高速高压航空柱塞泵降噪优化设计：刚-柔-液耦合模型与FEM-AML声振耦合联合仿真
航空轴向柱塞泵作为飞机液压系统的核心动力元件，其振动与噪声特性直接影响系统的可靠性、舒适性乃至飞行安全。随着航空液压系统向高速（转速超过4000 r/min）、高压（出口压力28 MPa及以上）方向持续发展，柱塞泵的振动噪声问题愈加突出。柱塞泵的噪声由流体噪声与结构辐射噪声耦合构成，其中流体压力脉动通过壳体结构向外辐射的噪声是整泵噪声的主要贡献部分。壳体作为内部动态力向外传递的最终媒介，其结构声辐射特性对整泵噪声水平具有决定性影响。
然而，壳体的声辐射并非均匀分布，特定频率下少数板面往往贡献了大部分辐射声压。精确识别这些关键降噪区域，是实现壳体高效降噪优化设计的前提。目前，基于声学传递向量理论的板面声学贡献量分析方法已在轴向柱塞泵壳体降噪区域识别中得到初步应用，叶绍干等建立了液压-多体动力学耦合模型与声学边界元模型，通过模态及板面声学贡献量分析，在关键频率1350 Hz下识别出某面板的声学贡献量达46.1%，精确确定了壳体降噪区域。Pan等采用柔性多体动力学模型与FEM-AML技术确定了斜盘对盖板Y方向的激振力为主要噪声源，通过优化主要噪声传递路径使辐射噪声降低了1.26 dB(A)。
然而，现有研究在激振力获取的完整性方面仍存在不足，多数模型仅考虑配流盘及回程盘上的激振力作用，未计及柱塞泵各部件相对运动所产生的振动以及各轴承对外部壳体的激振力贡献。针对上述问题，本研究建立了航空柱塞泵的刚-柔-液耦合动力学模型，全面考虑了柱塞泵各部件相对运动及各轴承对壳体的激振力作用，通过振动响应实验验证模型精度，进而基于FEM-AML算法建立声振耦合模型，利用声学传递向量与板面声学贡献量分析，精确识别壳体降噪目标区域与目标频率，为航空柱塞泵壳体的减振降噪优化设计提供靶向指导。
一、航空柱塞泵振动噪声研究现状与技术进展
1.1 航空柱塞泵的应用趋势与振动噪声挑战
轴向柱塞泵凭借结构紧凑、功率密度大、功重比高等优点，在航空液压系统中占据核心地位，被誉为航空液压系统的“心脏”。随着航空液压系统向高速、高压化方向发展，柱塞泵的工作转速已普遍达到4000 r/min以上，出口压力突破28 MPa甚至更高。高速轴向柱塞泵的摩擦副承受严苛载荷，导致泄漏、振动和噪声问题加剧，严重影响液压系统的整体性能。
柱塞泵的振动噪声呈现典型的多源、宽频、工况依赖特征。内部流场激励主要来自三个机制：配流盘过渡区压差诱导的回流与压力超调、周期性流量脉动引发的压力脉动波传播以及流动不稳定性产生的宽带湍流噪声。研究表明，转速从3000 r/min提升至12000 r/min时，泵的输出流量从6.27 L/min增至24.37 L/min，容积效率呈现先升高至90.74%后降低至88.17%的趋势，表明高转速下动态特性发生显著变化。在航空液压系统中，噪声不仅影响乘客舒适性，还可能预示关键摩擦副的加速磨损，柱塞泵减振降噪已成为航空液压技术领域的核心研究课题。
1.2 国内外柱塞泵减振降噪技术研究进展
优化设计柱塞泵的结构是改善其振动与噪声特性的根本途径之一。国内外学者围绕壳体结构优化和配流盘优化两条主线开展了大量工作。
壳体结构优化方面，拓扑优化方法已被成功应用于柱塞泵壳体加强筋布局设计。Xu等通过拓扑优化确定了柱塞泵壳体加强筋的最优布局，实验证明添加加强筋能显著降低振动及噪声。Ye等进一步提出了基于声振模型的结构设计优化方法，通过调整装配体关键模态的固有频率进行壳体拓扑优化，优化后柱塞泵声功率级均方根值降低了10.8 dB。Pan等建立了柱塞泵柔性多体动力学模型，采用FEM-AML技术获取壳体表面辐射噪声，确定了斜盘对盖板Y方向的激振力为主要噪声源，通过优化主要噪声传递路径使辐射噪声降低了1.26 dB(A)。在基于声源识别的加强筋多目标优化研究中，结合压缩感知方法的高分辨率声强图像重建引导结构优化，在610 Hz峰值频率处实现了2.7 dB的降噪效果。
配流盘优化方面，张军辉等通过实验研究了不同配流盘结构对柱塞泵振动和噪声特性的影响。熊文才等通过仿真与实验相结合的方式研究了不同阻尼槽结构对柱塞泵噪声的影响，结果表明将配流盘过渡区的小孔结构改为三角槽结构后降噪效果显著提升。杨漫利用遗传算法优化了柱塞泵配流盘减振槽结构。此外，在系统级降噪方面，基于多亥姆霍兹谐振器概念的一体化宽带衰减器被应用于现代飞机液压系统中，通过优化衰减器位置实现最大声学性能和最小脉动应力。
值得注意的是，上述壳体优化设计方法大多依赖于工程经验，针对性较差，且无法量化分析柱塞泵壳体对外部场点噪声的贡献，难以识别壳体噪声辐射的关键区域。叶绍干等虽建立了联合仿真模型并识别了壳体降噪区域，但仅考虑了作用在回程盘与配流盘上的激振力作用，未计及柱塞泵各部件相对运动所产生的振动及各轴承对外部壳体的激振力作用。
1.3 本研究的技术路线
本研究针对某型航空轴向柱塞泵，建立包含刚柔耦合动力学模型和液压仿真模型的刚-柔-液耦合动力学模型，通过振动响应实验验证模型准确性，进而建立声振耦合模型，基于声学传递向量原理开展板面声学贡献量分析，精确识别壳体降噪区域和降噪目标频率。
二、航空柱塞泵刚-柔-液耦合动力学建模
2.1 柱塞泵工作原理
典型柱塞泵由主轴、斜盘、滑靴、缸体、柱塞和配流盘等主要部件构成。主轴与缸体通过花键连接，在工作状态下由外部部件驱动主轴旋转，进而带动缸体旋转。柱塞均匀分布在缸体的柱塞孔中，滑靴通过球铰与柱塞头部连接，并在压板及卡盘组件的限制下贴合于斜盘表面。
当主轴带动缸体旋转时，由于斜盘存在一定倾角，柱塞在随缸体绕主轴旋转的同时还在柱塞孔中做往复直线运动。当柱塞从下死点（180°位置）移动至上死点（0°位置）时，柱塞腔内形成局部低压，油液在压差作用下被吸入柱塞腔，完成吸油过程；当柱塞由上死点向下死点运动时，油液压力升高并通过配流盘的排油窗口排出，实现循环。柱塞泵的运动学与动力学分析表明，高速工况下旋转部件的动力学和流场特性变得更加复杂，传统刚性主轴假设忽略剪切变形与旋转惯性效应，无法准确描述高速工况下主轴的挠曲变形特性。
根据柱塞泵的工作原理可以发现，柱塞泵是一种运动复杂、液固高度耦合的液压动力元件。在工作过程中，除了机械部件之间的结构运动外，还涉及由柱塞往复运动所引起的液压油流动和能量转化。单独使用刚柔耦合动力学模型或液压仿真模型本质上无法准确反映柱塞泵壳体的受载情况，因此需要建立刚-柔-液耦合动力学模型。
2.2 柱塞泵刚柔耦合动力学模型
柱塞泵各部件之间的主要运动关系包括：柱塞沿缸体柱塞孔的往复直线运动；柱塞、滑靴、缸体绕主轴轴线的旋转运动；滑靴在斜盘上的平面运动；滑靴相对柱塞球头的旋转运动以及柱塞在柱塞孔中的微运动等。
为实现振动响应的准确计算和更符合实际工况的壳体动态激励载荷获取，需对安装座、壳体及分油盖进行柔性化处理。利用Simcenter 3D的前/后处理模块对上述三个部件进行网格化处理，求解其前20阶模态，将模态求解结果导入软件中进行CB（Craig-Bampton）模态替换，搭建柱塞泵的刚柔耦合动力学模型。CB模态综合法通过将柔性体的物理自由度缩减为界面自由度与模态坐标的组合，在保证计算精度的同时显著降低求解规模，特别适用于柱塞泵壳体和安装座等复杂结构的柔性化建模。该模型能够考虑部件柔性变形对振动传递特性的影响，为后续声振耦合分析提供准确的激振力输入。
2.3 柱塞泵液压仿真模型
本文研究对象是一款具备恒压变量功能的航空轴向柱塞泵，能够根据负载端的压力实时调节流量，在整个流量范围内提供几乎恒定的压力。精确分析柱塞腔的动态压力是建立联合仿真模型的基础。
基于该柱塞泵的基本工作原理建立液压仿真模型，主要由电机模型、配流盘模型、柱塞模型及斜盘模型等模块组成。液压仿真模型能够模拟柱塞腔内的压力变化过程，包括吸油、增压、排油和预卸压等各阶段，为刚柔耦合动力学模型提供柱塞底部的液压力载荷。
2.4 刚-柔-液耦合动力学模型
柱塞泵的刚-柔-液耦合动力学模型通过液压仿真模型与刚柔耦合动力学模型的联合仿真实现，联合仿真的关键在于确定两个模型之间的交换变量。
在刚柔耦合动力学模型中，柱塞底部所受液压力随时间变化，难以直接设置；而在液压仿真模型中可以直接获取该液压力。因此，液压仿真模型向刚柔耦合动力学模型传递的变量为柱塞底部所受液压力。在液压仿真模型中，主轴转速通常是恒定的，无法精确模拟启动阶段及运行过程中转速的波动；因此，刚柔耦合动力学模型向液压仿真模型传递主轴转速。确定交换变量后，通过软件间的联合仿真接口即可实现两个模型的联合仿真分析。
已有研究表明，采用ADAMS与AMESim联合仿真构建的高速轴向柱塞泵刚柔液联合仿真模型能够有效研究泵的运动学、动力学和流体特性，模型可靠性通过实验得到了验证。本研究在此基础上进一步建立了涵盖结构柔性、多体运动及流体压力耦合的完整刚-柔-液耦合动力学模型。
三、柱塞泵振动响应仿真与壳体激振力分析
3.1 柱塞泵振动响应分析
基于建立的刚-柔-液耦合动力学模型，对柱塞泵进行额定工况（转速4200 r/min，出口压力28 MPa）下的振动响应仿真分析，求解柱塞泵壳体的振动加速度响应。定义X方向为柱塞泵主轴轴向，Y、Z方向为主轴径向。
在本研究中，柱塞泵的柱塞数量为11，转速为4200 r/min，对应柱塞泵的工作频率为770 Hz。3个方向上的加速度响应频率峰值依次为770、1540、2310、3080、3850、4620及5390 Hz，三个方向的响应基波均为770 Hz（柱塞泵工作频率），其余各峰值频率依次为工作频率的二次至七次谐波。各方向上最大的振动响应幅值出现在六次谐波（4620 Hz）处。
为验证所建刚-柔-液耦合动力学模型的准确性，开展了柱塞泵振动响应实验。实验工况为额定工况（转速4200 r/min，出口压力28 MPa），仿真与实验中的加速度测点位置一致。分析结果表明，实验结果与仿真结果中的峰值频率均为柱塞泵工作频率（770 Hz）的倍频成分。尽管在工作频率及其倍频处的幅值存在一定误差，但两者整体的变化趋势吻合较好，表明所建立的模型具有较高的精度。
仿真与实验之间的误差主要来源于两个方面：其一，柱塞泵是高度固液耦合的液压元件，本文对固体与液体之间的耦合作用进行了一定的简化，两者之间的耦合仅通过柱塞底部所受液压力的变化来体现；其二，尚未考虑外部激励（驱动系统的振动、试验台自身的振动等）和环境激励对柱塞泵振动响应的影响。
3.2 柱塞泵壳体激振力分析
柱塞泵的刚柔耦合动力学模型由外部壳体、分油盖、安装座及内部部件组成。通过分析其连接关系可知，当柱塞泵的内部部件因柱塞底部所受液压力、主轴及缸体高速旋转所产生的不平衡力作用而产生振动时，振动主要通过4条传递路径向外传递：
路径1：传动轴→角接触球轴承→安装座
路径2：主轴→滚针轴承→配流盘→壳体
路径3：柱塞滑靴组件→斜盘→斜盘大/小圆柱滚子轴承→安装座
路径4：柱塞滑靴组件→斜盘→随动活塞→分油盖
根据振动传递路径分析结果，柱塞泵的壳体、分油盖及安装座在工作状态下主要受到4个内部激振力的作用：
激振力1：角接触球轴承对安装座的作用力
激振力2：滚针轴承通过配流盘传递至壳体的作用力
激振力3：斜盘大/小圆柱滚子轴承对安装座的作用力
激振力4：随动活塞对分油盖的作用力
利用刚-柔-液耦合动力学模型提取上述激振力作为后续声振耦合仿真的载荷输入。由于从软件中提取的各激振力均为时域响应，需通过快速傅里叶变换（FFT）将其转化至频域，以频域载荷作为柱塞泵声振耦合模型的激励，分析柱塞泵的振动辐射噪声特性。
四、基于声学有限元AML算法的振动辐射噪声分析
4.1 声振耦合模型及辐射噪声分析
基于声学有限元AML算法（FEM-AML）求解柱塞泵壳体的振动辐射噪声。FEM-AML方法通过在声学有限元模型外部设置自动匹配层来模拟无限声场，其核心优势在于无需显式定义Sommerfeld辐射边界条件，即可有效处理复杂结构表面的声辐射问题，避免了传统边界元方法在复杂几何上的应用局限。
为实现柱塞泵外部辐射声场的可视化分析，建立了以柱塞泵外部壳体中心为原点、包络半径为1 m的19节点半球形场点网格。在柱塞泵的分油盖后方、中心上方以及左、右两侧分别设置了4个场点：场点1（-1，0）、场点2（0，1）、场点3（0，-1）和场点4（0，0）。利用该模型计算柱塞泵的振动辐射噪声，并求解得到4个场点的频谱。
4个场点的声压级曲线变化趋势基本一致，主要峰值频率集中在770、980、1540、2310、2730和3080 Hz。其中，770 Hz为柱塞泵的工作频率，1540、2310 Hz和3080 Hz为工作频率的倍频成分，980 Hz和2730 Hz为柱塞泵转速基频（70 Hz）的倍频成分。各场点的最高峰值频率均为770 Hz，最大声压值出现在场点2的770 Hz频率处，约为101.02 dB；场点3在770 Hz频率处的声压值与场点2接近，约为100.77 dB。因此，选择场点2和场点3作为降噪目标场点进行后续研究。
4.2 声学传递向量分析
声学传递向量（Acoustic Transfer Vector, ATV）是构建结构表面振动与场点声压之间关系矩阵的核心工具。在小扰动条件下，声学方程可假设为线性，因此可以利用声学传递向量在输入（柱塞泵表面的振动速度）和输出（某场点的声压）之间建立线性关系。在模态叠加法框架下，结构表面振动速度可表示为各阶模态振型的线性组合，结合声学传递向量即可将模态坐标直接映射至场点声压，从而建立模态贡献量与场点声压之间的定量关系。
基于声振耦合模型，对柱塞泵外部壳体在70至3500 Hz频率范围内进行声学传递向量响应分析。结果表明，不同场点的声学传递向量值分布差异较大：场点1的声学传递向量最大值出现在分油盖后侧；场点2与场点3的声学传递向量最大值分别位于壳体两侧；场点4的声学传递向量最大值则位于壳体正上方。综合各场点的声学传递向量分布情况可知，该柱塞泵声学传递向量的最大值主要集中在中部壳体区域。因此，初步选择中部壳体的板面作为柱塞泵减振降噪的目标板面。
4.3 板面声学贡献量分析
板面声学贡献量（Panel Acoustic Contribution, PAC）表示在激励作用下，某一面板产生的声压在特定场点总声压中的占比。将柱塞泵壳体进一步划分为9个板块，对其进行板面声学贡献量分析，从而确定最终的降噪板面。该方法的核心思想在于：通过将壳体表面划分为若干板块，分别计算各板块在目标场点产生的声压贡献，从而量化识别对辐射噪声起主导作用的关键区域，为后续的结构优化提供靶向指导。叶绍干等的研究验证了该方法的有效性，在关键频率下单一板块的声学贡献量可达46.1%。
在770 Hz频率下场点2和场点3的板面声学贡献量分布分析中可以看出，外部壳体在770、1540、2310和3080 Hz及其附近区域存在明显的红色带状分布，表明在这些频率下外部壳体的辐射声压值较高。
对场点2而言，在770 Hz频率下，板面6和板面9的声压级相当，表明这两块面板同时对该频率下外部壳体的辐射噪声起主导作用，同时也是对该场点声压贡献量最大的面板。对场点3而言，板面3和板面8对该频率下外部壳体的辐射噪声起主导作用，同时也是该频率下声压贡献量最大的面板。综合考虑，应将面板3、6、8、9作为柱塞泵外部壳体减振降噪的目标板块，将770 Hz作为柱塞泵降噪的目标频率。
五、工程应用与湖南泰德航空技术实力
5.1 航空柱塞泵的工程应用需求
航空柱塞泵的减振降噪研究具有重要的工程应用价值。随着现代飞机液压系统向高压化（28 MPa及以上）、高速化方向发展，柱塞泵的噪声辐射问题已成为制约系统性能和舒适性的关键因素。壳体作为柱塞泵内部动态力的载体和噪声传递的媒介，对整泵噪声性能的影响最为突出。
5.2 湖南泰德航空技术有限公司的产品技术实力
湖南泰德航空技术有限公司成立于2012年，总部位于湖南省长沙市雨花区，生产基地位于湖南省株洲市动力谷中南高科智能制造产业园。公司是一家研发销售高品质液压元件、设计制造航空航天液压气动系统和元件的专业化公司，具备独立研发制造关键、特殊化航空航天液压元件的能力，是中国航发、中航工业、中国航天、中船重工、中国兵器等单位的合格供应商。
公司旗下的ROLXONN品牌高压变量柱塞泵采用先进的斜盘式轴向柱塞泵技术，产品排量范围覆盖12～350 cc/rev，额定压力高达350 bar，工作油温范围-55～150℃，专为航空煤油等低粘度介质设计。该产品在降噪技术方面具有多项创新：
封闭式空心柱塞降噪技术：采用空心柱塞设计，既保留了空心柱塞减重的优点，又通过封闭式结构克服了传统空心柱塞增大容腔不利于降噪的缺点，噪音可降低3～10 dB。
专利配油盘技术：柱塞在由高压区向低压区过渡时，将高速油流产生的气泡排入壳体，实现系统内无气泡运行，噪音显著降低。
球面配油盘核心技术：有效解决缸体倾覆力矩问题，大幅提升运行可靠性。
公司的产品广泛应用于航空发动机燃油系统、飞机液压系统、航天运载火箭发动机控制系统、航空航天低粘度地面液压试验台等领域，展现了其在航空柱塞泵领域的深厚技术积淀和产业化能力。
六、结论与讨论
本研究针对某型航空轴向柱塞泵，建立了包含刚柔耦合动力学模型和液压仿真模型的刚-柔-液耦合动力学模型，开展了柱塞泵振动响应实验验证了模型的准确性。建立了柱塞泵外部壳体的声振耦合模型，基于FEM-AML算法对柱塞泵壳体的振动辐射噪声特性进行了分析，研究得出以下结论：
（1）模型精度方面，柱塞泵刚-柔-液耦合动力学模型的振动响应仿真结果与实验结果整体吻合较好，峰值频率均为工作频率（770 Hz）的倍频成分，验证了模型的准确性。该模型充分考虑了柱塞泵各部件相对运动所产生的振动及各轴承对外部壳体的激振力作用，较已有研究更为全面地反映了壳体的实际受载情况。
（2）振动特性方面，柱塞泵壳体在X、Y、Z三个方向上的振动响应基波均为770 Hz（柱塞泵工作频率），最大振动响应幅值出现在六次谐波（4620 Hz）处。振动通过4条主要传递路径向外传递，对应4个内部激振力作用于壳体、分油盖和安装座。
（3）噪声特性方面，柱塞泵振动辐射噪声在各场点的最高峰值频率均为770 Hz，最大声压值出现在场点2的770 Hz频率处，约为101.02 dB。声学传递向量的最大值主要集中在柱塞泵中部壳体区域，表明中部壳体是该泵辐射噪声的主要贡献区域。
（4）降噪区域识别方面，通过板面声学贡献量分析，明确将面板3、6、8、9作为柱塞泵降噪的目标板面，将770 Hz作为降噪的目标频率。该分析方法能够准确识别柱塞泵壳体的降噪区域，为柱塞泵减振降噪提供了有效的理论指导。
（5）模型局限性与改进方向，本研究对固体与液体之间的耦合作用进行了一定的简化，两者之间的耦合仅通过柱塞底部所受液压力的变化来体现；此外，尚未考虑外部激励和环境激励对柱塞泵振动响应的影响。未来可进一步引入双向流固耦合方法，考虑外部振动环境的影响，提高模型在宽频范围内的预测精度。
本研究采用的“刚-柔-液耦合动力学建模→振动响应实验验证→声振耦合模型建立→声学传递向量分析→板面声学贡献量识别”技术路线，形成了一套完整的柱塞泵壳体降噪区域精确识别方法体系。该方法克服了传统优化设计依赖工程经验、无法量化分析壳体对外部场点噪声贡献的局限，可为航空柱塞泵壳体的加强筋布局、局部加厚、阻尼处理等降噪优化设计提供明确的靶向区域指导，具有重要的理论意义和工程应用价值。
