减振技术部,工作心得,经验,心血.doc

《减振技术部,工作心得,经验,心血.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《减振技术部,工作心得,经验,心血.doc（25页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、减振技术部,工作心得,经验,心血 02多自由度系统设计在直升机减振技术中的应用研究-王金亮(8) 第二十八届（2012）全国直升机年会论文 多自由度系统设计在直升机减振技术中的应用研究 王金亮1 孙秀文1 张金明2 王 刚1 高 磊1 （1. 中航工业哈飞，2. 陆航驻哈尔滨地区军事代表室，哈尔滨，150066） 摘 要：本文介绍了一种结构优化设计减振技术的新思路，即通过多自由度系统设计进行直升机减振。该方法的基本原理是通过将原来一个自由度的系统拆分为两个或多个自由度的系统，来改变原系统的固有频率，达到降低对定频强迫振动响应的目的。通过某型直升机减振工作中的实际应用，验证了采用多自由度系统设计

2、的减振措施效果优于常规结构优化措施，且负面影响较小。最后给出了研究结论，可为其他直升机的减振技术提供参考。 关键词：直升机；减振技术；多自由度系统 1 引言 降低直升机飞行中的振动水平一直是直升机设计师致力于研究和解决的一个重要问题，也是伴随直升机诞生而来的一个技术难点。它涉及到驾驶员和乘员的舒适性、飞机结构的安全、设备的工作环境、机载武器的命中率等许多方面。世界上各大直升机公司一直致力于减振技术的研究，花费了大量人力财力。直升机振动控制措施总的来说可以分为机体与旋翼结构优化设计、被动式，主动式减振这几种，最常用的是机体结构优化设计和动力吸振措施。 机体结构优化设计减振技术实际上是通过修改受控

3、对象的动力学特性参数使振动满足预定的要求。所谓动力学特性参数是指影响受控对象质量、刚度与阻尼特性的那些参数，如惯性元件的质量、转动惯量及其分布等。一般方法是通过仿真分析查找到影响振动的结构敏感部位，然后在敏感部位进行加强或减弱，通过改变刚度来达到偏移机身固有频率，实现减振的目的。这种方法减振效果有限，还会带来重量或强度的问题。 动力吸振器原理是在振动物体上附加质量弹簧共振系统，这种附加系统在共振时产生的反作用力可使振动物体的振动减小。直升机旋翼的工作转速变化较小，因而以k为主的机身振动频率波动不大，适宜于采用窄带动力吸振器。很明显，常规的动力吸振器会给直升机带来附加重量。 本文叙述了一种通过多

4、自由度系统设计进行直升机减振的方法，这种方法形式上与动力吸振器相似，但实质是结构优化设计。通过某型直升机减振工作的实例，验证了采用多自由度系统设计的减振技术效果明显，优于常规结构优化措施，且负面影响较小。 2 原理说明 多自由度系统设计减振技术的原理是通过将原来一个自由度的系统拆分为两个或多个自由度的系统，来改变系统的固有频率，达到降低对定频强迫振动响应的目的。 具体分析如下： 单自由度系统，质量为 ，刚度为 ，在一个频率为 、幅值为 的简谐外力激励 下，系统将作强迫振动。对于无阻尼系统，可以得到质量块的强迫振动振幅为： 图1 单自由度强迫振动系统 上式中，为振动系统的固有频率，表示质量块在非

5、简谐外力作用下 发生的静位移。由上式可见：当激励频率 接近或等于系统固有频率时，其振幅就变得很大。 之后，其强 实际振动系统总是具有一定阻尼，因此振幅不可能为无穷大。在考虑系统的粘性阻尼迫振动的振幅则为，将系统拆分为（ ， ）和（ ，）两个自由度的系统。由主系统和子系统构成的无阻尼 二自由度系统的强迫振动方程的解为，图2 二自由度强迫振动系统 上式中， 为主振动系统强迫振动振幅，而 为子系统的强迫振动振幅。式中 为 子系统的固有频率。这个二自由度系统的固有频率可以通过令上式的分母为零得到， 上式中，为主振动系统的固有频率，为子系统与主振系的质量比，为 子系统与主振系的固有频率之比。 可以设计子

6、系统的固有频率，使得主系统的固有频率偏移激振频率，达到减振的目的。但是， 子系统的固有频率不能设计的与激振频率相同，否则子系统将成为动力吸振器，子系统的振幅将大幅增加，而一般来说子系统也是要得到保护的。 可以说，这种方法是结构优化设计与动力吸振措施的结合，既达到了改变结构固有频率的目的又不会在子系统上产生大的振动响应。 3 应用实例 3.1 振动研究 某型直升机在飞行中，飞行员反映部分架次的直升机驾驶舱地板振动大，感觉脚部和小腿发麻。 首先通过飞行振动测量确定了振动响应频率为23.8Hz，这个频率是该直升机旋翼系统的4通过频率。通过地面激振试验，发现该型机前机身存在一个23.6Hz附近的固有频

7、率，该频率与旋翼的4激振频率（约23.8Hz）较接近，是造成部分直升机前机身振动响应大的原因。 3.2 传统结构优化设计 按照传统结构优化设计思路，通过仿真分析与地面试验研究，在影响结构的敏感部位改变动力学特性参数。 利用MSC.Nastran/Patran建立直升机结构有限元模型，机体结构利用杆板单元模拟，设备和无关结构利用质量点和多点约束模拟。首先进行模态分析，依据地面激振试验结果对模型进行修正，最后将误差控制在工程允许的范围内，本模型将误差控制在10以内。 图4 全机动力学模型 通过仿真分析确定观测平台边梁根部的刚度是影响固有频率的敏感参数，而且减弱此处的刚度易于实施。制定了以下两项减振

8、措施： 1) 措施一：在观瞄平台侧边梁开口 该措施可降低结构刚度，使得结构固有频率下移。 2) 措施二：在观瞄平台与X360框连接螺栓处加装弹簧垫片 该措施降低连接刚度，同样可以使得固有频率下移。 在某架机上实施上述两项减振措施后，通过地面激振试验，发现固有频率向下偏移0.6Hz。 然后通过飞行振动加速度测量试验验证。测量部位为驾驶员座椅处，飞行速度包括无地效悬停、100km/h、150 km/h、170 km/h、200 km/h、220km/h。 试验结果如下： 表1 结构优化减振措施前后对比 该减振措施使得直升机驾驶员处振动水平降低至0.15g左右，降幅在30%左右。 3.3 多自由度系

9、统设计 3.3.1 理论设计 考虑应用多自由度系统设计来进行该型机的减振工作。多自由度系统设计需要将单自由度系统拆分为多自由度系统，通过研究，可以发现该型直升机的前机身结构最大的特点是在机头位置安装有观瞄装置，该装置质量大（大于50kg），且以固支的方式连接在机头的位置。如果将该装置与机体主结构之间增加弹簧阻尼系统，这样可使得前机身成为二自由度系统，达到改变前机身固有频率的目的。 在直升机动力学计算模型中，将观瞄装置的连接利用弹簧元进行模拟，通过采取不同的安装刚度，得到对前机身固有频率的影响，重点关注靠近旋翼4激振频率的固有频率的变化。 计算结果见表2，观瞄装置安装刚度越小，前机身靠近旋翼4激

10、振频率的固有频率越大，而考 虑到结构强度和设备功能性的因素，安装刚度不可能过低，在10Hz左右应该是合适的。 3.3.2 结构设计 在确定了采取弹簧阻尼系统安装观瞄装置的减振措施后，首先想到了是在观瞄装置与安装平台连接螺栓处加装弹簧系统，设计安装后固有频率为9Hz。这种减振措施实施后，有效地降低了驾驶舱地板的振动水平。由于该方案采用了摩擦副的设计，系统存在一定的结构间隙，对观瞄装置的功能产生了较大的影响，是不可接受的。 减振环安装方式： 弹簧试验虽然遭到了否定，但它一方面在原理上验证了观瞄装置弹性安装在减振方面的有效性，另一方面也反映出对于观瞄装置这种精密仪器只能采用刚性连接的要求。为了化解这

11、一矛盾，采取在观瞄装置与平台之间通过刚性连接一个减振环，通过减振环的结构弹性变形来达到减振的目的。减振环的设计要同时考虑结构强度和刚度。在满足强度的情况下尽量采取低刚度设计。综合考虑，决定采用弹性较好的玻璃布进行结构设计。 减振装置的安装形式见图5，减振环的外凸缘通过16组螺栓螺母固定在安装平台的下表面；观瞄转塔通过8个压紧螺母和垫圈与减振环的内凸缘连接；相邻的压紧螺母间打锁线防松。 开口 图5 结构优化设计减振措施 3.3.3 仿真分析 建立减振环的有限元模型，减振环简化为SHELL元，填写复合材料玻璃布属性，观瞄装置简化为质量点，并通过RBE2与减振环连接。减振环的外凸缘固支，见图6。进行

12、模态分析。图7 给出了一阶侧向模态的振型，频率为7.9Hz，图8 给出了一阶垂向模态的振型，频率为10.6Hz。这是保证减振环静强度和疲劳强度的最低固有频率设计，虽然较理想值高一些，但应该能够达到应有的减振效果。图7 减振环方案 影响设计目标的主要参数是减振环的垂向模态频率，侧向模态的计算主要是需考虑避开旋翼系统的激振频率，避免发生共振。 3.3.4 试验验证 1) 固有频率试验篇二：建筑给水中的水锤防护技术 建筑给水中的水锤防护技术 在给水系统中，水锤在小区给水泵房和二次加压泵站常有发生，给整个给水管网带来危害，轻则引起管道振动，水压波动，流量迅间波动较大，影响正常使用，产生水锤噪音，传播到

13、整个管道系统，配件松动，重则爆管漏水，造成供水中断事故，还有带来损坏设备，伤及操作人员等次生灾害。特别是在高层建筑中，由于管网压力较高，危害更大。因而水锤的防护是整个给水管网正常运行的关键因素，也越来越被人们所重视。 水锤是由于水泵启动、停止和阀门等的突然关闭，使水管中流速突然变化，导致压力下降或升高所引起的水力撞击。当压力降低到管中水的气化压力时，就会引起水柱分离(断流)现象，出现断流空腔，并在空腔弥合时产生强烈的撞击升压，这就是断流弥合水锤，它所形成的高压约为常压的46倍，并且传递很快。事实已证明，这种正负压均具有破坏性的水锤，对水泵和整个管网系统具有很大的破坏性，并且产生很大的水流噪声。

14、 根据阀门等关闭开启时间Ts与水锤波相长t的差异，水锤表现为直接水锤和间接水锤两种形式：当TsT时，在阀门关闭过程中，反射回来的负水锤波未到达阀门时，阀门已关闭。关阀水锤所产生的总压强增高值无负水锤波的干扰作用，这种水锤称为直接水锤，当TsT时，在阀门关闭过程中，反射回来的负水锤波到达阀门时，阀门常未完全关闭，负水锤波导致压强增值受到了干扰(即降低)，水锤峰值被削减，这种水锤称为间接水锤。在同一条件下，直接水锤比间接水锤的危害性要大得多，危害最大的是断流弥合水锤。 1、水锤的增压值的理论计算 给水系统关闭水锤压力峰值P为给水管网工作压力P1和关闭水锤压力增值的迭加值即：PP1p (1) 1.1

15、直接水锤压力增值 按儒可夫斯基公式可以计算供水系统中发生关阀直接水锤时的压力增值p为：PC(V0-V)(1000g) (2) 式中：P-关闭直接水锤的压力增加值， KPa； V0-水锤产生前管道中的平均流速，ms； V-水锤产生后管道中的平均流速，ms； -水的重度，取9.8KN立方米； g-重力加速度，ms2； C-水锤波的波速，ms； CC0 (1KE)(D) ？ (3)式中：C0-为在密度为，弹性模量为K时的无边界液体介质中声音的传递速度，C0K，对于水C01425ms； K-水的弹性模量，取2.04x105N平方厘米； E-管壁材料的弹性模量，N平方厘米；钢管时，E2.04x107N平

16、方米；D-供水管的直径，m m； -供水管的管壁厚度，m m； 从式(2)中可以看出，当管道材料及所输送的介质确定以后，直接水锤的压力增值P主要随着流速V0的增大而增大。因而适当降低流速即增大管径来降低水锤的危害。 1.2间接水锤压力增值P 间接水锤的压力增值可近似由(4)式进行计算 PTT s P (4) 由于发生间接水锤时T s T，由式(4)可知，PP，即同样条件下间接水锤直接水锤的水锤压力峰值要小。从上式可以看出，TT s的比值越小，间接水锤的压力增值P越小，即阀门关闭时间越长，P越小。但如果关闭时间太长容易引起压力管道中的水大量倒流。使水泵反转速度超过允许值，或者造成压力管道中的水柱

17、被快速拉断，部分管段出现真空，甚至产生断流弥合水锤。在工程实际中，当管网直径大于800mm时，一般以T s (1.31.5)T为宜。当管道直径较小、管道不长时，T s可以适当加大，T s可以是T的2-10倍，把实际水锤压力P限定在安全范围内。 2、防护措施 2.1采用恒压控制技术： 对水泵机组进行变频调速控制，对整个供水泵系统操作实行自动控制。供水管网压力随着工况的变化而不断变化，机泵工频运行时经常出现低压或超压现象，容易产生水锤，导致对管道和设备的破坏，采用PLC自动控制系统，通过对管网压力的检测，反馈控制水泵的开、停和转速调节，控制流量，进而使压力维持一定水平，可以通过控制微机设定机泵供水

18、压力，保持恒压供水，避免了过大的压力波动，使产生水锤的概率减小。 2.2采用泄压保护技术： 2.2.1气压罐： 它利用气体体积与压力的特定定律工作。随着管路中的压力变化气压罐向管道补水或吸收管路中的过高压力。 2.2.2水锤消除器：该设备主要防止停泵水锤，一般安装在水泵出口管道附近，利用管道本身的压力为动力来实现低压自动动作，即当管道中的压力低于设定保护值时，排水口会自动打开放水泄压，以平衡局部管道的压力，防止水锤对设备和管道的冲击，消除器一般可分为机械式和液压式两种，机械式消除器动作后由人工恢复，液压式消除器可自动复位。 2.2.3泄压保护阀：该设备安装在管道的任何位置，和水锤消除器工作原理

19、一样，只是设定的动作压力是高压，当管路中压力高于设定保护值时，排水口会自动打开泄压。 2.3采用控制流速技术： 2.3.1在建筑给水设计中，为防止或减小管中水锤及水流噪声的发生，管道流速宜采用规定范围中、下限值，DN40mm时，采用V0.6-1.0ms，DN40mm时，采用V1.0-1.2ms为宜。 2.3.2采用水力控制阀，一种采用液压装置控制开关的阀门，一般安装于水泵出口，该阀利用机泵出口与管网的压力差实现自动启闭，阀门上一般装有活塞缸或膜片室控制阀板启闭速度，通过缓闭来减小停泵水锤冲击，从而有效消除水锤。 2.3.3采用快闭式止回阀，该阀结构是在快闭阀板前采用导流结构，停泵时，阀板同时关

20、闭，依靠快闭阀板支撑住回流水柱，使其没有冲击位移，从而避免产生停泵水锤。2.4在管路中各峰点安装可靠的排气阀： 对供水装置的泵房实施自动控制、变频恒压改造，并配套在机泵出口安装水力控制阀(或快闭式止回阀)，在管网各主干管上安装水锤消除器和泄压阀，在各管道波峰点安装自动排气阀。 2.5在管网系统安装中，采用柔性接口(铝接口、橡胶圈接口)采用减振吊架、支架等来减小水锤对管网的破坏。在水泵进出水管上加设软接头，并对水泵基础进行防振处理等措施。 3、工程实例 3.1天华大厦工程：建筑高度89.8m，共26层。地下一层水泵房设有生活给水泵二台，一用一备，消火栓给水泵三台，二用一备，喷淋给水泵二台，一用一

21、备。消火栓和喷淋给水系统采用高压给水系统，分高低两个区。消防水泵扬程为100m，管径DN150mm，设计流速为1.0-1.2ms，C980.4ms，水锤波相长T为12.2s，T s2.25T30 s，理论上产生间接水锤的峰值为：1.68MPa，在施工中考虑高低区压差较大，在十七层高低区分区主管上加设一比例式减压阀，比例式减压阀不但能减静压，还能减动压，起到防止低区水锤作用，而且能保证低区工作压力不致过高而产生对管网、消防及给水设施的破坏。还在17层给水主管上设有一防水锤水箱，以减少间歇停泵时所产生的水锤。水泵控制阀采用多功能水泵控制阀，自动实现开泵时的缓开准软启动，停泵时的速闭缓闭，基本上可以

22、实现现行液控缓闭阀的功能，即两阶段关闭过程(一般缓闭止回阀通过快关，慢关两阶段实现)，安装完成后，据现场测试产生的停泵水锤压力峰值为1.19MPa，远远小于一般处理水锤压力峰值 2.25MPa，停泵后水泵最大反转速度为600rmin。到现在为止，整个系统运转一切基本正常，大大减小系统运转维修管理费用。 3.2中国驻欧洲某使馆改建工程，使馆建筑面积12700平方米，建筑总高度14.40m。给水系统有：生活给水系统、生活热水系统、采暖给水系统、消火栓给水系统，在机电设备用房设有一水池，生活和消防共用一套给水系统，采用水泵和气压罐给水系统，由于给水、热水、采暖和消防共用一给水系统，气压罐体积偏小，水

23、泵起停水锤，管网压力波动较大，水泵起泵压力设置为0.35MPa，停泵压力设置为0.45MPa，而实际起停水泵时压力表显示在0.28MPa至0.65MPa之间来回跳动，为此造成给水水压很不稳定，淋浴热水根本无法使用。经过改造，原有的水泵气压罐给水供消防专用，生活给水，热水和采暖给水增加一套恒压变频供水系统，生活给水，热水和采暖给水各自配有专用的气压罐，加设恒压管道泵，改造采用PLC自动控制系统，通过对管网压力的检测，反馈控制水泵的开、停和转速调节，控制流量，进而使压力维持在0.38MPa至0.42MPa之间，运行效果良好。篇三：液压泵的技术参数 液压泵的主要技术参数 （1）泵的排量（mL/r）泵

24、每旋转一周、所能排出的液体体积。 （2）泵的理论流量（L/min）在额定转数时、用计算方法得到的单位时间内泵能排出的最大流量。 （3）泵的额定流量（L/min）在正常工作条件下；保证泵长时间运转所能输出的最大流量。 （4）泵的额定压力（MPa）在正常工作条件下，能保证泵能长时间运转的最高压力。 （5）泵的最高压力（MPa）允许泵在短时间内超过额定压力运转时的最高压力。 （6）泵的额定转数（r/min）在额定压力下，能保证长时间正常运转的最高转数。 （7）泵的最高转数（r/min）在额定压力下，允许泵在短时间内超过额定转速运转时的最高转数。 （8）泵的容积效率（%）泵的实际输出流量与理论流量的比

25、值。 （9）泵的总效率（%）泵输出的液压功率与输入的机械功率的比值。 （10）泵的驱动功率（kW）在正常工作条件下能驱动液压泵的机械功率。 2.2 液压泵的常用计算公式（见表2） 表2 液压泵的常用计算公式 排量?转速?压力液压泵功率= 60 第三章 液压泵 3.1重点、难点分析 本章的重点是容积式泵和液压马达的工作原理；泵和液压马达的性能参数的定义、相互间的关系、量值的计算；常用液压泵和马达的典型结构、工作原理、性能特点及适用场合；外反馈限压式变量叶片泵的特性曲线(曲线形状分析、曲线调整方法)等内容。学习容积式泵和马达的性能参数及参数计算关系，是为了在使用中能正确选用与合理匹配元件；掌握常用

26、液压泵和马达的工作原理、性能特点及适用场合是为了合理使用与恰当分析泵及马达的故障，也便于分析液压系统的工作状态。 本章内容的难点是容积式泵和液压马达的主要性能参数的含义及其相互间的关系；容积式泵和液压马达的工作原理；容积式泵和液压马达的困油、泄漏、流量脉动、定子曲线、叶片倾角等相关问题；。限压式变量泵的原理与变量特性；高压泵的结构特点。 1液压泵与液压马达的性能参数 液压泵与液压马达的性能参数主要有：压力、流量、效率、功率、扭矩等。 （1）泵的压力 泵的压力包括额定压力、工作压力和最大压力。液压泵（马达）的额定压力是指泵（马达）在标准工况下连续运转时所允许达到的最大工作压力，它与泵（马达）的结

27、构形式与容积效率有关；液压泵（马达）的工作压力pB(pM)是指泵（马达）工作时从泵（马达）出口实际测量的压力，其大小取决于负载；泵的最大压力是指泵在短时间内所允许超载运行的极限压力，它受泵本身密封性能和零件强度等因素的限制；工作压力小于或等于额定压力，额定压力小于最大压力。 （2）泵的流量 泵的流量分为排量、理论流量、实际流量和瞬时流量。泵（马达）的排量VB（VM）是指在不考虑泄漏的情况下，泵（马达）的轴转过一转所能输出（输入）油液的体积；泵（马达）的理论流量qBt(qMt)是指在不考虑泄漏的情况下，单位时间内所能输出（输入）油液的体积；实际流量qB(qM)是指泵（马达）工作时实际输出（输入）

28、的流量；额定流量qBn(qMn)是指泵（马达）在额定转速和额定压力下工作时输出（输入）的流量。泵的瞬时流量qBin是液压泵在某一瞬间的流量值，一般指泵瞬间的理论（几何）流量。考虑到泄漏，泵（马达）的实际流量小于（大于）或等于额定流量，泵（马达）的理论流量大于（小于）实际流量。 （3）液压泵与液压马达的功率与效率 液压泵与液压马达的功率与效率主要指输入功率、输出功率、机械效率、容积效率、总效率。对于液压泵，输入的是机械功率PBI，输出的是液压PBT，两功率之比为泵的总效率，泵的输出功率小于输入功率，两者之间的差值为功率损失，包括容积损失和机械损失，这些损失分别用总效率、容积效率Bv、机械效率Bm

29、表示。由于存在泄漏损失和摩擦损失，泵的实际流量qB小于理论流量qBt，理论扭TBt矩小于实际扭矩TB。与泵有关的计算公式有： ?B?PBTpBqB ?B?Bv?BmqBt?VBtnB ?PBIPBI ?Bvqq?Bt?1?Bi ?Bm?TBt TBtTBqBqB?BpB2? 对于液压马达，输入的是机械功率PI，输出的是液压PT，两功率之比为泵的总效率M，马达的输出功率小于输入功率，两者之间的差值为功率损失，功率损失分为容积损失和机械损失，这些损失分别用总效率、容积效率v、机械效率m表示。马达的实际流量qM大于理论流量qMt，理论扭TMt矩大于实际扭矩TM。与马达有关的计算主要公式有： ?M?P

30、MTpq?MM ?M?Mv?Mm qMt?VBtnM PMITM?M?Mvqq?M?1?ni ?Mm?TMt TBtTMqMtqmt?MpM2? 2液压泵的工作原理 容积式液压泵的共性工作条件是：有容积可变化的密封工作容积，有与变化相协调的配流机构；工作原理是当容积增大时吸油，当容积减小时排油。 不同的液压泵，密封工作容积的构成方式不同，容积变化的过程不同，配流机构的形式不同。外啮合齿轮泵的工作密闭容积由泵体、前后盖板与齿轮组成，啮合线将齿轮分为吸油腔和排油腔两个部分，工作时，轮齿进入啮合的一侧容积减小排油，轮齿脱开啮合的一侧容积增大吸油，啮合线自动形成配流过程；叶片泵是由定子、转子、叶片、配

31、流盘等组成若干个密封密闭工作容积，转子旋转时叶片紧贴在钉子内表面滑动，同时可以在转子的叶片槽内往复移动，当叶片外伸时吸油，叶片内缩时压油，由配流盘上的配流窗完成配流；柱塞泵的密闭工作容积是由柱塞与缸体孔配流盘（轴）组成，当柱塞在缸体孔内作往复运动时，柱塞向外伸出时柱塞底部容积增大吸油，柱塞向里缩回则柱塞底部容积减小排油，轴向柱塞泵由配流盘上的配流窗完成配流，径向柱塞泵由配流轴完成配流。 液压泵的密闭工作容积变化方式是难点之一，需要特别注意。齿轮泵靠轮齿的啮合与脱开实现整体容积变化；叶片泵的叶片外伸依靠叶片根部的液压作用力及作用在叶片上的离心力，内缩依靠定子内表面的约束；单作用叶片泵密闭容积大小

32、变化是因为定子相对于转子存在偏心，叶片外伸完全依靠离心力的作用，内缩也靠定子内表面的约束；柱塞泵的柱塞在缸体孔内作往复运动时，轴向柱塞泵由斜盘与柱塞底部的弹簧（或顶部的滑履）共同作用实现，径向柱塞泵则是由定子与压环共同作用来完成。 3液压马达的工作原理 液压马达的共性工作原理是液压扭矩形成的过程。齿轮马达是靠进油腔的液压油，作用在每一齿轮齿侧的面积差而形成切向力差构成扭矩；叶片马达是靠进油腔每一组工作腔内，液压油作用在叶片相邻测面的液压作用力的差值形成扭矩；轴向柱塞马达是靠作用在进油侧柱塞上斜盘垂直于柱塞轴线反作用分力形成扭矩；径向柱塞马达是靠进油测偏心定子作用在柱塞上的切向反作用分力形成扭矩

33、。 液压马达按其结构类型分为齿轮马达、双作用叶片马达、轴向柱塞马达和径向柱塞马达。前三类为高速马达，高速液压马达的结构与同类液压泵大致相同，液压马达要求能够正反转，启动时能形成可靠的密封容积，为此液压马达在结构上具有对称性：进、出油口大小一样、泄漏油单独外引、叶片径向放置等。为保证起动时能形成可靠的密闭容积，双作用叶片马达的叶片根部装有燕式弹簧等。径向柱塞液压马达为低速马达，具有单作用曲柄连杆与多圆心内圆弧定子曲线等特殊结构。 4变量液压泵 排量可以改变的液压泵称为变量泵， 按照变量方式不同有手动变量泵(含手动伺服变量)和自动变量泵两种，自动变量泵又分恒压变量泵、恒流量变量泵、恒功率变量泵、限

34、压式变量泵、差压式变量泵等。轴向柱塞泵通过变量机构改变斜盘倾角可以改变排量；径向柱塞泵和单作用叶片泵是通过改变定子相对转子轴线的偏心距改变排量。 限压式变量叶片泵的原理是自动变量的变量泵工作过程的典型范例。其工作过程主要是分析作用在定子两端的液压力与弹簧力相互作用而使定子与转子间偏心得到自动调整的过程，最后达到泵的输出流量随泵出口压力的增加而自动变小的效果。可以通过调整弹簧调整螺钉和最大偏心螺钉来调整泵的限定压力和最大流量；也可以通过调整上述螺钉，分析泵的特性曲线的变化过程。 5泵的困油现象泵的困油现象是容积式液压泵普遍存在的一种现象。产生困油现象的条件是：在吸油与压油腔之间存在一个封闭容积，

35、且容积大小发生变化。为了保证液压泵正常工作，泵的吸、压油腔必须可靠的隔开，而泵的密闭工作容积在吸油终了须向压油腔转移，在转移过程中，当密闭工作容积既不与吸油腔通又不与压油腔相通时，就形成了封油容积；若此封油容积的大小发生变化时，封闭在容积内的液压油受到挤压或扩张，在封油容积内就产生局部的高压或孔穴，于是就产生了困油现象。解决困油现象的方法有：开卸荷槽、开减振槽或减振孔、控制封油区的形成等。 在轴向柱塞泵中，由于配流窗口间隔角大于缸体孔分布角，柱塞底部容积在吸、压油转移过程中会产生困油现象。为减少困油现象的危害，可以通过在配流盘的配流窗上采取结构措施来消除：如在配流窗口前端开减振槽或减振孔，使柱

36、塞底部闭死容积大小变化时与压油腔或吸油腔相通；若将配流盘顺着缸体旋转方向偏转一定角度放置，使柱塞底部密闭容积实现预压缩或预膨胀就可以减缓压力突变；对双作用叶片泵，由于定子的圆弧段为泵吸、压油腔的转移位置，设计时只要取圆弧段的圆心角大于吸、压油窗口的间隔角与叶片间的夹角，使封闭容积的大小不会发生变化，困油现象就不会产生；在外啮合齿轮泵中，为了保证齿轮传动的平稳性，要求重合度1，因此会出现两对轮齿同时啮合的情况。此时两对轮齿同时啮合所构成的封闭容积既不与压油腔相通，也不与吸油腔相通，并且该容积大小先由大变小，后由小变大，因此便产生了困油现象，为消除齿轮泵困油现象，通常在泵的前、后盖板或浮动侧板、浮

37、动轴套上开卸荷槽。 6液压泵的流量计算 分析液压泵流量计算的目的是了解影响液压泵流量大小的结构参数，从而了解液压泵的设计思路。在设计液压泵时，要求在结构紧凑的前提下得到最大的排量。液压泵流量计算的方法是：通过泵工作时，几何参数的变化量计算泵的排量，再通过排量与转速相乘得到理论流量，然后再乘以容积效率得到泵的实际流量 2对于齿轮泵排量V=2zmB 在节圆直径D=mz一定时，增大m、减小z可增大排量， 为此齿轮泵的齿数都较少。为避免加工出现根切现象，须对齿轮进行正变位修正；对于双作用叶片泵排量 V?2?B(R?r)?222?bs(R?r)，增大(R-r)可以增大排量，但受叶片强cos? 2度限制，

38、一般取Rr=1.11.2；对于轴向柱塞泵排量 V=(dDztan)/4在柱塞分布圆直 径D一定时，增大柱塞直径d容易增大泵的排量，但缸体的结构强度限制zd075D。 7液压泵的泄漏 由于液压泵内相对运动件大部分是采取间隙密封的密封方式，液压泵工作时，压油腔的高压油必然经过此间隙流向吸油腔和其他低压处，从而形成了泄漏。这样不仅降低了泵的容积效率，使泵的流量减小，而且限制了液压泵额定压力的提高。因此，控制泄漏、减少泄漏，是保证液压泵正常工作的基本条件之一。液压泵泄漏的条件是存在间隙和压力差，并且其泄漏量与间隙值的三次方成正比、与压力差的一次方成正比。分析泵的泄漏是主要从密封间隙大小、间隙压差高低以

39、及运动是否增加泄漏三个方面入手。 柱塞泵的主要的泄漏间隙是柱塞与缸体孔之间的环形间隙，其次为轴向柱塞泵缸体与配流盘之间的端面间隙、滑履与斜盘之间的平面间隙。对于径向柱塞泵除柱塞与缸体孔之间的环形间隙外，还有缸体与配流轴之间的径向间隙、滑履与定子内环之间的间隙。由于柱塞与缸体孔的环形间隙加工精度易于控制，并且其他间隙容易实现补偿，因此柱塞泵的容积效率和额定压力都较高。在叶片泵中主要的泄漏间隙是转子与配流盘之间的端面间隙，其次还有叶片与转子叶片槽之间、叶片顶部与定子内环之间的间隙。中高压双作用叶片泵为减少泄漏，有的将配流盘设计为浮动式配流盘，实现端面间隙自动补偿。对外啮合齿轮泵，其主要的间隙是齿轮

40、端面与前后泵盖或左右侧板之间的端面间隙，其次还有齿顶与泵体内圆之间的径向间隙、两啮合轮齿间的啮合间隙。中高压齿轮泵的端面间隙采用自动浮动补偿机构予以补偿。 8高压泵的特点 为提高各类液压泵的额定压力，除采取措施减小泄漏、提高容积效率外，还需要在结构设计时采取措施，减少作用在某些零件上的不平衡力。如：在轴向柱塞泵中，将滑履与斜盘、缸体与配流盘之间设置静压平衡措施；在双作用叶片泵中，采用子母叶片、双叶片、柱销叶片等措施，减小吸油区叶片根部的液压作用力，以减小叶片顶部对定子吸油区段造成的磨损。对于齿轮泵除在泵的端面间隙设置自动浮动补偿机构外，还采用了开径向力平衡槽等措施，补偿作用在齿轮轴上的液压径向

41、不平衡力。 3.2典型例题解析 例3-1 已知某齿轮泵的额定流量q0100L/min，额定压力p025105Pa，泵的转速n11450r/min，泵的机械效率m0.9，由实验测得：当泵的出口压力p10时，其流量q1106L/min；p225105 Pa时，其流量q2101L/min。 （1） 求该泵的容积效率V； （2） 如泵的转速降至500r/min，在额定压力下工作时，泵的流量q3为多少？容积效率?V为多少？ （3）在这两种情况下，泵所需功率为多少？ 解：（1）认为泵在负载为0的情况下的流量为其理论流量，所以泵的容积效率为： ?V?q2101?0.953 q1106 （2）泵的排量 V?q

42、1106?0.073L/min n11450 泵在转速为500r/min时的理论流量 q3?500?V?500?0.073?36.5L/min 由于压力不变，可认为泄漏量不变，所以泵在转速为500r/min时的实际流量为， q3?q3?(q1?q2)?36.5?(106?101)?31.5L/min 泵在转速为500r/min时的容积效率， q331.5?V?0.863 q336.5 （3）泵在转速为1450r/min时的总效率和驱动功率 ?M?V?0.9?0.953?0.8577 P1?p2q225?101?102 ?4.91?103W 0.8577?60? 泵在转速为500r/min时的总效率和驱动功率 ?M?V?0.9?0.863?0.7767