張曉剛 閆 政 權(quán) 龍 劉勇辰

(1.太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 太原 030024;2.廈門大學(xué)能源學(xué)院， 廈門 361005)

雙排油軸向柱塞泵配流特性理論分析與試驗(yàn)

張曉剛1閆 政1權(quán) 龍1劉勇辰2

(1.太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 太原 030024;2.廈門大學(xué)能源學(xué)院， 廈門 361005)

通過改變缸體結(jié)構(gòu)、柱塞數(shù)、端蓋油路、配流盤形狀等，設(shè)計(jì)了雙排油內(nèi)外環(huán)并聯(lián)配流結(jié)構(gòu)的軸向柱塞泵，實(shí)現(xiàn)了單柱塞泵兩路高壓供油。針對單環(huán)柱塞數(shù)減少，腔內(nèi)壓力沖擊增大，脈動(dòng)變大等問題，對配流結(jié)構(gòu)進(jìn)行重新設(shè)計(jì)。在排油腰形槽和吸油腰形槽過渡區(qū)取消卸荷槽，利用加大配錯(cuò)角，在排油完畢未接通吸油時(shí)，腔內(nèi)封閉體積增大，未排盡的高壓油液壓力降低；在吸油腰形槽和排油腰形槽過渡區(qū)，排油卸荷槽利用階梯變化通流面積代替原連續(xù)變化的通流面積，削弱了卸荷槽幾何形狀要求。重新設(shè)計(jì)后的雙排油配流結(jié)構(gòu)，以45 mL軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)為參考，對配流結(jié)構(gòu)進(jìn)行了理論分析，建立了雙排油軸向柱塞泵仿真模型。以單柱塞腔內(nèi)壓力沖擊、輸出流量進(jìn)行分析研究，得外環(huán)壓力沖擊小，與傳統(tǒng)配流結(jié)構(gòu)相比較雙排油輸出口壓力脈動(dòng)變化率變小，并試制雙排油軸向柱塞泵。對試制泵進(jìn)行壓力脈動(dòng)測試、容積效率測試和噪聲測試，結(jié)果表明，與45 mL軸向柱塞泵進(jìn)行對比，壓力脈動(dòng)降低了約30%，噪聲也降低，容積效率不低于0.92。該雙排油軸向柱塞泵可以代替雙聯(lián)泵，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡化，能耗降低。

軸向柱塞泵； 雙排油； 配流特性； 壓力脈動(dòng)

引言

軸向柱塞泵與其他液壓泵相比，具有壓力高、效率高、壽命長、變量易于控制等優(yōu)點(diǎn)，在農(nóng)業(yè)機(jī)械中得到廣泛的應(yīng)用[1]。但需要2個(gè)獨(dú)立油源的液壓系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高。文獻(xiàn)[2-4]利用AVAS軟件計(jì)算了各種截面形狀的緩沖槽通流面積，分析了緩沖槽通流面積對柱塞泵倒灌的影響。文獻(xiàn)[5-8]同樣對增加預(yù)壓縮容積、配流過渡區(qū)設(shè)置單向閥等方法，對柱塞泵流量脈動(dòng)進(jìn)行了研究。邢科禮等[9-10]仿真分析了升壓和預(yù)釋壓的動(dòng)態(tài)過程，文獻(xiàn)[11-13]對軸向柱塞泵配流過程壓力和流量脈動(dòng)過程進(jìn)行了深入的研究。

配流結(jié)構(gòu)優(yōu)化主要是對配流過渡區(qū)的設(shè)計(jì)進(jìn)行研究，以達(dá)到降低軸向柱塞泵脈動(dòng)，提高容積效率[14-16]。文獻(xiàn)[17-20]通過預(yù)升壓/預(yù)降壓角的配流結(jié)構(gòu)進(jìn)行了壓力脈動(dòng)研究；MA等[21]分析了卸荷槽結(jié)構(gòu)、尺寸參數(shù)對壓力沖擊和流量脈動(dòng)的影響；CHO等[22]深入分析了錯(cuò)配角在4.5°時(shí)軸向柱塞泵脈動(dòng)降低和降壓過程氣泡析出減小。本文提出并聯(lián)排油結(jié)構(gòu)的配流形式，對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，在此基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)雙排油泵，并對其壓力脈動(dòng)、容積效率和噪聲進(jìn)行試驗(yàn)研究。

1 雙排油柱塞泵配流優(yōu)化設(shè)計(jì)

1.1 雙排油柱塞泵配流結(jié)構(gòu)

圖1為雙排油柱塞泵配流原理圖，軸向柱塞泵配流核心部分為配流盤，配流盤的作用是隔離和分配吸排油。由于雙作用葉片馬達(dá)有4個(gè)配流窗口，可以將配流窗口按照圖1進(jìn)行分配組成吸油和排油回路。A、B作為排油口，C作為吸油口。并聯(lián)排油結(jié)構(gòu)，在缸體旋轉(zhuǎn)過程，通過重新設(shè)計(jì)每個(gè)缸體徑向開口位置(圖2)，可以使柱塞腔交替在內(nèi)外排油環(huán)實(shí)現(xiàn)排油，而內(nèi)外環(huán)輸出流量互不影響。該泵完全可以作為雙聯(lián)泵應(yīng)用在液壓系統(tǒng)中，通過變轉(zhuǎn)速驅(qū)動(dòng)控制，實(shí)現(xiàn)壓力、流量復(fù)合控制。進(jìn)一步對雙排油柱塞泵配流結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，使脈動(dòng)變小，容積效率提高，實(shí)現(xiàn)低能耗輸出。

圖1 雙排油柱塞泵配流盤原理圖Fig.1 Distribution principle diagram of dual discharge axial piston pump1.內(nèi)環(huán) 2.外環(huán)

圖2 缸體三維模型Fig.2 3D solid cylinder model

1.2 配流結(jié)構(gòu)優(yōu)化及設(shè)計(jì)

單柱塞排油瞬時(shí)理論流量為

(1)

泵在旋轉(zhuǎn)時(shí)，缸體內(nèi)柱塞均勻分布，在同一瞬間有幾個(gè)柱塞處在排油區(qū)。但是各柱塞離開時(shí)上死點(diǎn)的轉(zhuǎn)角φi各不相同，泵的瞬時(shí)流量為處于排油區(qū)各個(gè)柱塞瞬時(shí)流量之和，即

(2)

柱塞數(shù)為偶數(shù)的瞬時(shí)理論流量不均勻系數(shù)為

(3)

柱塞數(shù)為奇數(shù)的瞬時(shí)理論流量不均勻系數(shù)為

(4)

式中d——柱塞直徑γ——斜盤擺角ω——泵旋轉(zhuǎn)角速度z——柱塞數(shù)R——柱塞孔分布圓半徑qt——泵瞬時(shí)流量

由式(1)～(4)可得軸向柱塞泵流量不均勻系數(shù)與柱塞的關(guān)系如表1所示。由表1可知柱塞數(shù)為奇數(shù)的流量不均勻系數(shù)遠(yuǎn)小于附近2個(gè)偶數(shù)的值，同時(shí)考慮到柱塞直徑和缸體的大小，一般柱塞數(shù)不會(huì)太多。在雙排油軸向柱塞泵，采用內(nèi)外環(huán)并聯(lián)配流結(jié)構(gòu)，采用每環(huán)5個(gè)柱塞，此時(shí)泵流量不均勻系數(shù)為原來9柱塞的3倍還多。為降低泵單柱塞腔內(nèi)壓力沖擊和輸出流量脈動(dòng)減小，可以進(jìn)一步優(yōu)化配流結(jié)構(gòu)。

表1 軸向柱塞泵流量不均勻系數(shù)與柱塞數(shù)的關(guān)系

泵工作過程柱塞腔內(nèi)流量連續(xù)性方程為

(5)

柱塞腔內(nèi)的流量變化為

(6)

式中qi——單柱塞排出流量qin——單柱塞吸入流量Qi——泵輸出流量Cd——流量系數(shù)A(φ)——配流面積ρ——油液密度pz——柱塞腔內(nèi)壓力pr——與柱塞腔連通的泵油口壓力V——柱塞腔容積β——油液體積彈性模量

雙排油軸向柱塞泵以45 mL軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)為參考依據(jù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過程泵主要參數(shù)如表2所示。在表2的基礎(chǔ)上對配流結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。以45 mL軸向柱塞泵為基礎(chǔ)，按照原結(jié)構(gòu)配流進(jìn)行更改，保持卸荷槽、配錯(cuò)角、上下死點(diǎn)位置保持不變，配流結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)內(nèi)外環(huán)排油結(jié)構(gòu)，如圖3所示。

配流盤3個(gè)腰形槽的尺寸、形狀、卸荷槽形狀等對雙排油柱塞泵動(dòng)態(tài)特性影響較大。由于并聯(lián)排油口的配流盤結(jié)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過程中缸體和配流盤接觸面開口不在一個(gè)分度圓上，造成柱塞數(shù)分布在2個(gè)分度圓上。由表1軸向柱塞泵流量不均勻系數(shù)與柱塞的關(guān)系，考慮缸體結(jié)構(gòu)和柱塞直徑、柱塞數(shù)引起流量不均勻。設(shè)計(jì)并聯(lián)雙排油柱塞泵總柱塞個(gè)數(shù)為10個(gè)，內(nèi)外環(huán)柱塞取奇數(shù)，內(nèi)外分度圓各5個(gè)柱塞。根據(jù)吸油和排油兩邊卸荷槽角對稱的關(guān)系，對雙排油柱塞泵并聯(lián)排油口配流盤進(jìn)行設(shè)計(jì)。配流盤上排油腰形槽直接連通，此配流盤完全進(jìn)入排油區(qū)時(shí)，配流面積保持不變；配流盤吸油和排油腰形槽的中心分度圓與缸體柱塞腔油口中心線不在一個(gè)圓上，導(dǎo)致計(jì)算有差別；柱塞數(shù)的不同導(dǎo)致各個(gè)階段的角度不一樣。

表2 雙排油柱塞泵主要參數(shù)

圖3 優(yōu)化前配流盤示意圖Fig.3 Port plate diagram before optimizing

為了減小單柱塞壓力沖擊和油液倒灌、倒流現(xiàn)象，優(yōu)化配流結(jié)構(gòu)，減少壓力脈動(dòng)，提高容積效率，降低噪聲，分別單獨(dú)設(shè)計(jì)上下死點(diǎn)區(qū)附近的連通形式，取消三角槽卸荷。首先從高壓排油到吸油過程不采用卸荷槽接通的形式，來減小壓力沖擊和倒流現(xiàn)象。根據(jù)泵旋轉(zhuǎn)過程中從高壓排油區(qū)向低壓吸油區(qū)過渡時(shí)，此時(shí)未排凈的高壓油液仍留在柱塞腔內(nèi)，屬于壓縮油液。如果繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，經(jīng)過死點(diǎn)，理論進(jìn)入吸油區(qū)，此時(shí)柱塞開始向外伸出，柱塞腔內(nèi)容積變大，未排盡的高壓油液壓縮量減小，壓力降低，柱塞繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，當(dāng)旋轉(zhuǎn)過的角度產(chǎn)生活塞腔變大的容積恰好等于高壓油油液被壓縮的體積，此時(shí)吸油和柱塞腔連通，內(nèi)外壓力相等，就不會(huì)產(chǎn)生壓力沖擊和倒流現(xiàn)象。

根據(jù)雙排油柱塞泵使用要求，假設(shè)泵的額定壓力為28 MPa，柱塞死腔容積為5.8 mL，油液彈性模量取1 400 MPa，柱塞直徑為17 mm，分度圓半徑為27.5 mm，T口與大氣相同，根據(jù)式(5)、(6)，可求得從死點(diǎn)轉(zhuǎn)過的角度為13°，此時(shí)吸油和柱塞腔開始接通，由于沒有考慮卸荷槽那部分弧度，所以在接通的很小角度內(nèi)讓配流面積迅速變大到卸荷槽設(shè)計(jì)配流盤的配流面積。將柱塞腔在分度圓上的弧度由原來32°增至34°，由圖4進(jìn)行接通時(shí)與縱坐標(biāo)夾角變?yōu)?1°。從吸油到高壓排油采用提前接通的方式，采用分段節(jié)流，節(jié)流面積基本在各個(gè)階段保持不變。優(yōu)化后配流盤基本結(jié)構(gòu)沒有發(fā)生變化，基本尺寸保持不變，變化的尺寸如圖4所示。

圖4 優(yōu)化后配流盤示意圖Fig.4 Diagram of optimized port plate

2 雙排油軸向柱塞泵仿真分析

按照優(yōu)化后的配流結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)了內(nèi)外并聯(lián)排油腰形槽結(jié)構(gòu)的雙排油軸向柱塞泵，由配流結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)缸體，設(shè)計(jì)的三維缸體模型如圖2所示。

根據(jù)缸體結(jié)構(gòu)和三油口流道設(shè)計(jì)虛擬樣機(jī)，并對其建模分析，仿真模型如圖5所示。雙排油柱塞泵由10個(gè)單柱塞模型組成，在圖左邊，A口內(nèi)環(huán)排油由5個(gè)單柱塞組成吸油、排油全過程，在內(nèi)分度圓上2個(gè)柱塞腔在分度圓上夾角為72°，與B口外環(huán)排油之間的夾角為36°；在圖右邊，B口也由5個(gè)單柱塞組成吸油、排油全過程。圖最右下角為斜盤模型，反饋活塞腔增加了兩位三通比例方向閥實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)加載。在雙排油柱塞泵輸出A、B口分別用節(jié)流閥實(shí)現(xiàn)節(jié)流控制，2個(gè)獨(dú)立的流量、壓力輸出。根據(jù)提供的數(shù)據(jù)(表2)對仿真模型參數(shù)進(jìn)行設(shè)置。

在仿真模型中對A、B排油路上節(jié)流閥節(jié)流口直徑設(shè)置為1.4 mm，泵轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 500 r/min，截取2個(gè)周期內(nèi)單柱塞壓力-流量變化曲線，圖6、7為配流結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后的單柱塞壓力-流量仿真曲線。由圖6可知，優(yōu)化前柱塞由吸油轉(zhuǎn)變?yōu)榕庞瓦^程，由于配流盤吸油腰形槽到排油腰形槽過渡區(qū)域在分度圓上的角度大于缸體柱塞腔在分度圓上的角度，柱塞腔與吸排油完全關(guān)閉時(shí)，繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，活塞腔內(nèi)油液激劇壓縮，防止腔內(nèi)壓力太高，通過卸荷槽實(shí)現(xiàn)提前排油，壓力下降，柱塞排油流量增大。排油開始和結(jié)束瞬間，流量曲線在‘0’位附近，出現(xiàn)較大的折點(diǎn)，主要由卸荷槽幾何形狀和在分度圓上的位置決定的。

由圖7可知，配流盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，內(nèi)環(huán)A和外環(huán)B的單柱塞壓力、流量沖擊消失，吸排油轉(zhuǎn)換過程脈動(dòng)變小。主要原因是采用卸荷槽階梯變化形狀代替原三角槽后，開始吸排油轉(zhuǎn)化接通瞬間節(jié)流面積為一個(gè)常數(shù)，而不是從零增大，使得接通瞬間節(jié)流變小，壓力沖擊減小；在排油向吸油過程中配流盤取消了卸荷槽，排油完畢未排盡的油液留在腔內(nèi)，采用增大配錯(cuò)角的方法，在排油完畢未連通吸油區(qū)時(shí)，通過旋轉(zhuǎn)使封閉腔內(nèi)體積變大，未排盡的高壓油液壓縮體積變小，壓力減小。對比圖6和圖7可得，配流結(jié)構(gòu)優(yōu)化后單柱塞腔內(nèi)壓力沖擊變小，排油過程壓力平緩，雖然在結(jié)束排油封閉時(shí)有很小的壓力沖擊。從仿真曲線對比，可知內(nèi)環(huán)A單柱塞吸排油過程壓力沖擊小于外環(huán)B。主要原因?yàn)橥唤嵌认?，外環(huán)配流面積變化比內(nèi)環(huán)大，導(dǎo)致吸排油變化過程，配流面積瞬間變化率大。

圖5 雙排油泵仿真模型Fig.5 Simulation model of double-outlet pump

圖6 優(yōu)化前單柱塞壓力-流量變化曲線Fig.6 Curves of single piston pressure and flow before optimizing

圖7 優(yōu)化后單柱塞壓力-流量變化曲線Fig.7 Curves of single piston pressure and flow after optimizing

將A、B排油口連接的節(jié)流閥開口直徑分別設(shè)為2.56、1.75、1.40 mm，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 500 r/min，進(jìn)行仿真分析，以雙排油柱塞泵旋轉(zhuǎn)2周為研究對象，雙排油口配流結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輸出壓力曲線如圖8、9所示。為了定量分析壓力脈動(dòng)的變化，引入無量綱δ，用來表示輸出壓力脈動(dòng)變化率。

(7)

式中pdmin——最小壓力pdmax——最大壓力pdmean——輸出平均壓力

圖8 優(yōu)化前雙排油口壓力脈動(dòng)變化曲線Fig.8 Output pressure pulsation curves of double-outlet pump before optimizing

圖9 優(yōu)化后雙排油口壓力脈動(dòng)變化曲線Fig.9 Output pressure pulsation curves of double-outlet pump after optimizing

對雙排油軸向柱塞泵模型輸出壓力脈動(dòng)變化率進(jìn)行比較，如表3所示。由表3可以進(jìn)一步得到虛擬樣機(jī)仿真模型，優(yōu)化后配流結(jié)構(gòu)單柱塞腔內(nèi)壓力沖擊變小，輸出壓力脈動(dòng)減小。

3 試驗(yàn)

建立虛擬樣機(jī)后，根據(jù)虛擬樣機(jī)的設(shè)計(jì)要求，對45 mL 軸向柱塞泵進(jìn)行重新設(shè)計(jì)、加工制造，試制雙排油軸向柱塞泵。試制后配流盤結(jié)構(gòu)實(shí)物如圖10所示。為了對試制的雙排油柱塞泵輸出性能進(jìn)行檢測，對泵各油口的輸出壓力脈動(dòng)、輸出流量、泄漏量及其和動(dòng)力部分組成的系統(tǒng)噪聲進(jìn)行檢測。泵液壓測試原理如圖11所示。負(fù)載輸出壓力通過電磁溢流閥進(jìn)行設(shè)置，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速通過變頻器進(jìn)行控制。各油口輸出壓力、流量通過壓力傳感器、流量傳感器進(jìn)行檢測，信號(hào)通過控制器實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)換。

3.1 壓力脈動(dòng)試驗(yàn)

設(shè)置A、B輸出口溢流閥壓力為20 MPa，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速設(shè)置為1 500 r/min，對雙排油柱塞泵輸出壓力進(jìn)行脈動(dòng)試驗(yàn)。試驗(yàn)值和仿真模型輸出值對比，如圖12所示。由圖可知，壓力脈動(dòng)試驗(yàn)值和仿真值基本吻合，驗(yàn)證了虛擬樣機(jī)建模的準(zhǔn)確性。從試驗(yàn)值也可以得到A口壓力脈動(dòng)小，B口壓力脈動(dòng)比較大，壓力脈動(dòng)變化率都在20%左右。

表3 壓力脈動(dòng)變化率

圖10 配流盤照片F(xiàn)ig.10 Photo of valve plate

圖11 雙排油柱塞泵測試原理圖Fig.11 Principle diagram of dual discharge axial piston pump

在驗(yàn)證了模型準(zhǔn)確性后，將45 mL軸向柱塞泵安裝到試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行試驗(yàn)，其余保持不變，試驗(yàn)原理和方法一致。2次試驗(yàn)將電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速均設(shè)置為1 500 r/min，將A、B壓力輸出回路的溢流閥壓力設(shè)為5、10、15 MPa，再進(jìn)行試驗(yàn)。雙排油軸向柱塞泵分為A、B口同時(shí)加壓和單獨(dú)加壓。試驗(yàn)結(jié)果如表4所示。

通過比較，雙排油軸向柱塞泵壓力脈動(dòng)變化率小于原參考設(shè)計(jì)的45 mL軸向柱塞泵壓力脈動(dòng)變化率，B口壓力脈動(dòng)比A口壓力脈動(dòng)大，與仿真結(jié)果一致。同一排油輸出口隨著壓力增大脈動(dòng)增大，壓力脈動(dòng)變化率隨著負(fù)載壓力變大而減小。其余條件不變，將A、B 2個(gè)排油口的溢流閥分別設(shè)置一個(gè)高壓一個(gè)卸壓，重復(fù)進(jìn)行試驗(yàn)，可得單口高壓的壓力脈動(dòng)變化曲線。單口高壓油口壓力脈動(dòng)變化率高于2個(gè)油口都是高壓輸出油口。優(yōu)化后的雙排油柱塞泵壓力脈動(dòng)變化率明顯降低，減少了系統(tǒng)沖擊，延長了液壓系統(tǒng)元部件的使用壽命。

3.2 泵容積效率試驗(yàn)結(jié)果

在液壓動(dòng)力源組成的系統(tǒng)中，流量直接決定執(zhí)行機(jī)構(gòu)速度。在液壓系統(tǒng)中泵排出流量會(huì)隨著負(fù)載壓力增大、內(nèi)泄加大而減少。容積效率是衡量液壓泵性能的重要參數(shù)，容積效率會(huì)隨著液壓泵泄漏增大而降低。柱塞泵的泄漏主要在柱塞和缸體之間、缸體與配流盤之間、滑靴與斜盤之間。在試驗(yàn)過程中，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，分別將A、B輸出口回路溢流閥壓力設(shè)置為0(空載)、5、10、15、20 MPa，得到各輸出口在運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定時(shí)的輸出流量，見表5。可見，上述試驗(yàn)條件下，A、B口輸出容積效率均不低于0.92，滿足使用要求。

圖12 雙排油柱塞泵壓力脈動(dòng)變化曲線Fig.12 Pressure fluctuation curves of dual discharge axial piston pump

Tab.4 Pressure fluctuation rate %

表5 不同壓力下容積效率和流量

3.3 噪聲特性試驗(yàn)結(jié)果

雙排油柱塞泵噪聲試驗(yàn)時(shí)主要由變頻器、電動(dòng)機(jī)和雙排油柱塞泵組成動(dòng)力源，在實(shí)際工況中，由于沒有噪聲測試實(shí)驗(yàn)室，只能對該系統(tǒng)整體噪聲進(jìn)行試驗(yàn)，試驗(yàn)時(shí)各條件不發(fā)生變化，將不同轉(zhuǎn)速和壓力下的噪聲進(jìn)行對比，定性分析噪聲的影響。將聲強(qiáng)計(jì)固定在電動(dòng)機(jī)和泵連接軸處1 m左右的位置。設(shè)置不同的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸出泵口溢流閥壓力，試驗(yàn)結(jié)果如表6所示。表7為45 mL軸向柱塞泵噪聲測試結(jié)果。

表6 雙排油軸向柱塞泵噪聲測試結(jié)果

表7 45 mL泵噪聲測試結(jié)果

為了進(jìn)一步分析泵噪聲，對電動(dòng)機(jī)、管路及其環(huán)境噪聲進(jìn)行評估。在現(xiàn)場測試中，環(huán)境噪聲和液壓管路產(chǎn)生的噪聲可以忽略，產(chǎn)生較高的噪聲主要來源于泵和電動(dòng)機(jī)。在0～28 MPa過程中，充分考慮電動(dòng)機(jī)和泵的效率，總系數(shù)按照0.7進(jìn)行計(jì)算，對其電動(dòng)機(jī)負(fù)載輸出的功率進(jìn)行計(jì)算，見表8。根據(jù)廠家提供的電動(dòng)機(jī)噪聲試驗(yàn)數(shù)據(jù)，依據(jù)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和輸出功率，可得到電動(dòng)機(jī)的噪聲，見表9。由表6、7、9進(jìn)行對比分析，可得電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)雙排油柱塞泵主要噪聲來源于泵。與參考泵進(jìn)行定性對比，試制的雙排油柱塞泵在噪聲方面也低于參考的A10VSO系列的軸向柱塞泵。

表8 電動(dòng)機(jī)輸出功率

表9 電動(dòng)機(jī)噪聲

4 結(jié)論

(1)提出了雙排油軸向柱塞泵配流結(jié)構(gòu)，通過理論分析，結(jié)合仿真模型分析，為雙排油配流結(jié)構(gòu)研究設(shè)計(jì)提供了理論基礎(chǔ)。

(2)優(yōu)化后的配流盤，經(jīng)過仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，性能優(yōu)于優(yōu)化前的配流盤。

(3)試制的雙排油軸向柱塞泵從壓力脈動(dòng)測試比45 mL 軸向柱塞泵壓力脈動(dòng)降低30%，工作壓力在20 MPa 下，容積效率不低于0.92；轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，負(fù)載壓力為28 MPa下，噪聲為82.7 dB，滿足使用要求。

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Theoretical Analysis and Experiment on Flow Allocation Characteristics of Dual Discharging Axial Piston Pump

ZHANG Xiaogang1YAN Zheng1QUAN Long1LIU Yongchen2

(1.KeyLaboratoryofAdvanceTransducersandIntelligentControlSystem,MinistryofEducationandShanxiProvince,TaiyuanUniversityofTechnology,Taiyuan030024,China2.CollegeofEnergy,XiamenUniversity,Xiamen361005,China)

When providing two-way independent high-pressure high-flow oil sources, hydraulic system generally adopts two separate piston pumps or coaxial ones in series, causing complex structure and high cost. Therefore, single piston pump was proposed to achieve two-way high-pressure oil supply. Axial piston pump was designed with dual discharging inter-outer ring parallel allocation structure by changing cylinder structure, piston number, cap circuit and valve plate shape. Flow allocation structure was redesigned due to decreased single ring piston number, increased pressure shock and fluctuation in the chamber. Relief notch was cancelled in transition region from oil-discharging to oil-absorbing waist slots. After that, mismatch angle was increased to enlarge closed volume in chamber and reduce the pressure of unexhausted high-pressure oil in the interval between oil extraction and absorption. In transition region from oil-absorbing to oil-discharging waist slots, stepped flow area was used to replace original continuous flow area to weaken geometry requirements of relief notch. The optimized dual discharging flow allocation structure was conducted with theoretical analysis to establish dual discharging axial piston pump simulation model based on 45 mL axial piston pump structure. There was small pressure shock in outer race by analyzing pressure shock and output flow in single piston chamber. Compared with traditional flow allocation structure, dual discharging oil output had smaller pressure fluctuation rate. Based on this, the designed dual discharging axial piston pump was piloted. The pilot dual discharging oil pump was compared with the original 45 mL pump through pressure fluctuation, volumetric efficiency and noise tests. Result showed that the former had lower pressure fluctuation (decreased by 30%) and noise level, while its volumetric efficiency was not smaller than 92%. In general, the dual discharging axial piston pump can replace duplex pump to simplify system structure and reduce energy consumption. This new pump can also be used in closed circuit and differential cylinder hydraulic systems to make the system simpler and cost-effective.

axial piston pump; dual discharging; flow distribution characteristics; pressure pulsation

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.06.049

2017-01-25

2017-04-18

山西省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(2014011024-1)和國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51605322)

張曉剛(1964—)，男，副教授，博士，主要從事液壓控制系統(tǒng)節(jié)能理論及其應(yīng)用技術(shù)研究，E-mail: zxg4458@163.com

權(quán)龍(1959—)，男，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事機(jī)電液一體化技術(shù)研究，E-mail: quanlong@tyut.edu.cn

TH3

A

1000-1298(2017)06-0373-08