机械毕业设计11363CY14-1B轴向柱塞泵改进设计

第1章前言

第1.1节课题提出的背景和意义

1.1.1、课题的研究背景

当今国内的工业社会，尚处于发展阶段，所以中、重型工业占主导地位。而液压传动因其自身独特的特点被大量应用于各中、重型业中。液压泵作为液压传动的一个主要动力结构，自然对其的需求量很大。CY14-1B型轴向柱塞泵是目前国内使用较多的一类液压泵。因其市场广阔，所以对其有开发研究有着不错的前景。

1.1.2、课题的来源，目的和意义

邵阳维克液压有限责任公司以液压泵、液压阀、及液压系统为公司生产项目。液压泵——CY型轴向柱塞泵的生产量，在全国处于领先地位。所以，再加上该公司有一二十年的经营生产经验，给本次设计提供了很好的实际生产经验基础。本次改进的设计有相当一部分来源于邵阳维克液压有限责任公司，为设计缩短了时间，提高了效率，更增加其实效性。

邵阳维克液压有限责任公司液压泵近两年来销售的情况如表1.1所示：

表1.1 2006年1月至4月的泵销售情况统计

续表1.1 2005年全年的泵销售情况统计

由表1.1可以看出，25CY14-1B和63CY14-1B销售形势最好，所以如果在这两种型号上进行技术改进，提高其性能，那么泵的销售量一定会更高一些。本论文研究销售形势最好的63CY14-1B泵的结构和性能，并对其进行改进。

这次改进的目的，是为了配合公司的技术创新，同时也为锻炼自己的设计水平。小平同志说过：“实践是检验一切理论知识正确性的唯一途径。”自己在邵阳维克液压有限责任公司工作了将近半年时间，在学校学了四年的基础及专业知识，学得怎么样，通过这次设计的检验，可以找出自己的优缺点。发扬优点，改正缺点，才能让自己不断的学习、不断的成长，以适应当今迅速发展的社会，而不被淘汰。

质量是企业的第一生命！一个企业要发展，最重要的是公司产品质量能够让用户满意。公司提高产品的生产效率，增加产品的产量，无非是想降低社会必要劳动时间，以达到降低劳动成本，从而降低商品价格的目的。由于各公司之间相互竞争，所以都在不断降低价格，但是，由于人力、物力等多方面因素的影响，不可能无限制的降低价格来提高产品的市场竞争力。当同行的各公司都把价格降为公司最低的时候，质量就成为最有力，也最可行的竞争手段。而质量又可以分为产品质量以及售后服务质量

两种。技术创新，属于提高产品质量一种有效有手段。本次设计，对63CY14-1B型泵的改进，就是从降低噪音，提高性能来着手，以提高公司泵的质量，提高市场竞争力。

第1.2节国内外研究开发水平及发展趋势

机械传动、电气传动、液压传动及气压传动是目前工业中最常用的几种传动方式。而液压传动因其工作压力高、传输功率与执行机构的重量比较大、可以无级变速等特点，现在被广泛地应用于各种工程机械之中。而液压传动中一个很重要的能量转化元件——液压泵，更是应用之广泛。邵阳维克液压有限责任公司是全国最大产量的轴向柱塞泵公司，去年的泵的销售额达七八千万，并不断的提高，今年预计销售额达到近一亿。可见现在工业市场对于泵的需求量是相当大的。但是，每年返回三包的泵的数量也不少，公司泵的在三包服务在一年以内。而国外的进口泵（主要以美国和德国为主），一般三包时间都在三四年以内，有的甚至更长。这也就是，为什么进口泵能够在价格上高于国内价格的几倍，甚至十倍的原因所在。另外在外型上来讲，进口泵更加美观、更加轻巧便利。因此，在国内，对于泵的改进是必需的，而且还有相当长的路要走。

同行业中，北京华德液压由于引进了德国进口低噪音和高性能泵技术，在泵的生产及销售中跑到了前面，他们生产的泵虽然价格昂贵，但是以低噪音、高性能以及外表美观而著称[1]。

在国外，美国PVB轻型高性能泵与西德的CY系列低噪音及高性能泵，处在世界领先地位，我们国内的很多液压厂家，都各自的引进了相关的技术，发展生产。但由于技术力量的薄弱，在质量与外观上，缺乏竞争力。据了解，现在国内有很多私营企业，宁愿花高价从国外购置高价的进口泵，也不愿意尝试国内的“本土泵”。

所以，国内泵的发展趋势就是低噪、轻型及高性能。谁能更快更早的掌握这种技术，谁就能在同行业中拥有最强的竞争力，最广的市场，最高的利润。

第1.3节课题研究目标

本次设计为了降低63CY14-1B型泵的噪音、减少原材料以及提高各方面的性能，以CY泵中的三个摩擦副特别是配油盘上的鼠尾为突破口，基础理论问题为背景开展研究。为63CY14-1B型泵的进一步开发建立起坚实的理论基础。

1.3.1、主要研究内容

(1)泵的基本工作原理分析

(2)CY型泵的工作原理分析

(3)噪音来源的分析

(4)改进后的泵实验分析

1.3.2 、主要研究成果

(1)通过基本原理分析，绘制出原理图，详细形象的讲述了泵是如何工作的。其原理适合所有泵。

(2)通过对CY型泵的工作原理分析,结合原理图,对照普通的原理，更详尽的说明了它的具有的个性特点，为后面讲解如何降噪等举措做了准备。

(3)经过对噪音来源的分析,找出了影响泵噪音的两类因素。然后针对各类因素，进行改进设计，使得设计有一定的条理性，不至于让人感到混乱不清。

(4)对所有的改进而进行的实验, 验证以上理论以及结构的改进是科学和合理的。而且还具有很强的可操作性(因为可以直接拿来用于实际工作生产)。

第2章液压泵的原理与计算

第2.1节液压泵的原理与分类

2.1.1、液压泵的传动和工作原理

液压传动原理：液压传动技术的发展与流体力学的理论研究有着密切的关系，液压传动技术的工作原理就是流体力学中的一个原理，称为巴斯噶原理。巴斯噶原理。内容如下：

(1)作用在密封容器中的静止液体的一部分上的压力，以相等的压力传递到液体的所有部分

(2)压力总是垂直作用于液体内的任意表面的

(3)液体中各点的压力在所有的方向上都相反

液压泵是液压系统的主要元件，同时也是液压传动一个不可缺少的能量转换装置。液压泵是将原动机的机械能转换成工作液体的压力能，在液压系统中，液压泵作为动力源提供液压传动所需的流量和压力。它的工作原理是：靠密封的工作容积发生变化而进行工作，属于容积式泵。液压泵的工作原理如图2.1所示：

1-缸体2-偏心轮3-柱塞

4-弹簧5-吸油阀6-排油阀

A-偏心轮下死点B偏心轮上死点

图2.1 液压泵的工作原理图

该泵体由缸体1、偏心轮2、柱塞3、弹簧4、吸油阀5和排油阀6等组成。缸体1固定不动；柱塞3和柱塞孔之间有良好的密封，而且可以在柱塞孔中作茧自缚轴向运动；弹簧4总是使柱塞顶在偏心轮2上。吸油阀5的右端（即液压泵的进口）与油箱相通，左端与缸体内的柱塞孔相通，左端（即液压泵的出口）与液压系统相连。当柱塞处偏心轮的下死点A时，柱塞底部的密封容积最小；当偏心轮按图示方向（顺时针）旋转时，柱塞不断外伸，密封容积不断扩大，形成真空，油箱中的油在大气压的作用下，推开吸油阀内的钢球而进入密封容积，这就是泵的吸油过程，此时排油阀内的钢球在弹簧的作用下，将出口关闭；当偏心轮转至上死点B点时，柱塞但出缸体最长，柱塞底部的容积最大，吸油过程结束。偏心轮继续旋转，柱塞不断压缩，密封容积不断缩小，其内的油液受压，吸油阀关闭，并打开排油阀，将油液排到液压泵出口，输入液压系统；当偏心轮转至下死点A与柱塞接触时，柱塞底部密封容积最小，排油过程结束。偏心轮不断的旋转，就能让液压泵不断进行吸油与排油的动作，从而为液压系统提供所需的流量与压力[2]。

通过上述的工作过程的分析,可以得出所有液压泵工作的必要条件：

(1)吸油腔与压油腔要互相分隔开，并且有良好的密封性。当柱塞上移时，排油阀6以右为吸油腔，以左为压油腔，两腔由排油阀隔开；当柱塞下移时，吸油阀5以左为压油腔，以右为吸油腔，两腔由吸油阀5隔开。

(2)由吸油阀容积扩大吸入液体；靠压油腔容积缩小排出（相同体积的）液体。即靠“容积变化”进行工作。

(3)吸油腔容积扩大到极限位置后，先要与吸油腔切断，然后再转移到压油腔中来；压油腔容积缩小到极限位置后，先要与压油腔切断，然后再转移到吸油腔中来。

2.1.2、液压泵的分类

按液压泵中主要运动构件的形状和运动方式来分，有齿轮泵、螺杆泵、叶片泵、轴向柱塞泵、径向柱塞泵等类型。本论文主要研究讨论63CY14-1B型轴向柱塞泵。

第2.2节液压泵的性能参数

2.2.1、压力p（单位Pa）

(1)吸入压力：泵进口的压力。

(2)额定压力：在正常工作条件下，按试验标准连续运转的最高压力。

(3)最高允许压力：按试验标准规定，超过额定压力允许短暂运行的最高压力。

(4)工作压力：泵实际工作的压力。在实际工作中，泵的压力是随负载而定的。

2.2.2、排量和流量

(1)排量V：泵每转一弧度，由几何尺寸计算而得到的排出液体的体积，称为泵的排量（m3/rad 或ml/rad）

(2)泵的理论流量q t：在不考虑泄漏的情况下，泵在单位时间内排出的液体体积，称为泵的理论流量。设泵的角速度为ω(rad/s)[转速为n(r/min)],则

q t =ωV (m3/s) (2.1a) 或q t= 2πnV/60 (m3/s) (2.1b) (3)泵的瞬时流量q sh：每一瞬时的流量，称为泵的瞬时流量(m3/s)。一般指泵的瞬时理论流量。

(4)实际流量q：泵工作时实际排出流量，称为泵的实际流量。它等于泵的理论流量q t减去泄漏、压缩等损失的流量△q(m3/s)，即

q = q t - △q (m3/s) (2.2) 通常称为容积损失，它与工作油的粘度、泵的密封性及工作压力等因素有关，如图2.2所示[3~4]。

(5)额定流量q n：泵在额定压力和额定转速下输出的实际流量，称为泵的额定流量（m3/s）。

2.2.3、功率和效率

(1)理论输入功率P rt：用理论流量q t(m3/s)与泵的进出口压差△p（N/ m3）乘积来表示，即

P rt = q t·△p（N·m/s）(2.3)

q

q t

q

△p

p

图2.2 泵的流量q与工作压力p的关系

(2)实际输入功率P r：实际驱动泵轴所需的机械功率，称为泵的实际输入功率。设实际输入转矩为T（N·m），输入角速度为ω（1/s）[转速为n（r/min）]，则

P r = ωT（N·m/s）（2.4a）或P r = 2πn T/60 （N·m/s）（2.4b）(3)理论输出功率P t：用理论流量q t与泵的进出口压力差△p的乘积来表示，即

P t = q t·△p（N·m/s）（2.5）(4)实际输出功率P：用实际流量q与泵的进出口压力差的乘积来表示，即

P = q·△p（N·m/s）（2.6）(5)容积效率ηv：泵经过容积损失（△q）后的实际输出功率与理论功率之比，称为容积效率，即

ηv= P / P t = q·△p / q t·△p = q / q t= 1 - △q / q t （2.7a）或q = q tηv （2.7b）(6)机械效率η

：泵的理论输出功率与实输出功率之比,称为泵的机械效率,即

m

ηm= P t / P r = q t·△p / P r （2.8）ηm与相对运动零件间和零体与流体间的摩擦损失有关。

(7)总机械效率η：泵的实际输出功率与实际输入功率之比，称为总机械效率，即

η= P/ P r = q·△p / P r = q tηv·△p / P r = q t（ηv·△p / P r）

= ηv·ηm （2.9）由上式可知，泵的总效率等于其容积效率和机械效率的乘积。

泵的容积效率ηv、机械效率ηm、总效率η、理论流量q t、实际流量q和实际输入功率P r与工作压力p的关系曲线如图2.3所示。这种性能曲线是对应一定品种的工作液体、某一转速和某一温度下作出的。由图可知，容积效率ηv（实际流量q）随压力增高而减小；机械效率ηm开始时迅速上升，而后变缓；总效率η始于零，且有一个最大值[5]。

第2.3节轴向柱塞泵名称的由来与特点

2.3.1、名称的由来

轴向柱塞泵名称的由来：因柱塞与缸体轴线平行或接近平行而得名[6]。

2.3.2、特点

对于CY14-1B型轴向柱塞泵来说，它的工作原理与本章开头所讲类似，但由于

其结构的特殊性，其工作原理也有其特性。CY14-1B 型轴向柱塞泵是采用配油盘配 油，缸体旋转（与以上缸体不动相反）的轴向柱塞泵。由于滑靴与变量头之间，配油盘与缸体之间采用了液压静力平衡结构，因而与其它类型的泵相比较，它具有结构简单、体积小、效率高、寿命长、重量轻，自吸能力强等优点。此类型的泵，更换马达配油盘后，还可以作液压马达使用。

q t

q

Pr

p

Pr η,ηv ( q )

η

η

m

ηv (q )

图2.3 泵的性能曲线

下面就CY14-1B 型轴向柱塞泵工作原理与以上所讲的液压泵对照说明一下。 如图2.4所示，CY14-1B 型轴向柱塞泵同样也有缸体、柱塞、吸油口、排油口，另外还有传动轴、配油盘、变量头、滑靴等结构。

此泵，缸体不是固定不动的，而是在电机带动传动轴转动，传动轴再通过花键与缸体配合，带动缸体旋转因为滑靴紧贴着变量头，所以柱塞不被拉伸和压缩，柱塞底部的密封容积就能不断变化，由于大气压力的作用使得吸油口（通过一条吸油管与油箱相连）从油箱吸油和把吸入的液压油排出泵体送入液压系统[7]

。

对比一下以上泵的工作原理， CY14-1B 型轴向柱塞泵的优点比较实出, 在国内有很广阔的市场。

图2.4 CY14-1B 型轴向柱塞泵工作原理简图 2.3.3、型号

CY14-1B 型轴向柱塞泵有以下几种型号： YCY14-1B （压力补偿型）、MCY14-1B （定量型）、PCY14-1B （恒压型）、MYCY14-1B （定级压力补偿型）、CCY14-1B （伺服变量型）、DCY14-1B （电动型）、SCY14-1B （手动变量型）等类型。邵阳维克液压厂主要是以YCY 、SCY 、MCY 、PCY 为主。而每种型号的泵，还有排量之分。从2.5ml/r~250ml/r 不等。而邵阳维克液压所有的类型有，2.5ml/r 、10ml/r 、13ml/r 、25ml/r 、32ml/r 、40ml/r 、63ml/r 、80ml/r 、160ml/r 、250ml/r 。

现将泵的型号及一些数据如表2.1所示:

排油口

表2.1 泵的型号及其数据参数[8]

第3章泵的噪音来源与改进

第3.1节噪音来源分类

机器噪声来源有四个方面：传动噪声(如齿轮、链轮等)；液压噪声(如液压泵、液压缸等)；电磁噪声(如电磁溢流阀、电磁换向阀等)；空气噪声。

CY14-1B型泵的噪音属于液压噪声，其来源又分为两类：

(1)人工装配与使用不当造成的噪音

(2)条件所造成的噪音（这是此次改进方案要研讨的问题）

3.1.1、人为噪音

首先，我们先来介绍一下第一类型的噪音主要有哪些原因，只有熟悉这些，并把有些建议写进产品使用说明书里，才能降低泵的返修率，为公司节约不少的维修费用，同时也能在泵本身条件之外，提高泵的使用寿命和降低泵工作时的噪音。

(1)装泵的时候，泵内不干净，有油渣和铁屑等杂质。

(2)传动轴与缸体配合的间隙过大，跳动比较大

(3)放配油盘的时候，没有放平，使缸体与配油盘贴合不好

(4)使用的液压油粘度太高，油温低于所允许的工作温度范围

(5)没有降温设备，使得油温高出正常工作温度许多

(6)连接吸油口与油箱的吸油管过长或是漏气

(7)油箱内的液面太低，吸油管有空气进入

(8)在盖上变量体壳之前没有往泵体内注入引油

(9)装配泵完毕后，没有把螺钉拧紧

(10)在安装进出油管的时候，漏装密封圈或是没有拧紧有空气进入

(11)在泵还没有正常动作之前，一开始就把压力打到额定压力

3.1.2、非人为噪音

接下来，我们再来说说泵自身的哪些结构对噪音有影响。CY14-1B型泵结构中包含三个摩擦副：①缸体与配油盘的摩擦（主要摩擦）②变量头与滑靴的摩擦（次主要摩擦）③柱塞与柱塞孔的摩擦（次要摩擦）。三个摩擦副都会产生噪声，为非人为噪声的主要来源。

第3.2节摩擦副的影响因素

3.2.1、缸体与配油盘的摩擦

缸体与配油盘的摩擦是三个摩擦副中最主要的摩擦副，也是导致泵出现故障的主要原因。

缸体的结构如图3.1所示，轴向有七个均布的柱塞孔，孔底的进出油口为腰形孔，其宽度与配油盘上的吸排油腰形窗口对应。腰形孔的通流面积比柱塞孔小，因此当柱塞压油时，油液压力对缸体产生一个轴向推力，加上定心弹簧的预压紧力，构成缸体对配油盘的压紧力F

1

。

图3.1 缸体

配油盘结构如图3.2所示，其排油窗口及其内外密封带上的液压力是企图推开缸

体的反推力F

2，F

2

的大小与R

1

、R

2

、R

3

、R

4

和R

5

的大小有关。合理设计配油盘的尺寸，

可以使压力稍大于反推力，从而使缸体压紧在配油盘上，保证其密封性，又不过分磨损，通常取压紧系数m= F1 /F2=1.02~1.08[9]。其中鼠尾的长度与定位销孔的位置与噪音有着很大的关系，此次设计的改进，主要是从改变鼠尾的长度和配油盘上进出油口的宽度来实现的。具体实验方法见第3.3节。

3.2.2、变量头与滑靴的摩擦

变量头与滑靴的摩擦是三个摩擦副中次主要摩擦。

如图3.3所示，当柱塞底部受高压油作用时，液压力P通过柱塞将滑靴紧压在斜

图3.2 配油盘

盘上，若此压力P 太大，就会使滑靴与斜盘的摩擦增大，造成滑靴的磨损严重，甚至烧坏而不能正常工作。为了减小滑靴与斜盘之间的接触应力，根据静压力平衡的理论，采用剩余压紧力的方法。即将柱塞底部的压力油引至滑靴底面的油室a ，使油室a 及其周围的环形密封带上压力升高，产生一个垂直于滑靴端面的液压反推力F f 。F f 的大小与滑靴的端面尺寸R 和r 有关，方向与柱塞对滑靴的压紧力Fn 1相反，通常取压紧系数m= Fn 1/Ff=1.05~1.10。这样，既可以保证滑靴不脱离斜盘，又不至于压得太紧而加速磨损。

3.2.3、柱塞与柱塞孔的摩擦

柱塞与柱塞孔的摩擦是三个摩擦副中的次要摩擦。

如图3.3所示，斜盘对柱塞的反作用力F n 可以分解为轴向力F r =F n cosa 和侧向力

F t =F n sina 。轴向力F r 与柱塞底部的液压力平衡，侧向力F t 通过柱塞传给缸体，它可以使缸体倾斜，造成缸体和配油盘之间了现楔形间隙，使泄漏增大，而且使密封表面产生局部接触，导致缸体与配油之间的表面烧伤。同时也导致柱塞与缸体之间的摩擦。为了减小侧向力，斜盘的倾角一般不大于20度[10~11]

。

3.2.4、零件材料的选择

为使三对摩擦副能正常工作，还要选择合理零件材料。一般摩擦副的材料要软硬配对，如柱塞选18CrMnTiA 、20Cr 、40Cr ，配油盘选Cr12MoV 、GCr15等，斜盘选GCr15，均要进行热处理；缸体、滑靴一般用ZQSn10-1、ZQAlFe9-4或球墨铸铁等。 3.2.5、摩擦引起噪声的原因

(1)缸体与配油盘的摩擦引起噪声的原因：

图3.3 柱塞滑靴与斜盘

液压油通过吸油口进来，再经过配油盘上的腰形孔，接着再经过缸体底部的腰形孔到缸体柱塞孔，最后到滑靴与变量头之间。这过程中，配油盘起分配液压油和逆止阀的作用(即阻止吸油腔与压油腔相通)。噪声主要来源是高压油从柱塞孔出来经缸体腰形孔到配油盘的冲击造成的。

(2)变量头与滑靴的摩擦引起噪声的原因:

由于液压油的作用力使滑靴紧压在变量头上，缸体的旋转带动柱塞及滑靴旋转，从而形成一个摩擦，因表面度和压紧有不同，产生的噪声的大小不同。

(3)柱塞与柱塞孔的摩擦引起的噪声的原因:

柱塞与柱塞孔于一个孔轴配合，它们的噪声与两者间隙有关，如果中间有细小的杂质都会对噪声影响很大，还有可能把柱塞孔“拉伤”。

3.2.6、怎样减小摩擦来降低噪声

在3.2.5中，我们提到了泵的噪声是由于三个摩擦的副的摩擦引起的，那么，我们如何减小摩擦来降低噪声呢？

根据作者在工厂里的工作的体会，认为可以从以下几个方面来做：

(1)提高摩擦副间的平面度，使摩擦副间的摩擦均匀

(2)增开贮油小装置，使用润滑油，使摩擦副之间的摩擦由干摩擦变为流体摩擦[12]

(3)减小摩擦副间的压紧力，采用静压力平衡原理

(4)采用一些缓冲液压油冲击的装置，合理设计尺寸，消除困油现象[13]

本次设计正基于以上几种方法来设计改进的。其中第(4)点，是这次改进的主要方向。

第3.3节噪声改进方法

为了降低液压系统中的噪声，常从以下几个方面采取措施：不采用跳动大、噪声大的电机；泵的进出油口采用高压软管代替焊接钢管；尽可能简化管路等方法。本文针对63CY14-1B泵采用以下的措施：

3.3.1、泵的降噪措施

在节省原材料方面有以下几个地方：

(1)改变一些可以缩小的尺寸(如表4.1所示)

(2)用一些小结构取代一些部件(如用鼠尾的尖部增开了一个通孔取代了配油盘

表面的贮油槽和盲孔)

在结构的工艺方面作了以下的改进：

(1)增长配油盘上的鼠尾长度

(2)简化配油盘的表面(因为实验发现，以前的表面上的盲孔与贮油槽降噪不明

显)

(3)在鼠尾的尖部增开了一个通孔(起泄油消音的作用)

(4)在配油盘加宽吸油腰形孔，缩小压油腰形孔

(5)配油盘上的压油腰形孔加了加强筋

3.3.2、改进噪声的试验

63CY14-1B降噪配油盘降噪试验报告

附《试验过程记录表》

注：这次实验中提到的降噪配油盘即为改进后的配油盘。

(1)试验目的：

为了满足市场的需要，降低63CY14-1B泵的噪音，考核降噪配油盘的降噪效果，是否满足性能的要求。

(2)试验内容：

①性能试验：包括排量验证试验，容积效率试验、噪音试验。

②噪音对比试验：与普通配油盘作噪音对比。

(3)试验条件

液压油：L-HM46抗磨液压油转速：1500r/min

油温：50。C 额定压力：31.5Mpa

(4)泵的基本参数

表3.1 泵的基本参数

(5)试验方法

本次试验了4组缸体、普通配油盘5件、必噪配油盘5件。缸体编号为0~3#，普通配油盘、降噪配油盘各编号为1~5#。

①首先，抽试一台合格的25YCY14-1B的泵，测试其容积效率和噪音，然后换降噪配油盘进行对比试验,共试验3块配油盘(编号为降噪配油盘1#、降噪配油盘2#、降噪配油盘3#);验证降噪配油盘的降噪效果和容积效率性能。

②同时考虑到现场63CY泵双金属缸体一次试车合格率不高的问题，将试车不合格缸体(共3件，编号为2#、3#、0#)重新靠磨后，各自与3件普通配油盘和3件降噪配油盘分别进行对比试验(具体试验方法见《试验过程记录表》)，验证双金属缸体与配油盘的匹配性，进一步验收报告验证了降噪配油盘的降噪效果和与缸体的匹配性能。(6)试验总结

由于本次试验采用不同的缸体和不同的配油盘分别匹配进行试验，试验目的有：降噪配油盘的降噪效果和容积效率，在同一台泵中采用不同的配油盘进行对比试验，现将各种方案分别予以说明。

①同台泵性能对比及噪音对比试验

该实验主要考核降噪配油盘的降噪效果与容积效率，在同一台泵中采用不同的配油盘进行对比试验，现将试验数据分别列表如下

(a)普通63CY泵与降噪63CY泵(同一缸1#)容积效率对比

由表3.2可以看出,降噪配油盘的排量分别为:69.2、69.27、69.2，符合技术要求；降噪配油盘的容积效率分别为94.4%、94.32%、94.4%，符合技术要求（>93%），且比普通配油盘的容积效率高1.3个百分点。

(b)普通63CY泵与降噪63CY泵(同一缸体1#)

由表3.3可知，在同一台泵中，降噪配油盘比普通配油盘可降低噪音1~2分贝。

表3.2 同一台泵普通配油盘与降噪配油盘容积效率对比表(油温：50。

表3.3同一台泵普通配油盘与降噪音盘噪音对比表(油温：50。

(测试条件:全排量、油温t=50。C、转速n=1500r/min)

②不同缸体、不同配油盘相互匹配时的性能对比及噪音对比试验

由于普通63泵在装配车间进行出厂试验时，有部分缸体试车时容积效率达不到要求，故将试车不合格缸体重新靠磨后，再进行试验，同时进一步验证降噪配油盘的性能与降噪效果；0#、2#、3#缸体属于试车不合格缸体，1#缸体试车合格缸体，1#缸体在降噪配油盘试验中已试验，于是将0#、1#、2#缸体分别与普通配油盘和降噪配油盘各3块匹配进行试验。容积效率试验数据和噪音试验数据分别例表如表3.4和表3.5 所示：

(a)容积效率对比

表3.4不同缸体、不同配油盘相互匹配容积效率对比表(油温：50。

由表3.4可以看出，0#缸体、2#缸体重新加工后与普通配油盘匹配时容积效率不合格(容积效率分别为：91.64%~92.68%和90.5%~90.8%)，但换上降噪配油盘后，容积效率符合技术要求(容积效率分别为：92.6%~94.03%和92.8%~93.5%)；3#缸体重新加工后与普通配油盘匹配时容积效率合格(容积效率为：92.9%~93.8%)，与降噪配油盘匹配时容积效率总能比与普通劳动者配油盘匹配时的容积效率高2个百分点左右，同时可以肯定，缸体的靠磨、平磨是否合格直接影响泵的容积效率。

(b)噪音对比

噪音测试是在全排量、1500rpm、油温50。C条件下，在0Mpa、10Mpa、15Mpa、20Mpa、31.5Mpa压力下分别测量泵的正前方、时油侧与出油侧(与泵相距1米)三处的噪音，现仅就泵的正前方在0Mpa和31.5Mpa测量的噪音数据列表进行对比：由表3.5可以看出，同一缸体与降噪配油盘匹配时，总比普通配油盘匹配时噪音低2~3.3分贝，平均降低2.5分贝以上。值得注意的是：不管该缸体与普通配油盘匹配时容积效率和噪音性能是好还是稍微较差一点，当与降噪配油盘匹配时，其噪音总保持比较好的效果。通过《试验过程记录表》可以了解到，除1#缸体外(1#缸体为试车合格的缸体)，其余缸体（都是装配试车不合格缸体，再重新靠磨、平磨）与普通配油盘匹配时，声音不柔和、刺耳！当压力升到25~31.5Mpa，特别是升到31.5Mpa