1 引 言

柱塞式液壓泵是靠柱塞在缸體內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)形成封閉容積的變化來實(shí)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(zhǎng)、流量調(diào)節(jié)方便，單位功率的重量小。在船舶和武備及工程機(jī)械等設(shè)備中得到廣泛應(yīng)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(zhuǎn)式和斜盤旋轉(zhuǎn)式之分。這里著重研究典型缸體旋轉(zhuǎn)式軸向柱塞泵。

2 柱塞式液壓泵配流機(jī)構(gòu)

在軸向柱塞泵中，配流機(jī)構(gòu)是泵的關(guān)鍵部件之一。它的結(jié)構(gòu)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(jī)構(gòu)根據(jù)使用的工況要求、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及工作壓力不同，可以采用不同型式的配流機(jī)構(gòu)。

平面配流式是目前采用較多的一種結(jié)構(gòu)。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(dòng)補(bǔ)償，故可以有較高的轉(zhuǎn)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(jīng)濟(jì)性能指標(biāo)較高；球面配流式的優(yōu)點(diǎn)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(dòng)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(fù)雜。軸配流式在徑向柱塞泵(或馬達(dá))中采用較多。閥式配流式是在使用工作壓力較高時(shí)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(zhuǎn)式軸向柱塞泵配流機(jī)構(gòu)的壓力瞬變分析

在圖1中，缸體2旋轉(zhuǎn)式軸向柱塞泵配流機(jī)構(gòu)采用的是平面配流式，其配流部件的關(guān)鍵零件是配油盤3。

圖1 缸體旋轉(zhuǎn)式軸向柱塞泵平面配流式配流機(jī)構(gòu)

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(dòng)。壓力瞬變形成的壓力沖擊而產(chǎn)生的激振力會(huì)引起泵內(nèi)元件的結(jié)構(gòu)振動(dòng)，即結(jié)構(gòu)噪聲，進(jìn)而引起泵殼以及與之相聯(lián)的構(gòu)件的機(jī)械振動(dòng)，產(chǎn)生空氣噪聲。流量脈動(dòng)主要會(huì)引起液壓泵輸入、輸出管道內(nèi)液壓油的壓力脈動(dòng)，該種壓力脈動(dòng)再經(jīng)過系統(tǒng)中油液、系統(tǒng)元件結(jié)構(gòu)的傳遞，形成液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)噪聲、空氣噪聲。配流過程中產(chǎn)生的壓力沖擊和流量脈動(dòng)是液壓柱塞泵的兩個(gè)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(guān)于配流噪聲產(chǎn)生機(jī)理和配流噪聲降低措施是液壓柱塞泵設(shè)計(jì)研究中的重要內(nèi)容之一。

典型缸體旋轉(zhuǎn)式軸向柱塞泵配流結(jié)構(gòu)大致有4種：1)對(duì)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(jìn)出油孔的包角；2)帶卸荷槽的非對(duì)稱重疊型；3)零重疊型，缸體端部柱塞腔進(jìn)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(fù)重疊型，有時(shí)為了減少噪聲采用負(fù)重疊型的，但其值甚小，可近似認(rèn)為零重疊型的[2]。

對(duì)于零重疊型的結(jié)構(gòu)，缸體柱塞腔從吸油腔突然與排油腔接通時(shí)，柱塞腔內(nèi)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(jìn)行計(jì)算，如圖2所示的柱塞腔內(nèi)油液運(yùn)動(dòng)方程式為：

(1)

假定缸體柱塞腔內(nèi)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(dāng)t<0時(shí)，p1=0；t≥0時(shí)，p1=ps。此時(shí)上式的通解為：

(4)

該式之曲線通常如圖3a所示，其超調(diào)壓力為Δps，可由下式求得：

(5)

由此可以看出，當(dāng)ζ→0時(shí)，Δps→ps，即出現(xiàn)很高的沖擊壓力。

圖3 缸體旋轉(zhuǎn)式軸向柱塞泵配流機(jī)構(gòu)的壓力瞬變分析圖

壓力沖擊，對(duì)軸向柱塞泵而言，主軸旋轉(zhuǎn)一周，每個(gè)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(zhuǎn)換是突然發(fā)生的，其結(jié)果是：吸油到壓油過程的轉(zhuǎn)換時(shí)，高壓區(qū)的高壓油迅速回沖至柱塞腔內(nèi)；伴隨著壓力沖擊的產(chǎn)生。其沖擊幅值遠(yuǎn)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(dāng)缸體柱塞腔從排油腔突然與吸油腔接通時(shí)，柱塞腔內(nèi)的殘余容積迅速回流至吸油區(qū)，也會(huì)引起負(fù)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(chǎn)生能量損失。

為了防止這種沖擊壓力，缸體柱塞腔內(nèi)的壓力不應(yīng)從吸油壓力po階躍地升至排油壓力ps，而應(yīng)從po平緩地升至ps。也不應(yīng)從排油壓力ps階躍地降到吸油壓力po。為此，應(yīng)設(shè)置一定的正重疊遮蓋量，將配油盤上配流腰形槽相對(duì)缸體柱塞腔上下死點(diǎn)沿缸體旋轉(zhuǎn)方向分別轉(zhuǎn)過Δφ1和Δφ2。從理論上講，此時(shí)該配油盤不會(huì)產(chǎn)生配流困油噪聲，以使當(dāng)缸體柱塞腔與吸排油腔接通時(shí)其內(nèi)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(zhuǎn)式軸向柱塞泵配油盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)分析

在配油盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中缸體的平衡與配流困油瞬變沖擊是主要矛盾，是設(shè)計(jì)中的主要考慮因素。液壓柱塞泵的配流噪聲與其配流結(jié)構(gòu)直接有關(guān)，對(duì)配流結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)是降低配流噪聲的主要途徑之一，設(shè)計(jì)上使轉(zhuǎn)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(duì)斜盤偏轉(zhuǎn)一個(gè)角度，即對(duì)缸體柱塞腔孔內(nèi)的液壓油進(jìn)行預(yù)升壓或預(yù)降壓，減小配流時(shí)柱塞腔孔與排油槽或吸油槽之間的壓差；另一方面是在預(yù)壓縮角內(nèi)加阻尼槽、阻尼孔，通過阻尼槽、阻尼孔向缸孔中慢慢導(dǎo)入或排出高壓油，盡量延長(zhǎng)配流所需的時(shí)間，達(dá)到減小壓力變化速度的目的[3]。

偏移了吸排油腔位置的預(yù)升壓或預(yù)釋壓結(jié)構(gòu)配油盤，是一種不對(duì)稱結(jié)構(gòu)，它限制了液壓泵的逆轉(zhuǎn)。除此之外，由于Δφ1和Δφ2與壓差(ps-po)和斜盤傾角β有關(guān)，因此，當(dāng)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(duì)這個(gè)問題，可將斜盤軸線偏轉(zhuǎn)一個(gè)角度加以改進(jìn)，將配油盤的配流角度做成可隨工作壓力變化自動(dòng)進(jìn)行調(diào)整，但這種形式結(jié)構(gòu)復(fù)雜，難以實(shí)現(xiàn)。此結(jié)構(gòu)的關(guān)鍵是確定Δφ2和Δφ1與配流噪聲的關(guān)系，以得到Δφ2和Δφ1的最佳值。這種結(jié)構(gòu)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(shè)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(nèi)，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(shí)開設(shè)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(dāng)缸體柱塞腔吸排油口從對(duì)稱于N—N斜盤中心線的位置轉(zhuǎn)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(yù)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(jìn)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(gè)負(fù)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(shí)不存在密封區(qū)，容積效率比正重疊型配油盤低些。在機(jī)床等要求低噪聲的工況下，可采用此種結(jié)構(gòu)形式。

為了能夠協(xié)調(diào)配流噪聲的各影響量，達(dá)到比較理想的配流噪聲控制效果，配油盤的阻尼結(jié)構(gòu)采用在高、低壓腰形槽的始端設(shè)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(xué)分析為理論依據(jù)，應(yīng)用現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計(jì)技術(shù)中的最優(yōu)化設(shè)計(jì)原理，對(duì)缸體旋轉(zhuǎn)式軸向柱塞泵配油盤具有兩種寬度夾角的雙級(jí)三角阻尼槽進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)的主要尺寸為三角阻尼槽的負(fù)遮蓋角θ1、三角槽第一級(jí)寬度夾角β1、三角槽結(jié)束角度θ2、三角槽第一級(jí)所占分度角θ和三角槽第二級(jí)寬度夾角β2，配油盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)變量X具有五維，即

X={θ1、β1、q2、θ、β2}T

(6)

根據(jù)配流盤各結(jié)構(gòu)尺寸間的幾何關(guān)系及優(yōu)化運(yùn)算的可行性要求，設(shè)計(jì)變量X還要受到若干幾何約束條件和運(yùn)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(diào)量Δp、流經(jīng)配油盤阻尼槽的流量qg、壓力變換時(shí)間Δt和壓力變化梯度等，其中，Δp如果太大，會(huì)導(dǎo)致過大的壓力沖擊，引起較大噪聲；qg如果太大會(huì)導(dǎo)致過大的流量脈動(dòng)，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(shè)計(jì)的基本原則定為：同時(shí)控制流量qg峰值和壓力超調(diào)量的大小，這時(shí)，優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)為:

(7)

配油盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)問題是一個(gè)五維非線性約束優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，由于目標(biāo)函數(shù)F(x)具有非線性程度大、求導(dǎo)困難及數(shù)值計(jì)算量大等特點(diǎn)，可采用直接優(yōu)化方法中的復(fù)合形法來求解，并編制相應(yīng)的計(jì)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(shí),噪聲變化趨勢(shì)基本一致，但在泵的排量變化時(shí)，兩者相差較大。采用三角形眉毛槽作阻尼槽結(jié)構(gòu)形式的缺點(diǎn)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(jìn)入眉毛槽的前三分之一時(shí)，由于其緩沖過流面很小，泵的轉(zhuǎn)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(huì)產(chǎn)生氣穴，伴隨有氣穴噪聲產(chǎn)生[4]。如在三角眉毛槽的尖部加了一個(gè)小圓孔。這樣柱塞腔進(jìn)入小圓孔區(qū)域時(shí)，阻尼槽相當(dāng)于固定阻尼孔，此時(shí)的節(jié)流面積遠(yuǎn)比單一三角槽結(jié)構(gòu)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(shí)克服了小孔節(jié)流氣穴及其引起的節(jié)流氣穴噪聲。此結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)一起使用外，還可采用多阻尼槽復(fù)合結(jié)構(gòu)。例如四阻尼槽結(jié)構(gòu)(圖6)。

圖6 四阻尼槽結(jié)構(gòu)壓力變化曲線

這個(gè)結(jié)構(gòu)在液壓泵工作參數(shù)變化范圍較大時(shí)，也仍然有效。正確使用該結(jié)構(gòu)，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(zhuǎn)式軸向柱塞泵降低配流噪聲的結(jié)構(gòu)很多，但一般來說應(yīng)滿足下述要求。

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

2) 缸孔內(nèi)的壓力變化速度應(yīng)盡可能??；

3) 在缸孔從排油槽轉(zhuǎn)向吸油槽的配流過程中，沒有負(fù)的超調(diào)峰值壓力；

4) 避免低壓，過低的壓力會(huì)產(chǎn)生氣蝕，使缸孔內(nèi)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(jìn)展[J]．中國(guó)機(jī)械工程，2003, 14 (7)： 623-625．

[2] 余經(jīng)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(dòng)，1991(4)：18-22．

[3] 那成烈，范春行，吳興利．軸向柱塞泵氣穴振動(dòng)問題研究[J]．液壓與氣動(dòng)，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(xué)學(xué)報(bào)，2005，39(5)：609-613．