【摘要】：為了使軸向柱塞液壓馬達仿真模型接近于物理樣機,采用機械、液壓耦合模型并綜合考慮柱塞和缸體、柱塞和斜盤等摩擦副的摩擦力和液體的粘性阻尼以及減小壓力脈動的三角阻尼槽等因素,建立了軸向柱塞液壓馬達仿真模型。液壓馬達高壓油推動柱塞位移、機械能推動柱塞排油,實現(xiàn)液壓能和機械能相互轉(zhuǎn)換,主要包括壓力源(恒流源或恒壓源)、負載(外部阻力矩,轉(zhuǎn)動慣量)、柱塞缸體組件、柱塞往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換組件、配流窗口等。仿真結(jié)果與有關(guān)文獻中液壓馬達實驗數(shù)據(jù)進行對比,馬達轉(zhuǎn)速、加速時間、最大輸出流量的仿真值與實驗值誤差均小于5%,驗證了仿真模型能夠保證較好的計算精度。仿真結(jié)果表明,由于卸荷槽和腰型槽過渡區(qū)域有通流面積突變現(xiàn)象,容易產(chǎn)生局部壓力脈沖現(xiàn)象,且轉(zhuǎn)速越高壓力波動越大,通過優(yōu)化卸荷槽結(jié)構(gòu)型式和參數(shù)可以減小脈動沖擊;液壓馬達工作特性受負載的影響,負載的總轉(zhuǎn)動慣量大時加速時間長而穩(wěn)定轉(zhuǎn)速波動區(qū)間窄,相應(yīng)產(chǎn)生的脈動也趨于減小。
【圖文】：

lationX仿真軟件建立軸向柱塞馬達仿真模型，主要包括壓力源(恒流源或恒壓源)、負載(外部阻力矩，轉(zhuǎn)動慣量)、柱塞缸體組件、柱塞往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換組件、配流窗口等。當柱塞腔進入高壓油時，由于斜盤的作用，推動柱塞從下止點向上止點移動，柱塞產(chǎn)生平行于輸出軸的線性位移和繞輸出軸的旋轉(zhuǎn)運動，對外做功輸出力矩;當液壓油從柱塞腔通過管路流回到油箱時，柱塞消耗其他柱塞輸出的能量或慣性能，保證排油行程的完成。故液壓馬達的工作實質(zhì)是液壓能和機械能相互轉(zhuǎn)換(高壓油推動柱塞位移和機械能推動柱塞排油)的過程，圖1是液壓馬達單個柱塞機械和液壓耦合仿真模型。在進油區(qū)柱塞機械和液壓的耦合是作用在柱塞端面的壓力油Fdk驅(qū)動柱塞軸向位移sk，在滑靴和斜盤的相互作用下驅(qū)動柱塞和缸體旋轉(zhuǎn)從而經(jīng)傳動軸輸出力矩MBZ，實現(xiàn)液壓能轉(zhuǎn)換為機械能。在仿圖1液壓馬達單柱塞機械、液壓耦合仿真模型Fig．1Mechanicalhydrauliccouplingsimulationmodelonsingleplungerofhydraulicmotor真模型里通過柱塞直線運動力矩轉(zhuǎn)化元件實現(xiàn)。在排油區(qū)依靠系統(tǒng)的慣性能或其他柱塞腔輸出的轉(zhuǎn)矩進行驅(qū)動，通過消耗系統(tǒng)能量實現(xiàn)排油時機械能轉(zhuǎn)化為液壓能。在仿真模型里通過柱塞直線運動驅(qū)動元件實現(xiàn)。馬達內(nèi)柱塞和缸體間產(chǎn)生的泄漏量Qg用柱塞在上下止點時的泄漏系數(shù)Cg計算，即Cg=QgΔpΔv=0(9)Qg=CgΔp+π(dk+δ0)2Δv(10)式中δ0———缸體和柱塞之間的間隙，mΔp———缸體和柱塞間隙之間的壓力差，，PaΔv———缸體和柱塞的相對速度差，m/s軸向柱塞馬達常見的柱塞個數(shù)z為5、7、9、11，相鄰柱塞轉(zhuǎn)動相位差為2π/z。多柱塞運動的協(xié)調(diào)是通過設(shè)置各柱塞運動初始相位差實現(xiàn)，如柱塞數(shù)z=

a，油源最高壓力15MPa，油源最大輸出流量95L/min，對應(yīng)馬達轉(zhuǎn)速為880r/min。根據(jù)上述要求設(shè)置液壓馬達主要仿真參數(shù)，如表1所示。表1液壓馬達仿真參數(shù)Tab．1Simulationparametersofhydraulicmotor參數(shù)數(shù)值參數(shù)數(shù)值油源最高壓力/MPa15柱塞個數(shù)9馬達排量/(mL·r－1)107柱塞直徑/m0.02377粘性阻尼系數(shù)/(kg·m2·s－1)0.37柱塞質(zhì)量/kg0.2體積彈性模量/(mL·MPa－1)1.58柱塞行程/m0.02679馬達和飛輪總轉(zhuǎn)動慣量/(kg·m2)5.1斜盤傾角/(°)15柱塞腔壁與柱塞摩擦因數(shù)0.085柱塞分布圓半徑/m0.05圖2是柱塞相對缸體的軸向位移隨柱塞轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系，柱塞最大行程26.79mm，各柱塞相位差360°/9，位移差3.13mm。各柱塞腔流量、壓力曲線變化規(guī)律相同，僅是相位不同，第1個柱塞流量和壓力曲線如圖3、4所示，由圖可知隨著液壓馬達轉(zhuǎn)速升高流量壓力曲線周期縮短，在卸荷槽和腰型槽過渡處有壓力脈沖現(xiàn)象，且圖2各個柱塞的位移曲線Fig．2Displacementofeveryplunger圖3第1柱塞流量曲線Fig．3Curveofflowofthefirstplunger圖4第1柱塞壓力曲線Fig．4Curveofpressureofthefirstplunger轉(zhuǎn)速越高壓力波動越大，故在設(shè)計時必須優(yōu)化卸荷槽結(jié)構(gòu)型式和參數(shù)，才能減小脈動沖擊，本模型優(yōu)化的三角卸荷槽長度為11mm，最大三角截面夾角為120°、30°、30°，長邊高3mm。圖5柱塞腔連通的配流面積變化曲線Fig．5Changecurveofoil-distributionareaduringtheplungerholeconnected柱塞腔與配流盤連通的配流面積如圖5所示，相位差為π，由于液壓馬達可以正反轉(zhuǎn)，故配流盤進出油口隨轉(zhuǎn)動方向改變而變化。由于有三角卸荷槽，柱塞腔和進出油口逐漸連通，可以減小柱塞腔的壓力沖擊和吸空。缸體壁面和柱塞間的滑動摩擦力FTK如

【相似文獻】

相關(guān)期刊論文 前10條

1 高永強;;軸向柱塞液壓馬達效率的分析[J];起重運輸機械;2008年07期

2 周邦安;單向柱塞液壓馬達缸體開裂失效分析[J];物理測試;1994年02期

3 趙國棟;魏征宇;;徑向柱塞液壓馬達在鍛件升降回轉(zhuǎn)臺上的應(yīng)用[J];鍛壓裝備與制造技術(shù);2011年04期

4 邢亮;謝宏曉;趙立志;林志軍;王樹東;;內(nèi)曲線徑向柱塞液壓馬達虛擬樣機建模與仿真[J];艦船電子工程;2012年10期

5 谷勇霞;陳前亮;周忠寧;高飛;;高水基液潤滑軸向柱塞液壓馬達滑靴副磨損試驗研究[J];機床與液壓;2006年12期

6 喬培培;高飛;;高水基液潤滑軸向柱塞液壓馬達滑靴副研究和試驗測試[J];煤礦機械;2007年04期

7 王茹玲;郭皓;;內(nèi)曲線徑向柱塞液壓馬達故障解決方案[J];液壓氣動與密封;2014年07期

8 李芳雪;李嘉才;;內(nèi)曲線多作用式徑向柱塞液壓馬達的故障分析[J];試驗技術(shù)與試驗機;1997年Z1期

9 谷勇霞;陳前亮;周忠寧;高飛;;高水基液潤滑軸向柱塞液壓馬達滑靴副的研究與改進[J];液壓與氣動;2007年09期

10 何法明,蔣德志;斜盤式軸向柱塞液壓馬達低速穩(wěn)定性仿真[J];大連海事大學(xué)學(xué)報;2004年03期

相關(guān)會議論文 前1條

1 聶松林;李壯云;余祖耀;;軸向柱塞式液壓馬達轉(zhuǎn)矩特性的理論研究[A];第二屆全國流體傳動及控制工程學(xué)術(shù)會議論文集（第二卷）[C];2002年

相關(guān)碩士學(xué)位論文 前1條

1 張王;恒轉(zhuǎn)矩高效軸向柱塞液壓馬達[D];太原理工大學(xué);2015年

本文編號：2578573