1 引 言

柱塞式液壓泵是靠柱塞在缸體內的往復運動形成封閉容積的變化來實現(xiàn)吸油和壓油的，它加工工藝性好，配合精度高，密封性能好。與其它泵相比，效率高、工作壓力高、壽命長、流量調節(jié)方便，單位功率的重量小。在船舶和武備及工程機械等設備中得到廣泛應用。柱塞泵按柱塞排列方向不同可分為徑向柱塞泵和軸向柱塞泵。本文研究的軸向柱塞泵又分為直軸式(斜盤式)軸向柱塞泵和斜軸式軸向柱塞泵，而直軸式軸向柱塞泵又有缸體旋轉式和斜盤旋轉式之分。這里著重研究典型缸體旋轉式軸向柱塞泵。

2 柱塞式液壓泵配流機構

在軸向柱塞泵中，配流機構是泵的關鍵部件之一。它的結構型式、尺寸材料及加工精度合理與否，直接影響到泵的工作可靠性、容積效率和壽命。

柱塞泵配流機構根據(jù)使用的工況要求、結構特點以及工作壓力不同，可以采用不同型式的配流機構。

平面配流式是目前采用較多的一種結構。平面配流的配流部件是配流盤，它沿軸向安裝在缸體端面，與缸體端面緊密貼合。平面配流的吸油腔尺寸可以做得比軸配流的吸油腔尺寸大些，缸體與配流盤之間的間隙能自動補償，故可以有較高的轉速及較高的排油壓力。在同樣的壓力下，平面配流的軸向泵有較小的單位功率重量，經濟性能指標較高；球面配流式的優(yōu)點是允許缸體和球面配流塊的軸線間有一定的角偏差，即使缸體不用滾動軸承支承，在高速高壓工況下仍能保證配流面間的油膜平行，但球面配流塊的加工工藝較平面配流盤復雜。軸配流式在徑向柱塞泵(或馬達)中采用較多。閥式配流式是在使用工作壓力較高時采用吸油閥代替配流盤，使泄漏大為減少，能在40 MPa以上的排油壓力工作[1]。

3 缸體旋轉式軸向柱塞泵配流機構的壓力瞬變分析

在圖1中，缸體2旋轉式軸向柱塞泵配流機構采用的是平面配流式，其配流部件的關鍵零件是配油盤3。

圖1 缸體旋轉式軸向柱塞泵平面配流式配流機構

柱塞泵在吸、排油過程中柱塞腔1油液急劇壓縮或膨脹引起壓力瞬變、流量脈動。壓力瞬變形成的壓力沖擊而產生的激振力會引起泵內元件的結構振動，即結構噪聲，進而引起泵殼以及與之相聯(lián)的構件的機械振動，產生空氣噪聲。流量脈動主要會引起液壓泵輸入、輸出管道內液壓油的壓力脈動，該種壓力脈動再經過系統(tǒng)中油液、系統(tǒng)元件結構的傳遞，形成液壓系統(tǒng)的結構噪聲、空氣噪聲。配流過程中產生的壓力沖擊和流量脈動是液壓柱塞泵的兩個主要激振源，配油噪聲是軸向柱塞泵液壓噪聲最主要的部分。因此,關于配流噪聲產生機理和配流噪聲降低措施是液壓柱塞泵設計研究中的重要內容之一。

典型缸體旋轉式軸向柱塞泵配流結構大致有4種：1)對稱正重疊型，其配油盤高低壓配流弧形槽孔之間的間距角大于缸體端部柱塞腔進出油孔的包角；2)帶卸荷槽的非對稱重疊型；3)零重疊型，缸體端部柱塞腔進出油孔的包角恰好等于配流盤高低壓油孔之間的間距角；4)負重疊型，有時為了減少噪聲采用負重疊型的，但其值甚小，可近似認為零重疊型的[2]。

對于零重疊型的結構，缸體柱塞腔從吸油腔突然與排油腔接通時，柱塞腔內的油液壓力從吸油壓力瞬變到排油壓力，這是引起的瞬變沖擊，一般可用下述方法進行計算，如圖2所示的柱塞腔內油液運動方程式為：

(1)

假定缸體柱塞腔內液體的體積為V，液體的體積彈性模數(shù)為Ee，則有下述連續(xù)方程。

(2)

由式(1)和式(2)可得：

(3)

當t<0時，p1=0；t≥0時，p1=ps。此時上式的通解為：

(4)

該式之曲線通常如圖3a所示，其超調壓力為Δps，可由下式求得：

(5)

由此可以看出，當ζ→0時，Δps→ps，即出現(xiàn)很高的沖擊壓力。

圖3 缸體旋轉式軸向柱塞泵配流機構的壓力瞬變分析圖

壓力沖擊，對軸向柱塞泵而言，主軸旋轉一周，每個柱塞均要做一次吸油到壓油的循環(huán)。如果柱塞的吸油及壓油過程的相互轉換是突然發(fā)生的，其結果是：吸油到壓油過程的轉換時，高壓區(qū)的高壓油迅速回沖至柱塞腔內；伴隨著壓力沖擊的產生。其沖擊幅值遠高于泵的輸出壓力值。壓力沖擊噪聲在柱塞泵的噪聲中影響重大。

當缸體柱塞腔從排油腔突然與吸油腔接通時，柱塞腔內的殘余容積迅速回流至吸油區(qū)，也會引起負的沖擊壓力(圖3a)中的Δpo部分。壓力瞬變而形成的壓力沖擊惡化了配油盤的工作，由于高壓力能量釋放，發(fā)出噪聲并產生能量損失。

為了防止這種沖擊壓力，缸體柱塞腔內的壓力不應從吸油壓力po階躍地升至排油壓力ps，而應從po平緩地升至ps。也不應從排油壓力ps階躍地降到吸油壓力po。為此，應設置一定的正重疊遮蓋量，將配油盤上配流腰形槽相對缸體柱塞腔上下死點沿缸體旋轉方向分別轉過Δφ1和Δφ2。從理論上講，此時該配油盤不會產生配流困油噪聲，以使當缸體柱塞腔與吸排油腔接通時其內的液體因壓縮膨脹而形成的壓力瞬變減小而不致形成沖擊壓力(圖3(b))。

4 缸體旋轉式軸向柱塞泵配油盤結構設計分析

在配油盤結構設計中缸體的平衡與配流困油瞬變沖擊是主要矛盾，是設計中的主要考慮因素。液壓柱塞泵的配流噪聲與其配流結構直接有關，對配流結構的優(yōu)化設計是降低配流噪聲的主要途徑之一，設計上使轉換過程中柱塞腔壓力變化平緩所采取的措施是：一方面把配油盤相對斜盤偏轉一個角度，即對缸體柱塞腔孔內的液壓油進行預升壓或預降壓，減小配流時柱塞腔孔與排油槽或吸油槽之間的壓差；另一方面是在預壓縮角內加阻尼槽、阻尼孔，通過阻尼槽、阻尼孔向缸孔中慢慢導入或排出高壓油，盡量延長配流所需的時間，達到減小壓力變化速度的目的[3]。

偏移了吸排油腔位置的預升壓或預釋壓結構配油盤，是一種不對稱結構，它限制了液壓泵的逆轉。除此之外，由于Δφ1和Δφ2與壓差(ps-po)和斜盤傾角β有關，因此，當壓差和傾角偏離額定工況后，吸排油腔的位置便不適合了，以致不能再保證壓力的平緩變化。針對這個問題，可將斜盤軸線偏轉一個角度加以改進，將配油盤的配流角度做成可隨工作壓力變化自動進行調整，但這種形式結構復雜，難以實現(xiàn)。此結構的關鍵是確定Δφ2和Δφ1與配流噪聲的關系，以得到Δφ2和Δφ1的最佳值。這種結構適用于工作參數(shù)固定的軸向柱塞泵。

如圖4所示，在排油腔和吸油腔的前沿開設油孔，以使排油腔或吸油腔的壓力平緩作用于缸體柱塞腔內，從而避免壓力的急劇變化，不過，通常都是采用將吸排油腔偏移并同時開設油孔的方法，如圖5所示。N—N為斜盤中心線，oy為配流盤中心線，c為阻尼孔，d2段為變節(jié)流孔，d1段為固定節(jié)流孔，該孔與壓排腔腰形槽相通。阻尼孔c中的d1段和d2段起組合作用，開始d2段起作用，隨后d1段起作用。當缸體柱塞腔吸排油口從對稱于N—N斜盤中心線的位置轉到與排油腔接通的過程中，該缸體柱塞腔中的油液一方面由于預壓縮而使其壓力升高；另一方面由于排油腔的油亦通過阻尼孔c進入其中使壓力升高，從而能減少壓力沖擊，降低噪聲。

圖4所示的配油盤還是一個負重疊型配油盤，缸體窗口的包角α′大于兩腰形槽之間的過渡區(qū)間距角。這時不存在密封區(qū)，容積效率比正重疊型配油盤低些。在機床等要求低噪聲的工況下，可采用此種結構形式。

為了能夠協(xié)調配流噪聲的各影響量，達到比較理想的配流噪聲控制效果，配油盤的阻尼結構采用在高、低壓腰形槽的始端設置三角阻尼槽的形式，槽的橫切面有逐漸變化的和固定不變的兩種。阻尼槽的形狀及尺寸都直接影響到泵的降噪效果。以柱塞腔壓瞬變過程的數(shù)學分析為理論依據(jù)，應用現(xiàn)代機械設計技術中的最優(yōu)化設計原理，對缸體旋轉式軸向柱塞泵配油盤具有兩種寬度夾角的雙級三角阻尼槽進行結構優(yōu)化設計分析(圖5)。

圖4 阻尼孔為節(jié)流孔形狀的配油盤

圖5 阻尼槽為三角形眉毛槽的配油盤

由于影響配油盤結構的主要尺寸為三角阻尼槽的負遮蓋角θ1、三角槽第一級寬度夾角β1、三角槽結束角度θ2、三角槽第一級所占分度角θ和三角槽第二級寬度夾角β2，配油盤結構優(yōu)化設計的設計變量X具有五維，即

X={θ1、β1、q2、θ、β2}T

(6)

根據(jù)配流盤各結構尺寸間的幾何關系及優(yōu)化運算的可行性要求，設計變量X還要受到若干幾何約束條件和運算可行性約束條件的限制。配流過程的特征量主要為柱塞腔壓力超調量Δp、流經配油盤阻尼槽的流量qg、壓力變換時間Δt和壓力變化梯度等，其中，Δp如果太大，會導致過大的壓力沖擊，引起較大噪聲；qg如果太大會導致過大的流量脈動，引起較大流體噪聲。用Δp和qg直接表征配流噪聲。所以優(yōu)化設計的基本原則定為：同時控制流量qg峰值和壓力超調量的大小，這時，優(yōu)化設計的目標函數(shù)為:

(7)

配油盤結構優(yōu)化設計問題是一個五維非線性約束優(yōu)化設計問題，由于目標函數(shù)F(x)具有非線性程度大、求導困難及數(shù)值計算量大等特點，可采用直接優(yōu)化方法中的復合形法來求解，并編制相應的計算軟件。

圖4是采用節(jié)流孔形狀的阻尼孔，圖5是采用三角形眉毛槽作阻尼槽的。兩種阻尼形式的配油盤其泵的噪聲在輸出壓力變化時,噪聲變化趨勢基本一致，但在泵的排量變化時，兩者相差較大。采用三角形眉毛槽作阻尼槽結構形式的缺點是工藝性不夠穩(wěn)定，因而泵的噪聲水平也不夠穩(wěn)定。另外,在柱塞進入眉毛槽的前三分之一時，由于其緩沖過流面很小，泵的轉速高，這部分過渡角不但緩沖效果不明顯，而且在高壓差下的小孔節(jié)流會產生氣穴，伴隨有氣穴噪聲產生[4]。如在三角眉毛槽的尖部加了一個小圓孔。這樣柱塞腔進入小圓孔區(qū)域時，阻尼槽相當于固定阻尼孔，此時的節(jié)流面積遠比單一三角槽結構尖部的過流面積大。從而充分利用了過渡角前三分之一的緩沖作用，同時克服了小孔節(jié)流氣穴及其引起的節(jié)流氣穴噪聲。此結構適用于工作參數(shù)固定的軸向柱塞泵,除了可以將上述三種結構一起使用外，還可采用多阻尼槽復合結構。例如四阻尼槽結構(圖6)。

圖6 四阻尼槽結構壓力變化曲線

這個結構在液壓泵工作參數(shù)變化范圍較大時，也仍然有效。正確使用該結構，選擇最佳的參數(shù)，可有效消除氣蝕，避免液壓沖擊。

典型缸體旋轉式軸向柱塞泵降低配流噪聲的結構很多，但一般來說應滿足下述要求。

1) 在缸孔從吸油槽轉向排油槽的配流過程中，缸孔內的壓力應是連續(xù)升高的，沒有階躍性的突變及正的超調峰值壓力；

2) 缸孔內的壓力變化速度應盡可能??；

3) 在缸孔從排油槽轉向吸油槽的配流過程中，沒有負的超調峰值壓力；

4) 避免低壓，過低的壓力會產生氣蝕，使缸孔內油壓的升壓過程變短，增大壓力變化的速度。

[1] 楊儉,等．液壓軸向柱塞泵降噪研究進展[J]．中國機械工程，2003, 14 (7)： 623-625．

[2] 余經洪，陳兆能，王均功，陸元章．液壓柱塞泵的噪聲控制[J]．液壓與氣動，1991(4)：18-22．

[3] 那成烈，范春行，吳興利．軸向柱塞泵氣穴振動問題研究[J]．液壓與氣動，1992(4)：78-82．

[4] 冀宏，傅新，楊華勇，王慶豐．柱塞泵阻尼槽噪聲特性研究[J]．浙江大學學報，2005，39(5)：609-613．