高压泵压力脉动抑制技术研究

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90 液压与气动 2013年第 l0期DOI：10．1 1832／j．issn．1000-4858．2013．10．024高压 泵压力脉动抑制技术研究柯 兵 ，卢岳良Suppression Technique of Pressure Pulsation for High—pressure PumpKE Bing．LU Yue-liang(中航金城南京机电液压工程研究中心 航空机电系统综合航空科技重点实验室，江苏 南京 21 102)摘 要：随着飞机对液压功率需求的不断提高，液压泵压力级别不断提升，压力脉动抑制问题已是刻不容缓亟待解决的问题。分析了压力脉动来源，针对液压泵压力脉动抑制技术进行了分析研究和试验验证，提出了需要合理选用柱塞数和缓冲瓶等解决方案。

关键词：高压泵；压力脉动；缓冲瓶；柱塞数中图分类号：TH137 文献标志码：B 文章编号：1000-4858(2013)10-0090—06引言现役飞机上液压系统的工作压力多为21 MPa，是上世纪40年代初期确立的，目前已满足不了未来战机的要求。下一代飞机要求降低静稳定度和提高机动收稿日期：2013-04-22作者简介 ：柯兵(1981一)，男，江苏南京人，f．：程帅，本科，从事机载液压能源方面的研究工作。

这是由于第一反谐振峰的频率点较高，且在实际中并不太关注第一反谐振峰的存在，因此系统没有在更高频率段进行测试。

4 结论提出了一种电液式综合负载模拟器，能够实现对惯性、弹性、摩擦以及常值四种负载单独或同时模拟。

针对该系统建立了包含安装柔性和负载柔性的数学模型，得出了系统各谐振峰的频率计算公式。通过仿真，得到不同情况下系统谐振曲线，确定刚度与质量对谐振峰的影响，验证了理论计算结果，同时还对各种情况下谐振峰形态进行了论述，对于分析实际火箭发动机的负载特性具有重要意义，也为负载模拟系统中谐振峰的调整提供了理论依据和方法指导。

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92 液压与气动 2013年第10期国外的研究小组在柱塞泵的振动和噪声控制方面开展了一系列的研究工作，在配流盘结构优化方面提出了一种预压缩容积法(见图5)。通过在配流盘的吸油腰形槽和排油腰形槽之间设置一个预压缩容积，减小流量的倒灌，从而降低脉动和压力冲击。

图 5 预压缩容积法国外还提出了一种斜盘式柱塞泵交错角降噪的方法(见图6)，就是通过改变斜盘的旋转轴线同缸体中心轴之间的最大夹角的位置，从而改变缸体上下死点在配流盘上的对应位置，达到控制柱塞腔油液预压缩量的目的(即我们通常说的口角)。

图 6 交错角法3)国内研究成果近年国内针对轴向柱塞泵噪声和脉动冲击的控制开展了一系列的研究工作。兰州理工大学的那成烈教授《轴向柱塞泵可压缩配流原理》中针对分油盘机构对液压泵的噪声和脉动的影响进行了详细分析，并提出了一种新型低噪声的配流盘，引入了错配角概念，分油盘向着液压泵旋转的相反方向旋转一定角度，两配流槽的几何分布采用非对称结构，排油配流槽的包角小于吸油配流槽的包角，在柱塞的排油行程未结束，柱塞便与排油配流槽脱离，进入机械封闭释压区，在释压过程中微量的机械压缩排油量和高压油液体积膨胀量由减振槽引入吸油配流槽中，从而达到降低脉动的目的。

近年随着研究的不断深入，发现传统的通过分油盘腰形槽上开三角槽(见图7)来进行压力脉动抑制的效果并不明显，若在三角槽顶端加开圆孔，会对压力脉动起到较好的效果。由于采用三角槽的效果目前尚存在争议，所以本课题并未进行增加三角槽卸荷方式的尝试。

图7 具备三角槽的分油盘1．4 分油盘优化设计研究本课题中的分油盘参考了额定压力为28 MPa的定型产品设计思路，采用了如下优化方式：(1)采用非对称腰形槽设计，高压区腰形槽与低压区腰形槽相比较窄，用以控制实际工作中的分油盘的力矩。

(2)采用预升压及预减压设计，在转子进入腰形槽进入分油盘排油口前，存在一个预压缩区，对于柱塞腔进行预升压；在转子进入腰形槽进入分油盘吸油口前，存在一个预减压区，提前对柱塞腔进行减压，控制压力突变。

(3)在转子预增压与预减压区，各增加了一个减振孔，分别于高压区和低压区沟通，提高强增压和减压效果。

(4)本课题在设计斜盘时还引入了 角概念(1．5。)，从而使上下死点位置发生了变化，使得压力脉动得到部分抑制。

本课题设计的分油盘(见图8)吸油区和排油区腰形槽呈非对称状分布，吸油区腰形槽尺寸大于排油区，并开有减震孔。分油盘带有节流孔，由于节流孔与排(吸)油腔相通，当柱塞孔内的压力与排(吸)油腔压力不等时，油液通过节流孔注入(或泄出)柱塞孔的流动就不会停止，而会继续进行。两者压力差别越大，流过节流孔的液体流量就越大，因而柱塞孔内压力上升(或下降)的速度也快，这就使柱塞孑L内的压力和排(吸)油腔压力很快接近。当工况发生变化后，如负载压力高于额定压力后，柱塞孔在接近排油腔时，两者压力差将比额定工况时大，此时由节流孑L注入柱塞孔的流量比额定工况下同一位置上注入柱塞孔的流量大，直到柱塞孑L的压力接近于排油腔压力，注人流量才变小，柱塞孑L内的压力上升也随之缓慢。因而当柱塞孑L
液压与气动 2013年第 l0期n—— 压缩系数n= (2)口式中：d —— 通道部分的直径[ ]—— 衰减器液压阻力系数的容许值一 一 [p ][ ]=二—_ (3)8pQ式中：p—— 液体的密度Q—— 工作液体流过衰减器的最大稳态流量— — 供给导管内液流的雷诺数= (4)— — 液体的运动粘度△—— 通道表面的粗糙度砧 。 — — 衰减器的流通通道、出口部分的锥角— — 压力传播速度得出：n=6．25，d4=0．8×10 m确定通道的总长度：z= ( +去)+2 ㈤确定通道部分的长度 f ：， wla~l d (√n一1)一 l l一 2 Z ’∞n l 1 l通过公式(5)～(6)得出：f = 14．3 ×10～ m，2= 21．1×10～m，V = 167．7×10一 m 。

(2)衰减器试验结论通过试验台上测试同一台产品加与不加衰减器的压力脉动数据得到如下结论：①本次设计的衰减器只针对特定转速下的产品压力脉动起到了一定的抑制作用；② 将图12～图 13所示容腔进行变大，再次进行试验，压力脉动抑制效果与前次变化较小；③ 衰减器的设计需要考虑到整个系统的影响，并且由于压力脉动的考核不仅针对某一个转速，而是在50％、75％、100％各转速下的额定工况下的压力脉动值，所以，衰减器针对压力脉动本身就比较小的产品更适用。

2)H型缓冲瓶结构设计与分析缓冲瓶即 H型液压滤波器(Helmholtz谐振器)，由于其结构简单、消振频带宽、体积小、重量轻及工作可靠等优点，在飞机液压系统中得到了广泛应用。压力脉动由1点输入，经过 1～2段管路进入 H型液压滤波器中后，往返于2～3段管路之间，2～3段管路起到液感和液阻的作用，缓和脉动波的变化，同时消耗一部分脉动能量。容腔 起到液容的作用，吸纳来 自于3点的压力脉动。当压力脉动频率与缓冲瓶的固有频率相同时，则发生共振，此时往返于 2～3段管路中的压力脉动幅值最大，滤波器衰减压力脉动的效果最好，见图 14、图 15所示 。

P1 Q图 l4 H 型滤 波器图15 设计缓冲瓶通过计算2点的输入阻抗，能够获得 H型液压滤波器的固有共振频率。H型液压滤波器在实际使用时，总需要一段管路与液压泵连接，即 1～2段管路。

因此，通过计算 1点的阻抗得到的共振频率，更具有实用意义。这一共振频率称为主反共振频率。美国1970年代设计 B—T轰炸机 时，采用了高压力 (28MPa)、大流量(239 L／min)、高转速(5200 r／rain)的液压泵，由于压力脉动过大，装了缓冲瓶后使脉动压力控制在0．87 MPa以下。同时，由于它直接装于泵 口，除了能起衰减脉动作用外，还起阻抗变换器作用，使泵的负载阻抗大大降低，因此缓冲瓶除在很宽的频带上都具有良好的抑制脉动的效果外，它还能改变系统的固有频率，使固有频率降低。可见，缓冲瓶衰减脉动性能优良，用途广，结构简单等特点应大力推广运用 j由于滤波器各部分容积尺寸较小，因此按照集中参数处理，将管路视为节流长孔，将容积视为小容2013年第 1O期 液压与气动 95积容腔，可以得出 H型滤波器的主反共振频率为：f-y-／= ／^ ／2盯(f为自振频率，1／s； 为压力传播速V r ／度，cm／s；A为人口截面积，cm )；经过设计计算最终得出适应于本产品的赫尔母兹瓶内腔容积为 161 mL。

考虑到理论计算与实际差异，最终将该缓冲瓶设计成容积 10～250 mL可调。

3)H型缓冲瓶结合柱塞数变化试验柱塞泵流量输出中的流量脉动包含固有脉动和回冲脉动两部分。固有脉动是各个柱塞不连续的泵送过程产生的流量脉动 ，决定于液压泵的斜盘工作半径、斜盘转角、柱塞数、柱塞工作面积和转子角速度等工作特性和结构参数 。

本课题分别设计和制造了9柱塞和 11柱塞液压泵，两者性能指标相同，来验证 11柱塞对于压力脉动降低的影响。对比试验数据见表 1～表4，通过本次试验可以得出如下结论：(1)据共振原理，本应在谐振点及其附近才能起削减作用，但试验说明找不到谐振点，而是在一个较宽的频率范围内均有削减作用。另外改变缓冲瓶形状，容积不变，经试验证明缓冲瓶的几何形状对削减脉动没有影响。

(2)在都增加了可调式缓冲瓶前提下，可以发现9柱塞的液压泵与该地面液压系统的匹配性更好，定转速变流量方式下 9柱塞的液压泵最大压力脉动为表 1 9柱塞产品压力脉动(定转速变流量)转速 出口压力 供油量 压力脉动 序号／r．min一 ／MPa ／L ．min一 ／MPa1 240 0．32 180 O．3420o3 1oo O．24 40 0．2表 2 11柱塞产品压力脉动(定转速变流量)转速 出口压力 供油量 压力脉动 序号／r．min一 ／MPa ／L．min一0 ／MPa1 240 0．32 180 O．342003 loo 0．24 40 0．20．3 MPa，11柱塞液压泵最大压力脉动为1．28 MPa；定流量变转速方式下 9柱塞的液压压力脉动最大 1．95MPa，11柱塞液压泵最大为 3．3 MPa。在满足压力脉动指标的前提下，从重量和可靠性方面考虑，采用 9个柱塞的柱塞泵具有一定优势 。

表3 9柱塞产品压力脉动(定流量变转速)转速 压力脉动 其余 序号 流量， ． ——1 ／MPa ／MPa ／r。mln1 240 1 12 180 0．8 0．82100～42003 1oo 1．8 1．84 40 1．95 1．92表 4 11柱塞产品压力脉动(定流量变转速)转速 压力脉动 其余 序号 流量／r·min一 ／MPa ／MPa1 240 2 0．962 180 3．3 12100—42003 100 1．8 1．054 40 1．6 1．52 结论本研究针对液压泵本身的压力脉动抑制进行了缓冲瓶、衰减器、非对称分油盘的试制工作，并进行了 9柱塞和 l 1柱塞对于液压脉动抑制效果的对比试验， 得出了适应于9柱塞液压泵的缓冲瓶实际尺寸。

压 I了脉动是轴向柱塞泵固有的特性，不可能从根源上消除，只能通过合理地选用油泵的柱塞数目和转速以期减少脉动幅值，并合理地选择系统附件的固有频率，使其固有频率避开脉动频率范围，才可有效降低液压系统脉动。

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