某型航空液压柱塞泵压力脉动优化设计

谭竣泽， 卢岳良， 曹 涛， 柯 兵， 申同圣

(1.中国航空研究院 第609研究所， 江苏 南京 211106； 2.航空工业南京机电液压工程研究中心， 江苏 南京 211106；3.航空机电系统综合航空科技重点实验室， 江苏 南京 211106)

引言

柱塞泵具有传递功率大(高压力和高转速)、体积小、效率高、控制方便、寿命长等优点，因此常在液压系统中作为压力源。但柱塞泵的流量脉动是客观存在的，并且会引起压力的周期性变化即压力脉动。压力脉动将会影响液压系统的工作稳定性，甚至会引起液压元件和管路系统的振动与损坏[1-4]。因此，研究分析柱塞泵压力脉动的产生机理，找出有效抑制压力脉动相应的措施具有重要意义。郭生荣等[5]设计了一种在壳体内置缓冲瓶的柱塞泵，并且在变量机构处增加补偿器，可以有效降低压力脉动；王岩等[6]总结了扩张室脉动衰减器计算和仿真方法的发展， 并对其作出了展望；马吉恩[7]通过试验和理论分析对配流盘进行了优化设计研究，取得了一定的脉动抑制效果；王震等[8]通过PumpLinx软件仿真分析了不同配流盘减振结构对压力脉动的影响；潘阳等[9]使用AMESim软件优化了配流盘三角阻尼槽结构参数，使压力脉动达到较小值；OUYANG Xiaoping等[10]基于全耦合模型分析了柱塞泵斜盘振动与压力脉动之间的关系；张鑫杰等[11]也建立了固液耦合模型，通过有限元分析了斜盘倾角等因素对柱塞腔内压力的影响规律。

目前柱塞泵压力脉动特性研究已取得一定成果，但是研究主要集中于单一的压力脉动抑制技术，缺乏综合抑制技术研究；对配流盘包角设计研究不足，现有的压力脉动抑制技术需要继续发展补充。

本研究针对某型航空液压柱塞泵压力脉动过大，达到了9.5 MPa，不符合国家军用标准要求不超过4.2 MPa 的问题[12]，在分析柱塞泵压力脉动产生机理的基础上，使用AMESim仿真软件对该型航空液压柱塞泵配流盘包角以及缓冲瓶容积进行重点研究，并通过试验进行验证。

1 压力脉动产生机理

航空液压系统大多采用柱塞泵，通过密闭容腔体积的变化实现吸、排油任务，其瞬时流量是周期性变化的。柱塞泵的脉动可通过理论分析计算，以常用的轴向柱塞泵为例，其瞬时流量Q可以表示为：

(1)

式中,d—— 柱塞直径

R—— 分布圆半径

ω—— 泵的角速度

γ—— 斜盘倾角

n—— 柱塞数目

α—— 柱塞转角

θ—— 柱塞间夹角，θ=2π/n

由式(1)可知，柱塞泵轴每转1转，各个柱塞腔内流量及压力都发生周期性变化。在吸油区，柱塞腔的容积由小变大，在排油区则由大变小，从而导致柱塞泵流量的周期性变化，即流量脉动，流量脉动在管路中遇到液阻会产生压力脉动。

2 配流盘优化设计

2.1 配流盘压力导致压力脉动原理

配流盘是柱塞泵完成吸、排油过程的主要部件之一。在缸体转动的柱塞泵中，配流盘与分油盖固定连接在一起，其光滑表面一端与缸体紧密贴合，一方面支撑缸体的倾倒力矩，另一方面分配吸入和排出的液压油。

转子转动，当柱塞腔连接到高压腔时，由于压差较大导致液压油回冲柱塞腔产生流量脉动，称为回冲脉动，遇到液阻产生压力脉动。同样，转子上的柱塞腔排完油，处于死容积中的高压油无法排净，当柱塞腔连接到低压腔时，也会由于压差较大产生回冲脉动，最终形成压力脉动。

2.2 配流盘包角设计抑制压力脉动原理

配流盘过渡区的作用不仅仅是吸、排油窗口之间的可靠隔离和密封，在传统柱塞泵中，过渡区的包角往往大于缸体腰形槽角，这种结构称为正重叠型配流盘。具有这种配流盘结构的柱塞泵，不但在柱塞从低压吸油窗口进入高压排油窗口之前就完成了吸油的全部过程，而且在柱塞通过上死点开始向下运动的时候，腰形槽口还未与高压排油窗口接通。在接下来经过精确计算的一小段距离内，腔内油液被密闭预增压，这样在接通高压油的瞬间，内外腔无压力差，压力脉动显著降低。同理可知，当柱塞离开高压窗口接通低压前，缸体内部的高压油液被预减压。

2.3 配流盘包角的设计

设柱塞腔最大容积为V1，则：

(2)

式中，V0—— 下死点位置柱塞腔内无效容积

D—— 柱塞分布圆直径

当柱塞转过上死点开始向下移动时，柱塞腔内的体积就会被压缩，柱塞腔内的压力就会相应增大。柱塞行程s由式(3)决定：

s=R(1-cosα)tanγ

(3)

柱塞腔在上死点位置时，设腔内油液体积为V，此时腔内油液体积就是柱塞腔最大容积V1，腔内油液压力升高Δp，体积压缩量为ΔV，则：

(4)

式中，E为液压油的体积弹性模量。

设此时柱塞必要的行程量为Δs1，根据式(3)得：

(5)

将式(4)代入式(5)，整理后得预增压角度：

(6)

柱塞在下死点位置时，腔内油液体积就是残留的无效容积V0，同理可得预减压角度：

(7)

上下死点位置与中心线夹角：

(8)

式中,β为斜盘滚角。

3 AMESim仿真

3.1 模型建立

AMESim是常用的液压仿真软件，本研究基于AMESim软件搭建了某型柱塞泵仿真模型，如图1所示。

1.配流盘 2.柱塞 3.斜盘 4.电机 5.压力调节机构图1 柱塞泵仿真模型Fig.1 Simulation model of piston pump

柱塞泵的工作过程分为吸油和排油两个过程，通过配流盘实现。0°～180°为吸油过程，柱塞向外运动，使柱塞腔容积增大，液体通过配流盘进入油腔；180°～360°为排油过程，柱塞向内运动，使柱塞腔容积减小，油液通过配流盘排出[13-17]。

3.2 参数设置

本研究建立的柱塞泵模型主要参数见表1，完整的柱塞泵仿真模型有利于完成对柱塞泵运动规律和压力特性的仿真研究。

表1 柱塞泵模型主要参数Tab.1 Main parameters of piston pump model

液压油体积弹性模量推荐值1000～1600 MPa[18]，由式(6)、式(7)计算出预增减压角度设计范围，预增压角度Δα1的范围为47.9°～61.3°，预减压角度Δα2的范围为44.7°～57.3°，取之间的4组角度进行压力脉动仿真和验证，优选出较佳的压缩角。如图2所示，Δα1=δ2+δ3，Δα2=δ1+δ4；由式(8)计算得出上下死点位置λ=10.2°，根据该型柱塞泵上下死点位置和腰槽分布角计算得出δ2=δ4=λ+ψ/2=24.5°，其中ψ为腰槽分布角，由此分别得出δ1和δ3的角度，见表2。

图2 配流盘包角Fig.2 Valve plate angle

表2 配流盘包角设计Tab.2 Design of valve plate angle

为获得更好的压力脉动抑制效果，在柱塞泵出口处增加不同容积(0， 60， 120， 180， 240， 300， 360 mL)的容性元件来模拟缓冲瓶容积对压力脉动抑制效果的影响。

3.3 结果分析

1) 配流盘包角对压力脉动的影响

全流量工况不装缓冲瓶的条件下，不同配流盘包角时的压力脉动如图3所示。

图3 不同配流盘包角时的压力脉动曲线Fig.3 Pressure pulsation curves under different valve plate angles

由图3可知，2号包角情况下压力脉动最小，为2.31 MPa；其次是1号，为2.41 MPa；然后是3号，为2.54 MPa；最后是4号(原始配流盘)，为2.76 MPa。由此得出结论：在本研究设计的4组配流盘包角中，2号配流盘包角压力脉动优化效果最好，其预增减压角度较为合适，柱塞腔内低压油进入高压腔之前有一个预增压过程，柱塞腔油液压力越接近高压腔压力，柱塞腔连接到高压腔时，由于压差导致的油液回冲脉动越小，则产生的压力脉动越小，预减压过程同理。

2) 缓冲瓶容积对压力脉动的影响

全流量工况、2号包角条件下，不同缓冲瓶容积(0， 60， 120， 180， 240， 300， 360 mL)时的压力脉动曲线如图4所示，具体数值见表3。

图4 不同缓冲瓶容积时的压力脉动曲线Fig.4 Pressure pulsation curves under different buffer bottle volumes

表3 不同缓冲瓶容积时的压力脉动仿真结果Tab.3 Simulation results of pressure pulsation under different buffer bottle volumes

由表3数据绘制出缓冲瓶容积与相对压力脉动率ε的关系如图5所示。

从图5可以看出，缓冲瓶容积越大，脉动衰减效果越好，缓冲瓶容积与压力脉动整体呈近似反比例关系；随着缓冲瓶容积的不断增大，相对压力脉动的减小率不断降低，这说明容积增大到一定程度后抑制脉动的效果变得不再明显，但缓冲瓶重量增加仍然明显，表4为不同容积的缓冲瓶对应的重量。由此得出结论：缓冲瓶容积越大压力脉动优化效果越好，但是实际应用中，需要综合考虑脉动抑制要求、产品设计重量以及安装空间限制来设计缓冲瓶容积。

图5 缓冲瓶容积与相对压力脉动关系曲线图Fig.5 Relation between buffer bottle volume and relative pressure pulsation

表4 不同缓冲瓶容积对应重量估算Tab.4 Weight estimation of buffer bottles with different volumes

压力脉动与缓冲瓶容积的理论关系如式(9)所示：

(9)

式中，Vs—— 缓冲瓶设计容积

ΔV—— Δt时间内进出口流入和流出的流量体积之差

ps—— 压力脉动设计值

由式(9)可得，压力脉动与缓冲瓶容积应呈反比关系，理论计算与仿真结果二者得到相互验证。

3) 出口流量对压力脉动的影响

在2号包角、240 mL缓冲瓶条件下，零流量和全流量工况时的压力脉动如图6所示。零流量工况是指节流阀关死，泵出口流量为0、压力最大时的工况；全流量工况是指泵在额定压力时的工况。

图6 零流量和全流量工况下压力脉动曲线Fig.6 Pressure pulsation curves under two working conditions of zero flow rate and full flow rate

由图6可知，零流量工况下压力脉动为0.09 MPa，全流量工况下压力脉动为0.41 MPa，在相同情况下全流量工况下的压力脉动要远大于零流量工况下的压力脉动。全流量工况下出口流量远大于零流量工况下出口流量，出口流量越大，流量脉动越大，因此产生的压力脉动就越大。

4 试验

4.1 试验条件

试验用液压油为15号航空液压油。管路中压力测量点设置在试验柱塞泵出油口(2～4)·d1(d1为导管内径)处。管路中温度测量点应设置在距离测压点(2～4)·d1处。根据表2设计数据加工了4组相应的配流盘，其中2号配流盘实物如图7所示。

图7 配流盘Fig.7 Valve plate

在如图8所示的航空液压泵专用试验台上进行试验验证，在入口油液温度为(60±5)℃，入口压力为(0.35±0.05)MPa，柱塞泵回油压力不大于0.7 MPa，转速为4200 r/min状态下，测试产品安装不同包角的配流盘，不安装及安装不同容积缓冲瓶情况下产品的压力脉动。由表3和图5可知，240 mL缓冲瓶相对脉动率仿真结果为1.46%，缓冲瓶容积大于240 mL即可达到相对脉动率低于1.5%的较优压力脉动抑制效果，考虑到航空产品的高功率重量比要求，设计选取容积为240 mL的缓冲瓶，并选取120 mL缓冲瓶作为对照组进行试验以验证仿真结果，缓冲瓶实物如图9所示。

图8 航空液压泵专用试验台Fig.8 Special test stand for aviation hydraulic pump

图9 缓冲瓶Fig.9 Buffer bottle

4.2 试验结果

通过试验，得到各组压力脉动曲线，如图10所示。 2号包角的配流盘和240 mL缓冲瓶的组合压力脉动优化效果最佳。

图10 各组压力脉动曲线Fig.10 Pressure pulsation curve of each group

各组压力脉动试验结果峰值见表5～表7。

表5 不同配流盘压力脉动试验结果Tab.5 Test results of pressure pulsation of different valve plates

由表5可知，在全流量工况、无缓冲瓶的条件下，压力脉动由小到大所对应的配流盘编号为2号、1号、3号、4号，与仿真结果一致。

由表6可知，在全流量工况、2号配流盘的条件下，缓冲瓶容积越大，压力脉动优化效果越好，与仿真结果一致。

表6 不同容积缓冲瓶压力脉动试验结果Tab.6 Test results of pressure pulsation of buffer bottles with different volumes

由表7可知，在2号配流盘、缓冲瓶容积为240 mL的条件下，全流量工况下的压力脉动远大于零流量工况，与仿真一致。

表7 不同工况下压力脉动试验结果Tab.7 Test results of pressure pulsation under different working conditions

5 结论

本研究对某型航空液压柱塞泵压力脉动进行研究，结果表明：

(1) 在本研究设计的4组配流盘包角中，2号配流盘包角压力脉动优化效果最好；

(2) 缓冲瓶容积越大压力脉动优化效果越好；

(3) 全流量工况下的压力脉动要远大于零流量工况下的压力脉动；

(4) 仿真结果通过试验得到验证，试验结果表明2号配流盘和240 mL缓冲瓶组合的压力脉动优化效果最佳，优化后的压力脉动达到了3.2 MPa左右，相比于原始压力脉动9.5 MPa，降低了约24%，符合不超过4.2 MPa的国家军用标准要求， 解决了该型航空液压柱塞泵压力脉动过大的问题。本研究可以为今后航空液压柱塞泵压力脉动优化设计提供参考和依据， 为将来压力脉动抑制技术的研究奠定基础，具有一定的工程应用价值。