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可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的建模与仿真

2017-11-10 50页 doc 92KB 14阅读

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可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的建模与仿真可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的建模与仿真 可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的 建模与仿真 兰州理工大学 硕士学位论文 可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的建模与仿 真 姓名:王峥嵘 申请学位级别:硕士 专业:机械电子工程 指导教师:那成烈 20040601 ,M?_工^ m?掌,*i 擅姜 摘要 VQ系列叶』 泵是广泛应用丁大型载重汽车上的高瓜子姆叶片泵,其最高转速可 达2200r,rain,最高工作压力可达21MPa,为了提高泵的寿命和性能,在进行配流 设...
可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的建模与仿真
可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的建模与仿真 可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的 建模与仿真 兰州理工大学 硕士学位论文 可压缩流体工作介质双作用叶片泵配流及瞬时流量的建模与仿 真 姓名:王峥嵘 申请学位级别:硕士 专业:机械电子工程 指导教师:那成烈 20040601 ,M?_工^ m?掌,*i 擅姜 摘要 VQ系列叶』 泵是广泛应用丁大型载重汽车上的高瓜子姆叶片泵,其最高转速可 达2200r,rain,最高工作压力可达21MPa,为了提高泵的寿命和性能,在进行配流 时必须要考虑到流体的u丁压缩性,应用可压缩流体配流理论。 本课题是根掘VQ35型子母叶片泵的结构和参数进行研究的,研究结果同样适用 于其他类型的;叶片泵。在考虑_,上作介质的可压缩性时(对v035翟泵的配流过程 和瞬时流量及足影响凼素进行仿真和计算,根据结果,对:J九泵配流盘的设计提出 以下建议: 1、坝"、卸雕闭死角的大小按泵工作丁最高压力、最焉转速、钠液的状况最 差叫设训”』_保汁泵在各种工况下单工作腔的有效预升、卸 i,避免油。打的出现,提 高泉的性能。 2、配流时采用变过流截面阻尼和恒过流截面阻尼结合的复合阻尼是提高泉的流 量均匀‘陀、提高泉的供油品质的有效方法。 关键词: 商iii子母叶片泵、预升压、预卸压、瞬时流最、流量爿;均匀系数 ,?jLZ夫掌?士 ?论^ 擅要 ABSTRACT The vanewithinvane of seriesare usedin highpressure typepumpVQ35 widely automobiles(Themast ofwhichCanriseto2200r,minandthe higherpressure velocity can 21MPa(Into the and offluid order get improvepropertylifespan(thecompressibility be inthe mustconsidered processofpump’Sdesign( ale withinvane theconclusions This based seriesvane on study VQ35 pump(And of into the aresuitto vane take account fluid, otherseries pump(When compressibility actionof and andthe thesimulationofthe damping processofpre-??loadingpre??-unloading the factorsofflow andtIletransitflowof and maininfluential grooves silencing pump and andin the are method ripple reducing gained(Thepre??loadingprocess pump on in to the areused order silencinggrooves portplate avoiding ofpressure phenomenon are the factorsflow in ontheconclusions main of Based pulsations,which ripplepump some advisementsofthe are ofthe design pump gained, l、111e and mustbedecidedthecondition degreesofpre-loading by pre-unloading ofthemast and of the Callmakesureofthe velocity pressure,which process higher and the of pre-loadingpre―unloading,Improvingproperty pump( 2、Whenintoaccountthecharacters and ofvariablearea taking silencinggrooves invariablearea that conclusionthe of silencinggrooves,the applicationcomplex is is the oftheflow grooves silencing improvementripplegained( within vane vane words:high pressure type Key pump、pre―loading instantaneousflow、 unevencoefficientofflow pre―unloading、 置JH罩l工夫攀?【士事位?e土 第一章绪论 1(1研究叶片泵可压缩流体配流的意义 叶片泵是液压传动系统中广泛使用的动力元件,与齿轮泵和柱塞泵相比,叶片 泵具有尺寸小,重量轻、噪声低的突出优点,在各类液压泵中,叶片泵输出单位液 压功率所需的重量几乎是最轻的,以往认为叶片泵只能主要用于6(3-7(OMPa以下 的中低压系统,近年来高性能叶片泵的发展大幅度提高了叶片泵的性能,在解决了 寿命、容积效率、噪声这三个叶片泵高压化中所面l临的主要问题后,叶片泵的压力 等级已提高到16(0,17(5MPa,此时为了避免油击和气蚀的产生,在配流 时都采用了 在配流盘上设置预升、卸压闭死区和减振槽的方法,这一方法势必会影响到泵的瞬 时流量,产生较大的流量脉动、降低泵的供油品质,在这种背景下考虑工作介质的 压缩性,对泵进行可压缩流体配流研究具有很重要的理论和实际意义。另外,在八 五计划内对高性能VQ型高压子母叶片泵的国产化的过程中仅仅是做了测绘和仿制 工作,没对其进行流体力学的校核,没从理论上对配流结构进行研究,这影响了对 引进技术的消化,因此,本课题的主要目的就是对VQ型高压子母叶片泵的配流结 构进行理论上的研究从而得出高性能叶片泵配流结构设计理论。 1(2双作用叶片泵的工作原理 叶片泵按结构原理可分为单作用叶片泵和双作用叶片泵,其原理无太大的差 别,以下只对本课题的研究对象双作用叶片泵的原理做简要介绍。 l一转予2一定予扣一峙庸?一t穗囊口 5一掺蠢?口 图1(1双作用叶片泵工作原理图 兰州曩【z大掌曩士掌位静丈 图1(1是双作用叶片泵工作原理图。定子的腰圆形内表面由二段半径为R的大 圆弧,二段半径为r的小圆弧以及四段连接大小圆弧的平滑曲线组成。叶片在转子 的叶片槽内可滑动。转子、叶片、定子都夹在前后两个配流盘中间。当转 子旋转时, 叶片受离心力而紧贴定子内表面,起密封作用,将吸油腔与排油腔隔开。当转子与 叶片从定子内表面的小圆弧区向其大圆弧区移动时,两个封油叶片之间的容积增 大,通过配流盘上的配流窗口 吸油槽 吸油;由大圆弧区移向小圆弧区时,通过 配流盘上的配流窗口 排油槽 排油。转子转一周,叶片在槽内往复两次,完成两 个吸、排油过程,故称双作用式。 双作用叶片泵具有很多优点,如流量均匀、运动平稳、噪声低、结构紧凑、轴 承寿命长、维修方便、价格较便宜等,因此应用十分广泛。另外,从结构上看,它 能实现轴承负载的油压平衡,密封间隙磨损后自动补偿,运行中工作间隙能自动调 整为最佳值。 1(3可压缩流体配流方法的国内外现状 目前配流冲击是高压泵主要的振源,它直接影响泵的性能。利用优化配流结构 来避免配流冲击从而提高配流性能的方法在国内外已经进行了多年研究,但都是利 用试验的方法得出配流盘的最优结构,没有从理论上进行校核,从而在对配流盘进 行设计时缺乏理论依据。 和叶片泵相比,轴向柱塞泵在高压系统中得到了更为广泛的应用,可压缩流体 配流方法的研究也更为成熟,以下做简要介绍: 1、80年代西德Hydromatic公司在推出的A4V型轴向柱塞泵采用了斜置式 油缸和球面配流结构,并采用了手动调节配流位置的措施。斜置式油缸增加了柱塞 行程,但同时对泵流量均匀性略有影响,球面配流对提高泵的性能作用显著,且选 用范围比较广,但其工艺复杂,制造成本很高。 2、日本在V38型低噪声柱塞泵上设置了预升压闭死角?只和预卸压闭死角 ?良。当采用合适的组合时,测出泵的噪声很小。在设计的转速和压力下,其效果 显著,但在工况变化时情况却并不理想。 Laboratory 设计了NEL型泵,这种泵采用伺服机构来调整配流盘的相位角以适应 T况的变化。 同样为了解决变工况调节的问题,美国威克士公司采用了将斜盘旋转一个角 度的方法,此方法虽不是对配流盘进行改进,但实质上仍是改进配流过程。由于斜 盘横向倾角的存在,使得轴向柱塞泵在变量调节的过程中,油缸内油液压缩体积近 似保持不变,基本上消除了液压冲击。 4、兰州理工大学那成烈教授提出的新的配流――采用下错配角为负值的配 流盘,这种配流盘实质上是预释压区通油比例大于l,把原来对称偏转配流盘的预 释压区由柱塞吸油行程起始段移到了排油行程的结束段。这样油缸在下死点的吸油 行程大大减小,机械膨胀量很小,从根本上解决了预释压区的气蚀问题。 2 置期?L工^簟?r士攀t*-丈 随着叶片泵高压化的发展趋势,国外的液压行业也展开了叶片泵的可压缩流体 配流方法的研究,美国威克士公司在VQ系列叶片泵上设置了预升压闭死角AO(和预 卸压闭死角?口,以及复合阻尼,目的是避免配流冲击和改善泵的瞬时流量均匀性, 经实践此方法行之有效,国内尚未见到有关叶片泵可压缩流体配流方法研究的 文章和报道。 1(4本文研究的内容及基本思路和方法 1(研究的主要内容 本课题是根据VQ35型子母叶片泵的结构和参数进行研究的,研究结果同样适 用于其他类型的叶片泵。在考虑了工作介质的可压缩性时。对VQ35型泵的配流过 程和瞬时流量进行仿真和计算,最后得出泵的流量不均匀系数和影响因素,根据结 果,以减小流量不均匀系数、提高泵的供油品质为目的,对叶片泵配流盘的设计提 出建议。 2(基本思路和方法 针对本课题研究的内容,拟从以下几个方面入手: 1、建立单叶片腔的预升、卸压微分方程。 2、对建立的预升、卸压微分方程进行仿真,分析预升、卸压特性。 3、对单叶片腔的排油公式进行理论推导,分析单叶片腔的排油特性。 4、对预升、卸压阻尼的引油流量和泵的瞬时流量进行仿真计算,计算流量不均匀 系数,分析对流量不均匀系数的主要影响因素。 5、从减小流量不均匀系数、提高泵的供油品质方面对叶片泵配流盘的设汁提出建 议。 置州?Lz^拳ql??It论文 第 :章?L工1?―l?i(净―t,方矗La(仿真 第二章单工作腔油液压力的微分方程及仿真分析 当两个装有压力相差悬殊的液体的容器瞬间接通时便要产生冲击,在水力学中 称为水击现象,在液压传动中常称为油压冲击。VQ35型子母叶片泵的最大工作压 差达21MPa,这么大压差的油压冲击会破坏叶片的正常工作状态,不消除油压冲击 泵是无法正常工作的,消除工作腔在配流过程中产生油压冲击的办法便是对工作腔 实行预升压和预卸压,本章对单工作腔的预升压和预卸压过程进行建模,得出其微 分方程。由于预升压和预卸压过程中减振阻尼槽的流体力学方程是,个非线性微分 方程,所以本课题采用MATLAB仿真软件求得预升、卸压微分方程的数值解,然 后对其特性进行分析。 为了研究消除配流时的油压冲击的方法,把叶片泵中两相邻叶片组成的腔室定 义为单工作腔,当两叶片同时工作在圆弧区,工作腔等容空转,只要有一个叶片滑 至过渡曲线上则工作腔的容积便随转子旋转增大或缩小,叶片泵消除配流冲击正是 利用工作腔的封闭压缩和膨胀及阻尼引油过程来实现的。 2(1母、子叶片结构 双作用叶片泵转子上的径向力基本上是平衡的。因此不象高压齿轮泵那样,r 作压力的提高会受到径向轴承负载能力的限制。叶片泵采用浮动配流盘对端面间隙 进行补偿后,泵在高压下也能保持较高的容积效率,叶片泵工作压力提高的主要限 制条件是叶片和定子内表面的磨损。为了解决定子和叶片的磨损,要采取措施减小 在吸油区叶片对定子内表面的压紧力,目前采取的主要结构有:双叶片结构、弹簧 负载叶片结构、母子叶片结构、阶梯叶片结构、带辅助减压阀的结构。这些结构都 致力于利用液压力来减小吸油区叶片和定予的接触应力,因而可减小磨损、延长泵 的寿命。VQ35泵采用的是母、子叶片结构,对具体结构讨论如下。 母、子叶片结构如图2(1所示,在转子叶片槽中装有母叶片和子叶片。母、子 叶片能自由地相对滑动,转子上的压力平衡孔使母叶片的头部和底部液压相通。泵 的排油压力经过配流盘、转子槽通到母子叶片之间的中间压力腔。在排油区, 叶片 仅靠离心力克服惯性力与定子接触,为防止叶片的脱空,住连通中间压力腔与排油 腔的油道上设置适当的节流阻尼,使叶片向心运动时中nU压力腔的压力高于作用在 母叶片头部的压力,保证叶片在排油时与定子紧密接触。在忽略了离心力、惯性力 时,由图2(1可知母叶片作用在定子上的力为: 2一1 F bs P2一只 由此可见,只要适当地选择S和b的大小就能控制母叶片和定子的接触压力, 解决泵高压化中定子和叶片的磨损问题。一般取子叶片的宽度b为母叶片的 宽度B 的1,3,1,4。 4 l州理z^#q女掌t健l 第 l。lZT?砬l??:9者?LA仿(,‘ 定, 转了 图2(1母、子叶片结构原理 2(2 VQ35泵的工作参数 VQ35型子母叶片泵的母叶片采用单面后倾结构,叶片数z 10,叶片在转子上 的叶片槽内沿径向布置。大、小圆弧对应的中心角为‖ 36。,过渡曲线采用等加减 速曲线,对应的中心角为口 544,以小半径圆弧端点为起点的曲线方程为: 当o?铲?昙时, p:r+―2 ―R了-一r 伊2 a:―4―60―2― 。R―-―一r 当竺?舻?d时 p:尺一―2― R―下-一r ,,a-co 2 6t'一 2―3 。掣@一妒 口‘ 40 2 R―r a2一――――――:―――一 or‘ 等加减速曲线是目前使用较广泛的一种曲线,这种曲线的优点是在保证叶片不 “脱空”的条件F,可以允许选用较大的 R,r 值,因而可得到较大的 R《 值、 ?;’HIz大掌?【士拳位论,: 第二― (_L-1-T?矗|‘力?tj尹方?la苗(,‘ 产生较大的排量。这种曲线的缺点是在妒 0、妒 兰和P 口三点处存在着加速度 突变,即“软冲”,而且加速度的变化率为无穷大。等加减速曲线要求叶片在过渡 区前半段的径向速度从零开始线性地增加。在过渡曲线的中点p:坐处,速度达 2 最大值。然后径向速度线性地减小,在过渡区结束时 妒 口 径向速度为零,然后进 入圆弧段。这样就避免了“硬冲”。 等加减速曲线的v、a随转角p鑫勺变化曲线如图2-2: 口 图2(2等加减速曲线的叶片径向速度、加速度 VQ35型子母叶片泵采用了鼓形转子、并且在定予上打了斜孔以形成三面配流 结构来加大吸油区的过流面积,减小流速。其定子内曲线和配流盘相对位置关系如 图2(3,当叶片进入过渡曲线区,则工作腔的体积便缩小,此时使它不和排油窗口 相通而处于机械封闭状态,则工作腔中的低压油便因体积压缩而压力升高,若同时 再通过减振槽向工作腔中引进高压油,在双重作用下工作腔中的油压可按预定规律 上升。当压力升到排油压力时工作腔立即和排油窗口接通,这就是预升压过程,预 6 ljII曩z大目I?r士尊位静,: ,E,?革‘订啦豆?^#方覆A口l 升压过程中工作腔转过的角度?p称为闭死角,由于预升压过程使工作腔油压升剑 排油压力时和排油窗口接通,所以避免了油击。 图2(3 定子内曲线和配流盘相对位置关系图 4,敞 在图2(3中,排油腰槽对应的中心角为44。,吸油腰槽对应的中,0角为48 配流盘上设置的预升压闭死角?妒为10。,预卸压闭死角?伊(为6。,计算中以转子c l 心和叶片中点的连线为基准线来确定过渡曲线的矢径,经计算可知叶片厚度s在大 圆弧上对应的中心角为44,考虑到叶片厚度的影响,配流盘上设置的预升 压闭死角 为12。,预卸压闭死角为8。。 2(3预升压闭死区内工作腔压力微分方程 单工作腔1―2中油液压力的预升压过程示意图如图2(4(在预升压过程中机械 闭死压缩和阻尼引油同时起作用,当由叶片1、2所组成的工作腔1―2随转子旋转 进入预升压闭死区?妒内,叶片2所在的叶片槽底部的圆孔和恒过流截面阻尼槽端 部的导孔相通,工作腔1―2通过导孔和恒过流截面阻尼槽及压力平衡孔从前一排 油工作腔引油,这样恒过流截面阻尼槽和变过流截面阻尼槽并联作用向工作腔l一2 中引进高压油,和机械闭死压缩一起使工作腔中油液预升压。和闭死机械压 缩及恒 过流截面阻尼槽引油过程相比,设置在排油腰槽端部的变过流截面三角槽引油过程 有一角度滞后,滞后角度以?识表示。 7 麓州?lI^掌?l?掌t沧支 蕈 幸簟z'?嗣I目Ljt#方IA仿1( 恒过流截面阻尼槽 图2(4预升压过程示意图 对单工作腔l一2,其吸油完毕后腔内油液初始体积为: 2―4 矿:【量掣一。 R-r, ]口+,+“ K是鼓形转子倒角部分所对应的体积 r2-5、 K 8(332×tan 106 m×10““0 圪是转子中与预升压工作腔相通的容腔中的储油体积: 其中:R为大半径圆弧的半径 S为叶片厚度 l为叶片长度 B、b为母、子叶片的宽度 ,。为转子半径 d。为压力平衡孔的直径 ,,为压力平衡孔的跃度 憎为叶片槽底部分布圆半径 2(3(1 机械闭死压缩体积 VQ35型子母叶片泵的母叶片采用单面后倾结构,所以叶片厚度只影响后腔的 排油特性,子母叶片泵的底腔始终和工作腔相通,母、子叶片所构成的中fnJ压JjN 始终和排油腔相通,故当母叶片随转子旋转在叶片槽中缩进时叶片厚度不影响工作 8 l州?lZ太事|??掌t健?支 ,曙― (簟工T? 砬压力?t譬方?L丑仿(,【 腔的体积变化率,只是因子、母叶片的相对运动所导致的中间压力腔的体积变化率 影响工作腔的体积变化率。 在闭死区?妒内叶片回缩使单工作腔1―2产生的机械压缩的体积量为: ?K 一,f 月2一p2 却+bs R―p 5 RA伊3 占+鲥妒26 AIu2 31 2-7 所以:百dr, 面dr,×塑dt 等妒4一删妒2 Bw+2鲥帅 式 2―7 中积分项是以大圆弧和排油过渡曲线的交点为零点,上面给出的过渡曲 线的方程是以短径端为起始点的,故曲线方程需进行角度变换,即用@一妒 替代妒, 这样过渡曲线的起始点也就在大圆弧和排油过渡曲线的交点处。 2(3(2排油腰槽端部的变过流截面阻尼三角槽引油体积 在配流盘上排油腰槽的端部开设有变过流截面阻尼三角槽,当单工作腔1―2 随转子转动和阻尼相通时,将通过阻尼从排油腔引进高压油,和机械闭死压缩一起 使单工作腔在?妒角度范围内进行预升压。 开设在排油腰槽端部的变过流截面阻尼三角槽结构如图2(5: ,?e 9 t州?l‘^掌I???l位饨’支 Jl lit 单工'?砬JI力?t分方囊LA协,【 子母叶片泵中开设在转子上的压力平衡孔使母叶片的头部和底部液压相通,在 预升压闭死区?口内工作腔通过设置在配流盘上对应于叶片槽根部的分布圃处的恒 过流截面阻尼槽从排油腰槽引油,恒过流截面阻尼槽过流截面积类似于减振孔的过 流截面积,由两部分组成,第一部分为变过流截面的开启段,是叶片槽的底部的圆 弧与圆孔从相切开始到相交,两圆相交的面积不断增大,直至等于恒过流截面阻尼 槽的面积为止,这,过程称为开启阶段,转子转过的角度以妒。表示,如图 2(6所示 j| 、?,, 、 、 ,,, 、、 恒过流截面阻尼槽 ,。 图2(6恒过流截面阻尼槽开启段过流截面图 由文献[1】可得开启阶段的过流面积的表达式为: o兰妒?吼 2-8 4 r3 2[口。一丢sin缸(1+,1,:一圭sin2rz2] :COS[垒:二垒:?!垒?垒:丝!!1 其中:口 2? ,3+‘一础I 1垒二垒?亟?垒 丝!, 。、 COS 2 2‘ ‘+?一础I 式中: 月(一转子中叶片槽底部圆孔分布圆半径 ^一转子中叶片槽底部圆孔半径_ d,,2 _一导孔半径‘ d2,2; 第:部分为恒过流截面阻尼槽的恒过流段,其截面图如图2(7所示。 计算得出当执蔓妒??妒时恒过流截面阻尼槽过流面积为: ^ 5(1169x10―7 m2 10 ,『二― 簟工作砬置力?t, 方?LA霄(,‘ l’H??Z^掌|t?J擎‘啦‘峙支 图2(7恒过流截面三角槽截面图 变过流截面阻尼三角槽和恒过流截面阻尼槽从排油腰槽引入的油液体积为 ?K 缈弘 Ao+A1 警 ;击 2-9 1 ‖ 所以:婴dt 岛 厶+砰,, i 其中:C。为阻尼引油的流量系数 2(3(4预升压压力微分方程的求解 闭死容腔中压力变化卸和体积变化AV之间的关系为 ?口:一KAV( 1 矿 预升压微分方程: dH(d吒 生:。鱼:一K尘-r尘 V dt d? 所以: 2_1。 考叫 耐一‖妒么肛2鲥bfa+2cq Ao+A1 2, i* 其中:印 ,,。一P P。为泵的工作压力 K为油液的体积弹性模量 ,r二, 单工T卜膻压力―‘分方?L丑仿真 兰州lZ太学一?掌t静支 w为泵的转速 配流盘上开设的预升压阻尼和预卸压阻尼工作时间很短,因而阻尼引油是一种 脉冲式射流,由参考文献[1】可知阻尼槽中的流动状态应按紊流对待,故流量系数c。 取O(82。对 2(1?式进行分段编程如附录l。 序进行仿真得预升压闭死区内工作腔的压力变化规律曲线如图2(7,此时使单工作 腔油液的压力预升压到工作压力所需的闭死角为8(5。,当85。?妒兰12。时,预升压 过程结束,f(作腔不再继续升压,而是通过预升压阻尼f匀排油腰槽排油。 骨 苫 n 2 ? 巴 ? 世 。一 R 创 趟 隶 氍 转干转角妒 ’ 图2(8预升压压力变化规律曲线 2(3(5预升压压力梯度的求解 压力变化梯度表示了工作腔中的油液接收和释放压力能的速率,研究压力变化 梯度可得出工作腔中油液的能量交换的可控程度,找出最优的设计方法,使压力变 化梯度极值的绝对值降下来,接近于平均值,使能量交换过程中能量均匀传 递,从 而降低泵的流体噪声和振动,提高泵的性能和寿命。 把由 2(10 求出的P值返代入 2一10 式中可求出预升压闭死区内单丁作腔油液的 12 置州?LZ^?L?【?事t*文 ,F 章’(?Z”?lJi??t,方IA仿l 压力梯度a―p的变化规律曲线 程序如附录2 ,如图2(9 口口 8 罢 邑 等 、 ? 制 难 只 出 出 沫 啜 转子转角咿 6 图2(9预升压压力梯度变化规律曲线 2(3(6体积弹性模量变化时预升压压力及压力梯度的求解 泵的工况随着使用情况和工作要求的变化会不断变化,VQ35型泵是配套于大 型载重汽车的车辆用泵,泵的转速会随着发动机的转速变化、工作压力也会随着系 统的工作压力的变化而变化,另外油液的体积弹性模量也会随着使用时间而变化, 以下将讨论工况的变化对单工作腔油液预升压过程和预升压压力梯度的影响。 当泵的工况和油液的体积弹性模量变化时,单工作腔内油液的压力预升压到杂 的工作压力所需的压缩体积AV也在变化,而阻尼的型式和尺寸己固定,为 了使_]( 作腔中的油液压力有效地预升压,所需的预升压角度必将变化,笔者认为泵的闭死 角设置为12。的目的是为了使配流过程自动适应泵工况和油液的体积弹性模量的变 化,将工作腔的压力有效地预升压到工作压力,不出现欠升压现象,从而避免油击 现象的出现。 ^T, 由公式?P 一K三生可知,当油液老化而使体积弹性模量K减小和工作压力提 ‖ 高而使AP增大时,工作腔油液在预升压过程所需的压缩体积AV增大,所需的预升 压闭死角Acp也增大。 K,对单工作腔油液的预升压过程进行仿真研究,可得出在K取不同值时预升压过 13 茸州?Iz大攀礓?掌t健??文 ,r二―l?L工T?艟JI(力―ljr方―lA仿,‘ 每“苫n 2_s d ?世?cl二幽幽束鼹 转干转角口 6 图2(10预升压压力变化规律曲线 e 罢 邑 导 、 ? 制 窭 只 出 出 来 蹑 转千转角妒 6 图2(1l预升压压力梯度变化规律曲线 由图2(11可看出当油液的体积弹性模量减小时预升压压力梯度的峰值显著增 大,会加大泵的振动和噪声(降低泵的性能和寿命,所以泵在使用中应参照设计中 所用的油液的体积弹性模量来选择油液以使预升压压力梯度的峰值最小从而提高 泵的性能。 14 l州?LZ^掌ql_士孽l位能??支 第二 章 (ql'rT?晨置力―t, 身’捆(A仿J【 2(3(7转速变化时预升压压力及压力梯度的求解 在预升压过程中单工作腔通过阻尼槽从排油腔引入的油液体积为: 2―11 ?,:Qdt:c。Ao 兰望 j础 P 由上式可看出在预升压过程中阻尼槽的引油体积?以和引油时间成正比,当泵 的转速变大时,工作腔转过闭死区的时闯变短,阻尼的引油体积变小,为了使工f ’ 腔中的油液压力有效地预升压到泵的工作压力,机械闭死压缩体积就应增大,则所 需的预升压角?p增大。 转速n,对单工作腔油液的预升压过程进行仿真研究,可得出在预升压过程 中[作 腔油液压力和压力梯度的变化曲线。 舍 苫 n 2 H 巴 * 皂 山 R 剖 垲 束 鹾 图2(12预升压压力变化规律曲线 由图2(13可看出在配流结构固定的情况下,当泵的转速降低时工作腔油液预升 压压力梯度的峰值急剧增大,这也应是泵的工作转速不能太低的一个原因。 况最差即体积弹性模量K 720MPa时对单工作腔油液压力预升压过程进行仿真研 究得实际所需的预升压角为12。,单工作腔油液压力预升压过程曲线如图2(14 15 兰州班z夫拳习【女摹‘位静支 第二― 簟工作砬j;(寿?‘分方摹La仂’l 舍 罢 邑 等 、 ? 剀 器 R 创 出 木 鹾 转干转角妒 6 图2(13预升压压力梯度变化规律曲线 ? 皂 山 R 幽 础 束 氍 转予转角妒 4 图2(14预升压压力变化规律曲线 2(4预卸压闭死区内工作腔压力微分方程 单工作腔排油完毕后,当前一叶片滑至吸油过渡曲线上,工作腔的容积 就会增 大,此时工作腔通过设置在配流盘上对应于叶片槽底腔分布圆处的三角槽和吸油腰 16 ,『二? 簟工作砬置(力tj 毒。曩LA’靠囊( t,HlZ^掌q士舡位健-文 槽相通,在预卸压闭死角?吼内,机械闭死膨胀和三角槽引油一起作用使单工作腔 中的油液压力预卸压。 单jI:作腔排油完毕后预卸压工作腔内油液初始体积为: K是鼓形转子倒角部分所对应的体积 K是转子中与预卸压工作腔相通的容腔中的储油体积: ,’ B一6 【s r一,一。 + 4几一3 2,】+d02,。么 其中:r为小半径圆弧的半径 S为叶片厚度 l为叶片长度 B、b为母、子叶片的宽度 ,为转子半径 df ?J,JIF(Jj平衡孔的直径 为压力平衡孔的长度 ,。 为叶片槽底部分布圆半径 rd 在闭死区?妒(内叶片伸出使单工作腔产生的机械膨胀的体积量为: 2+P2 却一bs 一,+p ?K ,r 一r 等一;耐胪‖6 cz。,, 所以:警 等×鲁 c等妒4+州们肌一z叫。w妒 当单工作腔的油液在预卸压过程中开设在排油腰槽端部的变过流截面三角槽 在定子曲线范围外,不和工作腔相通,所以在预卸压过程中4i起作用,起作用的是 配流盘上开设在对应于工作腔底腔分布圆处的阻尼三角槽,如图2(3。其从预卸压 T作腔引到吸油腔的油液体积为: ?,:?:c。爿: 丝 ;础 P 所以:警 coA: 2钐 ; A,为阻尼三角槽面积,其具体结构如图2(15: 17 l州?【z大掌礓士单位? 支 第二窜 单工T?胜置 力―:分膏囊LA仿(IL e R1 图2(15阻尼三角槽结构图 如图2(15有: s。 j1办眠ad ed(tan岛,ed e?。s亏19(,一R,妒 所以有: 口d 即c。s譬-tanq??妒,bc 2出 z-耐??协拿 所以阻尼三角槽面积为: 爿: s„ 主1“d咖 。‖-tan譬 月???t柚2即tan譬-cos 2譬妒2 嗨工作腔油液压力预卸压微分方程: av,(d, 生:。鱼:一E尘(尘 讲 d缈 V 所以: 2-14 嘉―一K[ 州妒2+A2,,24, 曰一2鲥b妒+2cqA2 2钐 ;寺古 由图2(3可知,配流盘上设置的预卸压闭死角为6。,计算中以转子中-1,711叶片 中点的连线为基准线,考虑到叶片厚度的影响,泵的预卸压闭死角为8。。对 2―14 式进行分段编程如附录3。 行仿真得处在预卸压闭死区内单工作腔油液的压力变化规律曲线,如图2(16 18 l州?LZ大掌?l士掌t*r_丈 奉二章’?L工t卜膻压力r―L分方?L丑仿l 图2(16预卸压压力变化规律曲线 把由 2―14 求出的P值返代入 2(14 式中可求出预卸压闭死区内工作腔的压力梯 度粤的变化规律曲线 程序如附录4 ,如图2(17 d口 p罢d 昏飞、?划举C4 出出屠瞩 转子转角妒 6 图2(17预卸压压力梯度变化规律曲线 l,HjtZ^#|?女簟,*i ,r::― (?工,?― t压(矗?t分奠P薯L置瑚rl ?,对单工作腔油液的预卸压过程进行仿真研究,可得出在置取不同值时预 卸压过 程中压力变化曲线和压力梯度变化曲线。 皂 山 R 剖 筒 嚣 鹾 转子转角妒 6 图2(18预卸压压力变化规律曲线 合 罢 巴 等 , ? 趔 窭 只 幽 制 屠 暇 转千转角妒 6 图2(19预卸压压力梯度变化规律曲线 20 置’H罩L工夫囊l覃士掌位谴-:乞 ,『二― 簟工t?腔压力?tj争者?La仿(I‘ 转速n,对单工作腔油液的预卸压过程进行仿真研究,可得出在预卸压过程中工作 腔油液压力和压力梯度的变化曲线。 电 山 R 剖 硝 蟊 鹾 转子转角妒 ’ 图2(20预卸压压力变化规律曲线 g罢d 昏飞、?心举只出出屠踣 图2(2l预卸压压力梯度变化规律曲线 同预升压过程一样,预卸压角的设置同样可适应泵的工况和油液状况的变化, 21 兰州?lZ^?l?l士事t论文 ,r :章 单工1,lilt上l力t分方1墨A仿(,‘ 差即体积弹性模量K 720MPa时对预卸压过程进行仿真研究得使1二作腔中的油液 完全预卸压所需的角度为7(65。,预卸压曲线如图2(22 骨 苫 lk 巴 世 山 R 制 蒯 霜 氍 转早转角妒 ’ 图2(22预卸压工作腔油液压力变化规律曲线 2(5结论 泵的预升压闭死角设置为12。的目的是为了适应泵工况的变化(自动地将坼工 作腔油液的压力有效地预升压到工作压力,避免油击现象的产生。经计算,当泵工 时,为使单工作腔内油液的压力预升压到21MPa,需要的预升压角度为12。。这也 就是说在12。的范围内,泵在各种工况和油液的性能变化的情况下可使单I(作腔有 效地进行预升压。同理,预卸压闭死角的设置也是以此为指导进行的。所以,此干叶t 加大预升、卸压闭死角的结构可保证预升、卸压腔的可靠预升、卸压,避免油击的 出现,提高泵的性能。另外由预升、卸压压力梯度变化规律曲线可见当泉的转速降 低时工作腔油液预升、卸压压力梯度的峰值急剧增大,会加剧工作腔内油液 的振动 和增大流体噪声,降低泵的性能和寿命,所以这也应是泵的工作转速不能太低的’ 个原因。 ,F三章―t?t―:ta(瘴?P不均窜lIk 置州罩LZ^掌啊女掌位能‘,: 第三章泵的瞬时流量和流量不均匀系数 在第二章中对配流盘的配流特性进行了仿真研究,本章对VQ35型泵的单叶片 腔的排油瞬时流量及泵的瞬时流量进行仿真分析,目的是找出减小流量不均匀系数 提高泵的性能和供油品质的方法。 3(1单叶片腔排油瞬时流量 予母叶片泵1_作原理和叶片的结构如图3(1,VQ35型子母叶片泵的底腔始终和 工作腔相通,母、子叶片所构成的中间压力腔始终和排油腔相通,故当母、子叶片 随转子旋转在叶片槽中缩进时叶片厚度s不影响工作腔的排油瞬时流量。 霜一 B 图3(1 子母叶片泵结构简图 当叶片2 在图3(1中,相邻两叶片1、2构成一个具有独立排油机能的工作腔 叶 片腔的 滑至大半径圆弧的终点或过渡曲线的长径端点,转子再旋转dp角度时, 体积便开始减小,产生排油作用,以该点为妒角的起始点,排油体积为: 2一p:2 +却 du一,:昙+ pI 所以工作腔l 2排油瞬时流量为: 3(】 2m 2_p2 ? 警彳B Pl 其中:B为母叶片的宽度, w为转子旋转的角速度, 口为定子曲线的极径 摹三章―l-t―l? 置―【? 苯J簟由,:羲 ,L’H―L工大学?|士掌位能??:乞 3―2 过渡曲线的方程:P f cz―p 上式中以 a一妒 来代替妒的原因是通常所给出的过渡曲线的方程都是以短径 端为起始点的,通过以上的变换就把妒角的零点由短径端变换到长径端,这样过渡 曲线的起始点也就在大圆弧和排油过渡曲线的交点处。 在不考虑预升压闭死区?驴对单叶片腔的排油瞬时流量曲线的影响的情况下, 以叶片2在大圆弧和排油过渡曲线的交点为伊的起点,且对定子过渡曲线进行坐标 变换,埘式 3-】 进行分段得: 1 、当o s妒?要时 2位于曲线前半段,1在R上 p R,P2 R一爿妒2 2一p:2 w Q】一::昙 n 2 、当芸?妒?声时 2位于曲线后半段,I在R上 p1 R,P2 ,+卅 口一妒 2 Q。:昙 p。2嵋2 w 3 、当ps妒?d2"时 2位于曲线后半段,1在前半段 p! r+彳 口一p 2,Pl R―a e一声 2 2 w L一2一p2 Q】一2: B 4 、当口- co?‖+要时 2在r上,l位于曲线前半段 P2 r,Pl R一彳 妒一‖ 2 2 w Ql_2: B pl2一p2 5 、当‖+昙茎妒?卢+口时 2在r上,1位于曲线后半段 P2 r,Pl r+A a一妒+p 2 2 w Ql一2::B n2一p2 由以r各式可得单叶片腔l一2的排油瞬时流量曲线如图3(2 ,F主二, ―l时毫? a―【量身曲匀?:羲 t州Iz大薯l?【?掌位论文 ―0、u捌媾苗盛翼鞋趔芒H斟 转干转角妒 6 图3(2单叶片腔排油瞬时流量曲线 同理,可计算出各相位超前2口,z角度的单工作腔排油瞬时流量随转子转角妒 的变化规律如图3(3 程序如附录5 。 一 0 、 一 日删 蟪 莒 蓝 姑 七H 世 H 璐 转千转角妒 。 图3(3单叶片腔排油瞬时流量曲线 25 l??lZ^奉?I?尊位静土 ,r置― ―?寸? ‘? A毫? 不均匀,:羲 3(2不考虑工作介质的压缩性时泵的瞬时流量和流量不均匀系数 VQ35型子母叶片泵的叶片顶端的形状为单面后倾结构,因此叶片厚度只对其 后腔排油特性有影响,又因为子母叶片泵的底腔始终和工作腔相通,母、子叶片所构 成的中间压力腔始终和排油腔相通,故当母叶片随转子旋转在叶片槽中缩进时4i影 响工作腔的排油瞬时流量,只是吸油区的叶片伸出时中间压力腔的体积变化率影响 泵的瞬时流量,这一点是与普通单叶片泵有差别的地方,当叶片径向放置,忽略接触 点不在叶片中心线上引起的倾角误差时,其单叶片耗油瞬时流量为: gr2 一bsv 其中:S为叶片厚度 b为子叶片的宽度 v为吸油区叶片的径向速度,v dplat 将处于排油的各单工作腔的瞬时流量g,(和处于吸油区的各子叶片耗油瞬时流 量q,,按时域进行叠加,便可得到在不考虑泵的泄漏和工作介质的可压缩性时泵的 双作用瞬时流量: gm 2Eq?+2?叭 3(3 2一,2泗一2bs?v B R 以排油过渡曲线和大圆弧的交点为妒的起点,对 3-3 式进行分段计算: 1 、当0?cp?9。时 吸油区叶片伸出速度之和: V 2Aw 妒+窿,31 泵的双作用瞬时流量为: 2一,2 co一2bsv qm B R 2 、当9’???18。时 吸油区叶片伸出速度之和; v 2Aw 一妒+2口,3 泵的双作用瞬时流量为: 9m B R2―1(2徊一2bsv 3 、当18’?口?36。时 吸油区叶片伸出速度之和: v 2Awa,3 置’H―L工大掌曩士掌位弛-支 摹 II―l时斑? 置瘴? 苯均匀―i蠹 泵的双作用瞬时流量为 gm B 露2一,2 -0―2bsv 3-1 式表示的双作用叶片泵理论瞬时流量如图3(4 程序如附录6 三 三 毒 锲 蔷 羹 驯 转干转角妒Ca 图3(4 K oo时双作用子母叶片泵的理论瞬时流量 由图3(4itJ看出在不考虑泵的泄漏的情况下处于吸油腔有厚度叶片伸 m是泵的 几何流量不均匀性的唯一影响因素。 泵的流量不均匀系数: J:亟!!坚二垫叠 q” 其中:国。 。。为泵瞬时流量的最大值 g, 。。为泵瞬时流量的最小值 q。为泵的平均流量 因为VQ35型泵采用母子叶片结构,子叶片宽度仅为母叶片的四分之一,所以 26,。 子叶片对泵的流量均匀性的影响很小,当Z IO时流量不均匀系数J仅为1 3(3考虑工作介质的压缩性时泵的瞬时流量和流量不均匀系数 高压泵为达到消除配流时的压力冲击和气蚀等目的,在配流盘上设置了预升压 闭死角及阻尼,其作用是使吸油完毕的工作腔内油液的压力在闭死角内预升压到泵 27 l*II^掌??-?#t, ^ 第三章。―I-t斑量置?:量禾垮匀摹|t 的工作压力Ps然后再和排油腔接通进行排油。由于预升压是通过阻尼从排油腔引 进高压油和工作腔闭死压缩的过程,所以会造成泵的瞬时流量的损失,产生流量脉 动。此时泵的瞬时流量要受到机械闭死压缩和阻尼回冲两个方面的影响。在忽略泄 漏的情况下对泵的实际瞬时流量讨论如下。 3(3(1机械闭死压缩对泵的瞬时流量的影响 对单工作腔l一2,当叶片2进入过渡曲线区便发生机械闭死压缩,在预升压| j:J 死角?p内,【一作腔l一2不向排油腔排油,只是使工作腔的压力升高即产生预Yl压 作用。所以和图3,4中的瞬时流量相比,泵的瞬时流量应减去单工作腔1―2在预升 压闭死区?妒内的机械压缩瞬时流量q‖其表达式: p4 ,一鲁 RL刀 co-bsd珊p2 。?伊??妒 ?妒 82。,此后工作腔的压力不再升高,即预升压过程已结束,在剩下的闭死角内 工作腔将通过阻尼三角槽向排油腔排油。在?妒内因机械闭死压缩损失的瞬时流量 如图3(5: ^之j_一口b刺撼水骣莒落骠幽鞯# 转干转角伊 ‘ 图3(5机械压缩损失瞬时流量 3(3(2 阻尼回冲对泵的瞬时流量的影响 28 第三章?l-t?L? 丑(―‘? 不琦由?i囊 置,H鼍L工大攀?I士?I位, 3t 在VQ35泵中恒过流截面阻尼槽设置在配流盘上对应于叶片槽根部的分布圆 处,变过流截面阻尼槽设置在排油腰槽端部,结构如图3(1。在预升压闭死区?妒内, 当叶片2所在的叶片槽底部的圆孔和恒过流截面阻尼槽端部的导孔相通时,工作腔 1―2通过导孔和恒过流截面阻尼槽及压力平衡孔从前一排油工作腔引油,这样在 ?口角度内恒过流截面阻尼槽和变过流截面阻尼槽并联作用向工作腔1―2中引进高 压油,和机械闭死压缩一起使工作腔中油液预升压。 变过流截面阻尼槽引油瞬时流量: 厅――一 3'5 0?妒??伊 qr4 一C口Ao,,二 p,一P 其中:A一变过流截面阻尼过流面积; p一油液密度; P+一泵出口压力; 恒过流截面阻尼槽引油瞬时流量: 眄―――一 3-6 0?妒?A,p qr5 一CqAl,,二 p,一P VP 其中:A(一厦过流截面阻尼过流面积; 和q,,的求解程序如附录7、8 。在?p内阻尼回冲损失瞬时流量如图3(6: 一之7『一删蟪州骚苗螫是匝哩留 转千转角妒 o 图3(6阻尼回冲损失瞬时流量 29 膏三章。??寸曩Lt五―‘? 不均:鲁IKIDr( ?;州曩Z^掌?l?掌t性。,t 3(3(3泵的实际瞬时流量 将预升琏工作腔内油液压力P , 咖的值代入公式 3―5 可计算出通过预升 压阻尼从排油腔的引油瞬时流量g。。和譬‖它们和譬,,一样将使泵的瞬时流量减小n 双作用叶片泵在不考虑泄漏量时的实际瞬时流量: , L?妒茎妒s z万z j q1(s三;:::::+2。r,+29r。+29rs 2i!i!墨:(: 3-6 q qf种 以排油过渡曲线和大圆弧的交点为p的起点,对 3―6 式进行分段计 算: 1 当0s口?0(9。时 吸油区叶片伸出速度: V 2Aw fo+口,31 泵的双作用的瞬时流量为: l g 口 p22一肪2 甜一2bsv一4c。A1 2Aplp 2 2 当0(9。?口?4。时 吸油区叶片伸出速度: v 2AW 妒+a,3 泵的双作用的瞬时流量为: I x 2@,p 2 Q 口 p2 2一p。2 ?一2bsv一4Cq5(1169×10―7 3 当4。?妒s8(2。时 吸油区叶片伸出速度: v 2Aw 々a+a,31 泵的双作用的瞬时流量为: l Q B p22一p4 2 埘一2bsv一4Cq A。+5(1169×10。 × 2Aplp 2 4 当8(2。?驴?9。时 吸油区叶片伸出速度: v 2Aw p十口,3、 泵的双作用的瞬时流量为: 2 甜一2bsv Q 曰 户22一p4 5 当9。?p?18。时 吸油区叶片伸出速度: 30 第三章 Mltt_a-tt(?? ‘馥-t不均由lI‘ |oMII大掌?l士lt*戈 v 2Aw 一妒+2口,3 泵的双作用的瞬时流量为: Q S p22一n2弦一2bsv 6 当18。s口?36。时 吸油区叶片伸出速度: v 2AW口,3 泵的双作用的瞬时流量为: Q B p22一P4。泗一2bsv 取工作介质的体积弹性模量为1400MPa,泵的工作压力为17(5MPa、转 速为 如陶3(7所示。 程序如附录9 转干转角妒 6 K 1400MPa、Ps 17(5MPa时泵实际瞬时流量 图3(7 图3(4和图37的瞬时流量曲线的脉动周期都是27r,z。可看出在考 虑到流体的可 压缩性时,预升压过程中工作腔通过阻尼消耗高压油和工作腔机械闭死压缩是子母 叶片泵产生流量脉动的主要因素,此时流量不均匀系数比不考虑流体的可压缩性时 3(4工况变化时泵的瞬时流量和流量不均匀系数 3l ,11(J14j?工夫精u?士单位诗二乞 ,?量:,I―l时’?L量曩疵? j均奢?;戡 泵的工况随着使用情况和工作要求的变化会不断变化,VQ35型泵是配套于大 型载重汽车的车辆用泵,泵的转速会随着发动机的转速变化、工作压力也会随着系 统的工作压力的变化而变化,另外油液的体积弹性模量也会随着使用时间 而变化, 以下将讨论工况的变化对泵的瞬时流量和流量不均匀系数的影响。 3(4(1工作压力对泵的流量不均匀系数的影响 作压力P。,则在预升压时损失的机械闭死压缩体积和阻尼的引油体积都在相应的变 化,配流盘上阻尼的型式和尺寸固定,变化的是所需的预升压闭死角?妒,凶此泉 的瞬时流量也将相应的改变。 升压微分方程的求解可知使工作腔中的油液压力有效预升压到泵的工作压力所需 的预升压闭死角为?妒 6(014,由仿真计算可得出损失的机械闭死压缩瞬时流星和 阻尼的引油瞬时流量及泵的瞬时流量曲线如图3。8: 4 35 3 一 5 兰2 i2 删 5 譬1 05 0 (05 0 18 54 108 126 36 72 90 转子转角妒 6 图3(8 K 1400MPa、Ps 7MPa时泵实际瞬时流量 由计算可知: 泵的瞬时流量峰值的最大值 g, 一为3(674 I,s 泵的瞬时流量峰值的最小值 g, min为3(4624 1,s 32 膏三 章―I?t?l? A班量不均匀―J‘ ?二州?LZ^掌?l士攀位佬二乞 泵的平均流量q。为3(6272 1,s 流量不均匀系数占为: 占 !望!!!墅二!!!!型!:5(83, gn n 1800 r,min 时根据 2、当取泵的工作压力为只 21MPa、K 1400MPa, 预升压微分方程的求解可知?妒 8(7。,由仿真计算可得出泵的瞬时流量曲线如图: 一之_『一,b删蜷莒簦蚯林 转干转角妒 4 K 1400MPa、Ps 21MPa时泵实际瞬时流量 图3(9 泵的瞬时流量峰值的最大,d? q, 一为3(674 1,s 泵的瞬时流量峰值的最小值 q。 rain为3(295 ,is 泵的平均流量g。为3(5709 1,s 流量不均匀系数6为: 占:堕!!坠二娅!罂:10(62, qv, 预升压微分方程的求解可知?妒 9(1。,由仿真计算可得出泵的瞬时流量曲 线如图: 33 置州―【工夫?l?l士尊t位静支 l三章―l峙―‘?。ao?:量j曲訇?iIt ―0_『一,廿嗍塘苫嚣避林 转子转角妒 。 图3(10 K 1400MPa、Ps 24(5MPa时泵实际瞬时流量 由计算可知: 泵的瞬时流量峰值的最大,d呈 q, 一为3(674 ,Is 泵的瞬时流量峰值的最小值 q。 min为3(24 ,,s 泵的平均流量q。为3(5642 1,s 流量不均匀系数J为: qv 。。一 gr 。。 12(24, qn 在阻尼型式、位置、尺寸固定的情况下闭死角?舻和流量不均匀系数 J随_ r:作 趣力的变化关系如表: 表3(I J 7 24(5 』 17(5 2I I工作压力Ps MPa 6(01 8(5 8(7 9(, l 闭死角?妒 。 I f 7 21 24(5 17(5 I工作压力Ps MPa 12(24 9(34 lO(62 5(83 l流量不均匀系数6 , 置州?lZ^掌_女#位犍??文 第三― 鼻I,J-IZ? a,重量不均由量(t 3(4(2泵的转速对流量不均匀系数的影响 当工作介质的体积弹性模量取K 1400MPa、工作压力只 175MPa时改变泵 的转速,求得泵的瞬时流量和流量不均匀系数如下: 时根据预升压微分方程的求解可知使工作腔中的油液压力有效预升压到泵的T作 压力所需的预升压闭死角为Arp 4(39。,由仿真计算可得出损失的机械闭多E压缩瞬 时流量和阻尼的引油瞬时流量及泵的瞬时流量曲线如图3(1l: 一之、u。*捌蟋笛鐾篮诛 转平转角妒 6 1 图3,1 K 1400MPa、n 600r,min泵实际瞬时流量 由瞬时流量曲线??U‘见当转速很低时,泵的平均流量很小,而阻尼引油量和机械 压缩量的比值较大,阻尼回冲流量的峰值很大导致泵的流量脉动很大,供油品质很 筹,这也应是叶片泵的转速不能太低的,个原因。 由计算可知: 泵的瞬时流量峰值的最大值 q, ,为1(2171 1,s 泵的瞬时流量峰值的最小值 g。 min为0(916 I,s 泵的平均流量q。为1(2226 ,,s 流量不均匀系数万为: 35 l州|EI^掌?r女掌m静文 ,r三章- 时境量丑瘴量彳漕窜ll 占:堕!型二塑!!!!:26(82, qw 时根据预升压微分方程的求解可知?驴 6(98。,由仿真计算可得出泵的瞬时流量曲 线如图: 3 25 ‖一 沙一 旷 _ ‘ ‘ 2 ,s;3(84 倒札 时泵的实际瞬时流 量 1 5 1 05 一之,一+?恻蟋莒整篮诛 0 90 36 S4 72 1D8 126 转千转角妒 6 图3(12K 1400MPa、n 1200r,min时泵实际瞬时流量 泵的瞬时流量峰值的最大值 g, 。。为2(4492 1,s 泵的瞬时流量峰值的最小值 qv min为2(1175 ,,s 泵的平均流最q。为2(4113 ,,J 流量不均匀系数占为: J:堕!些二堕k:13(76, qv, K 1400MPa时根据预升压微分方程的求解可知?口 8(9。,由仿真计算可得出泵的 瞬时流量曲线如图: l州jLZ(^掌q?掌位*??l 辜‘暑(幸 -畸翻L? 丑嗣l? 辛曲毒秉羲 ―0,一,?删螗苗蒈筐诛 转于转角妒 9 3 图3(1 K 1400MPa、n 2200r,min时泵实际瞬时流 量 由计算可知: 泵的瞬时流量峰值的最大值 g, 。为4(4902 1,s 泵的瞬时流量峰值的最小值 口。 min为4(057 1,s 泵的平均流量q。,为4(4837 q,s 流量不均匀系数J为: 占 堕!堕二堕!些:9(66, q” 在阻尼型式、位置、尺寸固定的情况下闭死角?舻和流量不均匀系数 艿随泵的 转速的变化关系如表: 表3(3 Ps 17(5MPa、K 1400MPa时Aep随转速的变化关系 600 1XXXXXXXXXX0 f 泵的转速n r,min l 6(98 8(5 4(39 8(85 l 闭死角?妒 。 表3(4 Ps 17(5MPa、K 1400MPa时占随转速的变化关系 600 1XXXXXXXXXX0 l 泵的转速n “min 26(8213(769(34 9(66 I流量不均匀系数6 , 37 |‘J(”t工夫掌―|士掌位, 支 第三,t?I-’毫? a(翻l? 暴,鲁匀J:羲 3(4(3体积弹性模量对泵的流量不均匀系数的影响 f 寸改变工作介质的体积 当泵的1:作压力P,取17(5MPa、泵的转速取1800r,min 弹性模量,则在预升压时损失的机械闭死压缩体积和阻尼的引油体积都在相应的变 化,所需的预升压角度和阻尼的过流面积也在变化,泵的瞬时流量的峰值也在变化。 泵的瞬时流量曲线如图: 4 3 5 3 、厂一L, :,y 2 5 2 1 5 1 一之、一。b删蜷苗当惶休 口5 0 18 54 72 90 108 126 36 转子转角妒 61 14 图3 K 720MPa、n 1800r,min时泵实际瞬时流量 由计算可知: 泵的瞬时流量峰值的最大值 g, 。。为3(674 1ls 泵的瞬时流量峰值的最小值 qv min为3(082 1,s 泵的平均流量q。,为3(5476“,s 流量不均匀系数巧为: 6:堕!!!二堕!些!:16(68, gn 5MPa、 2、当取工作介质的体积弹性模量K 1100MPa、泵的工作压力为只 17 38 lJHILz^拳4士#位钝??丈 Jl ---t?-堂l量a毫t罩拷匈I基 泵的瞬时流量曲线如图: K I 图3,15 100MPa、n 1800r,rain时泵实际瞬时流量 由计算可知: 泵的瞬时流量峰值的最大值 q, 一为3(674 1,s 泵的瞬时流量峰值的最小值 g, min为3(259 1,s 泵的平均流量q。为3(5821 1,s 流量不均匀系数J为: 窖, 一一 9, 。 J 11(58, q" 7(5MPa、 3、当取工作介质的体积弹性模量K 1660MPa、泵的工作压力为只 1 泵的瞬时流量曲线如图: 39 "--Jtt鼍lZ大单覃?掌t论文 蕈三’t―l叫P葺L? 丑毫。t不均匀JlIt 转予转角妒 。 图3(16 K 1660MPa、n 1800r,min时泵实际瞬时流量 由计算可知: 泵的瞬时流量峰值的最大值 q, 。。为3(674 1,s 泵的瞬时流量峰值的最小值 q。 min为3(3473 1ls 泵的平均流量q。为3(583 ,,s 流量不均匀系数万为: 6:堕!!坚二垃!型:9(12, q? 表3(5 720 1XXXXXXXXXX0 I体积弹性模量K MPa 11(2 9(25 8(5 7(5 f 闭死角?妒o 化关 系 1400 720 1100 1660 体积弹性模量K MPa 1
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