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分类号TH137.51UDC621.6密级公开编号专业硕士学位论文轴向柱塞泵的配流盘阻尼槽优化设计TheValvePlateDampingGrooveOptimizationDesignoftheAxialPistonPump学位申请人：尹锦锋指导教师：杨宏斌教授合作教师：郑光相高工专业领域：机械工程学位类别：工程硕士2015年05月 独创性声明本人声明，所呈交的论文是我个人在导师指导下完成的研究工作及取得的研究成果。据我所知，文中除了特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得河南科技大学或其它教育机构的其他学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。研究生签名：日期： 摘要摘要斜盘式轴向柱塞泵噪声的产生由诸多因素引起，主要包括机械噪声和流体噪声两部分，其中流体噪声主要包括：流量脉动、压力冲击以及气穴噪声等几部分。针对斜盘式轴向柱塞泵配流过程中产生的噪声问题，论文以降低配流噪声为研究目标，以配流盘阻尼槽结构优化设计为突破途径，主要研究内容如下：1分析斜盘式轴向柱塞泵配流盘工作原理以及流量脉动、压力冲击的产生机理；在此基础上建立配流过程中柱塞腔油液压力变化的微分方程，并针对现有典型配流盘阻尼槽结构建立数学模型，分析其存在的问题及改进措施。2轴向柱塞泵配流过程的三维CFD仿真分析；在分析某型号轴向柱塞泵结构的基础上，利用三维软件建立其内部流体域模型。阐述计算流体力学控制方程，运用CFD软件解析柱塞泵内部流场。研究配流盘阻尼槽结构与柱塞泵流量脉动及压力冲击的参数化关系。3轴向柱塞泵配流盘阻尼槽结构的优化设计；运用正交试验法及响应面函数理论，建立配流盘阻尼槽结构参数与流量脉动值之间的二阶多项式响应面函数。在保证容积效率的前提下，以降低冲击压力值和流量脉动值为优化目标，优化阻尼槽结构参数。4轴向柱塞泵配流盘结构优化前后的性能对比试验；依据机械行业标准JB/T7043-2006规定和企业技术要求，建立轴向柱塞泵配流盘结构优化前后性能对比试验台，通过对比试验数据分析优化结构是否合理有效。并针对试验数据对配流盘阻尼槽结构进行改进。论文的研究意义在于，通过分析斜盘式轴向柱塞泵配流盘工作原理以及流量脉动、压力冲击的产生机理，以降低柱塞泵配流噪声为优化目标，以配流盘阻尼槽结构参数为优化变量，利用惩罚函数法对阻尼槽结构进行优化设计，有效降低了斜盘式轴向柱塞泵配流噪声，为提高柱塞泵的性能研究提供理论依据和工程化流程。I 河南科技大学硕士学位论文关键词：柱塞泵，配流盘，阻尼槽，优化设计论文类型：设计类选题来源：学校自选项目II ABSTRACTABSTRACTTheswashplateaxialpistonpumpnoisewascausedbymanyfactors,includestwopartsofthemechanicalandfluidnoise.Fluidnoisemainlyinclude:flowpulsation,impactpressureandcavitationnoiseandotherparts.Fortheswashplateaxialpistonpumpwithflownoiseproblemintheprocess,toreducedtheflownoiseastheresearchtarget,inorderedtovalveplatedampinggroovestructureoptimizationdesignforthebreakthroughway.Themainresearchcontentwasasfollows:1Swashplateaxialpistonpumpwithflowoftheworkingprincipleandmechanismofflowpulsationandpressureshockwereresearched.Theflowdifferentialequationfortheplungercavityoilpressurechangeswasestablished.Theexistingtypicalvlaveplatedampinggroovestructuremathematicalmodel’sproblemsandimprovementmeasureswasresearched.2Axialpistonpumpwithflowprocessofthree-dimensionalCFDsimulationwasresearched.Basedontheanalysisofacertaintypeaxialpistonpumpstructureandthe3dsoftwaretheaxialpistonpump’sinternalfluiddomainmodelwasestablished.ComputationalfluiddynamicscontrolequationwaselaboratedandtheaxialpistonpumpinnerflowfieldwasresolvedbyusingCFDsoftware.Theparametricrelationshipbetweenvalveplatedampinggroovestructureandaxialpump’sflowpulsationwasresearched.3Theaxialpistonpumpwithvlaveplatedampinggroovestructurewasoptimaldesigned.Onthebasisofthetheoryoforthogonaltestandtheresponsesurfacefunction,thesecondorderpolynomialresponsesurfacefunctionbetweenplatedampinggroovestructureparametersandflowpulsationvaluewasestablished.Inordertoreducetheimpactpressureandflowpulsation,theaxialpistonpumpwithvlaveplatedampinggroovestructurewasoptimaldesigned.4Theaxialpistonpump’sperformanceparameterswerecomparedbetweenvalveplatedampinggroovestructureoptimizationperformancebeforeandafterbytest.AccordedtothemachinerystandardregulationsJB/T7043-2006andindustrytechnicalrequirements,theswashplateaxialpistonpumptestwasestablished.Thecorrectnessofoptimizedstructurewasvalidatedbycomparisonwithtestdata.Inthesametimethevalveplatedampinggroovestructurewasimprovedbycomparedthetestdata.Researchsignificanceliesinthepaper,byanalyzedtheswashplateaxialpistonIII 河南科技大学硕士学位论文pumpwithvlaveplateofworkingprincipleandmechanismofflowpulsationandpressureimpact.Inordertoreducetheplungerpumpwithflownoiseastheoptimizationgoal,valveplatedampinggroovestructureparametersasoptimizationvariables,usingthepenaltyfunctionmethodofdampinggroovestructureoptimizationdesign.Toimprovetheperformanceofplungerpumpresearchprovidesthetheoreticalbasisandengineeringprocess.KEYWORDS:Plungerpump,Valveplate,Dampinggroove,Theoptimizationdesign.DissertationType:DesigncategorySubjectSource:SchoolchooseprojectIV 目录目录第1章绪论...............................................11.1研究背景及意义.................................................................................................11.2国内外研究现状.................................................................................................11.2.1国内研究现状.............................................................................................11.2.2国外研究现状.............................................................................................21.2.3国内外研究现状总结..................................................................................21.3论文主要研究内容.............................................................................................3第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析.......................52.1液压流体力学基础.............................................................................................52.1.1液压油液的性质.........................................................................................52.1.2流体静力学基础.........................................................................................82.1.3流体动力学基础.........................................................................................92.1.4流体的其他物理现象................................................................................112.2轴向柱塞泵的结构特点及其流量分析...........................................................142.2.1轴向柱塞泵的分类....................................................................................142.2.2斜盘式轴向柱塞泵工作原理....................................................................152.2.3斜盘式轴向柱塞泵的流量特性................................................................172.3轴向柱塞泵配流盘配流原理...........................................................................182.3.1柱塞泵压力冲击问题及其危害................................................................182.3.2柱塞泵配流盘工作原理............................................................................192.3.3配流盘阻尼槽预卸压过程分析................................................................212.4本章小结...........................................................................................................22第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真.....................233.1计算流体力学及其解法...................................................................................233.1.1计算流体力学简介....................................................................................233.1.2计算流体力学解析方法............................................................................233.1.3全空化理论及其在CFD中的应用..........................................................243.2建立轴向柱塞泵配流动态模型.......................................................................263.2.1Fluent软件计算方法和特点介绍.............................................................263.2.2轴向柱塞泵Fluent模型建立...................................................................26V 河南科技大学硕士学位论文3.3基于Fluent的轴向柱塞泵配流性能分析.......................................................283.3.1边界条件设置及仿真结果分析................................................................283.3.2配流盘相位对配流性能的影响................................................................313.3.3配流盘卸荷槽尺寸对配流性能的影响....................................................343.3.4基于CFD的动态模型方法小结..............................................................373.4本章小结...........................................................................................................38第4章配流盘阻尼槽结构参数优化设计......................394.1机械优化设计的思想及方法...........................................................................394.1.1优化设计思想概述....................................................................................394.1.2优化设计的数学理论................................................................................394.1.3惩罚函数算法理论....................................................................................414.2阻尼槽结构参数化建模...................................................................................414.2.1配流盘阻尼槽结构一体化设计流程........................................................414.2.2确定配流盘阻尼槽结构优化变量............................................................424.2.3确定优化变量的约束条件及优化目标....................................................434.3惩罚函数法优化过程及结果...........................................................................464.3.1阻尼槽结构优化结果................................................................................464.3.2优化前后CFD仿真数据对比分析..........................................................464.4本章小结...........................................................................................................48第5章轴向柱塞泵性能试验................................495.1柱塞泵性能试验系统.......................................................................................495.1.1柱塞泵性能测试液压系统设计................................................................495.1.2电控及数据采集系统设计........................................................................505.2配流盘优化前后柱塞泵性能对比分析...........................................................525.3本章小结...........................................................................................................54第6章结论与展望........................................556.1研究结论...........................................................................................................556.2研究展望...........................................................................................................55参考文献.................................................57致谢...................................................63攻读学位期间的研究成果...................................64VI 第1章绪论第1章绪论1.1研究背景及意义由于液压传动具有功率密度高，易于实现直线运动、速度刚性大等突出优点，因此液压传动在工程机械中得到了广泛的应用[1-4]。液压泵作为液压系统的动力源，其性能和可靠性很大程度上决定了整个液压系统的性能。由于轴向柱塞泵具有体积小、传递功率大、易于变量控制、效率高等突出优点，因此在工程机械液压系统普遍采用轴向柱塞泵作为动力源。但是伴随着环保要求的提高，降低柱塞泵的噪声对降低整个液压系统的噪声具有十分重要的意义[5-7]。本文的研究目的在于，通过理论分析、CFD流场仿真和实验研究分析相结合的方法，对配流盘阻尼槽结构优化进行研究，并探索减小脉动和降低噪声的结构和方法，从而达到降低振动和噪声的目的。综上所述，本论文以减少流量脉动和压力冲击，提高轴向柱塞泵的综合性能为目的，以流量脉动产生的机理和相关的结构优化设计为研究内容，确定了论文研究课题的研究方向为轴向柱塞泵流量脉动及配流盘优化设计研究。1.2国内外研究现状柱塞泵流体噪声研究主要围绕着柱塞泵的压力冲击、流量脉动以及气穴噪声等方面开展。目前，针对压力流量脉动的建模分析和试验测试方面比较典型的研究内容和成果主要包括以下方面：1.2.1国内研究现状20世纪80年代末，哈尔滨工业大学的李小宁教授等人，对柱塞腔压力瞬时变化过程进行数学分析，同时用简单的一次有理分式表示压力对油液体积弹性模量的影响项[8,9]。1 河南科技大学硕士学位论文90年代初，上海交通大学邱泽麟、余经洪等人在该领域开展了一系列的研究，成功实现对柱塞泵柱塞腔压力瞬变过程测量[10-12]。并且在理论分析上，对巴斯大学模型中压力变化过渡时间的计算误差问题进行修正，同时结合试验建立油液体积弹性模量的动态模型。2008年，浙江大学的马吉恩博士[13-17]，在分析轴向柱塞泵流体噪声形成机理的基础上，建立了柱塞泵流动特性的分布参数式数学模型，试验证明该模型能够准确的预测柱塞泵的流量和压力脉动特性,可使分析误差控制在5%以内，为流体噪声的机理分析提供了理论支持。同济大学大学的吴小峰、马博等人[18]，开展了柱塞泵配流理论模型分析。讨论柱塞腔油液的可压缩性、泄漏因素以及阻尼槽的节流作用，并利用FLUENT等仿真软件对不同工况的泵源脉动情况进行了仿真分析。1.2.2国外研究现状20世纪80年代初，德国亚深工大的科研人员，提出采用不同长度的管道作为泵的输出管道，进行噪声特性测量[19-21]。该方法实现起来十分繁杂，但是开启了人们对流量脉动理论分析和实验测量的序幕。20世纪90年代，瑞典林雪平大学M.E.pettersson和L.Eriueson等人[22-26]，提出两测点测量方法，利用测试系统的主泵与容积元件组合代替“二次源”，产生宽频频谱区。近年来，意大利帕尔马大学的C.Paolo等人[20,27,28]，在柱塞泵流量脉动建模时，补充了配流盘阻尼槽位置的惯性影响公式,并搭建了仿真模型，并通过试验结果进行验证。1.2.3国内外研究现状总结1目前、国内外柱塞泵流体噪声领域的理论研究，主要围绕着柱塞腔压力冲击和流量脉动的数学建模和优化开展。2流量脉动测量主要包括：泵源阻抗测量和流量源脉动测量两部分；2 第1章绪论3鉴于柱塞泵工作压力高的特点，很难采用透明材料进行泵内部的气穴现象观测研究的难点。通常采用CFD流场仿真的手段进行分析，但是如何真实反应柱塞泵内部流场成为其CFD流场仿真的难点。4国内对柱塞泵噪声的研究与国外先进国家还有很大差距，有很大的研究空间。1.3论文主要研究内容针对斜盘式轴向柱塞泵配流过程中产生的噪声问题，论文以降低配流噪声为研究目标，以配流盘阻尼槽结构优化设计为突破途径，主要研究内容如下：1阐述本课题的研究背景和意义；概述国内外关于轴向柱塞泵流量脉动问题的研究现状及存在问题，并针对轴向柱塞泵配流盘阻尼槽结构对流量脉动的影响，提出本文的研究方向及相关研究内容。2分析斜盘式轴向柱塞泵配流盘工作原理以及流量脉动、压力冲击的产生机理；在此基础上建立配流过程中柱塞腔油液压力变化的微分方程，并针对现有典型配流盘阻尼槽结构建立数学模型，分析其存在的问题及改进措施。3轴向柱塞泵配流过程的三维CFD仿真分析；在分析某型号轴向柱塞泵结构的基础上，利用三维软件建立其内部流体域模型。阐述计算流体力学控制方程，运用CFD软件解析柱塞泵内部流场。研究配流盘阻尼槽结构与柱塞泵流量脉动及压力冲击的参数化关系。4轴向柱塞泵配流盘阻尼槽结构的优化设计；运用正交试验法及响应面函数理论，建立配流盘阻尼槽结构参数与流量脉动值之间的二阶多项式响应面函数。在保证容积效率的前提下，以降低冲击压力值和流量脉动值为优化目标，优化阻尼槽结构参数。5轴向柱塞泵配流盘结构优化前后的性能对比试验；依据机械行业标准JB/T7043-2006规定和企业技术要求，建立轴向柱塞泵配流盘结构优化前后性能对比试验台，通过对比试验数据分析优化结构是否合理有效。并针对试验数据对配流盘阻尼槽结构进行改进。3 河南科技大学硕士学位论文6论文总结与展望；在总结论文研究成果的基础上，针对论文研究过程中存在的不足之处，提出论文的改进之处及研究展望。4 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析2.1液压流体力学基础2.1.1液压油液的性质在液压系统中，泵依靠固体部件的运动来驱动液压油液，液压油液在液压系统中传递力和运动，实现工作机能。在液压传动系统中，液压油的主要物理性质包括：密度、可压缩性、粘性、[2,29-34]着火点等等。目前，液压系统中使用的液压油液可分为以下几类，如表2-1所示。表2-1液压油液的种类及用途Tab.2-1HydraulicoiltypesandUSES种类主要用途机械油用于压力较低和要求不高的场合和机械油相比，氧化稳定性好，使用寿命长。汽轮机油在液压系统中使用最广石抗氧防锈型液压油用于通用型机床液压箱和齿轮箱的润滑油型抗磨液压油用于要求抗磨性能较高的高压液压系统工专用液压油业低温液压油用于寒冷地区的工程机械的液压系统液液压—导轨油用于既有液压传动又有滑动面的系统压高粘度指数液压油用于要求高粘度指数的中、低压系统油其他专用液压油液乳化型水包油乳化液难油包水乳化液燃合成型用于钢铁厂及其他要求抗燃性的工业型水—乙二醇液磷酸酯液其他1可压缩性：可压缩性是指油液因所受压力增高而发生的体积缩小的性质，液压油液的一5 河南科技大学硕士学位论文个重要物理性质。例如：体积为V、压力为p的液体，当压力增大p，体积减小V，则压00缩系数k，如式2-1所示。1Vk（2-1）pV0液压油的体积模量K是指液压体积压缩系数的倒数，液压系统中各种常用液压油液的体积模量，如表2-2所示。表2-2常用液压油液的体积模量（20℃，标准大气压）Tab.2-2Commonlyusedhydraulicoilvolumemodulus(20℃,thestandardatmosphericpressure)液压油种类K·N-1·m2石油型（1.4-2.0）×109水—乙二醇3.15×109油包水乳化液1.95×109磷酸酯型2.65×109分析表2-2中的数据可知，石油型液压油液的体积模量是钢的100-150倍，所以常用液压油液的刚性是相当高的。2粘性：液压油在外力的作用下流动时，由于分子间的内聚力的存在，使其流动受到[35,36]牵制，从而沿其界面产生内摩擦力，这种现象叫做液体的粘性。流动液体的粘性示意图，如图2-1所示。图2-1液体粘性示意图Fig.2-1Liquidviscositydiagram6 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析如图2-1所示，上平板以速度u0向右平动，实验测定指出，液体流动时相邻液层之间的内摩擦力Ff与液层接触面积A、液层间的速度梯度dudy/成正比，如式2-2所示。duFA（2-2）fdy式中：为比例常数。如以表示切应力，即单位面积上的内摩擦力，如式2-3所示。Fduf（2-3）Ady这就是牛顿的液体内摩擦定律。液体粘度是随液体的压力和温度变化而变化的，液压系统中常用液压油的粘度随压力和温度变化的关系，如图2-2所示。图2-2粘度和温度之间的关系Fig.2-2Therelationshipbetweenviscosityandtemperature液压油液还有其他的一些性质，由于该部分物理特性与本论文相关性较小，在此不做一一论述。7 河南科技大学硕士学位论文2.1.2流体静力学基础1压力特性：当静止液体ΔA面积上作用法向力ΔF时，液体内某点处的压力，如式2-4所示。Fplim（2-4）A0A静止液体在重力作用下，液体内部某点的压力，如式2-5所示。ppgh（2-5）0式中：p表示液面上的压力，表示油液密度，g为重力加速度，h为该点距离0液面的距离。液体压力有绝对压力和相对压力两种，绝对压力、相对压力和真空度的关系[13,37,38]，如图2-3所示。图2-3真空度与绝对压力及相对压力的关系Fig.2-3Thevacuumandabsolutepressureandtherelationshipbetweentherelativepressure在液压传动过程中，由于管路一般高度跨度不大，液压油本身密度不高，因此由液柱高度引起的ρgh那部分压力很小，一般可以忽略不计，并认为整个液体内部的压力是近乎相等的。2帕斯卡原理帕斯卡原理是指在密闭容器内，施加于静止液体上的压力将以等值同时传到液体各点[19,24]，如图2-4所示。8 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析图2-4帕斯卡原理示意图Fig.2-4PASCAL'sprinciplediagram由于两缸相互连通且构成密闭容器，因此按帕斯卡原理，缸内压力到处相等，p1=p2，如式2-6所示。A2FF（2-6）21A12.1.3流体动力学基础1流体的连续方程：液体在不等截面的的管道内流动时（如图2-5），取截面1和2之间的管道部分为控制体积[39]。图2-5管道中的液流Fig.2-5Fluidflowinthepipeline9 河南科技大学硕士学位论文设截面1和2的面积为A和A，液体流经这两个截面的平均流速为v和121v，且恒定流动下液体密度不会随时间变化，则有AvAv，即2111222Avconst（2-7）qAvconst（2-8）2伯努利方程[23]：如图2-6所示，在重力场中，对理想流体同一流线上任意两点有：22pupu1122zz（2-9）12gg22gg或2puzconst（2-10）gg2图2-6伯努利方程水头线示意图Fig.2-6HeadlinediagramBernoulliequation实际流体的机械能沿程减小，如式2-11所示。22pu11pu22'zzh（2-11）12wgg22gg'式中：h表示实际流体单位重量称为水头损失，单位为m。w3动量方程：质点系动量定律指出：作用在物体上的合力的大小等于物体在力作用方向上的动量的变化率[40]，如式2-12所示。10 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析dKF（2-12）dt式中：K表示质点系的的动量。图2-7流管内液流动量示意图Fig.2-7Flowtubefluidflowdiagram流管内液流动量示意图，如图2-7所示。则由质点系动量定律，如式2-13所示。FQvv()2211（2-13）式中：Q表示控制体内流体的体积；式2-13即为总流的动量方程。该方程是一个矢量方程，将它投影到3个坐标轴上，即：FQvvx()22xx11FQvvy()22yy11（2-14）FQvvz()22zz112.1.4流体的其他物理现象1流态和雷诺数雷诺首先通过实验水在圆管内的流动情况，发现液体有两种流动状态：层流和紊流[41]。层流时，液体流速较低，质点受粘性约束，不能随意运动，粘性力11 河南科技大学硕士学位论文是主导作用。液体流动时究竟是层流还是紊流，须用雷诺数来判别。雷诺数与液体的平均流速v，管径d，液体的运动粘度v有关。Revd/（2-15）常见液流管道的临界雷诺数由实验求的，见表2-3表2-3常见管道的临界雷诺数Tab.2-3CommonpipecriticalReynoldsnumber管道的形状临界雷诺数Recr管道的形状临界雷诺数Recr光滑金属圆管2000~2320带环槽同心环状缝隙700橡胶软管1600~2000带环槽偏心环状缝隙400同心环状缝隙1100圆柱形滑阀阀口260偏心环状缝隙1100锥阀阀口20~1002薄壁小孔[42-44]所谓薄壁小孔是指小孔的长度和直径之比ld/0.5的孔，如图2-8所示。图2-8薄壁小孔节流示意图Fig.2-8Thinwallholesthrottlingschematicdiagram通过薄壁小孔的液流流量为：2pqCA（2-16）d012 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析式中：ppp为小孔前后的压差；A为小孔的截面积，流量系数C的值由120d实验确定，一般可通过查表获得，见表2-4。表中A为管道截面面积。表2-4流量系数Cd的值Tab.2-4ThevalueofflowcoefficientCdA0/A0.10.20.30.40.50.60.7Cd0.6020.6150.6340.6610.6960.7420.8043气穴现象液压油液总是含有一定量的空气[8,45-49]。空气可以溶解在液压油液中，也可以以气泡的形式混合在油液中。油液的压力降低时，溶解在油液中的气体会从油液中分离出来，如图2.9所示。图2-9油液气体体积与压力间关系示意图Fig.2-9Therelationshipbetweentheoilreleasegasvolumeandpressure4液压冲击[44,45,50-52]在液压系统中，当管道中的阀门突然关闭或开启时，管内压力发生急剧交替升降的波动过程称为液压冲击。出现液压冲击时，液体中的瞬间峰值压力比正常工作压力大好几倍，足以使密封装置、管道或其他液压元件损坏。液压冲击还会13 河南科技大学硕士学位论文引起工作机械振动，产生很大噪音，影响工作质量。2.2轴向柱塞泵的结构特点及其流量分析2.2.1轴向柱塞泵的分类根据柱塞的布置和运动方向与传动轴相对位置的不同，柱塞液压泵可分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵。常见斜盘式轴向柱塞泵，如图2-10所示。图2-10斜盘式轴向柱塞泵Fig.2-10swashplateaxialpistonpump常见斜轴式轴向柱塞泵，如图2-11所示。图2-10中，1为调整把手，2为斜盘，3为滑靴压盘，4为滑靴，5为柱塞，6为缸体，7为配流盘，8为传动轴。轴向柱塞泵的缺点主要有以下三方面：1）抗污染能力差。2）吸入能力差。3）轴向柱塞泵加工工艺复杂、价格贵。14 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析图2-11斜轴式轴向柱塞泵Fig.2-11Obliqueaxistypeaxialpistonpump图2-11中，1为支撑芯杆2为柱塞3为缸体4为球面配流盘5为连杆6为法兰轴7为轴承。2.2.2斜盘式轴向柱塞泵工作原理1吸排油过程分析斜盘式轴向柱塞泵柱塞中心线平行于缸体的轴线[37,44,50,53,54]，其工作原理，如图2-12所示。图2-12斜盘式轴向柱塞泵工作原理图Fig.2-12Swashplateaxialpistonpumpworkingprinciplediagram15 河南科技大学硕士学位论文图2-12中，1为滑靴，2为柱塞，3为缸体，4为配流盘，5为传动轴，7为滑靴压盘，8为斜盘。当缸体转角φ从0变化到π时，柱塞向缸体内压入柱塞底部的密封容积不断减小，油液通过配流盘左侧腰形窗口B从排油口排油；当缸体转角φ从π变化到2π时，柱塞向缸体外伸出，柱塞底部的密封容积不断增大，形成局部真空，油液通过配流盘右侧的腰形窗口A从吸油口吸油。缸体每转动一周，每个柱塞往复运动一次，完成吸、排油过程各一次。2柱塞运动分析柱塞在缸孔内的轴向相对运动，如图2-13所示。图2-13斜盘式轴向柱塞泵的柱塞运动示意图Fig.2-13Swashplateaxialpistonpumpplungermotiondiagram由图2-13可知，若以斜盘的上死点为柱塞位移的计算起点，则柱塞的相对位移h，如式2-17所示。hRtg(1cos)（2-17）式中：R为柱塞分布圆半径；β为斜盘倾角；φ缸体自上死点计算的转角，其值等于ωt。柱塞的行程，如式2-18所示。Hh2tanRmax（2-18）柱塞的轴向运动速度，如式2-19所示。dhvRtansin（2-19）dt柱塞的轴向加速度，如式2-20所示。16 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析dv2aRtancosdt（2-20）柱塞的位移、速度、加速度随转角φ的变化规律，如图2-14所示。图2-14斜盘式轴向柱塞泵的柱塞运动规律Fig.2-14Swashplateaxialpistonpumpplungermotionlaw2.2.3斜盘式轴向柱塞泵的流量特性斜盘式轴向柱塞泵的排量q，如式2-21所示。ZAHZARqtan（2-21）2式中：Z为柱塞数，A为柱塞截面面积。如果在正反两个方向改变β角，还可以在泵旋转方向不变的条件下调换泵的进、出口。柱塞泵的瞬时流量Q，如式2-22所示。tZZ00QAtivARtansini（2-22）ii11式中：Z为处于排液位置的柱塞数；为第i个柱塞相对上死点的转角；v为第0iii个柱塞轴向运动速度。2取缸体两相邻柱塞间所夹圆心角为2，即2，则经过推导，当Z为Z偶数时：cos()QARtan（2-23）tsin17 河南科技大学硕士学位论文Z为奇数时：cos(/2)QARtan（2-24）t2sin2取流量波动QQmaxmin（2-25）QQmax则Z为偶数时22sin（2-26）Q2Z当Z为奇数时22sin（2-27）Q4Z柱塞数越大则流量不均匀系数δQ越小，轴向柱塞泵均采用奇数柱塞数，其中又以Z=7和Z=9最为常用，如图2-15所示。（a）Z为偶数（b）Z为奇数图2-15柱塞泵流量脉动曲线Fig.2-15Plungerpumpflowpulsationcurve2.3轴向柱塞泵配流盘配流原理2.3.1柱塞泵压力冲击问题及其危害以轴向柱塞泵为例，当密封的工作腔体积增大时，工作腔中的油液压力减18 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析小，油箱中的油液在大气压的作用下，通过吸油管流进工作腔，实现吸油过程。吸满油的工作腔在油口全封闭的状态下通过中间密封区，此时工作腔处于闭死状态转到排油区[8,55-58]。在排油区工作腔容积连续压缩减小，将工作腔中的油液排出，通过排油管向液压系统供油。排油管连接的液压系统负载压力的大小决定了柱塞泵的排油压力，排完油的工作腔处于闭死状态，通过密封区重新进入吸油行程，如此连续周期实现吸排油过程。解决斜盘式轴向柱塞泵配流过程中的油击和噪声问题的主要解决方案为，在高、低压腔间隔的闭死密封区开卸荷槽，使得转子上吸满低压油的工作腔在进入高压排油区的过程中，油液压力均匀升高至排油压力，同等油液压力的液压油接触即不会产生油击现象；同理，转子上的工作腔完成排油历程后，使得工作腔内的油液压力均匀下降至吸油口油液压力。因此，为解决斜盘式轴向柱塞泵配流过程中的油击和噪声问题，需研究配流盘的工作原理及其卸荷槽结构的设计方法。2.3.2柱塞泵配流盘工作原理典型斜盘式轴向柱塞泵的配流盘结构特点归纳如下：1、有两个包角相等的配油腰槽，其中吸油腰槽与吸油管相通，排油腰槽与出油孔相通；2、吸排油腰槽是对称分布，两腰槽间为隔离墙；3、隔离墙上开有阻尼槽或阻尼孔。典型斜盘式轴向柱塞泵的配流盘结构，如图2-16所示。图2-16典型斜盘式轴向柱塞泵的配流盘结构示意图Fig.2-16Typicalswashplateaxialpistonpumpwithvlaveplatestructurediagram19 河南科技大学硕士学位论文但是现有典型斜盘式轴向柱塞泵的配流盘结构的特点为上、下两个减振槽或阻尼孔尺寸相等，且相对于配流盘中心成中心对称分布。而柱塞泵排量减少时，柱塞腔死容积增大和闭死膨胀量减少相反过程，无论如何也找不到一个折中的设计参数组合能使预卸压力近似为恒值，因此这是对称偏转式配流盘的缺点[17,59]。为解决对称偏转式配流盘这一问题，现有典型斜盘式轴向柱塞泵的配流盘结构设计方案主要有以下几种：恒定过流截面的阻尼圆孔结构和恒定过流面积的阻尼方孔结构，如图2-17（a）所示；变过流截面的三角槽式阻尼槽结构，如图2-17（b）所示；变过流截面的三角槽式阻尼槽和恒定过流截面的阻尼圆孔组合结构，如图2-17（c）所示；由多级恒定过流截面弓形槽组成的阶梯过流截面组合槽，如图2-17（d）所示[10,13,35,60,61]。图2-17典型配流盘阻尼槽结构示意图Fig.2-17Atypicalvlaveplatedampinggroovestructurediagram20 第2章轴向柱塞泵配流盘工作原理分析2.3.3配流盘阻尼槽预卸压过程分析以对称偏转式配流盘为基础，建立轴向柱塞泵每个柱塞油缸吸油完毕进入预升压区域预升压特性微分方程和每个柱塞油缸排油完毕进入预卸压区域预卸压特性微分方程。以以上两个微分方程为基础展开阻尼槽结构的优化设计研究。柱塞腔进入预升压区后腔中油液压力变化的微分方程，如式2-28所示。dVdpE（2-28）V式中：dp-腔中压力变化的微分；dV-腔中体积变化的微分；V-进入预升压区柱塞腔封闭的油液体积；E-油液的弹性模量；柱塞油缸预升压和预卸压都是靠两种方法综合作用实现的。预升压过程油缸通过减振槽和排油腔相同，高压油倒流进油缸，同时油缸本身通过机械的方法体积压缩，两种作用造成的油缸体积变化，如式2-29所示。dddvvv（2-29）12式中：dv1为通过阻尼槽倒流进油缸的体积，dv2为机械压缩造成的油缸体积变化。斜盘式轴向柱塞泵柱塞油缸的死容积变化，如图2-18所示。图2-18柱塞油缸的死容积变化原理图Fig.2-18Thedeathoftheplungercylindervolumechangeprinciplediagram预升压工程油腔通过减振槽和排油腔接通高压油倒流进油腔，柱塞腔内压力21 河南科技大学硕士学位论文预升的微分方程，如式2-30所示。2pCAARtgsin()q00dp2E(0)（2-30）dtVARtgtgcos()00Ss2式中：t为柱塞腔转动时间；Cq为减振槽的流量系数；A0为减振槽的过流面积；Δp为减振槽的工作压差；ρ为油液的密度；ω为柱塞缸角速度；V0s为额定死容积；A为柱塞工作面积；R为柱塞分布圆半径；γ为斜盘倾角；γs为额定斜盘倾角；φ为柱塞缸转角；Δφ为减振槽包角；φ0为配流盘偏转角。2.4本章小结本章首先、在分析液压油液性质的基础上，学习了液压流体力学知识；其次、针对轴向柱塞泵的工作原理及其流量特性和柱塞运动特性进行研究；最后，针对斜盘式轴向柱塞泵存在的油击和噪声问题，利用流体力学知识建立了配流盘预升压过程的压力特性微分方程。22 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真3.1计算流体力学及其解法3.1.1计算流体力学简介计算流体力学（ComputationalFluidDynamics，简称CFD）是运用一定的计算技术寻求流体力学各种复杂问题的离散化数值解的计算方法[62-65]。计算流体力学可以看作是对质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程控制下的流动过程进行数值模拟。通过这种数值模拟，可以得到极其复杂问题的流场内的各个位置上的基本物理量（如速度、压力、温度、浓度等）分布，以及这些物理量随时间的变化情况。流场数值模拟也叫流场计算机模拟，它是以计算机为手段，通过数值计算以数据和图像显示，再现研究对象及其内在规律。数值模拟也可以理解为用计算机来做实验。3.1.2计算流体力学解析方法在计算机解析的基础上，形成了各种不同的计算流体力学数值解法。就目前情况看，主要是有限差分方法和有限元法。有限差分法（FiniteDifferenceMethod)的基本思想就是用离散结点变量的差商代替微商，直接将微分方程转变为代数方程。有限差分方法在流体力学中已得到广泛应用。有限元法采用离散化手段，将整个求解区域划分为许多小的相互联结的子区域，子区域称为单元(或元素)，在每个单元上选定一些特殊的点称为结点，再选取一些近似函数(亦称为插值函数)，以便使单元内所有点上的函数值都由插值函数根据待定的结点函数值的计算结果来表示。这样每一单元未知量的数目就降低至单元结点未知量的数目，整个求解区域未知量的数目就减少为求解区域内有限个结点未知量的数日。一旦经过求解，确定了这些结点上的函数值以后，通过插值函数就可以得到整个求解区域内的函数值。近年来在处理低速流体问题中，流体力学的有限元法已有相当多的应用，而且还在迅速发展中。23 河南科技大学硕士学位论文3.1.3全空化理论及其在CFD中的应用1空化简介及基本形式[19,22,27,66,67]空化是指当液体的压力在恒温下由于某种原因压力降低，然后达到某种状态，此时蒸汽空泡或者充满气体或者蒸汽的空穴开始出现并生长，空泡或空穴的生长是爆炸性的，这一过程称为空化。空化为以液体为介质的泵、水轮机、水泵水轮机以及螺旋桨等特有流体动力学问题之一。空化通常按照其物理特征进行分类，Knapp对空化过程特征的描述，可知空化的微观现象为蒸汽空泡、充满气体或者漩涡空化。1）游移空泡游移空泡是一种由单个顺变空泡或者空穴组成的空化现象。空化游移特性是其区别于其他顺便空化的标志。随着液流流动，当压力增加时，空泡或空穴会向内破裂或者溃灭。液体中空气的含量对这些空穴或气泡有很大影响。2）附着空化附着空化可以分为部分空化或者超空化，如果附着空穴在叶栅或者翼型表面溃灭，称为部分空化；如果附着空穴延伸到叶栅或者翼型出口边下游中去，称之为超空化。3）漩涡空化在有强剪切形成的旋涡流场内，在漩涡的核心区压力很低，其中就会有空化产生，这种空化称为漩涡空化。2空化危害及解析考虑必要性空化对以流体为介质的流体机械危害体现在以下三点：1）空化会导致水利机械性能下降通常当进口压力降低到一定程度时，其性能会急剧降低，如容积效率下降等。空化这种负面作用会影响到泵的设计，需要对泵的设计结构进行改进，使空化对泵性能的负面影响降到最低。2）空化会导致材料的损坏当空泡输送到高压区时，空泡破灭，靠近空泡破灭位置的材料表面会受到破坏。3）影响流动的非定常特性或者动态响应特性即对动态响应特性的改变会影响流动内部出现不稳定，这种不稳定在没有空化时，是不会发生的。3基于N-S方程全空化理论基础其基本方程为连续性方程、动量守恒方程，并假设流体可压缩、考虑流体的24 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真粘性假设的湍流（选择标准K模型）。其蒸汽质量分数f取决于传递方程，如式3-1所示：fVffRR(3-1)ect当不考虑不可压缩气体时，流体密度为蒸汽质量分数f的函数。则ρ-f关系表达式，如式3-2所示。11ff(3-2)l在此CFD模型中，考虑不可压缩气体作用，则上式修改，如式3-3所示。1ff1ffvgg(3-3)gl式中：ρ，ρυ，ρg，ρl为混合物密度、蒸汽密度、不可压缩气体密度及液体密度。fg，fυ为不可压缩气体（NCG）质量分数及蒸汽质量分数。V为速度矢量，Γ为有效传递系数，Re，Rc为蒸汽产生率及蒸汽压缩率。其蒸汽产生及压缩率为局部瞬态压力函数，如式3-4、3-5所示。12k2PP当PP时，RCf(1f)(3-4)eelg3l1/2k2PPPP时，当vRcCelf(3-5)3l式中：经验常数Ce=0.02、Cc=0.01，k为局部湍流动能。当不考虑湍流时，Pυ=Psat（Psat为饱和蒸汽压）；一些实验表明，湍流对空化程度影响较大[46],在此处需考虑湍流因素；Singhal[47]等通过概率密度函数法，提出考虑湍流压力脉动影响的数学模型。局部湍流压力脉动值：'Pk0.39(3-6)turb在此处，提高后的相改变门槛压力：'PPPvsatturb/2(3-7)25 河南科技大学硕士学位论文3.2建立轴向柱塞泵配流动态模型3.2.1Fluent软件计算方法和特点介绍FLUENT是目前国际上最常用的商用CFD软件包，具有丰富的物理模型、先进的数值方法以及强大的前后处理能力，在航空航天、汽车设计、石油天然气、涡轮机设计等方面都有着广泛的应用[64,65,68-71]。Fluent程序软件包由以下几个部分组成：1)Gambit——用于建立几何结构和网格的生成。2)Fluent——用于进行流动模拟计算的求解器。3)prePDF——用于模拟PDF燃烧过程。4)TGrid——用于从现有的边界网格生成体网格。5)Filters（Translators）——转换其他程序生成的网格，用于Fluent计算。利用Fluent软件进行流体流动与传热的模拟计算流程如图3-1所示。图3-1Fluent程序结构示意图Fig.3-1TheFluentprogramstructurediagram3.2.2轴向柱塞泵Fluent模型建立本模型的主要研究对象为轴向柱塞泵的配流盘结构和尺寸参数对泵内部液体的动力学特性以及泵的输出性能的影响，因此建模的重心放在配流盘的配流作用26 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真上。配流整体几何结构用UG建立，图3-2为采用UG/NX4.0建立的3D模型，模型设计为9柱塞式轴向柱塞泵。（a）柱塞泵模型（b）配流盘上的三角形卸荷槽图3-2轴向柱塞泵配流3D模型Fig.3-2Axialpistonpumpwithflow3Dmodel在配流盘腰槽的端部开设卸荷槽可以缓解这一困油、液压冲击现象。卸荷槽的存在，可以使柱塞工作容腔离开低压腔后不立即与高压腔相通，而是经过一定的预压缩。因此在柱塞腔和高压腔连通时，压力差不会太大，液压冲击得到缓解。同理在柱塞腔离开高压腔、连通低压腔时，也可以经过一定的卸压，改善液压冲击。配流盘在高、低压区的进口处设置三角形卸荷槽，如图3-3所示。（a）配流盘几何尺寸（b）卸荷槽几何尺寸图3-3配流盘与三角形卸荷槽几何尺寸Fig.3-3Valveplateandthetriangularunloadinggroovegeometrysize27 河南科技大学硕士学位论文3.3基于Fluent的轴向柱塞泵配流性能分析3.3.1边界条件设置及仿真结果分析将几何模型导入前处理器Gambit进行网格划分结果，如图3-4所示。图3-4中，1-柱塞（9根）、2-低压进油腔、3-高压排油腔和固体的有限元不同，Fluent中的被划分成为单元格的不是固体边界，而是容腔内的液体。由于三角形卸荷槽的尺寸较小、流场变化剧烈、地位重要，是主要的研究对象，因此对该区域的网格进行局部细化，以提高计算精度，如图3-5所示。图3-4柱塞泵模型Gambit网格图3-5三角形槽网格细化Fig.3-4PlungerpumpGambitmeshmodelFig.3-5Trianglegroovegridrefinement图3-4中，1为柱塞腔内部流体域，2为出油口流体域，3为吸油口流体域。为方便在Fluent中的边界条件设置，将柱塞腔内的油液和高、低压腔内的油液设置为两种液体。将Gambit生成的.msh网格文件导入Fluent进行边界条件设定和流场模拟计算。在Fluent里，首先调用自带的材料库，将内部流体设置为液压油（Engine-oil），其密度为889kg/m3。将高压腔排油出口压力设为10MPa，低压腔进油口压力设为1MPa。将柱塞腔下表面和高、低压腔上端面设置为Interface，并进行关联。这样就可以实现柱塞腔和高、低压腔的压力、流量及温度的数据交流。最重要的设置为柱塞腔流体的运动设置。柱塞腔内的油液有两种运动，一种是绕Z轴的圆周运动，一种是沿Z轴的正弦运动。圆周运动可以直接把角速度赋给柱塞腔的液体。正弦运动的设置采用调用外部函数方法。先用VC汇编，再用把汇编成的数据文件导入Fluent中。其值见式（3-8）。28 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真v=Rtan()sin()（3-8）z式中：为圆周运动的角速度；R为腰槽中心圆半径；为斜盘倾角，设置为定值18°，为转过上死点的角度，是时间的函数，且每个柱塞都不同。将此值赋给柱塞腔上端面，作为活塞底面，推动柱塞腔内液体进行运动。设置完成后，即可进行柱塞泵的动态仿真。模型的基本运行原理为：柱塞腔上端面沿Z轴做正弦运动。柱塞腔与高压腔连通时，柱塞腔上端面的运动开始挤压柱塞腔内的油液，而柱塞腔底部和高压腔顶部的Interface使柱塞腔油液的运动、受力、温度等信息得以传递给高压腔液流，实现数据交换，并最终实现压油过程。在柱塞腔液体本身绕Z轴的圆周运动的带动下，柱塞腔间逐渐地与高压腔脱离，此时柱塞腔顶部的运动开始使柱塞腔容积扩大，而柱塞腔底部开始与低压腔连通，借此实现吸油过程。两种运动的叠加，实现了柱塞腔间断地与高、低压腔连通，与轴向柱塞泵本身的工作原理一致。运用Fluent软件对柱塞泵工作过程中内部流场进行仿真分析，其内部压力云图，如图3-6所示。图3-6轴向柱塞泵动态模拟过程状态压力云图Fig.3-6Theaxialplungerpumpdynamicsimulationprocessstatestressnephogram图3-7~3-9为通过数值模拟运算得到的柱塞腔内压力、柱塞腔口流速、泵高压腔出口流速，是本研究设置的主要目标和评价标准。29 河南科技大学硕士学位论文图3-7柱塞腔压力-时间曲线Fig.3-7Theplungercavitypressuretimecurve分析图3-7可知，柱塞腔在由低压腔接入高压腔时，压力出现波动，油压值高于高压腔压力，这是接通高压腔前的困油引起的。困油阶段柱塞仍在挤压油液，而油液没有外排的途径，或外排不畅，因此油液的压力会上升。同理，柱塞腔由高压腔接入低压腔的时候，压力也会骤降，低于低压腔的油压。图3-8柱塞腔口流速-时间曲线Fig.3-8Theplungercavitymouthvelocity-timecurve由图3-8可见，柱塞腔排液速度基本符合正弦规律。速度低于0时为排油过程，高于0时为吸油过程。30 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真图3-9高压腔出口流速-时间曲线Fig.3-9Highpressurecavityexitvelocity-timecurve分析图3-9可知，轴向柱塞泵的排油量是波动的，这是因为9根柱塞的排油工作都是间断式的。从设计原理上推导，一定会出现波动，这与式（2-23）的结论相吻合。排油过程的曲线不如吸油过程平滑，这是由于配流盘的高压腔口设置为间断型，如图3-10所示。而在柱塞腔由高压腔接入低压腔、以及由低压腔接入高压腔时的流量波动，是由油液的液压冲击引起的。图3-10柱塞泵间断型高压腔口模型Fig.3-10Intermittenttypehighpressureplungerpumpcavitymouthmodel3.3.2配流盘相位对配流性能的影响为研究配流盘安装相位对配流性能的影响，设计仿真实验如下：轴向柱塞泵的死点轴是指柱塞轴向速度为零的两个点连成的直线。在死点轴上柱塞完成速度的正负转换，同时也意味着吸、压油状态的转换，因此意义重大。31 河南科技大学硕士学位论文如图3-11（a）中所示死点轴完全与Y轴重合，此时柱塞腔在配流盘上的投影已经覆盖三角形卸荷槽，因此从柱塞腔开始接通卸荷槽直至跨过死点轴，柱塞实际速度经历由正到负（下死点轴由负到正）的转换，柱塞腔内的油液经历吸油和压油两个过程。如图3-11（b）中死点轴顺时针偏转5°，目的是使此时的柱塞腔刚好和高、低压腔都脱离连通，这样柱塞腔从和卸荷槽连通开始一直到完全脱离高压腔（或低压腔），柱塞的轴向速度方向不变，柱塞腔油液的被吸或被压状态也不变。（a）死点轴与Y轴重合（b）死点轴偏转图3-11配流盘死点轴相位设置Fig.3-11ValveplateofdeadcenteraxisphaseSettings设置完成后，将模型导入Fluent进行运算。模型其他设置仍与3.3.1中所述方法相同。得到同一柱塞腔在不同模型中、腔内的压力-时间曲线，如图3-11所示。显然，在图3-12中，相比偏置的死点轴，未偏置的模型中，柱塞腔在高压腔和低压腔之间进行切换时，产生巨大的液压冲击。在高压腔压力设置为10MPa的情况下，压力冲击超过50MPa，最大值为53MPa，并且伴随巨大的负压，负压值高达-56MPa。而经过偏置的配流结构，压力的最大值只有10.5MPa，最小值为0.28MPa。分析原因如下：未偏置死点轴的模型中，柱塞腔在开始接触高压腔卸荷槽时，柱塞腔本身压力较低，且仍处于吸油状态，因此卸荷槽和柱塞腔形成巨大的压差，并且压差不断增大，导致液压冲击巨大。柱塞腔在刚开始接触低压腔卸荷槽时，柱塞腔本身压力较高，且仍处于压油状态，压力得不到释放，因此油压激增，再连通压力较32 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真低的低压腔后，巨大的压差使柱塞腔内的油液极速冲入吸油腔，而此时柱塞开始吸油，柱塞腔内压力又骤跌，形成巨大负压。（a）死点轴与Y轴重合（b）死点轴偏转图3-12两种不同死点轴设置得到的柱塞腔内压力-时间曲线Fig.3-12Twodifferentdeadcenteraxisissettogettheplungercavitypressuretimecurve在偏置了死点轴的模型中，柱塞腔在开始接触高压腔卸荷槽时，虽然柱塞腔本身压力较低，但一直处于压油状态，而卸荷槽的存在使油压的攀升比较平稳，没有出现激增情况。同样的，在柱塞腔在刚开始接触低压腔卸荷槽时，虽然柱塞腔本身压力较高，但处于吸油状态，压力稳步下降，既没有出现压力激增，也没有出现压力骤跌及负压状态。33 河南科技大学硕士学位论文巨大的压力冲击会对柱塞泵的结构功能部件造成巨大冲击，很容易使部件损坏失灵，同时伴随极大的机械振动和噪声，使工作环境恶化。而负压的出现则导致油液析出气泡，形成气穴，进而导致气蚀发生，对柱塞泵损坏极大。因此上述情况在实际应用中需要尽力避免。观察两个模型可以发现，死点轴的设置相差只有区区5°，其结果却大相径庭。因此在泵的实际设计中，有必要对配流盘初始相位进行谨慎设定。3.3.3配流盘卸荷槽尺寸对配流性能的影响卸荷槽的设置是为了缓冲柱塞腔在连通高、低压腔之间转换时所产生的冲击，因此对配流效果有重要影响。为研究不同尺寸卸荷槽缓解冲击的能力，设计模拟仿真实验如下：配流盘三角形卸荷槽的几何尺寸如图3-13所示，其中槽宽3mm，槽深2mm，卸荷槽对应的圆心角为α，分别研究无三角形卸荷槽、三角形卸荷槽α=10°、α=20°时，轴向柱塞泵的配流特性。图3-13轴向柱塞泵配流盘三角形卸荷槽尺寸设计图Fig.3-13Axialpistonpumpwithvalveplateoftriangleunloadingslotsizedesign配流盘的相位设置为偏置型，保证吸、排油的流畅。模型其他设置与前面所述一致。模型设置完成后划分网格，然后导入Fluent进行运算。由于完全接通高、低压腔后的压力和流量很稳定，因此重点观察高、低压切换时，柱塞腔的压力和流量特性。结果如图3-14，3-15所示。34 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真（a）低压换至高压（b）高压换至低压图3-14柱塞腔内压力-时间曲线Fig.3-14Plungercavitypressuretimecurve（a）低压换至高压35 河南科技大学硕士学位论文（b）高压换至低压图3-15柱塞腔口流速-时间曲线Fig.3-15Theplungercavitymouthvelocity-timecurve观察图3-14和3-15可以发现，当α=20°时，柱塞腔的压力特性较差：低压腔换至高压腔时压力升高较多，超过了高压腔油压10MPa，最大值为11.7MPa，造成较大冲击；而高压腔换至低压腔时压力下降太多，出现负压，压力最小值为-0.39MPa，会使油液中的空气析出，出现气泡，产生气穴现象。当不存在三角形卸荷槽时，柱塞腔的流速特性较差：低压换至高压、高压换低至压时流速均出现较大的波动，并且伴随回流，回流瞬间值达到0.35L/s和0.85L/s左右。而当α=10°时，相较另外两个模型，柱塞腔的压力和流量曲线均比较平滑，性能稳定。分析原因如下：柱塞腔从低压的油箱吸到液压油接高压负载时，柱塞腔内油压为1MPa，突然与高压负载10MPa相接，必然会引起负载的高压油倒流进柱塞腔。同理，柱塞腔从高压负载排完油接低压油箱时，柱塞腔内油压达到10MPa，与1MPa的油箱相接瞬间，势必会引起柱塞腔内高压油倒流回低压油箱，从而造成流量的不稳定。配流盘上三角槽结构的主要作用，首先是为了起到良好的节流效果，防止液压冲击；其次是为了让柱塞腔在三角槽跨度行程范围内有一个预压缩过程，减小压差和倒流。当没有三角槽存在时，柱塞泵在换连通腔体时没有缓冲作用，会出现较大的倒流现象；而当三角槽过于细长时，节流效果不佳，预压缩时间过长，又会使压力的变化量过大。如图3-16所示。36 第3章基于CFD的柱塞泵动态性能仿真（a）无卸荷槽（b）α=10°（c）α=20°图3-16不同卸荷槽结构的配流盘Fig.3-16Thenewstructureofdifferentunloadinggroovestructure分析表明，仿真模拟数据基本符合理论推测和实际情况。除了对单个柱塞腔造成影响外，配流盘的结构对整个轴向柱塞泵的输出性能也有影响。在图3-17中可以看到，不同的α角所对应的配流盘，他们的输出流量脉动也不同。当α=10°时，柱塞泵整体流量输出脉动为41.3~42.1L/min之间，而无卸荷槽时，柱塞泵整体流量输出在40.1~43.3L/min之间脉动。这也说明了，适当设计卸荷槽，会为泵的整体性能带来改观。图3-17轴向柱塞泵出口流量脉动曲线Fig.3-17Axialpistonpumpdischargeflowpulsationcurve3.3.4基于CFD的动态模型方法小结本章以计算流体力学为基础，流场数值模拟为计算方法，Fluent为工具软件，进行了轴向柱塞泵配流特性的动态性能仿真。37 河南科技大学硕士学位论文建立此动态仿真的意义在于：流体的动力学性质非常复杂，对其进行动态解析求解一般需要进行大量的简化和假设，通过这样的计算方法很难得到高精度的求解。计算流体力学通过离散方法，使动态流体的动力学精确解的获取成为可能，但计算量庞大。对轴向柱塞泵而言，问题尤其严重。轴向柱塞泵复杂的机械结构构成了流体复杂的边界，使动态建模计算的难度增加；更重要的是，这些复杂的边界还处于不断的运动之中，对内部流体而言就成为不断变化的边界条件。复杂的流体动力学性质、复杂的流体边界结构以及不断变化的边界条件共同构成了柱塞泵流体动态性能仿真的难题。要对其进行建模分析，必须能够同时解决这三大难题：如实反映流体特性、如实反映机械结构边界、如实反映固体边界的运动以及这种运动所带动的容腔内液流的运动。通过本章的研究，成功地搭建了基于计算流体力学的轴向柱塞泵动态性能仿真模型。模型根据实际轴向柱塞泵的工作原理，按照实际结构形式，利用UG、Gambit和Fluent完成了动态模型的搭建。建模的重点和难点在于把柱塞的各种运动真实地反映在模型上，并使这一动态的模型能够进行运算求解，且能够表达真实的轴向柱塞泵固液结构和动力学的动态特性。利用这一动态模型，分析了轴向柱塞泵配流盘配流相位、配流盘卸荷槽尺寸对柱塞泵性能的影响。分析结果表明，上述参数对柱塞泵性能有明显影响：合理设计配流盘及其卸荷槽、并正确安装，可以减小使用中产生的液压冲击，减少噪声；而设计不合理、安装不正确则可能产生巨大的液压冲击，甚至可能在容腔内产生负压，进而出现气穴、气蚀现象，危害柱塞泵使用的稳定性。仿真模拟的结果符合实际情况，符合流体的动力学原理，这也证实了模型的正确性。仿真模拟证明了计算流体力学进行轴向柱塞泵动态性能仿真的有效性。通过流场数值模拟方法，可以比较精确的获得流场内各点实时的压力、流量等信息，可以进行高精度的数字化动态流场分析。此方法的缺点是建模比较麻烦，模型较难实现参数化、模块化，且为实现高精度仿真，运算量巨大，计算时间长。上述模拟仿真所表示的时间为0.7s的周期，实际计算时间需要约80分钟。3.4本章小结本章首先在学习计算流体力学和空化理论的基础上，对柱塞泵配流过程中空化气蚀问题展开了研究；其次，在运用三维建模软件建立斜盘式轴向柱塞泵内部流场的三维模型的基础上，利用CFD解析软件对柱塞泵配流过程中流场变化进行了仿真分析；最后，从柱塞泵流量脉动、压力冲击和噪音等几个方面，对配流盘阻尼槽结构尺寸展开研究，并将仿真过程及研究结论进行总结。38 第4章配流盘阻尼槽结构参数优化设计第4章配流盘阻尼槽结构参数优化设计4.1机械优化设计的思想及方法4.1.1优化设计思想概述运用优化设计理论，设计者可以根据实际性能要求，在各种设计方案中选择最优的设计方案，进而提高设计效率和设计精度，并且避免不必要的重复性劳动。所以，优化设计理论是现代机械设计理论及方法的一个重要研究领域，经过科研工作的努力，优化设计理论已广泛应用于机械设计的各个领域[4,72,73]。论文在此仅对优化设计理论在机械设计领域的特点、发展历程及应用情况做简要论述，以此为依据展开齿轮泵齿形结构的优化设计。1传统设计与优化设计的区别和联系传统机械设计的思路可以描述为以下几个步骤，根据要求调查分析、方案拟定、技术设计、关键零部件绘图等等几个环节。而在每次结构参数的修改上，一般是根据工作经验或直观判断进行试凑，该过程缺乏理论指导。优化设计思想的突出特点为，借助计算机应用现有的高精度力学数值方法，进行结构分析计算，并根据对比分析从多个可行设计方案中，寻找一种最优的设计方案。最终目的为实现理论设计代替经验设计，精确计算代替传统的近似计算。2机械优化设计的发展历程上世纪六十年代，计算机科学和数值计算技术的发展，为机械优化设计提供了强大的计算工具和理论依据。六十年代后期，现代优化设计方法逐步应用于各个工业部门，其中最为成功的就是机械设计优化设计方面。机械优化设计方法在机构综合，机械零部件设计以及专用机械设计方面均获得成功应用，并取得一系列的科研成果。八十年代以后，计算机辅助设计（CAD）和计算机辅助制造（CAE）以及虚拟设计技术（VD）等技术的发展，为加速机械优化设计的发展，提供了有力的支撑。4.1.2优化设计的数学理论本节目的在于通过对一般机械优化问题的基本概念作概念说明，研究其优化设计的数学实质，为柱塞泵配流盘结构优化设计提供理论依据。39 河南科技大学硕士学位论文1设计变量任何一个机械设计方案都可以用一组几何参数的数值表示，包括构件长度、截面尺寸、重量、力、力矩等等一些物理参量，还可以包括应力、固有频率、变形等等表示产品性能的导出量。设计变量的几何参量可以表示为一组变量，数学表示方式为一个列矢量，如式4-1所示。TXx,x,...,x（4-1）12nx称为设计变量矢量，矢量中的分量可以根据机械设计的要求选取，n表示机械设计变量的个数。2约束变量设计空间是所有设计方案的集合，一个可行的设计方案必须满足机械设计的性能要求，该限制条件称为约束条件。根据数学模型的表达形式，约束条件又可分为：等式约束和不等式约束两个类型。其中等式约束，如式4-2所示。hX0（4-2）等式约束要求设计点在n维设计空间上的约束曲面上。不等式约束，如式4-3所示。gX0（4-3）不等式约束要求设计点在n维设计空间上的约束曲面上的一侧。3目标函数与等值线的关系令函数f(X)等于常数c，如式4-4所示。fXc（4-4）则满足此式的点X在设计空间中定义了一个点集，n3时，该点集是设计空间中一个平面、曲面或超曲面。当c取一系列不同的常数值时，可以得到一组形态相似的等值线或等值面，称为函数的等值线族或等值面族。4优化问题的数学模型优化问题的数学模型是实际机械优化设计问题的数学抽象，优化设计问题就可以表示为一般数学模型，如式4-5所示。minFXfX,fX,...,fX（4-5）123T式中，Xx,x,...,x。12n40 第4章配流盘阻尼槽结构参数优化设计优化问题的数学模型的约束条件，如式4-6所示。gX0,u1,2,...,mu（4-6）hX0,v1,2,...,kv4.1.3惩罚函数算法理论惩罚函数是在机械优化设计中，广泛使用的一种行之有效的间接优化解法。惩罚函数的优化思路为，将约束优化的数学模型中的不等式和等式约束函数[74,75]，如式4-7所示。minfXs.tgX0u1,2,...,m（4-7）uhX0v1,2,...,pv将不等式和等式约束函数进行加权转化，与原来的目标函数结合，建立新的目标函数，即惩罚函数，如式4-8所示。m2p2minX,rk1,rk2fXrk1maxguX,0rk2hvX（4-8）u1v1式中，r，r为加权因子。k1k2求解该新目标函数无约束极小值，以期得到原问题的约束最优解。为此，按照一定法则改变加权因子r，r的值，构成一些列无约束优化问题，求得一些k1k2列无约束最优解，并不断逼近原约束优化问题的最优解。因此，惩罚函数法又称为序列无约束极小化方法，常称为SUMT法。4.2阻尼槽结构参数化建模4.2.1配流盘阻尼槽结构一体化设计流程对于柱塞泵配流盘结构，通过仿真验证了参数与柱塞泵流量脉动和压力冲击有明显关系。理论上，一定存在一组结构组合，使得斜盘式轴向柱塞泵配流过程中压力冲击和流量脉动最小，但是对于此类复杂问题，工程上无法给出精确而详细的显示表达函数，为此是以原有设计或现有产品为初始设计，对柱塞泵配流盘局部结构进行一体化设计。具体流程如图4-1所示。41 河南科技大学硕士学位论文开始柱塞泵网格化响应面函数Mesh文件exp尺寸文件模型检验Fluent流体动UG尺寸驱动力学仿真操作程序响应面校正Fluent输出柱塞泵UG模型out文件优化算法Igs文件输出目标函数计算否收敛Gambit网格是划分操作试验设计结束判别图4-1配流盘三角槽结构一体化设计流程图Fig.4-1Valveplateoftrianglegroovestructureintegrationdesignflowchart4.2.2确定配流盘阻尼槽结构优化变量根据第2章建立的以对称偏转式配流盘为基础，建立轴向柱塞泵每个柱塞油缸吸油完毕进入预升压区域预升压特性微分方程和每个柱塞油缸排油完毕进入预卸压区域预卸压特性微分方程，可知斜盘式轴向柱塞泵配流过程中柱塞腔内油液压力变化是关于配流盘阻尼槽结构三角槽跨度和宽度的微分方程。配流盘三角槽结构，如图4-2所示。图4-2配流盘三角槽局部结构参数化Fig.4-2Trianglegroovevalveplateoflocalstructureparameters42 第4章配流盘阻尼槽结构参数优化设计因此，论文将配流盘阻尼槽结构的高压阻尼三角槽跨度α1和宽度b1和低压阻尼三角槽跨度α2和宽度b2作为优化变量，如式4-9所示。1x1bxX12（4-9）x23b2x44.2.3确定优化变量的约束条件及优化目标试验设计以三角槽跨度和宽度为设计因子，采用全因子法获取两因子的一些列组合。全因子分析法就是实验中所涉及到的全部实验因素的各水平全面组合形成不同的实验条件,每个实验条件下进行两次或两次以上的独立重复实验。例如k因子x、x、x的2水平的全因子为2(k=3)，则需要做总共8次试验设计，主123效应为x、x、x，交互效应为xx、xx、xx、xxx。123122313123为了避免一体化集成再设计过程中计算量大、效率低等问题，选用二阶响应面函数作为柱塞泵的目标性能近似模型，如式4-10所示。nnnFa0aiXibijXiXj（4-10）i1i11j以二阶响应面函数拟合柱塞腔经过高压三角槽和低压三角槽时，并结合试验设计响应面及响应面函数图像进行了直观比较，如图4-3~4-6所示。图4-3高压三角槽时最大压差CFD数据与近似模型对比Fig.4-3TrianglegrooveplungercavityafterhighpressurewhenthemaximumdifferentialpressurecomparedwithapproximatemodelCFDsimulationdata43 河南科技大学硕士学位论文图4-4高压三角槽时最大倒灌流量CFD仿真与近似模型对比Fig.4-4TrianglegrooveplungercavityafterhighpressuremaximumflowbackwardflowCFDsimulationdatawhencomparedwiththeapproximatemodel图4-5低压三角槽时最大压差CFD仿真与近似模型对比Fig.4-5TrianglegrooveplungercavityafterlowpressuremaximumdifferentialpressurewhencomparedwithapproximatemodelCFDsimulationdata图4-6低压三角槽时最大倒灌流量CFD仿真与近似模型对比Fig.4-6TrianglegrooveplungercavityafterlowpressuremaximumflowbackwardflowCFDsimulationdatawhencomparedwiththeapproximatemodel44 第4章配流盘阻尼槽结构参数优化设计根据K3V112DT型斜盘式轴向柱塞泵的结构特点及企业技术要求，优化变量低压阻尼槽跨角α1、低压阻尼槽宽度b1、高压阻尼槽跨角α2、高压阻尼槽宽度b2的设计范围，如式4-11所示。020105b.01（4-11）020205b.02将优化变量低压阻尼槽跨角α1、低压阻尼槽宽度b1、高压阻尼槽跨角α2、高压阻尼槽宽度b2表示为约束函数的表达式，如式4-12所示。gX112x0,gX20x10gX324x0,gX50.x20（4-12）''gX516x0,gX20x10''gX728x0,gX50.x20获得了目标性能理论化表达，如式4-13所示：322P10[0.108x0.814x12.445xx148.800x5.914x876.252]High121212322（4-13）Q10[0.0896x2.132x1.381xx9.633x55.039x197.98]h121212322P10[2.2x1.8x1.8xx73.2x66.7x618.8]Low121212322（4-14）Q10[20.0x24.1x10.4xx130.3x188.3x372.1]l121212N2[yrsm(j)y(j)]2j1R1（4-15）N2[y(j)y]j1式中：PHigh为高压三角槽时腔内最高压力与高压腔压力差；Qh为高压三角槽时腔内出现的最大瞬时倒灌流量；yrsm(j)和y(j)分别为设计空间上各点的响应面值和仿真真值；y为设计空间上个点仿真真值的均值；N为设计空间上检验点2的数量。R为判定系数代表了响应面与仿真真值之间的差异程度，在0~1之间取值，值为1时，表示两者完全一致。2222经计算得：RPHIGH0.984；RQH0.976；RPLOW0.980；RQl0.980，表示该函数基本可以正确反映目标性能关于局部结构变化的响应，进一步取代CFD仿真，进行优化再设计目标函数，提高了一体化设计效率。45 河南科技大学硕士学位论文通过基于CFD仿真的试验设计和近似模型构造，获得了目标性能的响应面函数，由于倒灌与压差最大值数量级存在差异，引入比例因子1和2，从而得到整体的目标性能优化函数F1和F2为：FPQ（4-16）1High1HFPQ（4.17）2Low2l其中：(P)(P)HingmaxHingmin（4-18）1(Q)(Q)HmaxHmin(P)(P)LOWmaxLOWmin2(Q)(Q)LmaxLmin（4-19）4.3惩罚函数法优化过程及结果4.3.1阻尼槽结构优化结果优化算法选择惩罚函数算法，并采用排序法，且在Matlab工具箱中求解时，适合求解最小值，一体化设计结果如表4-1所示。表4-1配流盘结构一体化设计结果Tab.4-1Valveplatestructureintegrationdesignresults高压区阻尼槽结构低压区阻尼槽结构优化变量α1b1α2b2优化前10.03.010.03.0优化后11.3653.5239.8842.5614.3.2优化前后CFD仿真数据对比分析将高压区三角槽优化设计后的配流盘结构进行三维建模，并利用FLUENT仿真软件仿真柱塞腔内压力与流量曲线，如图4-8所示。46 第4章配流盘阻尼槽结构参数优化设计（a）单柱塞腔内压力变化曲线（b）单柱塞腔内流量变化曲线图4-8阻尼槽优化设计后柱塞腔内压力及流量变化曲线Fig.4-8Dampinggrooveoptimizationdesigncavityafterthecurvesofpressureandflowcurve低压区三角槽优化设计后时柱塞腔内压力与流量CFD仿真数据曲线，如图4-9所示。（a）单柱塞腔内压力变化曲线47 河南科技大学硕士学位论文（b）单柱塞腔内流量变化曲线图4.9阻尼槽优化设计后低压柱塞腔内压力及流量变化曲线Fig.4-9Afterdampinggrooveoptimizationdesignoflowpressurecavitypressureandflowchangecurve三角槽再设计后时柱塞泵出口流量CFD模拟如图4-10所示。图4-10阻尼槽优化设计后柱塞泵流量脉动曲线Fig.4-10Afterdampinggrooveoptimizationdesignplungerpumpflowpulsationcurve4.4本章小结本章首先在学习机械优化设计相关理论知识的基础上，重点针对柱塞泵配流盘结构优化的特点研究了惩罚函数法在阻尼槽结构参数优化上的应用；其次，根据斜盘式轴向柱塞泵结构特点确定了优化变量及优化目标函数；最后，运用惩罚函数法在保证柱塞泵容积效率等前提下，以降低柱塞泵的流量脉动为优化，对阻尼槽结构进行了优化设计并求得优化结果，同时运用CFD解析技术对优化后柱塞泵性能进行仿真分析，解析结果表示优化后柱塞泵流量脉动和噪声均有所下降。48 第5章轴向柱塞泵性能试验第5章轴向柱塞泵性能试验5.1柱塞泵性能试验系统5.1.1柱塞泵性能测试液压系统设计针对斜盘式轴向柱塞泵配流盘阻尼槽结构优化设计问题，根据机械行业标准JB/T7043-2006和企业要求建立斜盘式轴向柱塞泵性能测试试验台，其液压系统原理图，如图5-1所示。图5-1斜盘式轴向柱塞泵性能测试系统液压原理图Fig.5-1Swashplateaxialpistonpumpperformancetestsystemofhydraulicprinciplediagram49 河南科技大学硕士学位论文斜盘式轴向柱塞泵性能测试试验台，如图5-2所示。图5-2斜盘式轴向柱塞泵性能测试试验台Fig.5-2Swashplateaxialpistonpumpperformancetest-bed5.1.2电控及数据采集系统设计斜盘式轴向柱塞泵性能测试试验台主要由数据采集系统、液压系统以及电气控制系统三部分组成。1数据采集系统：数据采集系统是柱塞泵试验系统的核心部分，主要由上位机、数据采集仪、传感器等几部分组成[2,76-79]。1）上位机在本试验系统中上位机的任务由PC电脑完成，通过在PC电脑上安装数据采集仪软件和数据分析软件，完成数据采集和分析。利用PC电脑担当试验系统的上位机，可以通过可视界面对试验数据进行实时采集和观察。同时由于PC电脑的便携性，可以在试验完成后直接将PC电脑带回实验室进行数据分析处理。2）数据采集仪通过以上对斜盘式轴向柱塞泵内部流场的分析及其对压力传感器的要求，在此采用INC-3016型数据采集仪。3）传感器部分试验液压系统的传感器主要包括：压力传感器、流量传感器、温度传感器、转速传感器、扭矩传感器等几部分。a.压力传感器由于该柱塞泵最高压力为31.5MPa，同时考虑到离心力对内部压力的影响及50 第5章轴向柱塞泵性能试验溢流阀调定出口压力造成的压力波动，压力传感器压力测量范围确定为：0-60.0MPa，该测试系统选用贺德克的HDA3800型压力传感器，如图5-3所示。图5-3HDA3800型压力传感器Fig.5-3HDA3800typepressuresensor压力传感器响应频率应不小于3000Hz。根据以上计算的压力传感器性能参数，HDA3800型压力传感器的主要性能参数，如表5-1所示。表5-1HDA3800型压力传感器的主要性能参数Tab.5-1ThemainperformanceparametersofthepressuresensorHDA3800type输入参数输出参数名称温度范围/℃量程/MPa过载/MPa爆破/MPa线性度温度补偿零点数值0-60.090.0200.0-40—+85≤±0.1%≤±0.05%≤±0.1%b.流量传感器根据K3V112DT型斜盘式轴向柱塞泵的排量以及最高转速计算系统最大流量为385L/min，以此确定流量传感器的型号及规格参数。论文选择贺德克的EVS3100-2型流量传感器，该传感器性能参数，如表5-2所示。51 河南科技大学硕士学位论文表5-2EVS3100-2型流量传感器主要性能参数Fig.5-2EVS3100-2typeofflowsensormainperformanceparameter名量程/L/min粘度范围/cSt校正粘度/cSt介质温度/℃工作压力/MPa精度等级称参15-4001-10030-20-+9040.0≤1.0%数5.2配流盘优化前后柱塞泵性能对比分析依据以上配流盘阻尼孔优化尺寸加工配流盘，加工后配流盘，如图5-4所示。图5-4配流盘优化设计后实物图Fig.5-4Realfigureaftervalveplateofoptimizationdesign根据JB/T7043-2006试验标准采用开式试验回路液压系统试验方案b进行柱塞泵耐久性试验(方案a：满载试验2400h；方案b：满载试验1000h，超载试验10h，冲击试验10万次；方案c：超载试验250h，冲击试验10万次）。由于流量传感器工作原理的限制，很难测量出K3V112DT型斜盘式轴向柱塞泵额定工况下的出口流量脉动曲线。试验系统以测量出口压力波动的方法，对比分析阻尼槽结构优化前后，柱塞泵性能的改进，如图5-5所示。52 第5章轴向柱塞泵性能试验(a)配流盘优化前(b)配流盘优化后图5-5配流盘优化前后柱塞泵出口压力波动曲线Fig.5-5Valveplateofplungerpumpoutletpressurefluctuationcurvesbeforeandafteroptimization分析图5-5中的数据可知，配流盘阻尼槽结构优化后柱塞泵出口压力波动率比优化前降低26.3%。耐久试验完成后，柱塞泵容积效率满足标准规定值，拆解柱塞泵配流盘阻尼槽附近无明显气蚀灼伤，对比优化前后柱塞泵数据，如表5-3所示。53 河南科技大学硕士学位论文表5-3配流盘阻尼槽优化前后性能分析Tab.5-3Beforeandafterthevalveplatedampinggrooveoptimizationperformanceanalysis对比分析自吸能力/kPa噪声值/dB容积效率ηv/%总效率ηt/%优化前28.787.994.389.2优化后28.984.594.789.7通过对表5-3中的数据分析可知，斜盘式轴向柱塞泵配流盘阻尼槽结构优化设计后，额定工况下噪音值降低3.4dB，容积效率提高0.3%，总效率提高0.5%。轴向柱塞泵的流量、压力脉动均有所降低。5.3本章小结本章在第四章斜盘式轴向柱塞泵配流盘阻尼槽结构优化设计的基础上，建立斜盘式轴向柱塞泵性能测试试验台，并按照优化尺寸加工配流盘阻尼槽结构。耐久试验完成后，额定工况下噪音值降低3.4dB，容积效率提高0.3%，总效率提高0.5%。54 第6章结论与展望第6章结论与展望6.1研究结论斜盘式轴向柱塞泵噪声的产生由诸多因素引起，主要包括机械噪声和流体噪声两部分，其中流体噪声主要包括：流量脉动、压力冲击以及气穴噪声等几部分。针对斜盘式轴向柱塞泵配流过程中产生的噪声问题，论文以降低配流噪声为研究目标，以配流盘阻尼槽结构优化设计为突破途径，主要研究结论如下：通过研究轴向柱塞泵配流盘工作原理及流量脉动、压力冲击问题；在研究轴向柱塞泵配流盘工作原理的基础上，建立柱塞腔油液压力变化的微分方程。并针对现有典型配流盘阻尼槽结构建立数学模型，分析其存在的问题及改进措施。轴向柱塞泵配流过程的CFD仿真分析；首先，在分析某型号轴向柱塞泵结构的基础上，利用三维软件建立其内部流体域模型。其次，阐述计算流体力学控制方程，运用CFD软件解析柱塞泵内部流场。最后，通过仿真数据分析，研究配流盘阻尼槽结构与柱塞泵流量脉动及压力冲击的参数化关系。轴向柱塞泵配流盘阻尼槽结构优化设计；运用正交试验法及响应面函数理论，建立配流盘阻尼槽结构参数与流量脉动值之间的二阶多项式响应面函数。在保证容积效率的前提下，以降低冲击压力值和流量脉动值为优化目标，优化阻尼槽结构参数。轴向柱塞泵配流盘结构优化前后性能对比试验；依据机械行业标准JB/T7043-2006规定和企业技术要求，建立轴向柱塞泵配流盘结构优化前后性能对比试验台，耐久试验完成后，额定工况下噪音值降低3.4dB，容积效率提高0.3%，总效率提高0.5%。轴向柱塞泵的流量、压力脉动均有所降低。试验数据表明，配流盘阻尼槽结构优化设计的正确性和有效性。6.2研究展望论文针对柱塞泵配流过程中产生的流量脉动及压力冲击问题，利用惩罚函数法对阻尼槽结构进行优化设计，虽然取得一些研究成果，但是还有很多不足之处，主要集中在以下两方面：55 河南科技大学硕士学位论文1针对柱塞泵流量脉动及压力冲击问题的分析，在优化设计过程中未能考虑配流盘与柱塞滑靴之间的泄漏问题以及柱塞与缸体之间的泄漏问题。2在试验系统的设计方面，如何建立柱塞泵流量脉动的直接测试系统，成为试验验证优化效果的短板，急需解决。56 参考文献参考文献[1]王洁,赵晶.液压元件[M].北京:机械工业出版社,2011:12-18.[2]黄志坚,液压元件安装调试与故障维修[M].北京:冶金工业出版社,2013:20-25.[3]李壮云.液压元件与系统[M].第3版.北京:机械工业出版社,2011:15-25.[4]宋俊.液压元件优化[M].北京:机械工业出版社.1999:20-30.[5]HastD,FindeisenR,StreifS.Detectionandisolationofparametricfaultsinhydraulicpumpsusingaset-basedapproachandquantitative–qualitativefaultspecifications[J].ControlEngineeringPractice,2015,40(0):61-70.[6]GaoF,OuyangX,YangH,XuX.Anovelpulsationattenuatorforaircraftpistonpump[J].Mechatronics,2013,23(6):566-72.[7]MenéndezBlancoA,FernándezOroJM.Unsteadynumericalsimulationofanair-operatedpistonpumpforlubricatinggreasesusingdynamicmeshes[J].Computers&Fluids,2012,57(0):138-50.[8]那成烈,尹文波,那焱青.可压缩流体工作介质情况下轴向柱塞泵配流盘设计[J].甘肃工业大学学报,2002,04:65-70.[9]邢科礼,那成烈,魏周宏.轴向柱塞泵配流盘减振结构对压力流量的影响[J].机械研究与应用,1997,01:10-30.[10]王海燕.轴向柱塞泵气蚀机理及仿真研究[D].太原:中北大学,2014:10-13.[11]邱泽麟,陈兆能,陆元章.柱塞泵配流冲击分析与实验研究[J].上海交通大学学报,1992,04:20-7.[12]邱泽麟,陈兆能.轴向柱塞泵配流盘阻尼结构降噪特性的理论分析与实验研究[J].机床与液压,1989,05:22-25.[13]徐兵,张军辉,杨华勇等.轴向柱塞泵孔槽结合配流方式多目标驱动正向设计[J].农业机械学报,2013,07:279-85.[14]马吉恩,徐兵,杨华勇.轴向柱塞泵流动特性理论建模与试验分析[J].农业机械学报,2010,41(1):188-94.[15]马吉恩.轴向柱塞泵流量脉动及配流盘优化设计研究[D],杭州:浙江大学,200910-15.57 河南科技大学硕士学位论文[16]艾青林,周华,张增猛等.轴向柱塞泵配流副与滑靴副润滑特性试验系统的研制[J].液压与气动,2004,11:22-5.[17]艾青林.轴向柱塞泵配流副润滑特性的试验研究[D],杭州:浙江大学,2005:13-15.[18]王安麟,吴小锋,马博等.柱塞泵配流结构与流动特性的动态响应关系[J].同济大学学报(自然科学版),2011,5(4):86-90.[19]LeeS-Y,HongY-S.EffectofCrSiNthinfilmcoatingontheimprovementofthelow-speedtorqueefficiencyofahydraulicpistonpump[J].SurfaceandCoatingsTechnology,2007,202(4–7):1129-1134.[20]KumarS,BergadaJM.TheeffectofpistongroovesperformanceinanaxialpistonpumpsviaCFDanalysis[J].IntJMechSci,2013,66(0):168-179.[21]KoçE,HookeCJ.Anexperimentalinvestigationintothedesignandperformanceofhydrostaticallyloadedfloatingwearplatesingearpumps[J].Wear,1997,209(1–2):184-192.[22]WiechmannF,BüchenKG.Pistondiaphragmpumpsforhandlingsludgeandsediment[J].WorldPumps,2006,2006(476):36-42.[23]PregeljA,PribošekM,MozetičM,DrabM,PaulinA.Influenceofelastomergasketdeformationoncharacteristicsofpistonpumps[J].Vacuum,1993,44(5–7):753-755.[24]KumarS,BergadaJM,WattonJ.AxialpistonpumpgroovedslipperanalysisbyCFDsimulationofthree-dimensionalNVSequationincylindricalcoordinates[J].Computers&Fluids,2009,38(3):148-163.[25]BollinaE.Head-flowandnpshperformanceofanaxialpistonpumpworkingwithorganicfluidsatdifferenttemperatures[J].InternationalJournalofHeatandFluidFlow,1984,5(2):93-100.[26]BergadaJM,KumarS,DaviesDL,WattonJ.Acompleteanalysisofaxialpistonpumpleakageandoutputflowripples[J].AppliedMathematicalModelling,2012,36(4):1731-1751.[27]KemmetmüllerW,FuchshumerF,KugiA.Nonlinearpressurecontrolofself-suppliedvariabledisplacementaxialpistonpumps[J].ControlEngineeringPractice,2010,18(1):84-93.58 参考文献[28]KaliafetisP,CostopoulosT.Modellingandsimulationofanaxialpistonvariabledisplacementpumpwithpressurecontrol[J].MechanismandMachineTheory,1995,30(4):599-612.[29]陶安东.液压与气压传动[M].北京:冶金工业出版社,2014:35-38.[30]侯文英.摩擦磨损与润滑[M].北京:机械工业出版社,2012:16-35.[31]刘佐民.摩擦学理论与设计[M].武汉:武汉理工大学出版社,2009:55-60.[32]章宏甲,王积伟.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,2000:67-73.[33]金朝铭.液压流体力学[M].北京:国防工业出版社,1994:13-18.[34]竹中利夫,浦田映三.液压流体力学[M].北京:科学出版社,1980:45-50.[35]徐兵,陈媛,张军辉.轴向柱塞泵减振降噪技术研究现状及进展[J].液压与气动,2014,03:1-13.[36]王毅翔.轴向柱塞泵配流盘阻尼槽特性分析及优化设计[D].杭州:浙江大学,2014:36-40.[37]王宇鑫.CY型轴向柱塞泵的特性仿真[D].阜新:辽宁工程技术大学,2013:11-20.[38]凌鹏,权龙,黄伟男.配流盘结构对轴向柱塞泵压力流量特性影响的参数化研究[J].液压与气动,2013,12:89-92.[39]LiKY,HookeCJ.Anoteonthelubricationofcompositeslippersinwater-basedaxialpistonpumpsandmotors[J].Wear,1991,147(2):431-437.[40]KlüppelRP,GurgelJM.Thermodynamiccycleofaliquidpistonpump[J].RenewableEnergy,1998,13(2):261-268.[41]GuanC,JiaoZ,HeS.Theoreticalstudyofflowrippleforanaviationaxial-pistonpumpwithdampingholesinthevalveplate[J].ChineseJournalofAeronautics,2014,27(1):169-181.[42]魏秀业,逯子荣,王海燕.基于CFD的轴向柱塞泵流动特性的仿真研究[J].液压与气动,2013,1(9):63-7.[43]李守俊.基于CFD的轴向柱塞泵的配流特性和配流盘优化设计研究[D].合肥:合肥工业大学,2013:16-32.[44]姚广山,刘云飞.C-SPVO71系列轴向柱塞泵配流副失效分析与改进[J].机床与液压,2010,9(12):63-65.59 河南科技大学硕士学位论文[45]刘晓红,杨志军,吴文海.轴向柱塞泵配流盘上阻尼孔对其空蚀特性的影响[J].机床与液压,2010,2(15):28-31.[46]杨阳.轴向柱塞泵平面配流的降噪研究[D].兰州:兰州理工大学,2009:15-22.[47]刘晓红,于兰英,刘桓龙等.高压轴向柱塞泵配流空蚀特性的评价[J].机械科学与技术,2008,1(03):416-420.[48]郜立焕,刘世亮,杨毅等.基于CFD的轴向柱塞泵配流盘仿真[J].液压与气动,2008,1(6):42-44.[49]艾青林,周华,杨华勇.轴向柱塞泵配流副润滑特性试验系统的建立及仿真研究[J].煤炭学报,2004,1(6):731-735.[50]杨军.A11VO型轴向柱塞泵动态特性研究[D].兰州:兰州理工大学,2012：11-15.[51]娄磊.轴向柱塞泵动力特性及配流盘内流场特性研究[D].兰州:兰州理工大学,2010:22-26.[52]安高成,吕翠萍,王明亮等.柱塞泵配流副三角槽的分析设计[J].太原重型机械学院学报,2004,1(4):246-249.[53]卢鹏飞.AllVO190柱塞泵功能特性研究[D].长沙:中南大学,2014：25-30.[54]熊小平.A11VO轴向柱塞泵配流特性的研究[D].成都:西南交通大学,2010:11-16.[55]那成烈,王静修.轴向柱塞泵斜盘横向倾角和配流盘减振孔共同工作时的计算[J].工程机械,1988,1(03):30-35,25,53.[56]那成烈.从A4V看现代轴向柱塞泵抗噪声型配流盘的发展趋势[J].甘肃工业大学学报,1988,10(03):21-29.[57]那成烈.轴向柱塞泵配流盘减振孔计算问题探讨[J].甘肃工业大学学报,1987,1(1):49-54.[58]那成烈.轴向柱塞泵带有减震槽的非对称正遮盖度配流盘的最佳设计[J].工程机械,1985,5(4):29-36.[59]那焱青,那成烈,李书泽,王峥嵘.轴向柱塞泵配流盘液压支承力的计算[J].甘肃工业大学学报,2003,15(02):53-55.[60]甘海.轴向柱塞泵配流副流场仿真及三角减振槽参数特性分析[D].哈尔滨:哈尔滨工业大学,2014:25-30.60 参考文献[61]单乐.轴向柱塞泵球面配流盘阻尼槽对流量脉动性影响的研究[D].兰州:兰州理工大学,2014:30-35.[62]周俊杰,徐国权,张华俊.FLUENT工程技术与实例分析[M].北京:中国水利水电出版社,2013:60-65.[63]唐家鹏.FLUENT14.0超级学习手册[M].北京:人民邮电出版社,2013:60-70.[64]吴光中,宋婷婷,张毅.FLUENT基础入门与案例精通[M].北京:电子工业出版社,2012:35-40.[65]朱红钧,林元华,谢龙汉.FLUENT流体分析及仿真实用教程[M].北京:人民邮电出版社,2010:55-60.[66]NishidaH,HayashiT,HayashiN,YugeA,MatsuiA,KagimotoY.SeizureTeststoSelectMaterialsforCylinderBlocksandValvePlatesinWaterHydraulicPumps[M].In:D.DowsonMPGD,LubrechtAA,editors.TribologyandInterfaceEngineeringSeries.Volume48:Elsevier,2005:789-798.[67]WillimczikW.TheWolfhartPrinciple—anadvancedrotarypistonpump[J].WorldPumps,2000,2000(405):30-33.[68]吕建国,康士廷.ANSYSWorkbench14有限元分析自学手册[M].北京:人民邮电出版社,2013:30-96.[69]同济大学航空航天与力学学院基础力学教学研究部编.理论力学[M].第2版.上海:同济大学出版社,2012:16-23.[70]李兵,何正嘉,陈雪峰.ANSYSWorkbench设计、仿真与优化[M].北京:清华大学出版社,2011:201-402.[71]盛敬超.液压流体力学[M].北京:机械工业出版社,1980:66-69.[72]孙靖民,梁迎春.机械优化设计[M].第5版.北京:机械工业出版社,2012:30-35.[73]王国强,赵凯军,崔国华.机械优化设计[M].北京:机械工业出版社,2009:15-20.[74]ZhangS,ZhaoC,ZhaoZ.Stabilityanalysisofhydraulicfreepistonengine[J].AppliedEnergy,2010,12(2):36-40.[75]JiaB,TianG,FengH,ZuoZ,RoskillyAP.Anexperimentalinvestigationintothestartingprocessoffree-pistonenginegenerator[J].AppliedEnergy,2010,12(2):50-54.61 河南科技大学硕士学位论文[76]StryczekJ,BednarczykS,BiernackiK.Strengthanalysisofthepolyoxymethylenecycloidalgearsofthegerotorpump[J],AppliedEnergy,2014,14(3):30-35.[77]StryczekJ,BednarczykS,BiernackiK.GerotorpumpwithPOMgears:Design,productiontechnology,research[J].ArchCivMechEng,2014,14(3):391-397.[78]MucchiE,RivolaA,DalpiazG.Modellingdynamicbehaviourandnoisegenerationingearpumps:Procedureandvalidation[J].AppliedAcoustics,2014,14(77):99-111.[79]段长宝.液压元件的寿命试验[M].北京:国防工业出版社,2007:66-69.62 致谢致谢在我的论文完成之际，我要衷心感谢所有帮助过我的老师、同学和朋友们。首先，感谢我的导师杨宏斌教授，本论文是在杨老师的悉心指导下完成的。在方案仿真设计和理论分析中，杨老师坚持精益求精和实事求是的原则；对试验的过程，杨老师则保持严谨、细心、锐意创新的科学态度。他那孜孜不倦的求学精神深深地感染着我。除学术之外，杨老师在生活上具有的坦荡胸襟、开朗的性格等优秀品质也都影响着我，使我受益匪浅。我要感谢河南科技大学给我创造的良好的学习环境和提供的很有建设性的意见和建议。其次我要感谢每次为我们精心安排学习和活动的老师、同学和同事，平时他们在学习和生活上给予我很大的帮助和支持。借此机会向你们表示由衷的感谢。最后，特别感谢家人对我的理解和支持！63 攻读硕士学位期间的研究成果攻读学位期间的研究成果尹锦锋,杨宏斌.基于CFD的柱塞泵动态性能仿真分析[J].山东工业技术.2016(06)64
