軸向柱塞泵作為液壓系統的核心元件之一，具有工作壓力高、功率密度大、噪聲低、容積效率高、變量方便等特點而被廣泛應用于中高壓、大功率液壓系統中。對于軸向變量柱塞泵而言，由于配油盤固定在后蓋上，使得柱塞泵的容積效率只在某一工況下達到最優，其他工況均通過配油盤卸荷槽設計來包容，而傳統的三角槽結構在重載小流量工況下由于容積效率低，容積效率帶來的流量損失導致泵輸出流量變化率非常大，使得主機執行機構速度與負載不匹配， 尤其出現負載大范圍變動或晃動時，就會導致執行機構速度出現明顯爬行現象，嚴重時甚至發生安全事故，因此改善軸向柱塞泵在重載小流量工況時的容積效率問題具有重要意義。
如圖1所示，某型號軸向柱塞泵心臟部件主要由配油盤、轉子、柱塞、滑履、壓板、斜盤、主軸等零部件組成。當主軸帶動轉子轉動時，轉子與柱塞同步轉動，由于斜盤存在偏角，柱塞在轉子柱塞孔內作直線往復運動。在吸油區，柱塞在中心彈簧的作用下，不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，柱塞腔與配流盤的吸油窗溝通，吸入油液，直至上死點為止；在排油區，柱塞在斜盤表面的作用下，不斷向柱塞腔內伸進，使柱塞腔容積不斷減小，柱塞腔與配流盤的排油窗溝通，排出油液，直至下死點為止。缸體每旋轉一周，柱塞完成一次吸油-排油動作，如此往復，便連續地吸油-排油，沿轉子徑向均布的多顆柱塞疊加后，便形成了連續的油液流動。
如圖2所示，配流盤分為排油區、吸油區和過渡區，其中過渡區采用三角槽結構，且在三角槽尖端還存在著一個節流小孔。在配流盤過渡區，柱塞從上死點向下死點運動，在離開上死點時，柱塞腔與高壓側三角槽接通，高壓油通過三角槽流入柱塞腔推動柱塞，使腔內壓力逐漸上升，避免壓力突變。同理，在低壓區的三角槽溝通缸體柱塞腔，高壓油接通低壓區開始泄壓，也可避免壓力突變。
以柱塞從低壓區向高壓區轉換為例，柱塞腔壓力可按節流壓差方程建立：
p
(
θ)
=
p
d
-
ρ/2（
q
/Cd
A
(
θ)
2）（1）
由式（1）可知，流通面積
A
(
θ)
隨著轉子窗口的轉動而不斷發生變化，相同結構下，壓力越高，柱塞腔與出口腔壓差也就越大，所產生的倒灌與回流現象就越嚴重，容積效率也就越低。
2.1 仿真模型搭建
為模擬軸向柱塞泵配流盤處的流量變化情況，根據某型軸向柱塞泵設計參數（見表1），建立如下AMESim單柱塞仿真模型：
如圖3所示，AMESim模型中采用等效節流孔的方法模擬轉子與配流盤的過流面積，為探究不同卸荷槽結構對柱塞泵容積效率的影響，可變節流孔1、2、3分別受3個數據文件控制，代表著轉子油窗經過配油盤各處油窗時接通進出油口的關系。
表1 某型號軸向柱塞泵主要參數
如圖4所示，開度值-1表示缸體油窗完全進入吸油區，其通流水力直徑為缸體油窗水力直徑的1倍；開度值為0.9表示油窗完全進入排油區，由于配油盤加強筋的遮擋，其通流水力直徑只能為0.9倍的缸體油窗水力直徑值。
根據以上仿真模型，可以得到最大擺角下柱塞腔流量變化曲線：
如圖5所示，正值表示高壓油輸出至出口，負值表示出口油液倒流至柱塞腔內或低壓進口(當柱塞腔內壓力高于進口時則再泄至進口)；180°和360°位置的三角槽因提前接通，在180°前有一段負流量區，說明高壓油液在柱塞未經過下死點前就向吸油腔內灌油，導致出口高壓油液在180°位置三角槽內泄至柱塞腔內，柱塞腔內高壓油又經360°位置的三角槽泄漏至進口低壓區；形成了出口高壓接連通過180°和360°三角槽直接內泄至進口的原因，這也是其容積效率低根源，尖端節流小孔的作用是將出口高壓油液注入到還未開始預壓的柱塞腔內以輔助其內壓力的建立，降低柱塞位移擠壓油液時導致壓力躍升過快，引起柱塞腔內壓力超調。
將9個柱塞并聯后即可得到泵出口流量變化曲線如下所示：
如圖6所示，出口流量呈周期性變化，其變化幅值為轉速與柱塞數的乘積；瞬時流量出現兩次回落，分別由油液倒灌和內泄引起，其平均值為141.6 L/min，即不考慮外泄時，某型號軸向柱塞泵處于最大擺角時，其容積效率只有94.4%。
在原有仿真模型的基礎上，通過調整相關結構，對配流盤卸荷槽進行優化設計，其結構如下所示：
如圖7所示，優化后的配流盤在過渡區采用不同直徑的節流孔，以實現柱塞腔的預泄壓與預升壓過程，其中，節流孔1與殼體內腔溝通，節流孔3與出口腔溝通。優化后的配流盤過流面積與轉角的關系如下：
如圖8所示，對于優化后的配流盤，在0°和180°兩處位置，均不存在同時連通吸排油腔，且在180°至181.44°之間分離，完全不接通；這保證了柱塞腔內的壓力油不能進入吸油區，對容積效率的損失主要集中在180°位置上，節流孔3連通泵出口和柱塞腔內時，高壓油液倒灌入建壓較低的柱塞腔內。而在0°位置時，柱塞已回到上死點，不能對外排油，故節流孔1不能引起高壓油向吸油口的灌油，僅僅是柱塞腔內殘留壓力的釋放孔。
如圖9所示，對于優化后的配油盤，節流孔3的作用與優化前的配油盤三角槽尖端的節流孔作用相同，但其開啟角度在180°之后，故出口高壓油注入到柱塞腔內的壓力油液并不能在預壓區進入吸油區；在360°時柱塞輸出流量無損失，這與優化前的配油盤不同；整個過程中出口高壓油雖然回灌至柱塞腔內，但無壓力油泄漏至進口吸油區。因此，在此特定工況點上除滿足油液的體積壓縮損失外，油液基本沒有因配油盤的配油功能而產生損失。流經節流孔1的總流量在360°(或0°)位置之后出現負流量，表明過上死點后柱塞腔內壓力油通過向殼體內腔進行壓力釋放來降壓，并迅速進入吸油狀態(流量為正值)。
由于節流孔1是接通殼體內腔的，所以節流孔1的作用是在柱塞進入上死點后，將儲存的高壓油液經過該節流孔1進行壓力釋放，在釋放完畢后，當柱塞腔內進口壓力較低時則通過該節流孔1吸入殼體內腔內的油液以防吸空。
當斜盤處于最大擺角時，優化后的泵出口流量變化曲線如下：
如圖10所示，優化后的配流盤結構在消除了內泄所引起的流量回落的同時還減小了油液倒灌所引起的流量回落，使得優化后的柱塞泵輸出的平均流量約為145L/min，容積效率約96.7%，比原有結構提高了2.3%左右。
以改進前的配流盤為1#配流盤，改進后的配流盤為2#配流盤，則不同擺角下1#與2#配流盤的容積效率如下：
如圖11所示，在不同擺角下，優化后的2#配流盤均比改進前1#配流盤的容積效率高，且在斜盤擺角處于小角度時，容積效率的提升效果更明顯。
為驗證仿真結果的正確性，對某型軸向柱塞泵進行容積效率試驗。為了避免控制閥對斜盤控制角度因壓力躍升引起的控制角度偏差，保證泵本身容積效率試驗的有效性，通過大小排量的機械限位螺釘來抵死斜盤，避免斜盤角度在測試中的變化，機械限位示意圖如下：
如圖12所示，每次斜盤角度的調整均通過調節限位螺釘至指定的H值，根據H值可獲得對應的斜盤角度，這樣就能通過一系列的值得到整個斜盤傾角變化時配油盤的容積效率曲線。
由于內泄所導致的容積效率損失不能通過回油量來體現，故在試驗時采用空載流量與加載流量的比值來計算容積效率，試驗中主機轉速為1500r/min，加載時出口壓力為25MPa，則不同擺角下1#配流盤與2#配流盤的容積效率實驗數據如下：
如圖13所示，不同擺角下，改進后的2#配流盤容積效率均比1#配流盤高，其容積效率高出1#配流盤2.2%~10.5%，且擺角越小提升效果越明顯，試驗結果與仿真曲線基本吻合。
本文針對某型號軸向柱塞泵在重載小流量工況下容積效率低的問題，運用AMESim軟件搭建軸向柱塞泵配流副原理模型并對配流盤卸荷槽進行優化設計，最后通過試驗驗證了優化設計的有效性，主要結論如下：
（1）原結構的配流盤卸荷槽由于存在油液內泄和倒灌，使得其容積效率較低；
（2）優化后的配流盤卸荷槽結構在消除油液內泄所引起的流量回落的同時還減小了油液倒灌所引起的流量回落，從而提高軸向柱塞泵的容積效率；
（3）出口壓力為25MPa，不同擺角下，改進后的2#配流盤容積效率均比1#配流盤高，其容積效率高出1#配流盤2.2%~10.5%，且擺角越小提升效果越明顯。
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