胡 明 袁偉東 陳文華 錢 萍 陳 明 張 堯
1.浙江理工大學機電產(chǎn)品可靠性技術研究浙江省重點實驗室,杭州,310018 2.哈爾濱工業(yè)大學,哈爾濱,150001
泵是被廣泛應用的通用機械設備之一,轉子式容積泵則是種類最多的常用泵,但轉子式容積泵存在排量小、壓力脈動較大、徑向力不平衡、易泄漏、磨損快和噪聲較大等關鍵技術難題[1-2]。在容積泵相關的技術發(fā)展過程中,研究者們一直致力于把機構學的研究成果應用于容積泵的創(chuàng)新發(fā)明和性能提高中。轉動導桿—齒輪式葉片差速泵即是一種新型轉子式容積泵,主要由驅動系統(tǒng)、葉輪和泵殼等部分組成。其中,驅動系統(tǒng)為轉動導桿機構與齒輪機構的組合形式,可實現(xiàn)葉輪工作所需的運動規(guī)律;葉輪和泵殼共同形成差速泵的封閉腔,兩葉輪通過不等速轉動實現(xiàn)封閉腔容積的變化以完成排液和吸液。葉片差速泵的兩個吸液腔和兩個排液腔始終對稱,因此高壓液體作用在葉輪上的徑向力始終平衡;泵的內(nèi)殼表面與葉片形狀較其他類型泵簡單,加工制造方便。由于葉片差速泵具有結構緊湊、運轉可靠、容積效率高、排量體積比大、徑向工作載荷可平衡、輸送介質(zhì)黏度范圍寬、加工制造成本低等特點,適用于要求輸出高壓力、大排量的場合,如油田注水、市政領域的樓房供水、供暖及消防設施等。關于葉片差速泵的研究,前期研究者主要進行了構型的綜合設計與相關技術分析[3]。本文在此基礎上進行轉動導桿—齒輪式葉片差速泵驅動系統(tǒng)的工作原理分析、結構設計、力學特性分析及實驗研究。
轉動導桿—齒輪式葉片差速泵的驅動系統(tǒng)是通過轉動導桿與齒輪機構的組合使用來實現(xiàn)葉輪的正確運動規(guī)律的,進而保證葉片差速泵的綜合性能。轉動導桿—齒輪式葉片差速泵的驅動系統(tǒng)主要包括動力源(即電機)、轉動導桿機構、齒輪機構及其他輔助部件,如圖1所示。轉動導桿—齒輪式葉片差速泵的驅動原理是:齒輪2同時與齒數(shù)相同的齒輪3和齒輪14嚙合,使齒輪3和齒輪14同向等速轉動。齒輪3和齒輪14分別與轉動導桿機構的導桿4和13固連,其安裝角按設計要求設定。通過滑塊5和滑塊12,導桿4和導桿13作為主動件分別驅動曲柄6和11做周期性的非勻速轉動,從而使曲柄6和11的角速度按照不同的相位輸出。曲柄6和11分別與齒輪7和10固連,而齒輪7和10分別與齒輪8和9嚙合。齒輪8和9分別與葉片差速泵的兩個葉輪15、16固連,使葉輪15、16做周期性的不等速轉動,滿足葉輪運動規(guī)律的要求。
圖1 轉動導桿—齒輪式驅動系統(tǒng)簡圖
由于葉片差速泵驅動系統(tǒng)中所采用的轉動導桿機構是雙曲柄機構的演化形式,具有主動件為曲柄或為導桿兩種類型,這兩種類型的主動件均可實現(xiàn)主動件勻速轉動時從動件的變速整周轉動,即與齒輪機構組合后均可滿足葉片差速泵的驅動要求。根據(jù)前期研究發(fā)現(xiàn):相同條件下導桿為主動件的葉片差速泵驅動系統(tǒng)更具優(yōu)越性,具體表現(xiàn)為運動更加平穩(wěn),排量更大[4-5]。因此,本文以導桿為主動件的轉動導桿—齒輪式驅動系統(tǒng)為研究對象,進行結構設計、力學特性分析及實驗研究。
轉動導桿—齒輪式葉片差速泵驅動系統(tǒng)的三維模型如圖2所示,其中輸入軸1與電動機連接并帶動齒輪2,齒輪2同時與齒輪3和齒輪14嚙合。齒輪3和齒輪14上分別固連滑槽盤4、13?;郾P4、13分別隨齒輪3、14轉動驅動偏置滾子5、12。齒輪7、10分別固連在曲柄6、11上并隨之轉動。齒輪7、10分別與齒輪8、9嚙合,而齒輪8和齒輪9分別與葉輪15和葉輪16固連并帶動兩個葉片轉動。按照上述運動傳遞路徑,可實現(xiàn)葉片差速泵驅動系統(tǒng)的運動規(guī)律。
圖2 轉動導桿—齒輪式驅動系統(tǒng)三維結構
轉動導桿—齒輪式葉片差速泵驅動系統(tǒng)的技術參數(shù)如表1所示。
表1 轉動導桿—齒輪式葉片差速泵技術參數(shù)
轉動導桿—齒輪式驅動系統(tǒng)各構件所受的工作阻力矩如圖1所示。齒輪7、齒輪10分別與齒輪8、齒輪9嚙合,且齒數(shù)比均為u。由此可知,齒輪7和齒輪10所受的工作阻力矩為
同時,齒輪7和齒輪10分別與曲柄6和曲柄11固連,故其所受的工作阻力矩M7=M6、M10=M11。而轉動導桿機構的主動件導桿4和導桿13所受的工作阻力矩M4和M13分別為
式中,λ為導桿機構運動特征系數(shù)(導桿機構兩回轉中心距離d與曲柄長度a的比值);σ1、φ4分別為導桿4的安裝角和轉角;σ2、φ13分別為導桿13的安裝角和轉角。
導桿4和導桿13分別與齒輪3和齒輪14固連,而齒輪3和齒輪14同時與齒輪2嚙合。齒輪2、齒輪3、齒輪14的齒數(shù)分別為z2、z3、z14,于是得到齒輪2所受的工作阻力矩為
令
整理后得到齒輪2所受的工作阻力矩為
由于圖1所示的齒輪8和齒輪9分別與葉片差速泵的兩葉輪固連,設泵的排液孔壓力為po,吸液孔壓力為pi,葉輪的小徑為D1,大徑為D2,葉輪的葉片能夠形成有效容積的軸向尺寸為h,由此確定齒輪8和齒輪9的力矩M8和M9分別是兩葉輪上所受的工作阻力矩,即
式中,ω8、ω9分別為齒輪8和齒輪9的角速度。
將式(8)、式(9)代入式(7),當u=2,i12=2,po-pi=1MPa時,可得到圖1中齒輪2的工作阻力矩變化規(guī)律如圖3所示。由圖3可知,隨著運動特征系數(shù)λ的增大,齒輪2所受的工作阻力矩的波動幅度逐漸增大。
圖3 轉動導桿—齒輪驅動系統(tǒng)工作阻力矩線圖
轉動導桿—齒輪式組合驅動的葉片差速泵實驗臺布置如圖4所示。其中電動機1與轉動導桿—齒輪式驅動箱2連接,通過驅動箱2驅動泵體3中的葉輪工作。泵體3上分別設有吸液口4和排液口5,吸液口和排液口分別由管路與儲油箱7連通。在實驗測試中,轉動導桿—齒輪式葉片差速泵的驅動電機由變頻器控制以便調(diào)速,葉片差速泵的泵體上各單向閥則由管路直接通到油箱,用于觀察困液的排出與泵的泄漏情況。實驗介質(zhì)采用46號抗磨液壓油。
圖4 轉動導桿—齒輪式葉片差速泵原理樣機
通過變頻調(diào)速器使電機轉速逐漸增大,觀察排液口的液體排出情況,實驗結果如表2所示。
由表2可知,轉動導桿—齒輪式葉片差速泵可實現(xiàn)自吸與排液,證明轉動導桿—齒輪式葉片差速泵的驅動設計與結構設計正確。
由表2可知,當轉動導桿—齒輪式葉片差速泵驅動轉速n<209r/min時不能排液,說明葉片差速泵原理樣機的制造精度和密封性能欠佳,致使較低轉速下泵無法實現(xiàn)自吸;當轉動導桿—齒輪式葉片差速泵的驅動轉速在209r/min≤n<375r/min范圍時,葉片差速泵斷續(xù)排液;當驅動轉速n≥375r/min時,葉片差速泵連續(xù)排液。
此外,實驗中葉片差速泵的困液排出量極小,在單向閥的輸出端幾乎觀察不到。但葉片差速泵在實驗過程中產(chǎn)生了明顯的噪聲,原因是轉動導桿—齒輪式葉片差速泵驅動系統(tǒng)承受交變載荷,產(chǎn)生齒輪嚙合噪聲,且各運動副間隙較大時也會引起沖擊噪聲,在后續(xù)的研究中將予以修正。
(1)以導桿為主動件的轉動導桿—齒輪驅動系統(tǒng)角速度符合葉片差速泵驅動運動規(guī)律設計要求。
(2)通過對轉動導桿—齒輪式驅動系統(tǒng)的力學特性分析,確定了其輸入工作阻力矩隨運動特征系數(shù)的變化規(guī)律。
(3)對轉動導桿—齒輪式葉片差速泵原理樣機進行實驗測試,確定了其無法排液、斷續(xù)排液及連續(xù)排液的速度區(qū)間。
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