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1.
为探求建立齿轮泵最小困油压力解析式以克服试验和仿真上的局限性,分大、小侧隙2种情况,针对困油的膨胀阶段,采用细长孔的流量公式计算侧隙内的压差流量,在对困油的轴向泄漏路径做适当简化后,由困油区内的"困油容积的膨胀率=泄漏量",即困油压力变化率为零的瞬态位置,计算出最小的困油压力,并与现有文献的试验结果做比对分析.结果表明,最小困油压力发生在卸荷槽开口附近,处于内侧时一般会出现负值的最小困油压力,处于外侧时可近似为进口压力;最小困油压力由出口压力和转速2部分的线性贡献所得,出口压力的影响为正,转速的影响为负;泵卸荷槽整体向进油侧偏置比较合理.所建解析式可快速求出最小困油压力及其发生位置,从而节省大量的过程计算,减少过程仿真的累积误差,结果更精确. 相似文献
2.
李玉龙 《排灌机械工程学报》2013,31(8):656-661
为计算出精确的侧隙流量以克服现有方法上的局限性,通过齿侧轮廓精确分析给出不同啮合位置和不同偏移量下的侧隙高度,然后由齿侧全间隙的等效齿廓和真实齿廓分多种方法计算出侧隙流量,并加以对比分析.结果表明,不同啮合位置处的侧隙流量变化很大,进入困油啮合时侧隙流量最小,退出啮合时侧隙流量最大;在困油压缩区域中,侧隙流量可采用等效齿廓法来计算,但不适用于膨胀区域;孔口流量理论不适宜于侧隙流量的计算,尤其在困油即将终止时以及侧隙值、压差较大时更不可取;任一位置处的齿侧全间隙长度基本保持不变,对于任一偏移量下的间隙值随位置变量的影响很小.同时,得出目前通行的等效齿廓法以及薄壁孔理论不适宜于侧隙流量的计算等重要结论. 相似文献
3.
外啮合齿轮泵动态困油模型及其参数影响分 总被引：5，自引：0，他引：5
为了解工况参数和设计参数对困油压力的定量影响,根据直齿无侧隙齿轮传动的几何关系及与卸荷槽的位置关系,由困油容积及其变化率、困油区内外的交换流量和动态侧隙的计算,建立了有困油压力方程和齿轮副动力学方程相耦合的动态困油模型,由此仿真出一个困油周期内的困油压力.与已有资料对比的结果表明:动态模型下的仿真结果要大于静态模型下的仿真结果,两困油区内的困油压力存在p2>p1;相关参数对困油的影响是矛盾的,存在优化问题.表明所建模型正确可靠,能够用于困油压力预测、振动分析与评估以及泵整体设计的最优化. 相似文献
4.
外啮合齿轮泵困油面积和卸荷面积计算式的建立 总被引：7，自引：0，他引：7
为利于后续困油现象的定量分析,基于泵齿轮传动的几何关系及它与卸荷槽的空间位置关系的解析和过渡曲线的适当简化,以啮合点与节点之间的距离为变量,建立了困油面积的计算公式和卸荷面积的拟合公式,并对计算结果与由精确的虚拟模型获得的测量结果进行了对比.研究表明:困油面积和卸荷面积均可采用不同指数的抛物线线型表示,过渡曲线的简化是可行的,提供的拟合常数可直接使用.得出的两面积计算公式正确可靠,可直接用于后续困油压力的预测. 相似文献
5.
外啮合齿轮泵困油面积和卸荷面积计算式的建 总被引：1，自引：0，他引：1
为利于后续困油现象的定量分析，基于泵齿轮传动的几何关系及它与卸荷槽的空间位置关系的解析和过渡曲线的适当简化，以啮合点与节点之间的距离为变量，建立了困油面积的计算公式和卸荷面积的拟合公式，并对计算结果与由精确的虚拟模型获得的测量结果进行了对比。研究表明：困油面积和卸荷面积均可采用不同指数的抛物线线型表示，过渡曲线的简化是可行的，提供的拟合常数可直接使用。得出的两面积计算公式正确可靠，可直接用于后续困油压力的预测。 相似文献
6.
由于泵体自身的原因,很容易出现困油的情况,不仅影响了机器设备的日常维护和正常工作,更严重的是造成整个生产计划搁置。外啮合齿轮泵因自身优势,如它的结构相对而言比较简单、质量也比同类产品要轻,所以在目前整个市场上应用最广泛。对于外啮合齿轮泵来说,困油现象一直是长期存在的问题,所以本文针对目前存在的问题进行阐述,详细介绍齿轮泵工作时困油容积的变化情况,并提出一种新的方法,希望可以在最短时间内解决困油的问题。 相似文献
7.
在浮动轴套（侧板）受力分析的基础上,通过其内侧油膜挤压力、困油力、工作油压力和其外侧补偿力等的计算,构建出浮动轴套（侧板）轴向的动力学模型．利用龙格一库塔法在一个啮合周期内的迭代运算,获得端面间隙的动态仿真结果,并就压紧力系数、工作油压的不同分布和困油压力对端面间隙的影响进行分析．结果表明：案例工况参数下的端面间隙值一般在0．13mm左右,与实际情况比较吻合;同一压紧系数下浮动侧板内侧因工作油压的不同分布所引起的总油压力越大,端面间隙则越小;在其他条件不变的情况下,压紧系数越大,端面间隙越小;油压的不同分布、压紧系数的大小对端面间隙具有明显的影响,而困油压力的影响较小;总体而言,中、高压外啮合齿轮泵的端面间隙实际上波动较小,可采用动态端面间隙的均值以简化后续计算． 相似文献
8.
针对传统摆线泵转速恒定且转速低,应用于主动减震液压悬架系统宽转速运行工况时,存在压力脉动大、容积效率低的问题,从摆线泵配流副结构参数的角度,研究宽转速工况下配流副齿形圆卸荷槽对其流场特性的影响.通过建立不同结构形式的齿形圆卸荷槽配流副三维模型,研究不同齿形圆卸荷槽在变负载及变转速工况条件下的压力脉动及容积效率.研究结果表明:负载条件一致时,高转速工况下齿形圆卸荷槽可提高摆线泵容积效率、降低输出压力脉动,同时增大摆线泵入口压力能够有效提高其容积效率;当转速为5 000 r/min时,无卸荷槽的容积效率为91.8%,全齿形圆卸荷槽摆线泵的容积效率为92.3%;全齿形圆卸荷槽摆线泵输出压力脉动小于无齿形圆卸荷槽摆线泵压力脉动,2种结构对应的摆线泵在宽转速范围内的压力脉动最大差值为0.71%;恒转速时,负载压力越大,摆线泵容积效率越小,压力脉动值越小. 相似文献
9.
为实现高综合性能渐开线齿轮泵的轻量化目的。首先,由泵的设计流程,推结出其轻量化在于关乎齿形参数的啮合角和关乎体积参数的模数确定;其次,由极限啮合位置和限定的齿顶角,以啮合角为变量,双节圆柱体积最小为目标,构建单变量优化模型;然后,针对泵用的这对具有最大形状系数的齿轮,创新出一款能无根切滚齿加工的双压力角齿刀轮廓;最后,以齿顶限速确定出标准化的模数。结果表明:齿轮泵归结为啮合角与模数的轻量化设计,概念清晰,计算简单;单变量齿形优化,质量好、效率高;近上限的模数标准化取值,泵的综合性能好;压力角和顶隙系数对轻量化影响甚微,为恒取标准的20°压力角提供依据;齿顶角越小,齿数越少,最大形状系数越大;所推荐的齿数为7,重合度约1.1,困油性能好,啮合角约30°,传动效率较高;双压力角齿刀具有顶刃圆角小和齿轮滚齿加工无根切的特点等。为其它容积泵的轻量化设计,提供一种创新的途径和方法。 相似文献
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<正> 外啮合齿轮泵的噪声,有机械方面的原因,也有液压方面的原因。机械噪声,一般还是好解决的。液压噪声的来源有几方面: 1、困油压力冲击; 2、齿谷压力的递增; 3、由于油泵流量脉动引起的压力脉动。 相似文献
11.
为改善锥形缸体球面配流副油膜润滑特性,提出一种多弧槽球面配流副结构,并采用遗传算法对多弧槽球面配流结构进行多目标优化。首先,对多弧槽球面配流副进行理论建模,采用有限容积法对油膜压力控制方程进行离散化,利用环形三对角矩阵算法(CTDMA)求解球面配流副压力分布;然后,对多弧槽球面配流副承载特性进行仿真,分析球面配流副不同弧槽结构下的油膜厚度分布及压力分布规律;最后,以缸体倾角、泄漏量和摩擦转矩为优化目标,利用多目标遗传算法优化多弧槽球面配流副的结构参数。结果表明：多弧槽结构可提升球面配流副油膜承载能力,弧槽结构最小膜厚下降3.1%～4.0%,弧槽结构最大压力显著提高,最大增幅为16.3%;同时可有效降低泄漏量、摩擦转矩,优化后综合目标性能提升10.5%,缸体倾角、泄漏量和摩擦转矩分别下降5.1%、8.1%和5.9%,有效提升了球面配流副润滑性能。 相似文献
12.
以直齿行星排的行星轮止推垫圈为对象,为了减小其与行星齿轮之间因轴向力而导致的磨损,通过对止推垫圈加工径向沟槽的方法,对其进行流体动压润滑设计,使止推垫圈与行星轮间有相对运动时产生流体动压承载力,从而使两者之间实现非接触而减小磨损.因结构的对称性,允许正反向旋转且加工容易而选择径向直线矩形槽.建立了定常雷诺方程的模型,应用有限体积法对其进行离散求解.分析了槽数、槽宽比、槽深和径向宽度等结构参数对垫圈流体动压力承载性能、润滑油流量和温升的影响规律.考虑到工程应用,着重对较少油槽数量（2～12）情况下的润滑特性进行了分析.结果表明：槽数约为20时,油膜具备最大的承载力;油槽数量介于10～60时具备较大的承载力;槽区角度与周期槽角度之比约为0.5时具有最佳承载力,径向宽度越大则承载力越大;槽数越多、槽深越大、径向宽度越大,流量越大,反之减小;槽宽比增大能使流量减小;降低润滑油温升的措施为增加垫圈槽数、增大径向宽度,使槽深处于10～40μm. 相似文献
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外齿轮式高压油泵全齿面润滑的理论分析 总被引：3，自引：1，他引：2
为探究困油压力和异齿数对外齿轮式高压油泵全齿面润滑的影响,基于齿轮传动的几何关系,将全啮合齿面分成3个啮合区、8个位置点和7个过程,并以主动齿轮的啮合曲率半径为变量,建立了全齿面的啮合力公式和基于弹流润滑理论的膜厚公式,并对最小膜厚和最大啮合力发生的位置作出准确的判断。实例的研究表明：啮合力的变动很大,全齿面润滑总体上属于刚性一变粘度的边界润滑;不同啮合点可能会采用不同的膜厚公式;异齿数能缓解啮合力的波动和改善齿面润滑状态,但效果不明显。由此得出外齿轮式高压油泵的齿面润滑确实有别于常规的齿轮传动,因而不能直接应用现有的计算公式。 相似文献
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采用数值计算的方法对U型节流阀内部流场进行了研究,分析了不同节流槽深度对节流阀内部油液压力场、速度场及空化区域的影响.研究结果表明:流道内压力较大区域位于上游流道,压力较小区域位于下游流道;U型节流槽是压力及速度突变区,在节流槽出口处出现压力骤降并在节流阀口处形成高速射流;在相同工况下,随着节流槽深度的增加,槽内流量增多,迫使油液急速流过节流口,从而造成射流方向发生改变,且高速射流的角度呈现不断减小的趋势,但是油液最大流速逐渐增大.节流槽出口靠近阀腔壁面处产生空化,且随着槽口深度加深时,节流槽内部压力恢复变慢,空化区域的面积逐渐增大,且径向截面空化较强的区域逐渐向节流槽中心扩展.因此,合理地控制U形节流槽的深度或增加节流槽内部阻力,可以有效地抑制空化发生. 相似文献
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针对江西洪屏抽蓄电站推力轴承油雾泄露问题,建立推力轴承三维模型,使用VOF多相流模型、Lee蒸发冷凝模型和RNG k-ε湍流模型,对油槽内的润滑油-空气-油雾三相流热耦合问题进行求解.分析了从低报警油位到高报警油位之间的油位高度变化对油槽内流场分布特性的影响,并探究了不同油位下的润滑油分布规律以及油雾聚集情况,定位了油雾的产生、聚集位置.研究发现:油槽内的流速和温度分布主要由机组转速以及外循环泵的性能决定.油雾在产生之后主要向着2个区域聚集,其一为挡油板与推力头之间的区域,其二为挡油管处的区域,这2个区域具有低压、高温、高流速的特点,最易发生外甩油和内甩油事件.此外,随着油位高速增加,压油叶栅逐渐丧失其阻油雾作用,为了运行安全和环境安全,不建议推力轴承油槽运行在较高油位下.研究可为合理设置推力油槽运行工况参数提供一定的理论基础. 相似文献
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通过改变缸体结构、柱塞数、端盖油路、配流盘形状等,设计了双排油内外环并联配流结构的轴向柱塞泵,实现了单柱塞泵两路高压供油。针对单环柱塞数减少,腔内压力冲击增大,脉动变大等问题,对配流结构进行重新设计。在排油腰形槽和吸油腰形槽过渡区取消卸荷槽,利用加大配错角,在排油完毕未接通吸油时,腔内封闭体积增大,未排尽的高压油液压力降低;在吸油腰形槽和排油腰形槽过渡区,排油卸荷槽利用阶梯变化通流面积代替原连续变化的通流面积,削弱了卸荷槽几何形状要求。重新设计后的双排油配流结构,以45 mL轴向柱塞泵结构为参考,对配流结构进行了理论分析,建立了双排油轴向柱塞泵仿真模型。以单柱塞腔内压力冲击、输出流量进行分析研究,得外环压力冲击小,与传统配流结构相比较双排油输出口压力脉动变化率变小,并试制双排油轴向柱塞泵。对试制泵进行压力脉动测试、容积效率测试和噪声测试,结果表明,与45 mL轴向柱塞泵进行对比,压力脉动降低了约30%,噪声也降低,容积效率不低于0.92。该双排油轴向柱塞泵可以代替双联泵,使系统结构简化,能耗降低。 相似文献