軸向柱塞泵配流盤非死點過渡區特性優化

李志鵬，李一茹，王君，夏連鵬，權龍

(太原理工大學，新型傳感器與智能控制教育部重點實驗室，山西太原 030024)

0 前言

泵控系統通過直接控制液壓泵的排量和轉速來控制液壓缸的運動，結構簡單，能量效率高，被廣泛應用于工程自動化設備。根據直線執行器結構不同，泵控系統可分泵控對稱液壓缸和泵控非對稱液壓缸。經過近些年的發展，泵控對稱缸技術已經十分成熟。然而，泵控非對稱液壓缸系統因其安裝空間小、輸出力大，在機械裝備中應用前景廣泛，但如何平衡非對稱液壓缸兩腔流量一直是該領域的研究重點。傳統軸向柱塞泵吸油窗口流量與排油窗口流量相等，需要附加液壓閥、液壓泵等元件來平衡兩窗口的流量差，液壓系統復雜，能量損失較大。權龍教授團隊創新性地將對稱軸向柱塞泵其中一個配流窗口改為串聯布置的兩部分，形成非對稱軸向柱塞泵，解決了非對稱液壓缸兩腔面積差造成流量不匹配的問題。文獻[9-10]將非對稱軸向柱塞泵應用到挖掘機動臂液壓系統中，具有良好的勢能回收效果。但非對稱軸向柱塞泵在兩個新配流窗口之間會形成非死點過渡區域，柱塞通過這一區域時，閉死容積較大，困油現象明顯，產生很大的流量脈動和壓力沖擊，對柱塞泵壽命和系統平穩運行造成不利影響，制約了它在實際生產生活中的應用。

隨著軸向柱塞泵不斷朝著高壓化、高速化、數字化方向發展，解決因流量脈動和壓力沖擊引起的振動噪聲成為研究熱點。凌鵬等人研究了配流盤偏轉角、進出三角槽深度角和寬度角等參數對泵的壓力流量特性的影響，得出各參數的最優取值。張軍輝等分析了阻尼孔結構和三角槽結構配流盤的振動特性，給出了各自的適用范圍和優勢。YE等在過渡區設計兩個阻尼孔，將兩個阻尼孔與排油窗口連通，以此來降低軸向柱塞泵的噪聲。FROSINA等在過渡區設置一個油孔，將油孔與外置預壓縮容器相通以減小流量脈動。楊陽等人在非對稱軸向柱塞泵非死點過渡區綜合應用減震三角槽、阻尼孔和等效預壓縮角3種措施，改善了該位置的配流特性，但油液外泄，造成了不必要的能量損失。

以上研究的研究對象大多數為對稱型軸向柱塞泵，針對非對稱軸向柱塞泵減震降噪特性的研究較少。為此，本文作者提出在非對稱泵配流盤中采用額外油道將非死點過渡區高壓油預泄到之上死點過渡區。并對所提方案進行理論分析，在AMESim軟件中搭建物理仿真模型，對采用新型配流盤結構的非對稱軸向柱塞泵與采用原配流盤的非對稱軸向柱塞泵的配流特性進行比較分析，選出最優參數，以達到減小泵的流量脈動和壓力沖擊的目的。

1 非對稱軸向柱塞泵配流盤優化設計

1.1 非對稱配流原理分析

將傳統配流盤其中一個配流窗口改為串聯布置的兩部分，得到三配流窗口配流盤。圖1所示為非對稱軸向柱塞泵配流盤結構及柱塞運動學關系，M區域為上死點過渡區，N區域為下死點過渡區，P區域為非死點過渡區；非對稱液壓缸無桿腔與非對稱軸向柱塞泵A配流窗口相連；非對稱液壓缸有桿腔與非對稱軸向柱塞泵B配流窗口相連；C配流窗口與低壓蓄能器相連，用來平衡流量。A配流窗口與B配流窗口的柱塞腔排出油液體積之比與非對稱液壓缸兩腔面積比相同。

圖1 配流盤結構及柱塞運動學關系

建立配流盤平面坐標系和柱塞軸向拋面坐標系，其中方向為柱塞在缸體內做周期性直線運動方向。當柱塞通過上死點過渡區M時，柱塞轉過角度，柱塞在缸體內(方向)運動的直線位移d；當柱塞通過非死點過渡區域P時，柱塞轉過角度，柱塞在缸體內(方向)運動的直線位移d。顯然經過非死點過渡區閉死容積更大，柱塞通過時造成的流量脈動和壓力沖擊更加劇烈，會產生巨大的振動和噪聲。與此同時，當柱塞與C窗口連接，腔內的高壓油液會瞬間涌出，油液閉死壓縮后又低壓釋放回蓄能器，能量損失巨大。因此，必須運用預泄措施來減小此影響，優化非死點過渡區結構成為非對稱軸向柱塞泵性能優化的關鍵。

1.2 三配流窗口配流盤結構優化設計

在原配流盤基礎上進行改進，得到如圖2所示新配流盤結構。與原配流盤相比，分別在上死點過渡區和非死點過渡區增設直徑相同的油孔a、b，在配流盤兩種材料復合界面開設與油孔直徑相同的L油道，將油孔a、b連通。考慮配流盤和柱塞的結構參數，油孔和油道的半徑范圍設為0.4～0.8 mm。優化后的新配流盤結構能夠將非死點過渡區P的閉死高壓油排到低壓上死點過渡區M內，不僅僅為柱塞進入高壓排油區B提前預升壓，為柱塞進入低壓排油區C提前預降壓，減小了壓力沖擊，而且將非死點過渡區閉死高壓油液重新用于高壓排油區B，減小內部泄漏和流量脈動。

圖2 新配流盤結構 圖3 柱塞分布

本文作者研究的軸向柱塞泵的柱塞數為9個(相鄰柱塞間隔40°)，柱塞分布如圖3所示，藍色部分代表處于低壓的柱塞，則位于吸油窗口A的柱塞有4或5個；紅色部分代表處于超高壓的柱塞，則位于排油窗口B的柱塞有2或3個；黃色部分代表處于較高壓的柱塞，則處于排油窗口C的柱塞有2或3個。根據上死點過渡區域和非死點過渡區域的位置關系，油孔a應該位于配流盤的-10°～20°內；油孔b應該位于配流盤的80°～110°內。當非死點過渡區b油孔與上死點過渡區a油孔分布角度為80°時，離開高壓排油口B的柱塞3進入非死點過渡區與油孔b連通，同時離開低壓吸油口A的柱塞1進入上死點過渡區與油孔a連通，兩個柱塞通過該油道相通，油液壓力損失和能量消耗最少。

2 基于新型配流盤的柱塞泵仿真模型

在缸體定軸轉動和斜盤約束的共同作用下，柱塞在缸體內做周期性直線運動，單個柱塞吸入和排出的流量為

(1)

式中：為節流流量；為流量系數；為柱塞轉過角度；()為配流面積；為油液密度；為柱塞腔內油液壓力；為與柱塞腔相連通的泵出口壓力。

2.1 單柱塞與油孔配流面積

如圖4所示柱塞腔與油孔連通的過程可分為6個階段，柱塞轉到位置處，柱塞腔與油孔接觸；柱塞轉到位置處，柱塞腔與油孔開始完全接通；柱塞轉到位置處，柱塞腔與油孔完全接通恰好結束；柱塞轉到位置處，柱塞腔與油孔脫離。

當柱塞與油孔連通但未完全連通，如圖4(b)、(e)所示，將連通區域放大，得到圖5。

圖4 柱塞與油孔配流過程

圖5 柱塞與油孔連通放大圖

此時柱塞與油孔的配流面積公式為

=+

(2)

其中：

(3)

(4)

式中：為柱塞腔前端弧形半徑;為油孔的半徑;為柱塞腔在配流盤上的分布半徑;Δ表示這一時刻相對于圖4(a)(恰好接觸時)轉過的角度。

則柱塞與油孔的配流面積為

(5)

2.2 新配流盤結構三配流軸向柱塞泵仿真模型

在AMESim軟件中，建立基于新型配流盤結構的軸向柱塞泵模型，圖6和圖7所示分別為單柱塞仿真模型與泄油通道仿真模型；圖8所示為具有新配流盤的柱塞泵模型，該仿真模型包括電動機模型、斜盤模型、單柱塞模型、配流盤模型等。

圖6 單柱塞仿真模型

圖7 泄油通道仿真模型

圖8 新配流盤結構的柱塞泵整體模型

圖6所示為單柱塞模型，將A、B、C配流面積計算公式導入MATLAB中計算，得到不同角度下柱塞腔與配流窗口連通面積數據，再將其轉化開閉大小的信號，控制節流口5、6、7開度，模擬柱塞與配流盤的配流過程。

圖7所示為泄油通道仿真模型，將不同直徑、不同位置的油孔數據代入公式(5)中，得到相應的泄油通道配流面積公式，再代入MATLAB中求得準確的配流面積數據，進而將其轉化為油孔開度大小的信號代入AMESim模型中。

3 仿真分析與參數優化

3.1 基本特性分析

圖9為新型配流盤柱塞泵基本特性對比曲線，=0.232～0.234 s時柱塞位于上死點過渡區；=0.246～0.248 s時柱塞位于非死點過渡區。新配流盤結構相較于原配流盤結構，非死點過渡區油液通過油道L流入上死點過渡區柱塞內，上死點過渡區柱塞壓力上升快，柱塞腔內油液得以預升壓；非死點過渡區柱塞腔內油液得以預泄壓，流量脈動和壓力沖擊大大減小；高壓排油口B的流量脈動明顯減小、平均流量上升。

圖9 新型配流盤柱塞泵基本特性對比曲線

因此，新配流盤結構能夠有效地對非死點過渡區域產生的流量脈動和壓力沖擊起到減緩的作用，軸向柱塞泵性能會有很大提升，有利于整個液壓系統平穩運行。

3.2 配流盤結構參數優化

油孔半徑、油孔分布位置和油道長度是新配流盤結構的關鍵參數，這些參數將直接影響新配流盤結構能否以優良的特性達到預期。但由于上死點過渡區油孔a與非死點過渡區油孔b分布角度為80°，油道長度是定值，將主要研究油孔半徑、油孔分布位置對柱塞泵性能的影響。

(1)油孔半徑

油孔半徑將直接影響油道流量、流經油道壓力損失等。將油孔a、b的位置分別設置于8°和88°，油孔a、b半徑分別為0.4、0.65、0.8 mm進行仿真分析，得到圖10所示油孔半徑影響對比曲線。

圖10 油孔半徑影響曲線

當油孔半徑為0.4 mm時，油道流量很小，非死點過渡區柱塞流量脈動和排油口B流量波動較大，造成柱塞泵振動，不能達到預期效果。

當油孔半徑為0.8 mm時，油道流量較大，非死點過渡區流量脈動最小，但排油口B油液沖擊大，會造成非對稱液壓缸速度波動，不利于液壓系統穩定運行。

當油孔半徑為0.65 mm時，非死點過渡區的流量脈動較小，排油口B的輸出流量平穩，達到了新型配流盤結構預期的效果。

(2)油孔分布位置

油孔分布位置直接影響柱塞通過油道時的速度、油道流量等因素。將油孔半徑設置為0.65 mm，油孔a、b的位置分別在0°和80°、8°和88°、20°和100°時進行仿真分析，得到圖11所示油孔位置影響對比曲線。

圖11 油孔位置影響曲線

當油孔a設置在0°、油孔b位置在80°時，此時油道內流量最大，非死點過渡區流量脈動最小；但排油口B部分高壓油液通過柱塞腔與油道相通，使得排油口B流量較低，柱塞泵整體效率降低。

當油孔a設置在20°、油孔b位置在100°時，柱塞腔內流量脈動依然很大；在柱塞與油孔相通之后瞬時，柱塞又與三角槽相連接，三角槽泄壓作用遠遠大于油道預泄作用，使得油道內流量較低，不能有效地將油液重新利用于系統中。

當油孔a設置在8°、油孔b位置在88°時，非死點過渡區流量脈動較小，上死點過渡區流量增大，排油口B流量脈動也大大減小，平均流量升高。柱塞通過新增油孔時間與柱塞通過非死點過渡區時間相吻合，泄油通道排出的高壓油液重新利用于系統中。

綜上可得，油孔a、b半徑大小為0.65 mm，油孔a設置在8°、油孔b位置在88°時，裝配有新型配流盤結構的非對稱軸向柱塞泵性能最優。

3.3 負載特性分析

為了驗證新配流盤結構的有效性和可行性，對不同負載情況下的非對稱軸向柱塞泵輸出特性進行分析。對排油口B分別加載5、10、15、21 MPa，得到圖12所示不同負載下柱塞腔內流量、壓力特性曲線。

圖12 不同負載下柱塞腔內壓力、流量特性曲線

當排油口B負載較小時，非死點過渡區閉死高壓油排到上死點過渡區，會造成上死點過渡區柱塞腔壓力高于排油口B壓力，當柱塞與排油口B完全接通后，造成微小壓力沖擊，但柱塞泵整體特性平穩。

當排油口B負載較大時，非死點過渡區高壓油排到上死點過渡區，對上死點過渡區油液起到預升壓作用，柱塞與排油口B完全接通后，壓力無明顯波動；對非死點過渡區起到預降壓作用，壓力沖擊大大減小，柱塞泵運行平穩。

由以上仿真可知，軸向柱塞泵排油口B在不同負載下，柱塞腔內流量轉換過程較為平穩，柱塞腔內壓力波動較小；新配流盤結構的上死點過渡區柱塞腔壓力和非死點過渡區柱塞腔的壓力相平衡，對非死點過渡區的壓力沖擊起到緩沖的作用，所確定的新型配流盤結構合理。

4 結論

(1)針對非對稱軸向柱塞泵非死點過渡區流量脈動和壓力沖擊引起的振動噪聲問題，提出一種利用油道將非死點過渡區高壓油預泄到上死點過渡區的新型配流盤結構，該方案能對非死點過渡區柱塞起到預降壓作用，對上死點過渡區柱塞起到預升壓作用，大大減小了柱塞泵的流量脈動和壓力沖擊。

(2)對不同油道參數進行研究，當油孔半徑為0.65 mm，位置分布為8°和88°，柱塞通過非死點過渡區時，軸向柱塞泵流量脈動相對小，整體的性能較優。

(3)對不同工作負載下軸向柱塞泵特性進行研究，結果表明柱塞腔內的流量、壓力變化情況較為平穩，新配流盤結構能夠保證柱塞泵的平穩運行。