雙列柱塞泵配流盤的設(shè)計與仿真研究

余永平，尹霞

(1.中航工業(yè)南京機電液壓工程研究中心，江蘇南京 211106;

2.中航工業(yè)南京航健航空裝備技術(shù)服務(wù)有限公司，江蘇南京 211102)

雙列柱塞泵配流盤的設(shè)計與仿真研究

余永平1，尹霞2

(1.中航工業(yè)南京機電液壓工程研究中心，江蘇南京 211106;

2.中航工業(yè)南京航健航空裝備技術(shù)服務(wù)有限公司，江蘇南京 211102)

以雙列軸向柱塞泵為研究對象，根據(jù)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(dǎo)了配流盤的過渡區(qū)角度、三角減振槽和阻尼孔的設(shè)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(yōu)化作用。

新型雙列軸向柱塞泵;減震槽;壓力脈動;優(yōu)化

0 前言

軸向柱塞泵 (Axial Piston Pump)是指柱塞的往復(fù)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(nèi)往復(fù)運動所產(chǎn)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(guān)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(gòu)造

配流盤是軸向柱塞泵的吸、排油的分配機構(gòu)。在缸體轉(zhuǎn)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(wù)決定了它在和缸體配合時必須有合理的間隙，也就必然產(chǎn)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(jié)構(gòu)應(yīng)在單列泵的基礎(chǔ)上展開。

配流盤過渡區(qū)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(tǒng)柱塞泵中，過渡區(qū)的包角往往大于缸體腰型槽的包角，這種結(jié)構(gòu)稱為正迭型分油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的分油盤的柱塞泵，當(dāng)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(jīng)過精確計算的距離內(nèi)，腔內(nèi)油液被密閉預(yù)增壓。這樣在接通高壓油的瞬間，內(nèi)外腔無壓力差，壓力脈動被顯著降低。同理可知，當(dāng)柱塞離開高壓窗口進入低壓前，缸體內(nèi)部的高壓油液被預(yù)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(qū)內(nèi)設(shè)置預(yù)壓縮角Δα1和Δα2，其中Δα1為低壓區(qū)與高壓區(qū)溝通時的預(yù)增壓角，Δα2為高壓區(qū)與低壓區(qū)溝通時的預(yù)減壓角 (如圖3)。在雙列泵的配流盤設(shè)計時，由于旋轉(zhuǎn)一周時內(nèi)外列柱塞的行程不同，但要求的內(nèi)外列柱塞腔內(nèi)的預(yù)增壓值和預(yù)減壓值必須相同，因此，必須保證內(nèi)外列柱塞的預(yù)壓縮體積相同。當(dāng)考慮過渡區(qū)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(qū)會相應(yīng)的增大 (如單列柱塞泵輸出壓力21 MPa時，要求的過渡區(qū)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(diào)節(jié)力矩，那么在設(shè)計時就必須采用三角阻尼槽的設(shè)計方式，如圖1、圖2所示。

圖1 柱塞腔與配流盤位置關(guān)系

圖2 節(jié)流面積示意圖

2 配流盤過渡區(qū)封閉角的設(shè)計

設(shè)柱塞腔油液的容積為V，當(dāng)柱塞轉(zhuǎn)過上死點向下移動開始，柱塞腔內(nèi)的體積就會被壓縮，柱塞腔內(nèi)的壓力就會相應(yīng)的增大。壓力升高和柱塞行程的關(guān)系由下式?jīng)Q定:

式中:αi為柱塞所處位置相對上死點位置的偏轉(zhuǎn)角;

Δαi為αi的微小增量;

Dn為內(nèi)、外列柱塞分布圓直徑 (n=1、2);

dn為內(nèi)、外列柱塞直徑 (n=1、2);

γ為斜盤傾角。

將以上兩式結(jié)合化簡就可以得到過渡區(qū)角度與柱塞腔中壓力提高量之間的關(guān)系:

式中:αi為柱塞所處位置相對上死點位置的偏轉(zhuǎn)角;Δαi為αi的微小增量;βγ為油液的壓縮系數(shù)，考慮到油液中通?；煊锌諝猓驭娄?1/7 000。

代入邊界條件對此式進行積分，就可以得到預(yù)期的壓力提高數(shù)值所對應(yīng)的預(yù)壓縮角的大小。如圖3中Δα1為預(yù)增壓角，Δα2為預(yù)減壓角?？芍?，

預(yù)增壓角度:

式中:V0為下死點處 (α=π)柱塞腔內(nèi)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(nèi)、外列分布圓的半徑;dn為內(nèi)、外列柱塞的直徑 (mm)。

圖3 預(yù)壓縮角

采用三角減震槽和阻尼孔設(shè)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(yù)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(shè)計可以看出，由于雙列泵的特殊性，內(nèi)外列柱塞的殘留容積是不一致的，這樣就需要分別設(shè)計內(nèi)、外列的過渡角。

3 減震槽的設(shè)計及優(yōu)化

減震槽的設(shè)計及優(yōu)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(fù)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(xiàn)壓力調(diào)節(jié)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(yù)壓縮體積也較大;當(dāng)泵的出口工作在接近全流量的狀態(tài)下時，壓力相對較低，需要的預(yù)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(xiàn)小的壓力脈動和噪聲水平，在配流盤設(shè)計時采用阻尼槽和阻尼孔的設(shè)計方式。

常用的配流盤阻尼槽的結(jié)構(gòu)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(yīng)用。三角槽的實質(zhì)就是在高 (低)壓槽之間設(shè)置一個節(jié)流面積逐漸變化的可變節(jié)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(qū)預(yù)先通過三角形節(jié)流孔逐漸的接通，把高壓油逐漸引入柱塞腔中，起到預(yù)增壓作用，三角形阻尼槽的參數(shù)主要包括深度夾角θ1和寬度夾角 θ2。

圖4 三角阻尼槽的結(jié)構(gòu)

在工程應(yīng)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(jù)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(guān)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(chǎn)生比較明顯的影響，其最佳角度范圍為5～10°。在實際設(shè)計時，會根據(jù)預(yù)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(jù)泵的實際工況，在設(shè)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(guān)文獻對阻尼槽寬度夾角θ2的仿真分析結(jié)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(wěn)。

4 配流盤小孔降噪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化

在三角形阻尼槽設(shè)計的同時，經(jīng)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(shè)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(dāng)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(guān)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(zhuǎn)一周的開閉函數(shù)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(shè)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(yù)增壓角度偏小，由于無三角減震槽設(shè)計，預(yù)增壓角度是恒定值 (按照全流量時28 MPa設(shè)計)，理論上雙列泵工作在27 MPa狀態(tài)下會出現(xiàn)壓力沖擊 (如圖8)。

圖6 配流盤開閉函數(shù)值

圖7 瞬時流量圖

圖8 瞬時壓力

圖8對柱塞腔內(nèi)壓力的仿真結(jié)果認(rèn)為，在泵工作在低壓大流量狀態(tài)下，由于柱塞腔內(nèi)預(yù)增壓的壓力為28 MPa，接通的瞬間，由于柱塞腔內(nèi)壓力 (28 MPa)高于泵出口壓力 (27 MPa)，會出現(xiàn)明顯的壓力和流量的沖擊，此時雙列泵內(nèi)外列的的輸出流量曲線如圖9、圖10所示，內(nèi)、外列出現(xiàn)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(nèi)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(yù)增壓和預(yù)減壓的三角槽設(shè)計，柱塞在與排油口和吸油溝通前，腔內(nèi)壓力和排油口壓力沒有動態(tài)的調(diào)節(jié)能力，就會導(dǎo)致在非設(shè)計壓力工作下柱塞腔內(nèi)壓力偏高或者偏低，產(chǎn)生壓力反灌和沖擊。

在出口壓力為28 MPa的零流量狀態(tài)下，對帶有減震三角槽設(shè)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(yù)增壓和預(yù)減壓圖像的流量沖擊較小，產(chǎn)生的原因是減震三角槽和預(yù)增壓角各占增壓值的一半，當(dāng)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(yù)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(nèi)壓力過渡平緩，在進入高壓排油口時，油液先向低壓區(qū)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(yù)壓縮角的合理設(shè)計，會使得新型雙列軸向柱塞泵在各個工作狀態(tài)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(shè)計的新型雙列泵單柱塞腔的壓力仿真結(jié)果如圖14，總的出口壓力脈動曲線如圖15。通過仿真結(jié)論認(rèn)為，新型雙列泵的出口壓力在三角槽和預(yù)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(jié)論

新型雙列柱塞泵的內(nèi)、外列柱塞分布圓半徑不同，導(dǎo)致的內(nèi)外列柱塞預(yù)壓縮角和減震三角槽的設(shè)計有所區(qū)別，尤其是外列柱塞間距過大，導(dǎo)致的流量波動較大。通過仿真可以看出在配流盤進、出口設(shè)置了三角槽和阻尼孔并優(yōu)化設(shè)計后，柱塞腔內(nèi)壓力被提前溝通，內(nèi)列和外列的壓力和流量也可以在配流盤內(nèi)提前溝通，此時雖然內(nèi)外腔的壓力差值大但過流面積很小，內(nèi)列柱塞的壓力和流量脈動可以抵消外列柱塞產(chǎn)生的脈動。因此，新型雙列柱塞泵減震三角槽和阻尼孔的設(shè)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。

［1］部立煥，王佃武，生凱章.液壓系統(tǒng)振動與噪聲的原因分析［J］.液壓與氣動，2005(12):73－74.

［2］張大斌，蘇明.基于AMESim的液壓柱塞泵的數(shù)學(xué)建模與流量脈動分析［J］.2010，31(1):100－102.

［3］郭鋒，高永強，鄭韋.軸向柱塞泵的流量脈動對壓力脈動的影響及分析口［J］.山東科技大學(xué)學(xué)報，2007，7(12):49－52.

［4］方建忠.多排式軸向柱塞泵的關(guān)鍵技術(shù)研究及動態(tài)仿真［D］.重慶:重慶大學(xué)，2007.

［5］楊逢瑜，馬毓姝.雙排式軸向柱塞泵的流量脈動分［J］.蘭州理工大學(xué)學(xué)報，2010，36(6):45 －47.

［6］付永領(lǐng)，祁曉野.LMS Imagine.LabAMEsim 系統(tǒng)建模和仿真參考手冊［M］.北京:北京航空航天大學(xué)出版社，2011.

［7］徐世君.軸向柱塞泵流量脈動的研究［J］.機械制造與研究.2007(3):39－43.

［8］楊帆.新型軸向雙排柱塞泵的研究［J］.制造技術(shù)與機床，2009(6):124－127.

［9］李玉林.液壓元件與系統(tǒng)設(shè)計［M］.北京:北京航空航天大學(xué)出版社，1991.

［10］盛敬超.液壓流體力學(xué)［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1980.

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(shè)計研發(fā)工作。E－mail:sohufgh@163.com。