缸体旋转式柱塞泵配油盘结构设计与分析

1 引 言

柱塞式液压泵是靠柱塞在缸体内的往复运动形成封闭容积的变化来实现吸油和压油的，它加工工艺性好，配合精度高，密封性能好。与其它泵相比，效率高、工作压力高、寿命长、流量调节方便，单位功率的重量小。在船舶和武备及工程机械等设备中得到广泛应用。柱塞泵按柱塞排列方向不同可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵。本文研究的轴向柱塞泵又分为直轴式(斜盘式)轴向柱塞泵和斜轴式轴向柱塞泵，而直轴式轴向柱塞泵又有缸体旋转式和斜盘旋转式之分。这里着重研究典型缸体旋转式轴向柱塞泵。

2 柱塞式液压泵配流机构

在轴向柱塞泵中，配流机构是泵的关键部件之一。它的结构型式、尺寸材料及加工精度合理与否，直接影响到泵的工作可靠性、容积效率和寿命。

柱塞泵配流机构根据使用的工况要求、结构特点以及工作压力不同，可以采用不同型式的配流机构。

平面配流式是目前采用较多的一种结构。平面配流的配流部件是配流盘，它沿轴向安装在缸体端面，与缸体端面紧密贴合。平面配流的吸油腔尺寸可以做得比轴配流的吸油腔尺寸大些，缸体与配流盘之间的间隙能自动补偿，故可以有较高的转速及较高的排油压力。在同样的压力下，平面配流的轴向泵有较小的单位功率重量，经济性能指标较高；球面配流式的优点是允许缸体和球面配流块的轴线间有一定的角偏差，即使缸体不用滚动轴承支承，在高速高压工况下仍能保证配流面间的油膜平行，但球面配流块的加工工艺较平面配流盘复杂。轴配流式在径向柱塞泵(或马达)中采用较多。阀式配流式是在使用工作压力较高时采用吸油阀代替配流盘，使泄漏大为减少，能在40 MPa以上的排油压力工作[1]。

3 缸体旋转式轴向柱塞泵配流机构的压力瞬变分析

在图1中，缸体2旋转式轴向柱塞泵配流机构采用的是平面配流式，其配流部件的关键零件是配油盘3。

图1 缸体旋转式轴向柱塞泵平面配流式配流机构

柱塞泵在吸、排油过程中柱塞腔1油液急剧压缩或膨胀引起压力瞬变、流量脉动。压力瞬变形成的压力冲击而产生的激振力会引起泵内元件的结构振动，即结构噪声，进而引起泵壳以及与之相联的构件的机械振动，产生空气噪声。流量脉动主要会引起液压泵输入、输出管道内液压油的压力脉动，该种压力脉动再经过系统中油液、系统元件结构的传递，形成液压系统的结构噪声、空气噪声。配流过程中产生的压力冲击和流量脉动是液压柱塞泵的两个主要激振源，配油噪声是轴向柱塞泵液压噪声最主要的部分。因此,关于配流噪声产生机理和配流噪声降低措施是液压柱塞泵设计研究中的重要内容之一。

典型缸体旋转式轴向柱塞泵配流结构大致有4种：1)对称正重叠型，其配油盘高低压配流弧形槽孔之间的间距角大于缸体端部柱塞腔进出油孔的包角；2)带卸荷槽的非对称重叠型；3)零重叠型，缸体端部柱塞腔进出油孔的包角恰好等于配流盘高低压油孔之间的间距角；4)负重叠型，有时为了减少噪声采用负重叠型的，但其值甚小，可近似认为零重叠型的[2]。

对于零重叠型的结构，缸体柱塞腔从吸油腔突然与排油腔接通时，柱塞腔内的油液压力从吸油压力瞬变到排油压力，这是引起的瞬变冲击，一般可用下述方法进行计算，如图2所示的柱塞腔内油液运动方程式为：

(1)

假定缸体柱塞腔内液体的体积为V，液体的体积弹性模数为Ee，则有下述连续方程。

(2)

由式(1)和式(2)可得：

(3)

当t<0时，p1=0；t≥0时，p1=ps。此时上式的通解为：

(4)

该式之曲线通常如图3a所示，其超调压力为Δps，可由下式求得：

(5)

由此可以看出，当ζ→0时，Δps→ps，即出现很高的冲击压力。

图3 缸体旋转式轴向柱塞泵配流机构的压力瞬变分析图

压力冲击，对轴向柱塞泵而言，主轴旋转一周，每个柱塞均要做一次吸油到压油的循环。如果柱塞的吸油及压油过程的相互转换是突然发生的，其结果是：吸油到压油过程的转换时，高压区的高压油迅速回冲至柱塞腔内；伴随着压力冲击的产生。其冲击幅值远高于泵的输出压力值。压力冲击噪声在柱塞泵的噪声中影响重大。

当缸体柱塞腔从排油腔突然与吸油腔接通时，柱塞腔内的残余容积迅速回流至吸油区，也会引起负的冲击压力(图3a)中的Δpo部分。压力瞬变而形成的压力冲击恶化了配油盘的工作，由于高压力能量释放，发出噪声并产生能量损失。

为了防止这种冲击压力，缸体柱塞腔内的压力不应从吸油压力po阶跃地升至排油压力ps，而应从po平缓地升至ps。也不应从排油压力ps阶跃地降到吸油压力po。为此，应设置一定的正重叠遮盖量，将配油盘上配流腰形槽相对缸体柱塞腔上下死点沿缸体旋转方向分别转过Δφ1和Δφ2。从理论上讲，此时该配油盘不会产生配流困油噪声，以使当缸体柱塞腔与吸排油腔接通时其内的液体因压缩膨胀而形成的压力瞬变减小而不致形成冲击压力(图3(b))。

4 缸体旋转式轴向柱塞泵配油盘结构设计分析

在配油盘结构设计中缸体的平衡与配流困油瞬变冲击是主要矛盾，是设计中的主要考虑因素。液压柱塞泵的配流噪声与其配流结构直接有关，对配流结构的优化设计是降低配流噪声的主要途径之一，设计上使转换过程中柱塞腔压力变化平缓所采取的措施是：一方面把配油盘相对斜盘偏转一个角度，即对缸体柱塞腔孔内的液压油进行预升压或预降压，减小配流时柱塞腔孔与排油槽或吸油槽之间的压差；另一方面是在预压缩角内加阻尼槽、阻尼孔，通过阻尼槽、阻尼孔向缸孔中慢慢导入或排出高压油，尽量延长配流所需的时间，达到减小压力变化速度的目的[3]。

偏移了吸排油腔位置的预升压或预释压结构配油盘，是一种不对称结构，它限制了液压泵的逆转。除此之外，由于Δφ1和Δφ2与压差(ps-po)和斜盘倾角β有关，因此，当压差和倾角偏离额定工况后，吸排油腔的位置便不适合了，以致不能再保证压力的平缓变化。针对这个问题，可将斜盘轴线偏转一个角度加以改进，将配油盘的配流角度做成可随工作压力变化自动进行调整，但这种形式结构复杂，难以实现。此结构的关键是确定Δφ2和Δφ1与配流噪声的关系，以得到Δφ2和Δφ1的最佳值。这种结构适用于工作参数固定的轴向柱塞泵。

如图4所示，在排油腔和吸油腔的前沿开设油孔，以使排油腔或吸油腔的压力平缓作用于缸体柱塞腔内，从而避免压力的急剧变化，不过，通常都是采用将吸排油腔偏移并同时开设油孔的方法，如图5所示。N—N为斜盘中心线，oy为配流盘中心线，c为阻尼孔，d2段为变节流孔，d1段为固定节流孔，该孔与压排腔腰形槽相通。阻尼孔c中的d1段和d2段起组合作用，开始d2段起作用，随后d1段起作用。当缸体柱塞腔吸排油口从对称于N—N斜盘中心线的位置转到与排油腔接通的过程中，该缸体柱塞腔中的油液一方面由于预压缩而使其压力升高；另一方面由于排油腔的油亦通过阻尼孔c进入其中使压力升高，从而能减少压力冲击，降低噪声。

图4所示的配油盘还是一个负重叠型配油盘，缸体窗口的包角α′大于两腰形槽之间的过渡区间距角。这时不存在密封区，容积效率比正重叠型配油盘低些。在机床等要求低噪声的工况下，可采用此种结构形式。

为了能够协调配流噪声的各影响量，达到比较理想的配流噪声控制效果，配油盘的阻尼结构采用在高、低压腰形槽的始端设置三角阻尼槽的形式，槽的横切面有逐渐变化的和固定不变的两种。阻尼槽的形状及尺寸都直接影响到泵的降噪效果。以柱塞腔压瞬变过程的数学分析为理论依据，应用现代机械设计技术中的最优化设计原理，对缸体旋转式轴向柱塞泵配油盘具有两种宽度夹角的双级三角阻尼槽进行结构优化设计分析(图5)。

图4 阻尼孔为节流孔形状的配油盘

图5 阻尼槽为三角形眉毛槽的配油盘

由于影响配油盘结构的主要尺寸为三角阻尼槽的负遮盖角θ1、三角槽第一级宽度夹角β1、三角槽结束角度θ2、三角槽第一级所占分度角θ和三角槽第二级宽度夹角β2，配油盘结构优化设计的设计变量X具有五维，即

X={θ1、β1、q2、θ、β2}T

(6)

根据配流盘各结构尺寸间的几何关系及优化运算的可行性要求，设计变量X还要受到若干几何约束条件和运算可行性约束条件的限制。配流过程的特征量主要为柱塞腔压力超调量Δp、流经配油盘阻尼槽的流量qg、压力变换时间Δt和压力变化梯度等，其中，Δp如果太大，会导致过大的压力冲击，引起较大噪声；qg如果太大会导致过大的流量脉动，引起较大流体噪声。用Δp和qg直接表征配流噪声。所以优化设计的基本原则定为：同时控制流量qg峰值和压力超调量的大小，这时，优化设计的目标函数为:

(7)

配油盘结构优化设计问题是一个五维非线性约束优化设计问题，由于目标函数F(x)具有非线性程度大、求导困难及数值计算量大等特点，可采用直接优化方法中的复合形法来求解，并编制相应的计算软件。

图4是采用节流孔形状的阻尼孔，图5是采用三角形眉毛槽作阻尼槽的。两种阻尼形式的配油盘其泵的噪声在输出压力变化时,噪声变化趋势基本一致，但在泵的排量变化时，两者相差较大。采用三角形眉毛槽作阻尼槽结构形式的缺点是工艺性不够稳定，因而泵的噪声水平也不够稳定。另外,在柱塞进入眉毛槽的前三分之一时，由于其缓冲过流面很小，泵的转速高，这部分过渡角不但缓冲效果不明显，而且在高压差下的小孔节流会产生气穴，伴随有气穴噪声产生[4]。如在三角眉毛槽的尖部加了一个小圆孔。这样柱塞腔进入小圆孔区域时，阻尼槽相当于固定阻尼孔，此时的节流面积远比单一三角槽结构尖部的过流面积大。从而充分利用了过渡角前三分之一的缓冲作用，同时克服了小孔节流气穴及其引起的节流气穴噪声。此结构适用于工作参数固定的轴向柱塞泵,除了可以将上述三种结构一起使用外，还可采用多阻尼槽复合结构。例如四阻尼槽结构(图6)。

图6 四阻尼槽结构压力变化曲线

这个结构在液压泵工作参数变化范围较大时，也仍然有效。正确使用该结构，选择最佳的参数，可有效消除气蚀，避免液压冲击。

典型缸体旋转式轴向柱塞泵降低配流噪声的结构很多，但一般来说应满足下述要求。

1) 在缸孔从吸油槽转向排油槽的配流过程中，缸孔内的压力应是连续升高的，没有阶跃性的突变及正的超调峰值压力；

2) 缸孔内的压力变化速度应尽可能小；

3) 在缸孔从排油槽转向吸油槽的配流过程中，没有负的超调峰值压力；

4) 避免低压，过低的压力会产生气蚀，使缸孔内油压的升压过程变短，增大压力变化的速度。

[1] 杨俭,等．液压轴向柱塞泵降噪研究进展[J]．中国机械工程，2003, 14 (7)： 623-625．

[2] 余经洪，陈兆能，王均功，陆元章．液压柱塞泵的噪声控制[J]．液压与气动，1991(4)：18-22．

[3] 那成烈，范春行，吴兴利．轴向柱塞泵气穴振动问题研究[J]．液压与气动，1992(4)：78-82．

[4] 冀宏，傅新，杨华勇，王庆丰．柱塞泵阻尼槽噪声特性研究[J]．浙江大学学报，2005，39(5)：609-613．