Page 268 - 《振动工程学报》2026年第5期

1472 振 动 工 程 学 报 第 39 卷

通过建立轴向柱塞泵的集中参数模型来求解激振
力，建立动力学模型和有限元模型来分析轴向柱塞
泵的振动情况，利用声学边界元模型精确识别泵的
降噪区域；文献 [7-9] 建立集中参数模型分析外啮合
齿轮泵的压力特性，并将内部噪声源分为四种类型
的有效载荷函数进行激振力优化，从而降低振动噪
声；RUNDO 等 [10] 运用集中参数法研究了渐开线内
啮合齿轮泵的压力特性并对激振力进行了分析；HAN
等 [11] 提出一种从稳态动态响应到声辐射计算的齿轮 1 2 3 4 5 6 7

箱噪声预测计算方法，分析了齿轮啮合激励对振动 注：1-后 泵 体 ； 2-外 齿 轮 ； 3-泵 体 ； 4-内 齿 圈 ； 5-前 泵 体 ； 6-前 泵 盖 ；
和噪声的影响；王志伟等 [12] 分析了激励谱型、振动等 7-齿轮轴。
级等因素对托盘堆码包装单元振动特性的影响；王 图 1 直线共轭内啮合齿轮泵三维结构图
晋鹏等 [13] 运用有限元法/边界元法分析了齿轮箱的 Fig. 1 3D structure diagram of linear conjugated internal
振动噪声，并对平板贡献量和模态贡献量进行分析， meshing gear pump

确定了加强筋放置区域，减少了齿轮箱壳体辐射声
表 1 直线共轭内啮合齿轮泵主要参数
压级； 陈哲吾等 [14] 通过分析传动系统的模态贡献
Tab. 1 Main parameters of linear conjugated internal meshing
量，确定了降噪区域，然后通过布置加强筋方案来降
gear pump
低振动噪声；王小东等 [15] 运用了声学黑洞原理对双
参数 数值
加强筋板-筋的振动噪声特性进行了研究；黄长胜等 [16]
齿轮模数/mm 10/3
在柱塞泵变量回路里增加阻尼孔元件，使振动频谱 直线外齿轮齿数 13
幅值大幅降低； 谈明高等 [17] 通过有限元/边界元声振 共轭内齿圈齿数 17
耦合计算方法分析了叶片数对叶片泵振动噪声的影 直线齿廓齿形半角/(°) 28.18
响，确定了最佳叶片数；马浩群等 [18] 研究了齿轮箱中 节圆齿厚系数 0.33
齿顶高系数 0.59
行星齿轮的不均匀载荷会对齿轮箱振动有较大的影
齿根高系数 0.73
响； 强 彦 等 [19] 基 于 计 算 流 体 力 学 （ CFD） 和 Lighthill
齿顶间隙系数 0.04
声类比理论建立了外啮合齿轮泵的流体噪声模型，
齿宽/mm 22
得出了基频和倍频是泵产生噪声的主要频率的结论。

综上可知，国内外学者对柱塞泵的振动和噪声
1.1 控制方程
理论特性进行了广泛的研究。然而，关于齿轮泵振
动和噪声问题的分析主要集中于激振源的控制，这 集中参数法的核心在于将直线共轭内啮合齿轮
虽然能在一定程度上减少振动和噪声，但并不能从 泵内的流体域划分为若干个有限的体积单元，每个
根本上解决问题，因为激振源并不等同于齿轮泵的 体积单元的油液特征如油液压力、油液温度等均认
实际噪声源。因此，需要对齿轮泵的振动噪声产生 为是一致的，通过运用相邻控制体积间的流量和质
机制及其传递路径进行研究。这有助于精确识别出 量守恒原理，利用压力累积方程描述每个控制体积
齿轮泵壳体中声学辐射较为集中的区域，从而更有 内压力 p i 随时间的变化情况 [20] ：
效地解决振动和噪声问题。因此，本文建立集中参 ( ∑ ∑ )
dp i 1 dp i dV i
= Q in,i − Q out,i −ρ i ；
数/结构有限元/声学边界元模型识别出直线共轭内 dt V i dρ dt
啮合齿轮泵振动噪声较大的区域，为后续优化齿轮 i = 0,···,n+1 （1）
泵结构提供了依据。 式中，p i 为控制体积瞬时压力 (Pa)； ρ为控制体积内部

液压油密度 (kg/m )；ρ i 为控制体积瞬时液压油密度
3
3
1 齿 轮 泵 集 中 参 数 模 型 (kg/m )；V i 为控制体积瞬态体积 (m )； ∑ Q in,i 为流入控
3
制体积流量总和 (L/min)； ∑ Q out,i 为流出控制体积流
图 1 为直线共轭内啮合齿轮泵三维结构图。泵 量总和 (L/min)；n 为外齿轮腔数个数。
的核心组件包括后泵体、外齿轮、泵体、内齿圈、前 齿轮泵油液交换特性方程为：
3
泵体、前泵盖和齿轮轴。其齿轮副的主要参数如表 1 b s h ∆p i u s
s
Q side = − b s h s （2）
所示。 12ηL s 2