泵有关外文翻译资料.docx
- 文档编号:3733789
- 上传时间:2022-11-25
- 格式:DOCX
- 页数:12
- 大小:538.21KB
泵有关外文翻译资料.docx
《泵有关外文翻译资料.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《泵有关外文翻译资料.docx(12页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
泵有关外文翻译资料
外文翻译原文
及译文
学院机电工程学院
专业班级机械076
学生姓名张兴涛
指导教师闻全意
减少摩擦扭矩的叶片泵通过平滑凸轮环表面
YInaguma
(1)和AHibi
(2)
(1)Engineering部门、公司、Okazaki、日本Mechanical工程、Toyohashi
(2)Department理工大学、Toyohashi、日本
这份手稿是于2005年11月1日收到,于2006年12月4日修订后出版。
往:
10.1243/0954406JMES225
文摘:
这项工作涉及对摩擦扭矩液压平衡的叶片泵凸轮轮廓表面粗糙度的影响,并验证平滑表面的凸轮轮廓,可以减少摩擦力矩。
叶片泵中凸轮轮廓和叶片提示之间的摩擦引起的摩擦扭矩非常重要。
在这篇文章中,首先,叶片尖端之间的滑动面,其摩擦系数的测定值与表面粗糙度利用各种圆柱形试验环。
然后扭矩特性的叶片泵具有凸轮环轮廓表面粗糙度的不同值的测量,其结果相比的摩擦系数的分析结果的调查,使用测试环。
其结果是,凸轮轮廓和叶片顶端之间的摩擦引起的摩擦扭矩减了减少表面粗糙度的凸轮轮廓,从而提高机械的效率。
摩擦系数测定试验环可以应用于实际的叶片泵。
关键词:
液压动力系统、平衡的叶片泵、机械效率、摩擦力矩大、摩擦系数、表面粗糙度。
1介绍
均衡的叶片泵是现在广泛应用于多个液压动力系统因为紧凑、重量轻、价格低廉,和特别适用于车辆、低压力脉动及低噪音均须助力转向系统中的液压动力源。
当设计包括叶片泵、液压泵、机械的效率,以及容积效率构成了evaluatingpumpperformance的一个关键因素。
已经研究了各种泵和液压马达的摩擦扭矩特性与数学模型。
不过,在叶片泵的摩擦扭矩的组件还未被指定每个摩擦的比例转矩不定量澄清。
在平衡的叶片泵,凸轮轮廓和叶片顶端之间的摩擦引起的摩擦扭矩占据泵摩擦扭矩的很大一部分因为叶片推到凸轮轮廓的压力。
虽然步叶片泵[6]和内部叶片泵,两者都具有特殊的机制,以减少推动力的叶片,已制定了,虽然这些不适合的汽车动力转向泵因为由于叶片制造中的复杂性的成本增加。
作者透露了理论研究和实验,叶片泵高压条件下的机械效率大大受凸轮轮廓和叶片顶端之间的摩擦力矩,并因此取决于不仅对叶片厚度的凸轮升程的比例为定义的参数之间的摩擦系数的研究凸轮轮廓和叶片。
在此研究中,与普通的叶片,叶片泵的摩擦系数的减少以及机械效率提高了试图通过凸轮环的表面平滑,即bylessening表面粗糙度的凸轮轮廓,叶片的滑动表面。
这项工作的前部分介绍了基本的测试结果的摩擦系数与表面粗糙度,获得的使用常数的内半径的测试环之间的关系。
这项工作的后期描述的摩擦扭矩特性和实际的vanepumps,机械效率与各种类型的表面粗糙度测定凸轮环。
对机械效率凸轮轮廓表面粗糙度的影响将加以研究。
2通过使用测试环的摩擦系数ONVANE提示的测量
2.1实验装置
凸轮轮廓和叶片顶端之间的磨擦系数的是通过使用测试环无凸轮升程测量的。
图1显示的实验仪器和测量磨擦系数的液压回路的示意图。
测试仪原本是一个实际的泵,而不是凸轮环和特殊的侧板没有端口连接与泵送还配备齐全,测试环。
若要调查表面粗糙度的影响,与各种类型的表面粗糙度测试环被用在这项工作。
液压回路测试也如图1所示。
从进料泵送油是受安全阀,送入叶片反压槽的侧板测试仪中。
受规管的压力p1触摸他们的提示,以测试环内表面上取消了测试仪中的叶片。
叶片的提示侧充满了油的压力p2,几乎相等于常压条件下进行了实验。
测试仪转子轴是通过扭矩测量仪由电动马达驱动的。
因为测试环已无凸轮升程,器具不能作为一种泵输送石油。
即,理想的扭矩Tth(=Vthp/2π)为零,因为thepumpdisplacementVth是零。
因此,这种仪器测量的扭矩等于总的摩擦扭矩的轴、转子、叶片。
图1实验仪器和液压回路
图2显示了测试部分的规格。
转子和叶片使用此testwere中的叶片泵的批量生产使用的。
叶片是高速工具钢制和完成桶形抛光。
叶片顶端的粗糙度是约0.3μmRz。
凸轮环R1的小半径相同的钢筋混凝土的试验环内径。
图3显示了对测试环内表面粗糙度的测量数据的五个例子。
表面粗糙度测量方向作出与叶片的滑动方向的右角。
如图3所示内,表面上完成的细磨号2、3、4号、超细粉碎,研磨后磨削5号1号测试环,正常磨和表面粗糙度成为更精细的下列数字按数值顺序排列。
材料的测试环fromNos。
1至4个被渗碳淬火的铁烧结合金,同样的材料,实际的凸轮环,以及5号的淬火钢的工具。
测试套圈内的表面研磨或研磨,完成0.1–1.5μm-Rz粗糙度分别。
测量摩擦系数,除了图3所示的测试环还使用其他测试ringswere。
图2测试环和叶片的尺寸
图3表面粗糙度的试验环
使用的液压油是商业的矿物油和40◦C在其密度μ和粘度μ分别为855公斤/立方米和0.0293Pas。
2.2摩擦系数的实验结果
图4显示了对叶片△p=(p1−p2)1号测试环的提示和底部的压力差值的摩擦扭矩△T。
在图4中,△T线性地增加inp增加和边坡△p–△T线是旋转的升幅较小rotorN的速度。
在这种情况下,(a)的摩擦扭矩转子和侧板,(b)水泵轴和油密封,(c)在布什轴承的摩擦力矩之间的摩擦引起的摩擦力矩之间的粘性摩擦(d)摩擦扭矩的叶片,即摩擦扭矩引起凸轮轮廓和叶片顶端之间的摩擦都包含在△T。
图4△P和△T之间的关系
在上述的摩擦扭矩组件,叶片的摩擦扭矩随着增加△p,因为风向标的推动力是成比例的△p.所以值△T-△p=0,即,Y-拦截T0在图4中的可以被视为除外的风向标的摩擦扭矩的摩擦扭矩的总和。
可以计算摩擦扭矩的风向标TnT0减去△T中,如图4所示。
然后,在叶尖λ磨擦系数是由以下方程
在方程中z是叶片数、b是转子宽度、w是叶片厚度,和钢筋混凝土是检验环的内径。
图5显示了测试五环从第1到5号△p和总氮的关系。
图5所示,Tn减少检验环的内表面粗糙度值的跌幅。
变化Tn-△p针对的不是直线清楚订明对测试环2号和3号0.3–0.6μmRz,表面粗糙度和针对△p的Tn率上升成为高高的△p地区。
为4号和5测试圈,这种趋势是轻微的。
这一事实意味着摩擦系数不常到△p,为这些测试环。
图5△p和Tn之间的关系
图6中显示的值为λ测量在△p=5.88MPa。
下图显示了该λ极大地取决于表面粗糙度和倾向于增加N.略有减少虽然λ是在0.10–0.12
1号检验环,地面的正常磨削表面粗糙度为1.4μmRz,显然与表面粗糙度的跌幅为λ下跌的情况。
叙述表面粗糙度是<0.2μmRz,λ成为不少于三分之一相比的1号测试环。
图6N和λ之间的关系
图7显示表面粗糙度和三个转速N,为λ之间的关系安排从测试环的结果。
随着表面粗糙度值增加λ和λ成为独立的表面粗糙度的地区不断大于0.7μmRz.这个常量值的λ不同n,低于此值增加.当表面粗糙度成为
<0.3μmRz减少λ变化轻微。
图7所示的现象的原因被解释图8,其中说明了环的表面和叶片提示之间的润滑条件。
虽然在叶片的圆度的半径提示是比的测试环内径小得多,而是广为人知的可以在凸轮轮廓和叶片顶端之间形成的薄油膜弹流润滑理论。
风向标被举起从环表面由于油膜的形成的滑动的风向标。
从环的表面,高频,叶片提示的起重高度强烈取决于作为风向标的滑动速度以及警队加载的叶片和油的粘度。
图7表面粗糙度和λ之间的关系
Hf应付油膜的起吊的风向标,叶片完全被浮无叶尖与环的表面的金属--金属接触,环的表面粗糙度时极好,如图8(a)中所示。
这项工作,实验中看来,最风向标的力量支持环表面粗糙度的情况下的油膜<0.3μmRz。
数据表的情况,磨擦系数的变得极低。
有时的表面的高峰成为大于hf,应付油膜,除了叶片顶端的风向标的起重高度是接触测试环内,表面限定图中所示。
然后,磨擦系数的变得更大的部分原因金属对金属接触。
由于环表面粗糙度值增加与金属对金属接触面积增加,磨擦系数的增加。
当峰最表面粗糙度要远远大于hf,如图8(c)所示,油膜不能支持的叶片。
数据表的条件,摩擦系数变为高和表面粗糙度仍不断在边界润滑尽管进一步增加。
图8环面和叶片之间的润滑条件提示
3实验ACTUALVANE泵
3.1叶片泵试验
图9显示剖视图的平衡的叶片泵,组成的凸轮环带的椭圆内孔,转子径向处置的叶片,和位于两侧的两个侧板系列转子。
转子轴通过非常宽松的样条,由驱动和两个侧板运行间隙之间的转子和叶片旋转。
图9叶片泵的剖视图
平衡的叶片泵有双位移过程中,与两个周期的革命每吸放电。
泵旨在使泵吸和传递端口是截然反对,提供完整的所有内部径向力平衡。
在这台泵,侧板叶片反压槽在面临介绍转子叶片槽底部压力转子的双方。
在泵的行动中,叶片拽从底部的压力和旋转凸轮轮廓上施加的叶片顶端的负荷。
在表1中列出了测试泵的尺寸。
表1测试泵的尺寸
测试凸轮环的详情如下:
他们发了铁烧结合金和凸轮环的内表面都具有不同的值,表面粗糙度的地面。
在此研究中,19凸轮环与表面粗糙度的凸轮轮廓的差异是编写和测试。
图10显示了测试凸轮环的凸轮轮廓的表面粗糙度的两个例子。
图10中的上一个完了正常磨和它的表面粗糙度是1.23μmRz。
与此相反,图10中的下一个完成的细磨和它的表面粗糙度是0.40μmRz。
虽然提供压力pd行为不断对整个叶片底,行事pd叶片提示更改根据叶片的旋转位置上的区域。
它被定义叶片θ的旋转角度是零的凸轮轮廓的小半径部分中间点,θ1是吸力的起始角度,θ2是整理吸力的角度Θ3是交付的起始角度,θ4是整理角度的交付。
图10表面粗糙度的试验凸轮环
图11所示提示的风向标和底部压力和叶片强制抗体引起小半径部分的压差(0<θ<θ1),吸部分(θ1<θ<θ2),大半径部分(θ2<θ<θ3),并提供部分(θ3<θ<θ4)。
不断对钯的小型和大型的半径部位叶片顶端的叶片行为的多达一半厚度和叶片底部的传递压力pd行为。
此外,吸的一部分,在吸气压力ps行为整个叶片顶端。
另一边,在交付的一部分,pd行为也整个叶片顶端,导致Fv=0。
图11每个部分的叶片力
立即在每个进程的起点Fv正在发生的变化,抗体在一个位移变化模式处理从θ=0π如图12所示。
此测试泵,案件中吸的一部分,θ2–θ1,角度是等于传递的一部分,θ4–θ3,因为抗体的平均将成为wbp/2。
考虑到的叶片数z和假设平均凸轮半径是(R2+R1)/2、Tn风向标的摩扭
矩可获得方程式
哪里凸轮轮廓和叶片顶端之间的磨擦系数。
方程中,Tn是直接到△p.Defining对△p的Tn坡是α,α的比例可以由以下公式表示
图12叶片强制一个位移过程
3.2实际叶片泵试验结果
图13显示了两台泵凸轮环有图10所示为粗糙度之间的摩擦△T的比较。
然后,△T减去理想扭矩从兴国泵驱动力矩T.图13显示了△p和△T之间的关系,在N=40◦C,1500r/min和油温度。
比较有成品的凸轮轮廓正常磨削后完成的细磨α的凸轮轮廓的泵的泵,边坡,△p–△T线是小得多,尽管相同T0,Y-△p–△T线的拦截即与表面粗糙度的0.40μmRz的风向标的摩擦扭矩是一半一样大,与1.23μmRz的凸轮轮廓的。
在实际的叶片泵叶片的摩擦扭矩线性地增加△p。
△P–△T特性其它泵速度也类似于图13所示的属性。
图13△T泵与不同的表面粗糙度的凸轮环之间的比较
图14显示之间具有△p–△T特性图13所示的两台泵的机械效率ηm的对比情况。
在此图中,ηm所示百分比。
降低叶片的摩擦扭矩的半增加ηm约5%在相同的运行条件。
图14ηm泵用不同的表面粗糙度的凸轮环之间的比较
要验证这种效果,叶片和叶片泵的机械效率的摩擦扭矩通过使用与变化中表面粗糙度的凸轮环详细调查。
α的评价是正常或细,地面,并且其表面摩擦△T线性增加增加每个叶片泵的△p的0.3–2.0μmRz.因为地区的roughnesswere的值,是合理的证明的影响叶片摩擦扭矩的表面粗糙度。
图15显示表面粗糙度的凸轮轮廓和α之间的关系在N=1500年和3000转/分,获得的使用与各种类型的表面粗糙度的凸轮环。
在这一地区的表面粗糙度,然而,αatN值=3000转/分是略低于N=1500r/min,对应于λ图7所示的结果。
无花果15(a)和(b),实线表示使用测试环无凸轮升程测量的磨擦系数λα使用公式(3)计算的值。
从图15所示,通过磨擦系数的测定试验环可以大幅投影摩擦扭矩的实际叶片泵的风向标。
在实际的叶片泵的情况下还时表面粗糙度的凸轮轮廓将减少到0.4μmRz获得正常磨,从1.0μmRz细磨,叶片的摩擦扭矩缩小到一半。
摩擦扭矩的实际叶片泵叶片以及测试的圆环,也不断的表面粗糙度要独立大于约1.0μmRz的程度
图15对α表面粗糙度的影响
图16显示测试泵、图15所示的数据产生的机械效率ηm(=Tth/T)。
在图16中,ηm还显示百分比。
图16验证,ηm是常在的表面粗糙度大于1.0μmRz和ηm逐渐增加较小的范围内表面粗糙度的凸轮轮廓随着<0.8μmRz。
最后,ηm将成为近90%的改进的5%时表面粗糙度的凸轮轮廓减少从1.0下降到0.4ΜmRz。
图16ηm对表面粗糙度的影响
4结论
在此研究中,对叶片顶端的摩擦系数的叶片的滑动面表面粗糙度的影响衡量使用测试环电梯,并对叶片和实际的叶片泵的机械效率的摩擦扭矩凸轮轮廓的精细表面粗糙度的影响进行了调查。
其结果是,获得了以下的结论。
虽然环表面和叶片顶端之间的摩擦系数的表面粗糙度的情况下0.1–0.12>0.8μmRz,则下跌表面粗糙度的跌幅。
与表面粗糙度<摩擦系数0.3μmRz,可以减少近到0.02。
可以认为这种影响来自叶片力支持增加与减轻油膜表面粗糙度。
在实际的叶片泵也,叶片的摩擦扭矩下跌凸轮轮廓的范围内表面粗糙度的跌幅<0.8μmRz.This研究验证风向标的摩擦扭矩减少到一半和叶片泵的机械效率成为近90%的改进当凸轮轮廓的表面粗糙度降至0.4μmRz。
据透露摩擦系数的测量与测试环的叶片顶端的值可用于实际的叶片泵。
5参考
1Wilson,W.E.Rotary–pumptheory.Trans.ASME,1946,68(4),371–384.
2Wilson,W.E.Performancecriteriaforpositivedisplacementpumpsandfluidmotors.Trans.ASME,1949,71
(2),115–120.
3Schlösser,W.M.J.EinmathematischesModellfürVerdrängerpumpenund–motoren.Oelhydraul.Pneum.,1961,5(4),122–129.
4Hibi,A.andIchikawa,T.Mathematicalmodelofthetorquecharacteristicsforhydraulicmotors.Bull.JSME,1977,20(143),616–621.
5Inaguma,Y.,Watanabe,K.,Kato,H.,andHibi,A.Energy-savingandreductionofoiltemperaturerisinginhydraulicpowersteeringsystem.SAEpaper1999–01–0392,1999.
6Mortenson,P.C.Vanepumpsforthemoboleandindustrialmarket.InProceedingsof18thNationalConferenceonIndustrialhydraulics,1962,pp.148–153.
7Inaguma,Y.andHibi,A.Vanepumptheoryformechanicalefficiency.Proc.IMechE,PartC:
J.MechanicalEngineeringScience,2005,219,1269–1278.
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 有关 外文 翻译 资料
![提示](https://static.bdocx.com/images/bang_tan.gif)