主動(dòng)減震系統(tǒng)擺線泵卸荷槽的流場(chǎng)特性

曹文斌，劉雨聰，白桂香，曹澤鈺

(1. 蘭州理工大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730050； 2. 華中科技大學(xué)無(wú)錫研究院，江蘇 無(wú)錫 214174)

隨著汽車(chē)研發(fā)制造水平的提高，人們對(duì)于汽車(chē)的操控性和舒適性有了更高的要求.主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)因具有提高人員乘坐舒適性、車(chē)輛操縱穩(wěn)定性及能量回收等優(yōu)勢(shì)，在車(chē)輛懸架系統(tǒng)中應(yīng)用廣泛.該系統(tǒng)根據(jù)車(chē)輛行駛速度、路面工況，可實(shí)現(xiàn)車(chē)身高度的動(dòng)態(tài)調(diào)節(jié)[1].主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)主要由動(dòng)力單元、液壓缸、蓄能器、減震彈簧組成，車(chē)輛在復(fù)雜路面行駛時(shí)，系統(tǒng)處于頻繁啟停、變轉(zhuǎn)速、變負(fù)載波等復(fù)雜工況運(yùn)行，因此對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力單元中的液壓泵提出了更高的要求.

液壓泵作為主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元的核心元件，其性能是影響懸架系統(tǒng)綜合性能的關(guān)鍵因素.擺線泵因具有結(jié)構(gòu)緊湊、抗污染能力強(qiáng)、嚙合點(diǎn)相對(duì)滑移速度小、齒面磨損少、壓力脈動(dòng)小，且可雙向旋轉(zhuǎn)，能夠工作在泵馬達(dá)工況等特殊優(yōu)勢(shì)[2-4]，成為主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元的首選.近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者開(kāi)展了高轉(zhuǎn)速擺線泵的研究工作，有研究表明，隨著轉(zhuǎn)速的增大，擺線泵流量脈動(dòng)加劇，油液填充率降低，輸出流量減少[3-4].MANCO等[5]通過(guò)增壓或利用從安全閥排出的油的動(dòng)能來(lái)改善從兩側(cè)向轉(zhuǎn)子室填充或供給油，實(shí)現(xiàn)了高轉(zhuǎn)速的線性流速特性，壓力脈動(dòng)明顯減緩，同時(shí)降低了泵的噪聲.ZHANG等[6]研究發(fā)現(xiàn)泵入口壓力影響氣蝕的發(fā)生，泵入口壓力越低，當(dāng)泵排量增大時(shí)，在高轉(zhuǎn)速下更容易受到空泡的影響，從而導(dǎo)致流量下降.SCHWEIGER等[7]提出了一種擺線泵仿真模型，該模型遵循多域模擬方法，包括用于參數(shù)幾何生成、流體動(dòng)力學(xué)模擬、特征幾何數(shù)據(jù)的數(shù)值計(jì)算和CAD/FEM集成的子模型.ALTARE[8]對(duì)擺線潤(rùn)滑泵的主要幾何參數(shù)對(duì)吸入能力的影響進(jìn)行研究，發(fā)現(xiàn)齒形參數(shù)、吸油口壓力、徑向間隙及進(jìn)出油口流道對(duì)擺線泵流量脈動(dòng)及流量特性均有影響.國(guó)內(nèi)外學(xué)者在高轉(zhuǎn)速擺線泵研究方面已有一些研究成果，然而，在寬轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，關(guān)于配流副結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)擺線泵輸出特性的影響鮮見(jiàn)文獻(xiàn)報(bào)道.

擺線泵流量特性是影響主動(dòng)減震系統(tǒng)泵控缸輸出特性的重要因素，對(duì)系統(tǒng)的穩(wěn)定性和可靠性具有重要意義[9].因此，文中從擺線泵配流副結(jié)構(gòu)參數(shù)的角度，研究寬轉(zhuǎn)速工況下擺線泵齒形圓卸荷槽對(duì)其流場(chǎng)特性的影響，以獲得寬轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)擺線泵配流副設(shè)計(jì)方法，為主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定依據(jù).

1 動(dòng)力單元結(jié)構(gòu)及性能參數(shù)

1.1 動(dòng)力單元結(jié)構(gòu)

主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元結(jié)構(gòu)如圖1所示，該動(dòng)力單元由直流電動(dòng)機(jī)和擺線泵組成，其核心零部件為擺線泵內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子及兩側(cè)配流盤(pán).內(nèi)轉(zhuǎn)子在電動(dòng)機(jī)和泵軸的驅(qū)動(dòng)下帶動(dòng)外轉(zhuǎn)子同向旋轉(zhuǎn)，內(nèi)轉(zhuǎn)子和外轉(zhuǎn)子相鄰嚙合點(diǎn)構(gòu)成的密封容積腔周而復(fù)始地增大與減小，經(jīng)配流盤(pán)配流窗口向單出桿液壓缸連續(xù)輸出油液.動(dòng)力單元電動(dòng)機(jī)與擺線泵共用同一殼體，擺線泵左側(cè)配流窗口開(kāi)設(shè)有油槽，可實(shí)現(xiàn)浸油電動(dòng)機(jī)的冷卻.

圖1 主動(dòng)減震懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元Fig.1 Power unit of active vibration damping system

當(dāng)擺線泵內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子與配流盤(pán)構(gòu)成的密封容積腔處于最大容積位置時(shí)，密封容積腔與高、低壓油液均不連通，此時(shí)的配流窗口結(jié)構(gòu)型式將影響密封容積腔預(yù)升壓效果，從而影響主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元綜合性能.文中將建立不同結(jié)構(gòu)形式的齒形圓卸荷槽，研究卸荷槽結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)擺線泵流場(chǎng)特性的影響.

在不考慮間隙泄漏與吸油不足的理想狀態(tài)下，擺線泵的流量即為理論流量.在確定轉(zhuǎn)子齒廓曲線方程的基礎(chǔ)上，通過(guò)CAD設(shè)計(jì)軟件中的計(jì)算區(qū)域面積求解功能，獲得內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子的最大、最小容積腔面積，從而獲得擺線泵理論流量.

實(shí)際上，由于間隙泄漏、吸油不足等因素影響，擺線泵實(shí)際輸出流量總是小于理論流量.定義擺線泵容積效率ηV為

(1)

式中：Qreal為擺線泵的實(shí)際出口流量；Qth為擺線泵的理論流量.

擺線泵在每個(gè)瞬時(shí)的流量不同，存在一定的流量波動(dòng)，進(jìn)而產(chǎn)生壓力脈動(dòng).定義擺線泵壓力脈動(dòng)δp為

(2)

1.2 內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子齒廓方程及形線

圖2為內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子的齒廓形線示意圖.

圖2 內(nèi)外轉(zhuǎn)子齒廓形線示意圖Fig.2 Schematic diagram of tooth profile of inner and outer rotor

根據(jù)圖2中內(nèi)外轉(zhuǎn)子的嚙合關(guān)系，可得到內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子的嚙合方程為

(3)

式中：θ為線O2C與線CN之間的夾角，表示嚙合點(diǎn)M與滾圓旋轉(zhuǎn)角度φ2的關(guān)系；L為創(chuàng)成圓半徑；r2為外轉(zhuǎn)子節(jié)圓半徑.

通過(guò)坐標(biāo)變換法，得到嚙合點(diǎn)M在定坐標(biāo)系XfOfYf的齊次坐標(biāo)，結(jié)合式(3)確定內(nèi)轉(zhuǎn)子齒廓曲線.外轉(zhuǎn)子齒廓曲線是與內(nèi)轉(zhuǎn)子曲線共軛的圓弧，該圓弧半徑為短幅外擺線等距曲線的等距值.

內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子齒廓參數(shù)對(duì)擺線泵輸出特性具有影響.通過(guò)分析短幅外擺線形成機(jī)理，基于內(nèi)滾法，確定8/9齒數(shù)內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子齒廓幾何參數(shù)分別為創(chuàng)成圓半徑24.24 mm，外轉(zhuǎn)子齒型圓半徑4.87 mm，外轉(zhuǎn)子齒根圓半徑24.16 mm，外轉(zhuǎn)子齒頂圓半徑19.36 mm，內(nèi)轉(zhuǎn)子齒頂圓半徑21.76 mm，內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根圓半徑16.96 mm.圖3為設(shè)計(jì)的8/9齒數(shù)擺線泵內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子齒廓曲線.

圖3 內(nèi)外轉(zhuǎn)子齒廓曲線Fig.3 Inner and outer rotor tooth profile curves

2 數(shù)值計(jì)算

2.1 計(jì)算模型

文中研究的主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)擺線泵采用8/9齒數(shù)的內(nèi)外轉(zhuǎn)子，轉(zhuǎn)子與兩側(cè)配流盤(pán)構(gòu)成密封容積腔，隨著內(nèi)轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)，外轉(zhuǎn)子跟隨內(nèi)轉(zhuǎn)子同向旋轉(zhuǎn)，密封容積腔周而復(fù)始增大與減小，從而完成吸油和排油過(guò)程[10-11].根據(jù)圖1所設(shè)計(jì)的主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元三維模型，抽取并建立擺線泵內(nèi)流道模型，如圖4所示.

圖4 全齒形圓卸荷槽Fig.4 Full tooth circular unloading groove

齒形圓卸荷槽尺寸采用外轉(zhuǎn)子齒形圓形狀，即通過(guò)齒形圓增大進(jìn)出油面積梯度，并保證卸荷槽采用的外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓內(nèi)曲線與外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓距離為0.5 mm，避免因加工誤差等原因造成高低壓油腔連通，影響封油效果.齒形圓卸荷槽使密封容積腔油液經(jīng)過(guò)最大容積腔后，能夠快速與高壓油液連通，使得過(guò)渡區(qū)面積梯度明顯增大.增加的齒形圓卸荷槽結(jié)構(gòu)能夠有效增大配流盤(pán)與齒間容積的面積梯度，使吸油動(dòng)作更加快速、連貫，進(jìn)油充分，從而達(dá)到增大容積效率的目的.

與無(wú)齒形圓卸荷槽配流盤(pán)相比，全齒形圓卸荷槽配流的配流盤(pán)增大了最大密封容積腔與高壓排油區(qū)節(jié)流口面積梯度，最大密封容積腔預(yù)升壓時(shí)間更短.為此，在保證齒形圓卸荷槽輪廓的基礎(chǔ)上，從轉(zhuǎn)子橫向、縱向分別設(shè)計(jì)不同寬度的齒形圓卸荷槽，建立不同齒形圓結(jié)構(gòu)參數(shù)的內(nèi)流道模型.

定義無(wú)齒形圓卸荷槽配流的擺線泵模型為結(jié)構(gòu)0，全齒形圓卸荷槽配流的擺線泵模型定義為結(jié)構(gòu)7，對(duì)不同寬度卸荷槽的擺線泵流道模型分別進(jìn)行說(shuō)明，如表1所示.

表1 不同結(jié)構(gòu)齒形圓卸荷槽說(shuō)明Tab.1 Description of circular unloading grooves with different tooth-shapes

不同結(jié)構(gòu)齒形圓卸荷槽模型如圖5所示.在不同工況下，分別對(duì)8種結(jié)構(gòu)配流窗口的擺線泵模型進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，研究擺線泵的流量輸出特性.

圖5 不同結(jié)構(gòu)齒形圓卸荷槽Fig.5 Tooth-shaped circular unloading groove with different structures

2.2 網(wǎng)格劃分及無(wú)關(guān)性檢驗(yàn)

所研究的齒形圓卸荷槽結(jié)構(gòu)種類(lèi)多、轉(zhuǎn)速范圍寬，考慮到計(jì)算精度和計(jì)算耗時(shí)的問(wèn)題，采用二叉樹(shù)網(wǎng)格可以獲得與貼體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格相當(dāng)?shù)挠?jì)算精度，且網(wǎng)格數(shù)目更少[12].為提高數(shù)值計(jì)算的精度和計(jì)算效率，需要選擇合適的網(wǎng)格尺度.圖6為全齒形圓卸荷槽的擺線泵網(wǎng)格劃分結(jié)果，其中內(nèi)、外轉(zhuǎn)子嚙合區(qū)域劃分15層網(wǎng)格.以容積效率為判據(jù)指標(biāo)，對(duì)全齒形圓卸荷槽的擺線轉(zhuǎn)子泵進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證.當(dāng)容積效率相對(duì)于網(wǎng)格數(shù)相關(guān)性不大時(shí)，即認(rèn)為網(wǎng)格無(wú)關(guān)[12].文中最終選定網(wǎng)格數(shù)為21.34萬(wàn)進(jìn)行后續(xù)計(jì)算.

圖6 全齒形圓卸荷槽的擺線泵網(wǎng)格劃分Fig.6 Grid division of gerotor pump with full tooth-shaped circular unloading groove

2.3 邊界條件設(shè)置及控制方程

邊界條件設(shè)定如下：選用46號(hào)液壓油，油液的密度設(shè)定為870 kg/m3，工作溫度設(shè)定為40 ℃；進(jìn)出口均設(shè)定為壓力邊界，其中出口壓力p=2.5 MPa，入口壓力設(shè)定為大氣壓；采用動(dòng)網(wǎng)格定義內(nèi)外轉(zhuǎn)子壁面為轉(zhuǎn)動(dòng)壁面邊界，剛性類(lèi)型；采用恒定氣體質(zhì)量分?jǐn)?shù)的空化模型；飽和蒸汽壓設(shè)定為 4.0×10-4MPa，動(dòng)力黏度設(shè)定為0.040 25 N·s/m2.

擺線泵內(nèi)轉(zhuǎn)子速度分別設(shè)定為1 000，2 000，3 000，4 000，5 000，6 000 r/min，外轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速由內(nèi)外轉(zhuǎn)子齒數(shù)確定.設(shè)定非定常時(shí)間步長(zhǎng)為0.167 ms，一個(gè)時(shí)間步內(nèi)迭代步數(shù)設(shè)定為50步.

應(yīng)用Pumplinx軟件對(duì)主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)擺線泵流場(chǎng)特征進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，擺線泵內(nèi)為湍流運(yùn)動(dòng)，采用k-ε雙方程湍流模型[13-14]，其控制方程為

(4)

(5)

式中：ρ為平均流體密度；Ui為流體水平速度分量；Uj為流體法向速度分量；xi為流體水平位移分量；xj為流體法向位移分量；μe為等效湍流黏度；k為湍流動(dòng)能；ε為湍流耗散率；σk為k方程的湍流普朗特?cái)?shù)，σk=1.0；σε為ε方程的湍流普朗特?cái)?shù)，σε=1.3；C1ε,C2ε為常數(shù)，C1ε=1.44,C2ε=1.92.

空化模型[15-16]方程式為

(6)

式中：Ω為控制體積體積；fv為蒸汽質(zhì)量分?jǐn)?shù)；σ為控制體積表面；v為速度矢量；vσ為控制面速度矢量；n為表面法線；Df為蒸汽擴(kuò)散系數(shù)；μt為紊流黏度；σf為紊流施密特?cái)?shù)；Re為蒸汽生成速率；Rc為蒸汽凝結(jié)速率.

3 計(jì)算結(jié)果及分析

3.1 擺線泵流量壓力特性

分別對(duì)無(wú)齒形圓卸荷槽和全齒形圓卸荷槽的擺線泵進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，圖7為2種擺線泵在不同轉(zhuǎn)速下的容積效率.可以看出，轉(zhuǎn)速為1 000～3 000 r/min時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速的增大，2種卸荷槽配流的擺線泵容積效率都相應(yīng)增大.這是由于轉(zhuǎn)速增大，擺線泵泄漏量雖有增加，但與輸出流量的增加量相比，泄漏量占比減少，擺線泵容積效率增大.

圖7 全齒形圓/無(wú)齒形圓卸荷槽配流的擺線泵容積效率Fig.7 Volumetric efficiency of gerotor pump with/without discharge groove distribution

低轉(zhuǎn)速工況時(shí)，擺線泵吸油流道真空度小，油液介質(zhì)中析出的氣泡含量少，擺線泵容積效率高.隨著轉(zhuǎn)速的增大，當(dāng)轉(zhuǎn)速超過(guò)3 000 r/min時(shí)，進(jìn)口流道內(nèi)真空度增大，吸油流道出現(xiàn)明顯的空化，導(dǎo)致擺線泵油液填充率降低，擺線泵吸油不足，使得容積效率增幅變小.當(dāng)轉(zhuǎn)速為4 000 r/min時(shí)，全齒形圓卸荷槽的擺線泵容積效率高于無(wú)齒形圓卸荷槽擺線泵容積效率，這是由于高轉(zhuǎn)速下全齒形圓卸荷槽的配流面積相對(duì)原模型更大，能夠更有效地實(shí)現(xiàn)吸排油.因此，在高轉(zhuǎn)速工作區(qū)，全齒形圓卸荷槽的配流形式更優(yōu).

圖8為不同轉(zhuǎn)速工況下，無(wú)齒形圓卸荷槽與全齒形圓卸荷槽的擺線泵壓力脈動(dòng)情況，可以看出：隨著轉(zhuǎn)速的增大，擺線泵壓力脈動(dòng)逐漸增大；兩者的壓力脈動(dòng)值相差最大出現(xiàn)在3 000 r/min時(shí)，壓力脈動(dòng)值差值為0.71%；在1 000 r/min時(shí)的壓力脈動(dòng)相差最小，壓力脈動(dòng)差值0.11%.

圖8 全齒形圓/無(wú)齒形圓卸荷槽配流的擺線泵壓力脈動(dòng)Fig.8 Pressure pulsation of gerotor pump with/without discharge groove distribution

綜上所述，從容積效率的角度，擺線泵若工作轉(zhuǎn)速低，配流窗口無(wú)齒形圓卸荷槽結(jié)構(gòu)好，若擺線泵工作轉(zhuǎn)速高，全齒形圓卸荷槽結(jié)構(gòu)更好；從擺線泵出口壓力脈動(dòng)的角度，在全部工作轉(zhuǎn)速內(nèi)，全齒形圓卸荷槽的擺線泵壓力脈動(dòng)低于無(wú)齒形圓卸荷槽壓力脈動(dòng).主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)擺線泵工作轉(zhuǎn)速一般在5 000 r/min左右，因此配套主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)的擺線泵配流盤(pán)應(yīng)開(kāi)設(shè)齒形圓卸荷槽.

3.2 變卸荷槽結(jié)構(gòu)的擺線泵容積效率

實(shí)際工況下，主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)中設(shè)置有蓄能器，可為主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元提供約0.5 MPa的壓力，該蓄能器不僅可儲(chǔ)存單出桿液壓缸往復(fù)行程中的多余油液，而且約0.5 MPa的壓力能夠有效提高擺線泵吸油特性，從而提高其容積效率.結(jié)合主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)實(shí)際運(yùn)行工況，設(shè)置擺線泵入口壓力為0.5 MPa，出口工作壓力為2.5 MPa，在不同轉(zhuǎn)速工況下，分別對(duì)8種結(jié)構(gòu)模型的擺線泵進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，研究其輸出流量特性，結(jié)果如圖9所示.

圖9 不同結(jié)構(gòu)卸荷槽的擺線泵容積效率Fig.9 Volumetric efficiency of gerotor pump with different unloading groove structures

由圖9可以看出：低轉(zhuǎn)速時(shí)，擺線泵容積效率隨轉(zhuǎn)速的升高而增大；在轉(zhuǎn)速1 000～3 000 r/min內(nèi)，結(jié)構(gòu)0的擺線泵容積效率最高，這與之前分析結(jié)果一致，即無(wú)齒形圓卸荷槽配流結(jié)構(gòu)在中低轉(zhuǎn)速整體效果更好；高轉(zhuǎn)速時(shí)，無(wú)齒形圓卸荷槽配流結(jié)構(gòu)容積效率明顯偏低，尤其在5 000 r/min時(shí)，有齒形圓卸荷槽的結(jié)構(gòu)7容積效率最高，為96.11%，無(wú)齒形圓卸荷槽的結(jié)構(gòu)0容積效率最低，為95.44%，這研究表明有齒形圓卸荷槽在高轉(zhuǎn)速優(yōu)于無(wú)齒形圓卸荷槽的配流結(jié)構(gòu)，能夠提高擺線泵的容積效率.

3.3 變負(fù)載工況對(duì)擺線泵流場(chǎng)特性的影響

寬轉(zhuǎn)速擺線泵實(shí)際工作時(shí)負(fù)載是不斷變化的，所以對(duì)負(fù)載變化引起的出口壓力變化進(jìn)行研究非常必要. 由于主動(dòng)減震液壓懸架系統(tǒng)動(dòng)力單元用擺線泵主要工作在高速工況下，文中設(shè)定擺線泵內(nèi)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速為5 000 r/min，泵入口壓力為0.5 MPa，對(duì)不同負(fù)載壓力下的擺線泵輸出特性進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，圖10為變負(fù)載下有、無(wú)齒形圓卸荷槽配流擺線泵的容積效率對(duì)比.

圖10 變負(fù)載工況的擺線泵容積效率Fig.10 Volume efficiency of gerotor pump under va-riable load conditions

由圖10可以看出：隨著出口壓力的增大，無(wú)齒形圓卸荷槽和全齒形圓卸荷槽配流的擺線泵容積效率均出現(xiàn)下降的趨勢(shì)，即出口壓力越大，擺線泵容積效率越低；全齒形圓卸荷槽配流的擺線泵出口壓力在2.5，3.0，4 .0，5.0 MPa時(shí)容積效率均高于無(wú)齒形圓卸荷槽配流的擺線泵，尤其在出口壓力為2.5 MPa時(shí)，全齒形圓卸荷槽配流的擺線泵容積效率高達(dá)96.1%.

圖11為變負(fù)載工況下2種結(jié)構(gòu)卸荷槽配流的擺線泵出口壓力脈動(dòng)變化，可以看出，隨著出口負(fù)載壓力的增大，壓力脈動(dòng)逐漸減小，2種結(jié)構(gòu)的壓力脈動(dòng)相差不大，最大差值為0.49%.

圖11 變負(fù)載工況的擺線泵壓力脈動(dòng)Fig.11 Pressure pulsation of gerotor pump under va-riable load conditions

4 結(jié) 論

從擺線泵配流副結(jié)構(gòu)參數(shù)的角度，研究寬轉(zhuǎn)速工況下配流副齒形圓卸荷槽對(duì)其流場(chǎng)特性的影響.通過(guò)建立不同結(jié)構(gòu)形式的齒形圓卸荷槽配流副三維模型，對(duì)擺線泵在不同工況下的壓力脈動(dòng)及容積效率進(jìn)行了數(shù)值計(jì)算及結(jié)果分析，得到結(jié)論如下：

1) 在高轉(zhuǎn)速工作區(qū)，配流副全齒形圓卸荷槽的擺線泵容積效率高于無(wú)齒形圓卸荷槽的擺線泵容積效率.增大擺線泵入口壓力能夠有效提高其容積效率.

2) 配流副齒形圓卸荷槽對(duì)擺線泵輸出壓力脈動(dòng)的影響顯著，全齒形圓卸荷槽擺線泵輸出壓力脈動(dòng)小于無(wú)齒形圓卸荷槽擺線泵壓力脈動(dòng).隨著轉(zhuǎn)速的增大，2種配流結(jié)構(gòu)形式的擺線泵壓力脈動(dòng)均會(huì)增加.

3) 恒轉(zhuǎn)速、變負(fù)載工況會(huì)影響擺線泵容積效率及輸出壓力脈動(dòng).負(fù)載壓力越大，擺線泵容積效率越小，壓力脈動(dòng)值減小.在轉(zhuǎn)速5 000 r/min及變負(fù)載工況下，全齒形圓卸荷槽擺線泵容積效率大于無(wú)齒形圓卸荷槽擺線泵容積效率，壓力脈動(dòng)低于無(wú)齒形圓卸荷槽擺線泵壓力脈動(dòng).