周 平，郎 鹿，翟 江

(1.贵州电子科技职业学院机械工程系，贵州贵安 550029; 2.中航力源液压股份有限公司，贵州贵阳 550018)

引言

液压泵是飞机液压系统的心脏，对舵机、起落架和刹车系统进行驱动，使飞机按照飞行控制指令飞行。

机载液压系统液压泵一般采用恒压变量控制方式，如图1所示，这种变量调节方式的主要优点是响应快速、效率高。当用户不需要流量时，液压泵出口的高压油经调压阀进入随动活塞组件，克服回位弹簧等力的阻力，推动随动活塞使斜盘向小摆角方向摆动直至为0，从而实现系统保压但又不输出流量的目的。

图1 恒压变量泵结构原理图

液压泵额定压力21 MPa由调压弹簧调定，当系统压力低于变量压力(约为20 MPa)时，调压阀芯在调压弹簧的作用下将随动活塞腔与高压腔隔断，斜盘在回位弹簧及斜盘力矩的作用下摆动到最大摆角，此时液压泵的出口供油量最大。当系统压力逐步升高，高压活门在高压油的作用下克服调压弹簧力移动，使高压油通过调压油路进入随动活塞腔，作用于随动活塞上，推动斜盘摆角减小，液压泵的流量随之减小，直到出口流量为0。

某型液压泵采用恒压变量控制方式，在试验中发现：随动活塞腔在大流量状态下基本无压力波动，在大流量状态向零流量状态转换过程中，腔内出现瞬时峰值压力约为24.659 MPa；在零流量状态时的稳态压力为3 MPa，如图2所示。相对于零流量的稳态压力来说，峰值压力幅值较大。

图2 随动活塞腔动态压力

该型液压泵斜盘组件采用滚轮、衬套、小轴及斜盘耳片的结构形式，如图3所示，在液压泵工作过程中由于随动活塞和回位活塞两侧始终有正压力作用于滚轮上。在变量过程中，较大的随动活塞腔瞬时压力转换为正压力作用到滚轮上，经计算，接触力高达4000 N[1-2]。因此，需对该型液压泵变量特性进行分析研究，找出随动活塞腔瞬时高压的原因，寻求降低随动活塞腔瞬时压力的方法，以期降低滚轮对回位活塞的冲击力，避免回位活塞接触面损伤。

图3 斜盘组件部分结构

近年来，由于飞机液压功率大幅提升，使用工况更加严酷，随动活塞接触面损伤问题才显露出来[3-4]。本研究结合出现的问题，开展了针对性的研究，解决了实际问题。目前国内外对恒压变量泵的变量特性研究较多，主要集中在压力脉动、动态响应时间、稳态时间、超调量大小等方面，但对回位活塞腔内的动态压力及其危害的研究甚少，鉴于此，开展这方面的研究工作很有必要。

1 变量特性分析

1.1 仿真模型的建立

结合基于参数化虚拟样机技术的建模仿真分析思路[5]，在AMESim中建立了液压泵的系统仿真模型[6-9]，如图4所示，模型考虑了油液的密度、黏度等随压力的变化，对泵内运动零件之间的机械限位、分开和接触采用了弹性接触理论进行描述，能够对随动活塞、回位活塞与斜盘之间的微小接触及分开进行模拟。

图4 AMESim仿真模型

1.2 仿真分析

仿真的主要边界条件：转速为4000 r/min，进口压力为0.5 MPa，回油压力为0.7 MPa，出口压力通过节流加载，大流量时出口压力20 MPa，工作介质为航空液压油，工作液温度为60 ℃，出口节流阀机载转换时间为2 s。

随动活塞腔内的压力如图5所示，由图可知，大流量状态下，随动活塞腔内不存在明显的压力波动；大流量向零流量转换过程中压力波动显著增大，最高压力达10 MPa；零流量状态下的压力波动趋于稳定，但波动幅度显著大于泵出口压力波动，最高压力约为3 MPa；零流量向大流量转换过程中最高压力约为4.5MPa，波动幅值最高达4MPa。

图5 随动活塞腔压力

当泵出口加载阀迅速关闭，泵出口压力短时内将超过设定压力(大流量压力点)，调压阀的阀芯将开始运动，泵出口高压油通过调压阀连通到随动活塞腔，随动活塞克服回位弹簧力及斜盘力矩，驱动斜盘向小排量方向转动。为了使泵出口流量迅速减小，在该动态过程中随动活塞腔始终通过调压阀与泵出口连通，泵出口高压油连续不断进入随动活塞腔，推动斜盘向小角度转动。由于该过程是一个短时的加速过程，因此随动活塞腔压力需要瞬时升高，此外调压阀阀芯的微小振动使控制阀的节流面积不断变化，导致随动活塞腔压力在相对高压力下动态变化。

1.3 试验验证

为验证其他相似液压泵随动活塞腔瞬时压力情况，分别对结构类似、压力级别相同的两型液压泵(型号：A1，A2)进行了随动活塞腔瞬时压力测试，测试结果如图6、图7所示。

图6 A1液压泵随动腔压力测试情况

图7 A2液压泵随动腔压力测试情况

数据整理如表1所示，通过试验发现，结构类似产品在由大流量向零流量转换过程中，随动活塞腔都会出现瞬时压力较大现象。

表1 不同型号的出口瞬时压力、随动活塞腔瞬时压力 MPa

根据AMESim软件仿真分析，液压泵由大流量向零流量变化过程中，随动活塞腔压力瞬时峰值较大是为了使泵获得较快的响应速度而不可避免的。但随动活塞腔压力瞬时峰值过大会引起零件的接触应力较大，可能导致有关零件较早失效，这在长寿命、高可靠性方面会带来隐患。因此，需对随动活塞腔瞬时压力峰值进行降低。

2 原因分析及改进措施

根据液压泵斜盘组件结构(如图1所示)可知，回位活塞中心位置与斜盘滚轮接触并相互作用，因此只能在中心位置以外开孔。该型液压泵回位活塞底部有1个φ3的通油小孔，如图8所示，回位活塞内有回位弹簧，在装配过程中可能出现弹簧部分遮盖小孔现象，导致通油小孔形成阻尼，其中最大遮盖面积能达到小孔面积的73%左右，这可能是造成随动活塞腔瞬时压力峰值较大的原因[10-12]。

图8 回位弹簧部分遮盖小孔示意图及实物图

2.1 不同小孔直径的仿真分析

1) 对随动活塞腔压力的影响

将回位活塞小孔直径分别设为φ3，2，1.5 mm，则变量过程中随动活塞腔压力变化如图9所示。由图可知：随着小孔直径的减小，泵由大流量向零流量转变过程中随动活塞腔瞬时压力冲击将显著增大，但在零流量、零流量向大流量变化过程中随动活塞腔压力波动有所减小。

图9 不同小孔直径对随动活塞腔压力的影响

2) 对斜盘组件接触力的影响

采用弹性接触模型对随动活塞、回位活塞与斜盘组件之间的接触力进行了近似计算，可以定性分析接触力的变化趋势。将回位活塞小孔直径分别设为3，2，1.5 mm，则变量过程中随动活塞与斜盘组件之间的接触力、回位活塞与斜盘组件之间的接触力F分别如图10、图11所示。由图可知：在大流量和零流量的相互变化过程中，随动活塞端、回位活塞端均会出现较大的接触力，小孔直径适当增大可以显著减小这种接触力；在大流量、零流量的平稳过程中，接触力都相对较小，但回位活塞端接触力相对波动较大，小孔增大对这种接触力影响不显著。

图10 不同小孔直径对随动活塞端接触力影响

图11 不同小孔直径对回位活塞端接触力影响

2.2 试验验证

为验证回位活塞小孔直径对变量过程及随动活塞腔压力的影响，实际加工了小孔直径为3.0，2.5，2.0，1.5，1.0，0.8，0.6，0.5 mm的回位活塞，在1台产品上分别装配试验，进行了出口动态响应测试及随动活塞腔压力测试，测试结果如图12所示。随着小孔直径的减小，液压泵变量震荡收敛时间增大，液压泵出口、随动活塞腔内的瞬态压力冲击值大幅提高，随动活塞腔内的瞬态压力冲击值由原始状态下的20.95 MPa升高到0.5 mm小孔直径状态下的35.55 MPa，如表2所示。经分析，随动活塞腔内瞬态压力的大幅上升加剧了斜盘组件的接触应力，使斜盘耳片等零件的工作应力提高了约1.7倍，风险加大，工作可靠性降低。

图12 不同小孔直径下的动态曲线

表2 回位活塞不同小孔直径的动态数据

2.3 试验及仿真分析结果

通过试验和仿真分析，不同小孔直径对液压泵的变量特性和随动活塞腔瞬时压力影响较大，较大的小孔直径可降低在变量过程中的出口最大瞬时压力峰值、缩短响应时间和稳态时间、降低随动活塞腔瞬时压力峰值。因此，增大小孔直径或增加小孔数量能够将系统调节时间变短，有效提高了系统的动态性能。

图13为某型液压泵回位活塞小孔改进方式 (小孔数量由1个增加为3个)，经计算，当回位弹簧遮挡3个通油小孔后，小孔剩余的通油面积相当于1个φ4的小孔通油面积。

图13 某型液压泵回位活塞小孔改进方案

经对改进后回位活塞进行试验，随动活塞腔内瞬时压力峰值降至16.84 MPa，如图14所示，较改进前24.659 MPa降低了32%。改进后的出口瞬时压力、响应时间、稳态试验也满足相关标准要求。

图14 回位活塞小孔改进后的变量特性及随动活塞腔瞬时压力

通过对比改进前的回位活塞与滚轮接触面磨损情况，增加通油孔后的回位弹簧对小孔遮挡产生的阻尼效果明显降低，接触痕迹明显优于改进前。

3 结论

本研究针对近年来某型液压泵回位活塞与斜盘上的滚轮多次出现的撞击痕迹这一异常现象，通过结构分析、AMESim软件仿真分析和试验验证，得出液压泵随动活塞腔动态瞬时压力在由大流量向零流量的变化过程中存在瞬时高压是造成异常撞击的原因，这种瞬时高压应该尽量降低，否则会给内部结构零件造成损伤。通过改变不同回位活塞通油小孔直径，发现对随动活塞腔动态瞬时压力有较大的影响，所采取的改进措施明显降低随动活塞腔瞬时压力，避免了零件的损伤，消除了安全隐患。该研究是一种新的发现，为同类产品相似问题的解决提供了思路。