1 不考慮工作介質的可壓縮性時丹尼遜葉片泵的幾何瞬時流量

若認為工作介質的彈性模量e為無窮大,當作不可壓縮流體對待,則配流盤不需要設置預升、卸壓閉死角.此時在忽略泄漏的情況下,泵的瞬時流量完全決定于工作腔幾何空間變化率.

1.1 單工作腔的排油特性

vq型泵的葉片滑槽是徑向開設的,葉片頂端的形狀為單面后傾角,葉片數z=10,大、小圓弧段的包角β1和β2都是36°,工作曲線的包角α為54°,具體結構如 1所示. 中相鄰兩葉片1,2和轉子及配流側板構成一個具有獨立排油機能的工作腔,當其隨轉子轉動時,其排油量由兩部分組成[4],一部分是無厚度理想葉片組成的工作腔排油量qv,1,另一部分是由對應的處于吸油區的子葉片厚度影響所造成的負排油量qv,2.

1.1.1 不考慮葉片厚度的工作腔的排油量

以大圓弧和工作曲線的交點為轉角φ的起點,可得:

式中,b為母葉片的寬度,ω為轉子旋轉的角速度,ρ為定子曲線的極徑.

過渡曲線的方程:

ρ=f(α-φ) (2)

上式中以(α-φ)來代替φ的原因是通常所給出的過渡曲線的方程都是以短徑端為起始點的,通過以上的變換就把φ角的零點由短徑端變換到長徑端,這樣過渡曲線的起始點也就在大圓弧和工作曲線的交點處[5].

1.1.2 由葉片厚度影響所造成的負排油量

子母丹尼遜葉片泵的底腔始終和工作腔相通,由母、子葉片所構成的中間壓力腔始終和排油腔相通,故當母葉片伸出或縮進時,影響工作腔排油量的是處于吸油區葉片的中間壓力腔的體積變化,其流量為

qv,2= bsv (3)

式中,b為子葉片的寬度,s為葉片厚度,v為對應于工作腔的處于吸油區葉片的徑向速度.

由以上各式可計算出單工作腔的排油流量隨轉子轉角φ的變化規律如 2所示. 中,k為工作介質的體積彈性模量.

1.2 泵的瞬時流量

將同時處于排油的工作腔的流量進行疊加,便可得到在不考慮工作介質的可壓縮性時泵的單作用的幾何瞬時流量(見 2).雙作用丹尼遜葉片泵采用偶數葉片,雙作用的瞬時流量的相位相同,因此雙作用流量疊加時瞬時流量的波形不變,只是縱坐標數值增加1倍.

由 2可看出:在不考慮工作介質的可壓縮性時,葉片厚度的排擠作用是影響泵的幾何瞬時流量不均勻性的唯一因素.同時,因為采用母子葉片結構,子葉片的寬度僅為母葉片的1/4,所以因子葉片厚度而產生的排擠作用對工作腔排油流量的影響很小,當z=10時,由葉片厚度的排擠作用所造成的流量不均勻系數僅為1%.

2 丹尼遜葉片泵的實際瞬時流量分析

高壓泵為達到消除配流時的壓力沖擊和氣蝕等目的,在配流盤上設置了錯配角、閉死角及預升、卸壓阻尼[6],此時泵的瞬時流量要受到機械閉死壓縮和阻尼回沖兩個方面的影響.下面分別進行討論.

2.1 機械閉死壓縮對單工作腔排油流量的影響

當工作腔處于預升壓閉死區δφ內時,由葉片運動所產生的機械壓縮只是使工作腔的壓力升高即產生預升壓作用,而不進行排油,所以和 2中的工作腔的流量相比,泵的工作腔的流量應減去工作腔在預升壓閉死區時的排油量qv,3,此時單工作腔的排油流量隨轉子轉角φ的變化規律
2.2 阻尼回沖對瞬時流量的影響

當工作腔處于預升壓閉死區時,為達到預升壓從而消除配流沖擊的目的,工作腔將通過阻尼三角槽從排油腔引油,阻尼引油流量可由配流時工作腔中油液的預升壓力微分方程和阻尼三角槽的引油流量公式[7]求得.