第六節(jié)　開路式泵的噪聲及控制方法

由于近年來工業(yè)自動化的進(jìn)展，使液壓技術(shù)向高壓化、高速化、大功率化方向發(fā)展，這樣也就給液壓系統(tǒng)和液壓元件帶來了一個重要的問題——噪聲問題。本節(jié)將以斜盤型泵為例討論柱塞泵的噪聲及控制方法。

一、閉路式泵降噪結(jié)構(gòu)存在的問題

在軸向柱塞泵中能使泵產(chǎn)生噪聲的噪聲源很多，開路式斜盤泵也是一樣。這里著重討論斜盤型軸向柱塞泵由于閉死容積所產(chǎn)生的噪聲及控制方法。

斜盤型軸向柱塞泵在配流轉(zhuǎn)換過程中壓力變化性能的好壞，是決定泵的噪聲性能好壞和工作可靠性的重要因素之一，也是泵中產(chǎn)生燒盤現(xiàn)象的主要原因之一。即使泵的其他部位設(shè)計(jì)得再好，若此過程未解決好，則泵也不能很好地正常工作。改善配流過程性能的基本方法，就是對柱塞腔中的液體實(shí)行預(yù)壓縮和預(yù)膨脹，使柱塞腔內(nèi)的壓力逐漸過渡到配流口（輸出口或吸入口）的壓力。這樣可以消除由于液壓油壓力不同（這里指的是柱塞腔與配流口的壓力）而引起的噪聲和振動。泵在不同工況下工作時，因工作壓力不同（對于恒壓泵好一些）而不易實(shí)現(xiàn)完全的預(yù)壓縮和預(yù)膨脹，也就是說在不同的過壓縮和欠膨脹，或是欠壓縮或過膨脹過程中，柱塞泵將產(chǎn)生不同程度的振動和噪聲。

以上問題的主要原因是變量泵變量傾角的變化和工作壓力變化所引起的，目前已有很多較為理想的解決方案，如三角槽法、阻尼孔法以及其他方法，但這些方法大都只適用于定量泵，對于變量泵，這些方法就不太適用了。變量泵與同規(guī)格的定量泵相比，其泵的噪聲要大些，一方面是由于變量軸向柱塞泵中斜盤及變量機(jī)構(gòu)所引起的機(jī)械振動和力不平衡所產(chǎn)生的噪聲；另一方面是由于變量軸向柱塞泵中配流盤處配流過程中壓力沖擊引起的噪聲。目前已有的降噪方法一般是在變量軸向柱塞泵的直立的配流盤上采取各種辦法。但這些辦法一經(jīng)設(shè)計(jì)完后就不能變了，即不會隨變化的流量而變化，所以不能滿足變量軸向柱塞泵中降噪的要求。

由于閉路式軸向柱塞泵的原理和結(jié)構(gòu)所限，上述問題不能得到圓滿的解決，所以，我們在開路式斜盤型軸向柱塞泵上采用了一種新型的降噪結(jié)構(gòu)，并將其應(yīng)用于25KZB、63KZB、250KZB、400KZB以及雙級串聯(lián)軸向柱塞泵上，收到了滿意的結(jié)果。這種結(jié)構(gòu)是在開路式斜盤型軸向柱塞泵的斜盤上開減振槽的方法，使減振效果跟隨流量變化而變化，達(dá)到最好的減振降噪效果，也就是說使泵始終處在最佳的理論狀態(tài)。

1.困油噪聲的產(chǎn)生

閉路式軸向柱塞泵在工作中，缸體旋轉(zhuǎn)，配流盤固定，斜盤傾斜放置，必然有一側(cè)處在高壓區(qū)，另一側(cè)處在低壓區(qū)。隨著缸體的轉(zhuǎn)動，柱塞在缸體內(nèi)做往復(fù)直線運(yùn)動。由斜盤、滑靴、柱塞、缸體及配流盤組成的控制腔室，通過配流盤控制泵的吸壓油過程。

圖2-106是對稱正遮蓋型配流盤的工作狀態(tài)。圖中點(diǎn)A、B分別為上、下止點(diǎn)的位置，p₀、p_s分別為低壓腔和高壓腔的壓力。α'為缸體配流窗口的范圍角。α_f為配流盤上兩個配流窗口間的夾角，ω為缸體的旋轉(zhuǎn)角速度，φ為缸體與柱塞、滑靴自上止點(diǎn)開始的轉(zhuǎn)角。

當(dāng)缸體旋轉(zhuǎn)，缸體配流窗口剛剛與配流盤低壓腔脫離，柱塞容腔形成封閉的容腔，這時柱塞工作腔的壓力與配流盤低壓腔的壓力相等。缸體繼續(xù)轉(zhuǎn)動，由于斜盤的作用，柱塞運(yùn)動使柱塞容腔擴(kuò)大，其中的壓力稍低于低壓腔的壓力。轉(zhuǎn)過Δφ₁后，到達(dá)A點(diǎn)，柱塞工作腔開始壓縮，隨著體積的減小，容腔內(nèi)的壓力開始升高，升高到某一值時，突然與配流盤的高壓腔的壓力p_s接通，這時柱塞腔內(nèi)的壓力驟然上升至高壓腔的壓力，從而引起壓力沖擊。壓力沖擊值為：

　　（2-197）

式中　E——油液的彈性模數(shù)，Pa；

V——缸體孔內(nèi)的容積，m³；

d_V，l_V——柱塞窗口直徑與長度，m；

v₀——液體的運(yùn)動黏度，m²/s。

如圖2-107所示，由于高壓油突然進(jìn)入封閉的柱塞工作容腔，其中的油液被突然壓縮，引起高壓油的倒流，從而產(chǎn)生振動和噪聲。同樣由高壓腔向低壓腔轉(zhuǎn)換時，缸體配流窗口轉(zhuǎn)過下止點(diǎn)，柱塞容腔由于柱塞的運(yùn)動使容積增大，柱塞工作容腔的壓力下降，下降到某一值時（高于低壓腔壓力）突然與低壓腔接通，柱塞工作容腔的高壓油向配流盤的低壓配流窗口處膨脹，釋放能量，產(chǎn)生瞬間的壓力沖擊，在短時間內(nèi)，柱塞工作容腔的壓力低于泵的低壓腔壓力。由于壓力沖擊而產(chǎn)生的強(qiáng)烈振動和噪聲，會降低泵的壽命，破壞流量的均勻性，一般情況下，這種結(jié)構(gòu)的軸向柱塞泵（大流量的）在20MPa的壓力下工作時，噪聲值可達(dá)90dB以上。為了避免和減小上述現(xiàn)象，目前生產(chǎn)和使用的軸向柱塞泵常采用下面幾種基本方法，進(jìn)行困油區(qū)的降噪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。

①使柱塞工作油腔處于閉死壓縮或膨脹狀態(tài)，靠柱塞的運(yùn)動使容積壓縮或膨脹閉死油液的體積，從而達(dá)到預(yù)升壓或預(yù)釋壓的目的。

②用開減振槽或減振孔的辦法，將高壓油慢慢引進(jìn)或放出，使柱塞工作容腔的壓力慢慢地向待接通的配流腔過渡。

③將上述兩種方法聯(lián)合在一起使用控制噪聲的方法。

④將配流盤轉(zhuǎn)過一個角度的方法。

2.目前的困油區(qū)降噪結(jié)構(gòu)存在的問題

圖2-108是采用閉死壓縮和閉死膨脹的方法進(jìn)行預(yù)升壓和預(yù)釋壓的降噪結(jié)構(gòu)。

在閉死壓縮區(qū)，當(dāng)缸體配流窗口與配流盤低壓腔脫離時，缸體配流窗口剛好位于上止點(diǎn)位置，當(dāng)缸體繼續(xù)轉(zhuǎn)動時，柱塞工作容腔進(jìn)入閉死壓縮區(qū)，經(jīng)過閉死壓縮范圍角Δφ₁后，柱塞工作容腔的壓力正好升到配流盤的高壓腔壓力p_s，這時柱塞的閉死容腔與配流盤的高壓腔開始接通。

在閉死膨脹區(qū)，當(dāng)缸體配流窗口與配流盤高壓腔脫離接觸時，缸體配流窗口正好位于下止點(diǎn)位置。缸體繼續(xù)轉(zhuǎn)動，柱塞工作容腔進(jìn)入閉死膨脹區(qū)，經(jīng)過閉死膨脹范圍角Δφ₂后，柱塞工作容腔壓力正好降為配流盤低壓腔壓力p₀，這時，柱塞的閉死容腔與配流盤的低壓腔開始接通。

采用上述方法進(jìn)行閉死壓縮和膨脹的預(yù)升壓、預(yù)釋壓計(jì)算式為：

預(yù)升壓值Δp_c為：

　　（2-198）

預(yù)釋壓值Δp_i為：

　　（2-199）

寫成無因次參數(shù)表達(dá)式為：

　　（2-200）

　　（2-201）

式中　γ——斜盤傾角，rad；

γ_e——額定工況下的斜盤傾角，rad；

V_0e——額定工況下的柱塞容腔的無效容積，m³。

流量與壓力變化如圖2-109所示。

由上面的討論可以看出：

①上述方法設(shè)計(jì)的困油區(qū)降噪結(jié)構(gòu)，不能適應(yīng)壓力變化的工況要求，當(dāng)泵的工作壓力變化時，相應(yīng)于額定工況壓力的閉死壓縮角和閉死膨脹角（Δφ₁和Δφ₂）便不能適應(yīng)了。對于這種情況，一方面應(yīng)使設(shè)計(jì)壓力值盡量滿足在各種使用壓力附近；另一方面，可以用工作壓力控制配流盤的錯配角，使Δφ₁和Δφ₂隨工作壓力的變化而變化。但這必將導(dǎo)致泵的結(jié)構(gòu)復(fù)雜。本節(jié)僅討論泵在額定壓力下的工作情況。

②上述方法設(shè)計(jì)的困油區(qū)降噪結(jié)構(gòu)，同樣不適用變量泵的要求，即當(dāng)泵的輸出流量變化時，因?yàn)橹ぷ髑坏纳龎汉歪寜海é?i>p_c和Δp_i）是排量的函數(shù)，也就是說是斜盤傾角γ的函數(shù)。因此，對于確定的閉死壓縮角和閉死膨脹角Δφ₁和Δφ₂，當(dāng)斜盤傾角γ脫離實(shí)際設(shè)計(jì)值時，其降噪和抗沖擊效果會受到影響，甚至還會對泵產(chǎn)生沖擊。如當(dāng)斜盤傾角γ<γ_e時，在上止點(diǎn)的柱塞容腔處是欠升壓狀態(tài)，也就是柱塞工作容腔由于閉死壓縮，其壓力值還未升高到配流盤的高壓腔內(nèi)壓力時，閉死壓縮過程就結(jié)束了，柱塞工作容腔即與配流盤高壓腔接通產(chǎn)生壓力沖擊。同樣，在下止點(diǎn)處，柱塞工作腔將處于欠釋放狀態(tài)，也就是說，當(dāng)閉死膨脹結(jié)束時，柱塞工作容腔的壓力還未降到配流盤低壓腔的壓力，便與配流盤的低壓腔接通了。這時柱塞工作腔內(nèi)的低壓油向配流盤的低壓腔內(nèi)膨脹，引起油液倒流，產(chǎn)生壓力沖擊。當(dāng)γ>γ_e時，柱塞工作腔會產(chǎn)生過升壓和過釋壓的現(xiàn)象。過升壓和過釋壓同樣會引起柱塞泵的壓力沖擊現(xiàn)象。

在配流盤上開減振槽或減振孔的降噪結(jié)構(gòu)，其柱塞工作腔的預(yù)升壓和預(yù)釋壓值同樣與斜盤的傾角γ有關(guān)，當(dāng)γ<γ_e時，或γ>γ_e時，柱塞工作容腔內(nèi)同樣會產(chǎn)生欠壓或欠釋壓，或過升壓或過釋放壓的現(xiàn)象。但這種結(jié)構(gòu)與單純的閉死壓縮和閉死膨脹結(jié)構(gòu)相比有所不同，其不同之處如下。

①通過減振槽（或減振孔）注入柱塞工作容腔（或由柱塞工作容腔泄出）的油液，與靠柱塞運(yùn)動使柱塞工作容腔壓縮（或膨脹）相結(jié)合的辦法，可以使預(yù)升壓（預(yù)釋壓）所需的預(yù)壓縮角（預(yù)膨脹角）比單純靠閉死壓縮（膨脹）方法所需要的預(yù)壓縮角（預(yù)膨脹角）減小。

②由于減振孔與排油腔（或吸油腔）相通，當(dāng)柱塞工作容腔壓力與配流盤配流窗口內(nèi)壓力不等時，液體通過減振孔的流動就不會停止，兩者差別越大，流過減振孔的流量也就越大，因而柱塞容腔內(nèi)壓力上升（或下降）的速度也越快。這就使得柱塞工作容腔內(nèi)的壓力與配流盤配流窗口的壓力很快接近（但不是突然接近）。當(dāng)工況發(fā)生變化時，如負(fù)載壓力高于額定壓力，柱塞工作容腔在接近排油腔時，兩者壓力差比額定工況時大，就使由減振孔注入柱塞工作腔的流量比額定工況同一位置時大，直到兩者壓力接近，流經(jīng)減振孔的注入流量變小，柱塞工作容腔內(nèi)壓力上升速度隨之減慢，因而，當(dāng)柱塞工作容腔與配流盤排油腔相通時，兩者壓力相差不大。

因此，這種結(jié)構(gòu)對偏離設(shè)計(jì)點(diǎn)太大的情況適應(yīng)性不好，仍然會出現(xiàn)較大的壓力沖擊，產(chǎn)生較高的噪聲。

至于將配流盤轉(zhuǎn)一個角度的方法，只是解決了正配流盤中的閉死區(qū)工作容積的再壓縮和再膨脹問題。

將以上幾種方法合在一起應(yīng)用，仍不能解決泵在變排量下實(shí)現(xiàn)完全的預(yù)壓縮和預(yù)膨脹，因此，對于變量軸向柱塞泵，采用困油區(qū)降噪結(jié)構(gòu)來控制軸向柱塞泵的噪聲是不盡合理的。

二、開路式泵上的一種新型降噪結(jié)構(gòu)

1.開路式泵在斜盤上開減振槽結(jié)構(gòu)

由上述討論可知，為解決由于配流而產(chǎn)生的壓力沖擊現(xiàn)象，在閉路式軸向柱塞泵配流盤上開卸荷槽或采用閉死壓縮或閉死膨脹方法不能適應(yīng)變排量工況的要求，即使柱塞工作容腔的壓力預(yù)升壓或預(yù)釋壓到某一值，所需的閉死角或卸荷槽范圍角都是斜盤的傾斜角γ的函數(shù)，而配流盤的結(jié)構(gòu)一旦確定，閉死角或卸荷槽的范圍角以及其他尺寸參數(shù)便隨之確定。當(dāng)輸出流量變化時，即斜盤傾角γ變化時，預(yù)壓縮或預(yù)釋壓值就偏離設(shè)計(jì)點(diǎn)，影響降噪的效果。

開路式軸向柱塞泵有兩塊配流盤，即直立配流盤和傾斜配流盤，這種泵的配流結(jié)構(gòu)為解決上述問題提供了便利條件，特別是出現(xiàn)了斜盤配流。

在開路式軸向柱塞泵的傾斜配流盤（斜盤）上，滑靴運(yùn)行是一橢圓形軌跡，即：

　　（2-202）

對于每一傾角γ，就有一條相應(yīng)的橢圓軌跡。設(shè)對于某所需要的預(yù)升壓值（或預(yù)釋壓值）其需要的閉死角為φ，則：

　　（2-203）

由上述方程可知，對于每一個傾角γ，就有一個閉死角與之相對應(yīng)。因此，在每一條橢圓軌跡上，有不同的閉死角φ，這些閉死角位置組成一條曲線：

　　（2-204）

如果在由低壓到高壓側(cè)，或由高壓到低壓側(cè)的配流轉(zhuǎn)換中，柱塞工作容腔與配流盤配流窗口按上述曲線位置接通，柱塞工作容腔內(nèi)的預(yù)升壓值（或預(yù)釋壓值）便能滿足變量輸出工況的要求。

2.上止點(diǎn)閉死壓縮區(qū)的情況

（1）求適應(yīng)排量變化要求的閉死壓縮位置

如圖2-110所示，在上止點(diǎn)處，缸體配流窗口與配流盤低壓腔相切［見圖2-110（b）中A'的位置處］滑靴油室也剛好與斜盤上的低壓配流腔相切。圖2-110（a）中A處的位置，由柱塞、滑靴、斜盤、直立配流盤及缸體所組成的腔室（簡稱為柱塞工作容腔）形成閉死容積。此時柱塞工作容腔壓力等于配流盤低壓腔壓力p₀。當(dāng)缸體繼續(xù)轉(zhuǎn)動時，柱塞往復(fù)運(yùn)動的結(jié)果使柱塞工作容腔內(nèi)閉死容積被壓縮，柱塞工作容腔內(nèi)壓力升高，設(shè)當(dāng)斜盤傾角為γ時，柱塞工作容腔壓力升高到所需要的高壓腔壓力p_s時，所需要的閉死壓縮角為φ，缸體轉(zhuǎn)過閉死壓縮角φ后。柱塞工作容腔與配流盤高壓腔相通，如圖2-110（b）所示。

設(shè)當(dāng)γ=γ₁時，壓力升至p_s所需的閉死壓縮角為φ₁；當(dāng)γ=γ₂時，柱塞容腔內(nèi)壓力升至p_s所需的閉死壓縮角為φ₂，則相應(yīng)的滑靴運(yùn)動軌跡為：

C₁：

　　（2-205）

C₂：

　　（2-206）

圖2-111所示為C₁、C₂軌跡圖。

（2）求適應(yīng)排量變化要求的閉死壓縮位置φ=f（γ）

根據(jù)流體連續(xù)方程：

　　（2-207）

式中　V₀₁——φ=0時柱塞工作容腔的閉死容積；

K——液體體積彈性模量，Pa；

dV——容積增量，L。

容積增量包括柱塞運(yùn)動使柱塞工作容腔壓縮體積dV₁、泄漏的體積dV₂，即：

　　（2-208）

而

泄漏體積dV₂包括四部分：配流盤兩端面的泄漏；滑靴副間的泄漏；柱塞與缸孔間的泄漏；球鉸副間的泄漏。

下面分別計(jì)算。

a.配流盤兩端面的泄漏：

配流盤與缸體端面之間的流動屬于壓差流動，可直接用下式計(jì)算：

　　（2-209）

式中　Δp——壓差，Pa；

——綜合系數(shù)， 按下式計(jì)算：

　　（2-210）

式中　　　　　h'₁——端面間的間隙，m；

R₁，R₂，R₃，R₄——配流盤密封帶尺寸，m；

μ——油液動力黏度，m²/s。

配流盤與缸體端面間除壓力差流動外，還有缸體相對配流盤的轉(zhuǎn)動，屬二元流動。

根據(jù)連續(xù)性方程（采用極坐標(biāo)）：

且有：

　　（2-211）

解上述微分方程，設(shè)：

則：

代入微分方程式（2-211）得：

　　（2-212）

　　（2-213）

分別解上述微分方程得：

　　（2-214）

式中　C₁，C₂，C₃，C₄——常數(shù)。

邊界條件：

如果考慮配流副間油液的擠壓流動，即配流盤與缸體之間的油膜厚度不斷變化，配流盤與缸體之間還有一個速度為的相對運(yùn)動。因此，配流盤與缸體端面間的流動屬三元流動，這里只按二元流動計(jì)算，不計(jì)項(xiàng)。

b.滑靴副間的泄漏：

　　（2-215）

式中　C_l2——泄漏系數(shù)。

滑靴副間的流動除了在壓差Δp作用下的壓差流動外，還有滑靴在斜盤上的沿橢圓軌道運(yùn)動的影響。另外，滑靴在軸線上繞自身軸線的轉(zhuǎn)動，如果考慮油膜的擠壓效應(yīng)時，滑靴與斜盤之間還有一個速度為的相對運(yùn)動。在上述因素影響下，滑靴與斜盤間的油膜及液體的流動也屬于三元流動。

c.球鉸副間的泄漏：

　　（2-216）

式中　h₃——球鉸副的間隙，m；

θ₁——滑靴與柱塞球頭的外包絡(luò)角，rad；

θ₀——滑靴與柱塞球頭的內(nèi)包絡(luò)角，rad。

d.柱塞與缸體柱塞孔間的泄漏：

柱塞與缸體柱塞孔之間的泄漏流動，包括在壓差Δp作用下的縫隙流動及柱塞相對缸體柱塞孔往復(fù)運(yùn)動引起的托動流動：

　　（2-217）

式中　v——柱塞與缸體孔間相對運(yùn)動速度，m/s；

d——柱塞直徑，m；

h₄——柱塞與缸體孔間的徑向間隙，m。

除上述運(yùn)動外，柱塞在缸體孔內(nèi)還有相對的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動和由于偏載而引起的傾斜，故實(shí)際上也是三元流動。

如果不考慮各運(yùn)動副間的相對運(yùn)動，僅考慮壓差對泄漏的影響，則上止點(diǎn)閉死壓縮區(qū)的方程如下：

　　（2-218）

式中　h₁，h₂，h₃，h₄——間隙。

由上面討論可以看出：實(shí)際工作中，滑靴副兩接觸面間的流動、配流盤與缸體兩端面間的流動、柱塞球頭與滑靴間的流動以及柱塞與缸體孔間的流動，均屬于三元流動，流動情況相當(dāng)復(fù)雜。為便于計(jì)算，這里還是采用傳統(tǒng)的計(jì)算方法，即不計(jì)泄漏的影響，由泄漏所造成的影響可以采用計(jì)算中加以修正的方法解決，是完全可行的。

如果不計(jì)入泄漏的影響，則：

　　（2-219）

代入邊界條件：

得：

　　（2-220）

式中　V₀——斜盤傾角γ=0時的閉死容積，m³。

當(dāng)斜盤傾角由0°～20°變化時，滑靴的運(yùn)動軌跡是相應(yīng)的橢圓：

建立極坐標(biāo)，求上述軌跡在極坐標(biāo)下的方程。取斜盤中心即直角坐標(biāo)系原點(diǎn)為極點(diǎn)，oy軸為極軸，見圖2-112，由橢圓參數(shù)方程：

　　（2-221）

可得到極點(diǎn)在坐標(biāo)原點(diǎn)o處的極坐標(biāo)方程：

　　（2-222）

3.實(shí)際工作曲線

在上述計(jì)算中，均以滑靴中心作為基準(zhǔn)考慮閉死壓縮角φ，而實(shí)際工作中，滑靴中心沿橢圓軌跡運(yùn)動時，滑靴內(nèi)密封帶圓周首先與傾斜配流盤的配流腔接通，因此，上面所求的實(shí)際工作曲線應(yīng)是所求理論曲線。圖2-113、圖2-114所示為理論曲線的包絡(luò)線。

　　（2-223）

λ可用下式表示：

在△BOC中：

考慮到λ為負(fù)值的情況，如圖2-114（b）所示，同樣可求得理論曲線C₁的包絡(luò)線C₂的方程。

因此，包絡(luò)線C₂可用下述方程表示：

　　（2-224）

同理，考慮下止點(diǎn)到閉死膨脹區(qū)的情況，可得到下面方程：

代入邊界條件：

　　（2-225）

其中

因此得理論曲線方程為：

　　（2-226）

包絡(luò)線方程同樣可根據(jù)式（2-226）求得。

上面計(jì)算得出了傾角γ=0°～20°時單獨(dú)采用閉死壓縮和閉死膨脹，使柱塞工作容腔閉死容積內(nèi)的油液壓力升高或降低到高壓腔壓力或低壓腔壓力時所需的閉死角，對應(yīng)這些角度，可得到一條適應(yīng)所有γ角變化的曲線。

考慮一般情況下常用的工況：斜盤傾角γ=5°～20°的變化范圍。

在γ=5°～20°變量范圍內(nèi)，由上面計(jì)算結(jié)果得到一條相應(yīng)的包絡(luò)線。

當(dāng)γ=γ_min=5°時，φ=φ_max，ρ=ρ_min。

γ=γ_max=20°時，φ=φ_min，ρ=ρ_max。

即當(dāng)γ=γ_min時，所對應(yīng)的閉死角為φ_max。

當(dāng)γ=γ_max時，相應(yīng)的閉死角為φ_min。

當(dāng)斜盤傾角γ在5°～20°范圍內(nèi)變化時，柱塞工作容腔沿上述曲線接通。

考慮滑靴和斜盤的結(jié)構(gòu)，如果閉死膨脹結(jié)束后，柱塞容腔直接與配流盤配流窗口接通，這一曲線段的連通槽面積必須足夠大，大到其節(jié)流作用對柱塞工作容腔壓力的影響可以忽略不計(jì)。而這個連通槽面積的加大，會導(dǎo)致連通槽處輪廓線沿直徑方向外移，以致超出滑靴處密封帶范圍，引起泄漏，因此，考慮滑靴最大密封帶的限制，必須采用寬度較小的三角槽過渡。另一方面，采用三角槽過渡可以減少閉死范圍角。

三角槽可看作一個節(jié)流口，即當(dāng)滑靴油室經(jīng)過三角槽范圍時，柱塞工作容腔會產(chǎn)生預(yù)升壓和預(yù)釋壓，換而言之，三角槽區(qū)可以承擔(dān)一部分預(yù)升壓或預(yù)釋壓任務(wù)。

下面分別考慮上止點(diǎn)預(yù)壓縮和下止點(diǎn)閉死膨脹區(qū)的情況。

（1）上止點(diǎn)預(yù)壓縮區(qū)

考慮傾斜配流盤的結(jié)構(gòu)，斜盤上只有低壓配流口。因此，上止點(diǎn)預(yù)升壓區(qū)的減振槽開在斜盤低壓配流槽上。隨著斜盤傾角（γ=5°～20°）的變化，滑靴經(jīng)過上止點(diǎn)后，與配流盤低壓腔脫開的位置沿所求曲線而變化。

當(dāng)γ=γ_max時，油室從上止點(diǎn)與斜盤低壓配流腔脫開，開始閉死壓縮，經(jīng)過φ_max后，閉死壓縮結(jié)束，柱塞工作容腔壓力升高到配流盤高壓腔壓力。

當(dāng)γ=γ_min時，滑靴油室在上止點(diǎn)附近與斜盤低壓配流腔脫開，開始閉死壓縮，經(jīng)過φ_min后閉死壓縮結(jié)束，柱塞工作容腔壓力升高到配流盤高壓腔壓力。

當(dāng)斜盤傾角為γ時，單獨(dú)閉死壓縮所需的閉死角為φ，即滑靴油室在上止點(diǎn)附近，由曲線AA'上的A'點(diǎn)開始與斜盤低壓配流腔脫開，如圖2-115所示，進(jìn)行閉死壓縮，經(jīng)過閉死壓縮范圍角φ'后，壓力升高到配流盤高壓腔壓力，與配流盤高壓腔接通。考慮減振槽后，由于減振槽卸荷一部分壓力，滑靴油室與配流盤高壓腔接通的位置發(fā)生變化。

當(dāng)斜盤傾角為γ時，滑靴油室經(jīng)過三角槽區(qū)，在A'點(diǎn)與三角槽脫開，開始單獨(dú)閉死壓縮，經(jīng)過閉死壓縮范圍角φ'后，與高壓配流腔接通。

在減振槽范圍內(nèi)，滑靴油室在A點(diǎn)進(jìn)入卸荷區(qū)。一方面，由于柱塞運(yùn)動使柱塞工作容腔內(nèi)壓力增加，另一方面，由于連通槽的作用，釋放掉一部分壓力。滑靴油室在上止點(diǎn)與低壓腔脫開時，壓力等于低壓腔壓力，經(jīng)過三角槽后，壓力升至p'₀，再經(jīng)過單獨(dú)閉死壓縮區(qū)φ'，壓力升至p_s。

下面根據(jù)流體連續(xù)性方程，考慮滑靴油室經(jīng)過卸荷槽區(qū)的工作情況。

流體連續(xù)性方程為：

　　（2-227）

式中　V₀₁——t=0時柱塞工作容腔的閉死容積，m³；

K——油液的彈性模量，Pa；

dV——容忍容量（增量），m³。

　　（2-228）

式中　V₀——γ=γ_max時的閉死容積，m³。

　　（2-229）

　　（2-230）

式中　dV₃——泄漏體積（暫不考慮），m³；

dV₂——通過卸荷槽流出的體積，m³。

　　（2-231）

式中　C_q——流量系數(shù)；

S_x——節(jié)流面積，m²。

對于三角減振槽，有：

　　（2-232）

圖2-116所示為三角槽結(jié)構(gòu)，所以：

　　（2-233）

設(shè)

　　（2-234）

　　（2-235）

解上述微分方程式得：

　　（2-236）

　　（2-237）

　　（2-238）

代入邊界條件：

　　（2-239）

考慮單獨(dú)閉死壓縮區(qū)的情況，根據(jù)下列方程：

　　（2-240）

代入邊界條件：

　　（2-241）

聯(lián)立

　　（2-242）

即可求解三角槽的范圍角。

（2）下止點(diǎn)閉死膨脹區(qū)

考慮卸荷槽的作用，當(dāng)斜盤傾角為γ時，柱塞工作容腔在下止點(diǎn)脫離配流盤高壓腔，經(jīng)過閉死膨脹角φ'后，壓力降至p'₀，這時柱塞工作容腔與卸荷槽接通，經(jīng)過卸荷槽區(qū)δ_φ后，壓力降至低壓配流油腔壓力p₀，與配流盤低壓配流腔接通，如圖2-117所示。

同理可得到下面方程：

　　（2-243）

求解便可得到所需要的卸荷槽范圍角。

4.結(jié)論

通過對開路式軸向柱塞泵上配流盤降噪結(jié)構(gòu)的分析可得出以下結(jié)論。

在閉路式軸向柱塞泵直立的配流盤上開卸荷槽或閉死壓縮（膨脹）的方法，不能適應(yīng)變量工況的要求。目前閉路式軸向柱塞泵上配流盤降噪和抗沖擊結(jié)構(gòu)僅適應(yīng)設(shè)計(jì)工況的要求，而當(dāng)排量增大，導(dǎo)致斜盤傾角γ變化時，壓力沖擊和配流噪聲將增大。

由于開路式軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是在泵的斜盤上開有配流槽，滑靴在斜盤上的運(yùn)動軌跡隨斜盤傾角γ變化而變化，所以在斜盤上開卸荷槽，能夠使其降噪結(jié)構(gòu)適應(yīng)變排量工況的要求，即柱塞工作容腔內(nèi)閉死容積與配油槽接通時的預(yù)升壓值和預(yù)減壓值可隨斜盤傾角γ的變化（也就是隨排量或流量變化）而變化。

三、軸向柱塞泵配油窗口面積對轉(zhuǎn)速和噪聲的影響

提高軸向柱塞泵的轉(zhuǎn)速一直是泵研究人員重點(diǎn)面對的領(lǐng)域之一，大多數(shù)研究者都在材料、熱處理、摩擦副設(shè)計(jì)上下功夫，主要解決材料的pV值、熱處理硬度、摩擦副的潤滑、支承力平衡等問題，以達(dá)到提高泵轉(zhuǎn)速的目的。但事實(shí)上作為液壓傳動用的泵，以上研究是在過流面積很大時才是提高泵轉(zhuǎn)速的關(guān)鍵問題，當(dāng)過流面積很小時，進(jìn)入控制容腔的液體流速過高的情況下，液體已達(dá)到空氣分離壓，更嚴(yán)重時達(dá)到飽和蒸氣壓，無論怎樣改變材料、熱處理，無論怎樣設(shè)計(jì)摩擦副，泵都不能正常工作（這里是指無供油壓力時的情況，有供油壓力時除外）。這時配油窗口面積的大小將是影響泵是否可以提高轉(zhuǎn)速的主要因素，因此我們對半開路式、閉路式、全開路式軸向柱塞泵進(jìn)行了各種研究和試驗(yàn)。

1.開閉路式泵的試驗(yàn)簡圖

端面配油半開路式、閉路式、全開路式泵現(xiàn)場試驗(yàn)進(jìn)出油示意圖見圖2-118～圖2-120。

2.流量與配油窗口面積的關(guān)系

同樣供油情況下，開路式為什么可以提高轉(zhuǎn)速呢？這是因?yàn)樵谄渌麠l件相同時，泵的進(jìn)油速度只決定于泵的配流面積，即：

　　（2-244）

式中　v——配流口處液體流速，m/s；

A——配流口處面積，m²；

Q——泵的流量，L/min。

由上述試驗(yàn)可知，25KZB與25CY14-1泵所有的吸油處的阻力均相同，只是進(jìn)油面積不同，對于25KZB泵有（下角標(biāo)用K）：

　　（2-245）

對于25CY14-1泵有（下角標(biāo)用B）：

　　（2-246）

由下面試驗(yàn)方法可知：

　　（2-247）

式中　A₀——半開路式泵滑靴進(jìn)油的面積。

當(dāng)兩種泵流量相同時，即：

　　（2-248）

　　（2-249）

而當(dāng)液體流速相同，即

　　（2-250）

也就是說都達(dá)到最大的允許吸油流速時：

　　（2-251）

由式（2-250）和式（2-251）可知，端面配流全開路式泵可以提高一定的轉(zhuǎn)速，這里忽略了泵殼內(nèi)容腔的影響。

3.試驗(yàn)

為使試驗(yàn)做得比較合理，選定了齊齊哈爾第二機(jī)床廠阿榮旗分廠的一個試驗(yàn)臺，泵入口到液面處的管徑不變，并將開路式原理和閉路式原理用一個泵殼進(jìn)行試驗(yàn)，實(shí)際上是只改變泵的內(nèi)部零件進(jìn)行試驗(yàn)比較。

為了說明問題，采用了25CY14-1A型泵和25KZB型泵進(jìn)行試驗(yàn)。

首先進(jìn)行端面配流半開路式泵的試驗(yàn)（注意此時液壓油僅由斜盤處進(jìn)入泵體和柱塞腔內(nèi)）。當(dāng)轉(zhuǎn)速在1500r/min以下時，泵的噪聲正常，流量40L/min，容積效率0.97，工作壓力32MPa；當(dāng)轉(zhuǎn)速再增加，這時只要稍一提高壓力，噪聲就突然增加，而且無論轉(zhuǎn)速怎樣提高流量也不再增加了。

接著我們將開了進(jìn)油口的斜盤和沒開進(jìn)油口的直立配流盤換掉，裝上無進(jìn)油口的斜盤和開有進(jìn)油口的直立配流盤，這時就是25CY14-1A型泵，泵的進(jìn)油口如CY14-1A接法，進(jìn)行升速試驗(yàn)，其結(jié)果如下：當(dāng)轉(zhuǎn)速提高到2500r/min時，流量為66L/min，壓力為32MPa，容積效率為0.95，完全滿足部標(biāo)，且噪聲正常。當(dāng)轉(zhuǎn)速再提高時，泵的流量不再上升，加壓時噪聲突然變大。最后將開有進(jìn)油口的斜盤裝上，換下無進(jìn)油口的斜盤，同時對泵進(jìn)行升速試驗(yàn)。由于兩端同時安裝有進(jìn)油管，泵兩端同時進(jìn)油，其性能如下：當(dāng)轉(zhuǎn)速提高到3700r/min時，泵的流量為100L/min，壓力為32MPa，效率為0.95；當(dāng)轉(zhuǎn)速再增加，流量不變化，加壓后，噪聲就突然上升。為了與CY泵統(tǒng)一，我們又將斜盤處的進(jìn)油口去掉，在泵殼內(nèi)開流道，進(jìn)行升速試驗(yàn)。轉(zhuǎn)速為3500r/min，泵的流量為96L/min，壓力為32MPa，容積效率為0.95時一切正常，當(dāng)轉(zhuǎn)速再提高，同樣出現(xiàn)流量不再變化。加壓后噪聲發(fā)生突變。圖2-121為流量與轉(zhuǎn)速的關(guān)系；圖2-122為流量與噪聲的關(guān)系。

4.結(jié)論

在無壓供油條件下，所有工況相同，只有配油窗口面積不同時，可得以下結(jié)論。

①配油窗口面積越大，轉(zhuǎn)速越高，全開路式泵高于閉路式泵，閉路式泵高于半開路式泵。

②配油窗口一定時，泵所能適應(yīng)的臨界轉(zhuǎn)速是一定的。

③配油窗口一定時，到了臨界轉(zhuǎn)速后，噪聲隨轉(zhuǎn)速的增高而增加，流量卻不隨轉(zhuǎn)速的增高而增加。

④對于泵設(shè)計(jì)者來說，應(yīng)對這一臨界轉(zhuǎn)速十分注意。