雙列柱塞泵配流盤的設計與仿真研究

余永平，尹霞

(1.中航工業南京機電液壓工程研究中心，江蘇南京 211106;

2.中航工業南京航健航空裝備技術服務有限公司，江蘇南京 211102)

雙列柱塞泵配流盤的設計與仿真研究

余永平1，尹霞2

(1.中航工業南京機電液壓工程研究中心，江蘇南京 211106;

2.中航工業南京航健航空裝備技術服務有限公司，江蘇南京 211102)

以雙列軸向柱塞泵為研究對象，根據新型雙列柱塞泵配流盤的特點，以降低壓力脈動為目的，選擇了適用于工況的配流盤形式，推導了配流盤的過渡區角度、三角減振槽和阻尼孔的設計尺寸。仿真分析了配流盤減震槽對壓力脈動影響模式，并驗證了減震槽在雙列泵中的優化作用。

新型雙列軸向柱塞泵;減震槽;壓力脈動;優化

0 前言

軸向柱塞泵 (Axial Piston Pump)是指柱塞的往復運動方向與缸體中心軸平行的柱塞泵。它是利用與傳動軸平行的柱塞在缸體的柱塞孔內往復運動所產生的容積變化來進行吸排油工作的。在軸向柱塞泵中，配油部位是最關鍵部位之一，直接影響著液壓泵的可靠性和壽命。

1 配流盤的基本構造

配流盤是軸向柱塞泵的吸、排油的分配機構。在缸體轉動的液壓泵中，它與分油蓋固定的連接在一起，其光滑表面一端與缸體緊密的貼合，一方面支撐缸體的傾倒力矩，另一方面分配吸入和排出的液壓油。它的任務決定了它在和缸體配合時必須有合理的間隙，也就必然產生了泄漏損失，同時也有不可避免的摩擦損失。雙列柱塞泵的配流盤結構應在單列泵的基礎上展開。

配流盤過渡區的作用不僅僅是吸、排油窗口之間的可靠隔離和密封，在傳統柱塞泵中，過渡區的包角往往大于缸體腰型槽的包角，這種結構稱為正迭型分油盤。具有這種結構的分油盤的柱塞泵，當柱塞從低壓吸油窗口進入高壓排油窗口之前，不但完成了吸油的全部過程，而且在柱塞通過上死點開始向下運動的時候，腰形槽口還未與高壓排油窗口接通，在接下來的一小段經過精確計算的距離內，腔內油液被密閉預增壓。這樣在接通高壓油的瞬間，內外腔無壓力差，壓力脈動被顯著降低。同理可知，當柱塞離開高壓窗口進入低壓前，缸體內部的高壓油液被預減壓。

雙列柱塞泵的配流盤采用非對稱的形式，就是在上下過渡區內設置預壓縮角Δα1和Δα2，其中Δα1為低壓區與高壓區溝通時的預增壓角，Δα2為高壓區與低壓區溝通時的預減壓角 (如圖3)。在雙列泵的配流盤設計時，由于旋轉一周時內外列柱塞的行程不同，但要求的內外列柱塞腔內的預增壓值和預減壓值必須相同，因此，必須保證內外列柱塞的預壓縮體積相同。當考慮過渡區的泄漏時，柱塞腔中的有效壓縮體積將減少，隨著油泵輸出壓力的提高，所需的過渡區會相應的增大 (如單列柱塞泵輸出壓力21 MPa時，要求的過渡區密封角可以達到10°～14°)，這將顯著減少排油窗口的面積，并且增加了斜盤的調節力矩，那么在設計時就必須采用三角阻尼槽的設計方式，如圖1、圖2所示。

圖1 柱塞腔與配流盤位置關系

圖2 節流面積示意圖

2 配流盤過渡區封閉角的設計

設柱塞腔油液的容積為V，當柱塞轉過上死點向下移動開始，柱塞腔內的體積就會被壓縮，柱塞腔內的壓力就會相應的增大。壓力升高和柱塞行程的關系由下式決定:

式中:αi為柱塞所處位置相對上死點位置的偏轉角;

Δαi為αi的微小增量;

Dn為內、外列柱塞分布圓直徑 (n=1、2);

dn為內、外列柱塞直徑 (n=1、2);

γ為斜盤傾角。

將以上兩式結合化簡就可以得到過渡區角度與柱塞腔中壓力提高量之間的關系:

式中:αi為柱塞所處位置相對上死點位置的偏轉角;Δαi為αi的微小增量;βγ為油液的壓縮系數，考慮到油液中通常混有空氣，所以βγ=1/7 000。

代入邊界條件對此式進行積分，就可以得到預期的壓力提高數值所對應的預壓縮角的大小。如圖3中Δα1為預增壓角，Δα2為預減壓角。可知，

預增壓角度:

式中:V0為下死點處 (α=π)柱塞腔內的殘留容積(mm3);E為46號液壓油的體積模量1 400 MPa;Δpi為柱塞腔中的壓力增量 (MPa);γ為斜盤傾角;Rn為內、外列分布圓的半徑;dn為內、外列柱塞的直徑 (mm)。

圖3 預壓縮角

采用三角減震槽和阻尼孔設計時，按照柱塞腔封閉油液壓力升高或降低所必須的體積壓縮量ΔVi的50%計算預增 (減)壓角;三角槽的尺寸按照余下的50%計算。從缸體和柱塞的設計可以看出，由于雙列泵的特殊性，內外列柱塞的殘留容積是不一致的，這樣就需要分別設計內、外列的過渡角。

3 減震槽的設計及優化

減震槽的設計及優化是影響液壓泵壓力脈動的重要因素。尤其是在實際工況下，泵排油的壓力是隨著負載的變化而變化的，而變量液壓泵是靠斜盤角度γ的變化而實現壓力調節的。例如泵的出口工作在近似于零流量的壓力下波動時，壓力相對較高，需要的預壓縮體積也較大;當泵的出口工作在接近全流量的狀態下時，壓力相對較低，需要的預壓縮體積也相對較小。為了使得雙列泵能夠在壓力變化下實現小的壓力脈動和噪聲水平，在配流盤設計時采用阻尼槽和阻尼孔的設計方式。

常用的配流盤阻尼槽的結構有三角槽、U型槽，其中三角形的阻尼槽 (如圖4)，因為其加工簡單方便，降噪效果好而得到廣泛的應用。三角槽的實質就是在高 (低)壓槽之間設置一個節流面積逐漸變化的可變節流孔，使得柱塞腔與高 (低)壓排油槽接通之前，在封閉的過渡區預先通過三角形節流孔逐漸的接通，把高壓油逐漸引入柱塞腔中，起到預增壓作用，三角形阻尼槽的參數主要包括深度夾角θ1和寬度夾角 θ2。

圖4 三角阻尼槽的結構

在工程應用上，采用作為流道流量計算的過流面積的特點是，面積最小，且過流面與流線相垂直。這里選定△efg垂直于直線ah，定義△efg為名義過流面積。因此，根據圖所示，三角槽中任意位置的橫截面積為:

三角形阻尼槽的深度主要由三角槽的深度夾角θ1決定，θ1的值越大，三角槽的流通能力也就越強。通過相關文獻對深度夾角θ1對流量脈動的仿真分析可知，阻尼槽的深度夾角會對壓力沖擊產生比較明顯的影響，其最佳角度范圍為5～10°。在實際設計時，會根據預增壓角度，靈活選取深度夾角θ1，以達到最大程度較低壓力沖擊的目的，文中選擇7°。

三角形阻尼槽的寬度主要由三角槽的寬度夾角θ2來決定，θ2的值越大，三角槽也就越寬，其過流的能力也就越大，阻尼槽的流通能力也就越強。根據泵的實際工況，在設計時通常在進口和出口處均增加阻尼槽以最大限度的降低壓力脈動。通過相關文獻對阻尼槽寬度夾角θ2的仿真分析結論可知:進出口阻尼槽在90°時，壓力沖擊最小，壓力變化最平穩。

4 配流盤小孔降噪的結構優化

在三角形阻尼槽設計的同時，經常會在三角槽的頂端增加一個小孔 (如圖5所示)。

圖5 阻尼槽小孔的設計

其主要特點如下:

(1)小孔可以起到定位的作用，方便三角阻尼槽的加工;

(2)增加的小孔可以避免在三角槽的尖端剛接通柱塞腔時的過流面積太小，有利于流量脈動的控制;

(3)小孔相當于一個蓄能器的作用，在實際使用時會對過渡位置的壓力沖擊和流量起到緩沖的作用。

通過仿相關文獻可知，小孔深度1 mm，容積(3～5)mL時，可以起到很好的降低壓力沖擊的效果。

5 仿真分析

對有無三角槽的配流盤的進出口流量和壓力進行對比仿真分析。圖6為配油盤窗口相對于柱塞旋轉一周的開閉函數值，值為1時代表全開、值為0時代表全閉。為了研究減震槽對流量脈動的影響，在仿真時將出口壓力傳感器直接放置于泵出口處，與出口閥門無緩沖容腔。圖7為無三角減震槽設計時新型雙列泵的單柱塞腔的開閉曲線流量脈動曲線。在斜盤角度大、泵出口壓力低時需要的預增壓角度偏小，由于無三角減震槽設計，預增壓角度是恒定值 (按照全流量時28 MPa設計)，理論上雙列泵工作在27 MPa狀態下會出現壓力沖擊 (如圖8)。

圖6 配流盤開閉函數值

圖7 瞬時流量圖

圖8 瞬時壓力

圖8對柱塞腔內壓力的仿真結果認為，在泵工作在低壓大流量狀態下，由于柱塞腔內預增壓的壓力為28 MPa，接通的瞬間，由于柱塞腔內壓力 (28 MPa)高于泵出口壓力 (27 MPa)，會出現明顯的壓力和流量的沖擊，此時雙列泵內外列的的輸出流量曲線如圖9、圖10所示，內、外列出現明顯的流量沖擊，對脈動影響十分不利。

圖9 外列柱塞的流量曲線

圖10 內列柱塞的流量脈動曲線

對無減震三角槽的配流盤仿真可知，由于沒有預增壓和預減壓的三角槽設計，柱塞在與排油口和吸油溝通前，腔內壓力和排油口壓力沒有動態的調節能力，就會導致在非設計壓力工作下柱塞腔內壓力偏高或者偏低，產生壓力反灌和沖擊。

在出口壓力為28 MPa的零流量狀態下，對帶有減震三角槽設計的配流盤仿真如圖11所示。圖中阻尼孔的作用是使得三角槽的尖端有較大的過流面積，減小減震槽的流量沖擊作用。圖12為雙列泵、單柱塞腔的瞬時流量曲線，圖中預增壓和預減壓圖像的流量沖擊較小，產生的原因是減震三角槽和預增壓角各占增壓值的一半，當柱塞腔與三角槽接通時兩端壓力不平衡，油液會流向低壓端。圖13為雙列泵單列的流量曲線。在預增壓角、三角減震槽和阻尼孔的共同影響下，柱塞腔與排油口緩慢接通時腔內壓力過渡平緩，在進入高壓排油口時，油液先向低壓區域流動，使柱塞腔與排油口腰型槽完全接通前壓力平衡，降低壓力沖擊和脈動。這種減震三角槽、阻尼孔和預壓縮角的合理設計，會使得新型雙列軸向柱塞泵在各個工作狀態下都擁有最小的脈動水平。

圖11 減震三角槽的仿真

圖12 單柱塞腔的流量

圖13 雙列泵的流量曲線

在低壓力大流量時，帶有減震三角槽設計的新型雙列泵單柱塞腔的壓力仿真結果如圖14，總的出口壓力脈動曲線如圖15。通過仿真結論認為，新型雙列泵的出口壓力在三角槽和預壓縮角的共同作用下平滑過渡，單柱塞腔的壓力沖擊被降到最低。

圖14 單柱塞腔壓力

圖15 雙列泵總出口的壓力脈動

6 結論

新型雙列柱塞泵的內、外列柱塞分布圓半徑不同，導致的內外列柱塞預壓縮角和減震三角槽的設計有所區別，尤其是外列柱塞間距過大，導致的流量波動較大。通過仿真可以看出在配流盤進、出口設置了三角槽和阻尼孔并優化設計后，柱塞腔內壓力被提前溝通，內列和外列的壓力和流量也可以在配流盤內提前溝通，此時雖然內外腔的壓力差值大但過流面積很小，內列柱塞的壓力和流量脈動可以抵消外列柱塞產生的脈動。因此，新型雙列柱塞泵減震三角槽和阻尼孔的設計可以最大程度地降低泵出口的流量脈動并有效的抑制了壓力脈動。

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Design and Simulation Research of Dual Piston Pump Flow Distribution Disk

YU Yongping1，YIN Xia2
(1.AVIC Institute of Nanjing Engineering Research Center，Nanjing Jiangsu 211106，China;2.AVIC Nanjing Aviation Health Aviation Equipment Technology Service Co.，Ltd.，Nanjing Jiangsu 211102，China)

With the dual axial piston pump as the research object，according to the characteristics of new double plunger pump flow distribution disk，in order to adapte toworking condition，the form of disk was selected.The design sizewas deduced of the angle of transition zone of disk，trangle damping groove and damping hole.The simulation analysiswas carried out ofmodel effects of damping groove of the disk on the pressure pulsation.The optimized function is verified of the damping groove in a dual pump.

New double axial piston pump;Damping groove;Pressure pulsation;Optimization

TH322

A

1001－3881(2015)21－163－5

10.3969/j.issn.1001 －3881.2015.21.040

2014－07－23

余永平 (1979—)，男，碩士研究生，高級工程師，主要從事液壓設計研發工作。E－mail:sohufgh@163.com。