算关键参数外，仿真模块其余主要参数设置如表2所示。

仿真时间设置为0.5 s，步长设置为0.001 s。当电机转速设置1000 r/min、溢流阀压力设置10 MPa时，水泵输出流量曲线如图3所示，电机扭矩曲线如图4所示；设置电机转速500 r/min、溢流阀压力20 MPa，水泵输出流量曲线如图5所示，电机扭矩曲线如图6所示。由图3和图5可知，流量曲线在第一个波峰较为尖锐，主要由于转速的阶跃信号对仿真模型的影响，随后开始呈现有规律的波形，主要表现为三柱塞规律性的转动，即循环周期的一半范围内由1个柱塞腔供液，另一半范围由2个柱塞腔供液，从而造成流量的脉动。从稳定后的仿真数据开始，将仿真的瞬时流量经过拟合后，1000 r/min、10 MPa时输出的有效流量约为122.1 L/min，此时电机有效扭矩为199 N·m，瞬时最大扭矩为221 N·m；500 r/min、20 MPa时有效流量为59.9 L/min，此时电机有效扭矩为393 N·m，瞬时最大扭矩为434 N·m。流量满足设计要求，同时需根据瞬时最大扭矩来定制合适的水下电机。

4 试验研究

海水泵实物图如图7所示。水泵陆上压力流量试验原理如图8所示，压力筒环境试验原理如图9所示。

在陆上试验系统中，当转速为1000 r/min、背压10 MPa时，水泵输出流量为114.5 L/min，电机的输入电功率为26.2 kW；当转速为500 r/min、背压20 MPa时，水泵输出流量为58.5 L/min，电机的输入电功率为24.2 kW。

在压力筒环境试验系统中，当转速为1000 r/min、压力筒压力10 MPa、水泵出口负载10 MPa时，水泵输出流量为113.3 L/min，电机的输入电功率为27.7 kW；当转速为500 r/min、压力筒压力20 MPa、水泵出口负载20 MPa时，水泵输出流量为59.8 L/min，此时电机的输入电功率为30.6 kW。

三柱塞海水泵仿真及试验的压力流量数据如表3所示。

可以看出，陆上试验和压力筒试验流量数据较为接近，与仿真数据相比，试验流量值偏低，经分析一方面由于柱塞在柱塞套中实际运动时存在一定偏心距，柱塞副间隙并不是恒定值，间隙大小的改变对泄漏有一定影响，且随着转速的增加，流量误差也越大；另一方面由于电磁流量计的精度（0.5级，最大量程为200 L/min）可能造成的测量误差，两方面原因可能导致仿真数据与试验值存在一定误差。但该流量误差在工程可接受范围内，因此设计结果与仿真模型较为准确。

此外，在压力环境下，同一工况下电机消耗的电功率明显大于陆上工况，这是由于水泵油腔补偿端在环境压力的作用下，油液粘度和弹性模量发生变化，从而增加了电机的消耗功率。

5 结　语

本文考虑了柱塞间隙泄漏，建立了舷外三柱塞海水泵的仿真模型，通过仿真，获得了2个不同工况条件下的水泵输出流量值和电机扭矩值。同时开展了陆上和压力环境中的试验，获得了该水泵的流量压力实际值。仿真和试验结果表明：

1）该海水泵的压力和流量满足设计要求，为深海舷外大功率海水泵的研制奠定基础；

2）流量的仿真值和试验值误差较小，仿真模型合理，参数设置准确，能较好地反应设计结果，为试验提供较好的数据参考；

3）压力环境下水泵电机的消耗功率会显著增大，为电机的适配提供参考。