配流盘及安装有该配流盘的液压泵
阅读：493发布：2020-05-11
专利汇可以提供配流盘及安装有该配流盘的液压泵专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 涉及 液压 泵 ，尤其涉及 液压泵 用 配流盘 。为解决 现有技术 中液压泵噪声大，输出流量均匀性差的问题。本发明公开了一种配流盘，在该配流盘上开有排油窗口，在所述排油窗口的两端沿排油窗口的中心线向 外延 伸有与排油窗口对接连通的复合减振槽；所述复合减振槽由上、下两部分构成；所述上部分为恒过流截面型腔体；所述下部分为变过流截面型腔体，且远离排油窗口的一端的过流截面积最小。这样，排油窗口端部的减振槽采用恒过流截面型减振槽和变过流截面型减振槽 叠加 并联的形式，降低了配流过程中预升压 工作腔 中压 力 梯度的最大值，减小了配流冲击；使瞬时损失流量峰值最小，降低了泵的流量脉动，改善了输出流量的均匀性。，下面是配流盘及安装有该配流盘的液压泵专利的具体信息内容。
1.一种配流盘，在该配流盘上开有排油窗口，其特征在于，在所述排油窗口的两端沿排油窗口的中心线向外延伸有与排油窗口对接连通的复合减振槽；所述复合减振槽由上、下两部分构成；所述上部分为恒过流截面型腔体；所述下部分为变过流截面型腔体，且远离排油窗口的一端的过流截面积最小。
2.根据权利要求1所述的配流盘，其特征在于，所述复合减振槽的上部分为多棱柱形腔体、半圆柱形腔体或半椭圆柱形腔体中的任意一种。
3.根据权利要求1所述的配流盘，其特征在于，所述复合减振槽的下部分为多棱锥形腔体、半圆锥形腔体或半椭圆锥形腔体中的任意一种。
4.根据权利要求2所述的配流盘，其特征在于，所述多棱柱为四棱柱、五棱柱、六棱柱或七棱柱中的任意一种。
5.根据权利要求3所述的配流盘，其特征在于，所述多棱锥为三棱锥、四棱锥、五棱锥、六棱锥或七棱锥中的任意一种。
6.一种液压泵，其特征在于，包括权利要求1至5中任意一项所述的配流盘。
7.根据权利要求6所述的液压泵，其特征在于，所述液压泵为双作用叶片泵。
配流盘及安装有该配流盘的液压泵
技术领域
背景技术
[0002] 双作用叶片泵是液压泵的一种结构形式，因具有输出流量脉动小、噪声低等优点，获得了广泛的应用。可见，噪声和输出流量脉动即输出流量均匀性是衡量高压叶片泵性能的重要指标。高压叶片泵噪声的主要来源是流体噪声，而流体噪声是由叶片泵配流过程中油液的流动所产生的配流冲击产生的，因此，只要减小叶片泵配流时的配流冲击就能够有效控制流体噪声。桑德斯特兰德公司曾做过实验，当预升压工作腔中压力梯度的最大值增大一倍时，轴向柱塞泵的噪声提高了6dB。由此可见，预升压压力梯度的最大值的大小决定了高压叶片泵配流时的配流冲击的大小，即预升压压力梯度是配流冲击的衡量指标。为了减小配油时的压力冲击，在高压叶片泵的配流盘上对应于排油过渡曲线的起始段处设置了预升压闭死角及减振槽，在预升压过程中，排油腔中的高压油通过减振槽倒灌回工作腔内，和机械闭死压缩共同作用使工作腔中油液的压力逐渐升高，其中，机械闭死压缩流量和通过减振槽的倒灌流量是泵的损失流量。
[0003] 目前，常用的配流盘的减振槽为变过流截面的三角槽或恒过流截面的矩形槽，其中，过流截面是指配流过程中油液满流通过减振槽时的横截面积。图1所示的是阿托斯公司柱销式结构的叶片泵上采用的配流盘，其基体11为有一定厚度的圆环体，其环状由一体同心的内圆和外圆限定而成，其中心处为圆形通孔。在圆环体上靠近外圆处开有两个排油窗口12和两个吸油窗口13，所述排油窗口12和吸油窗口13相互隔绝并呈对称分布，分别与泵的吸油口和排油口相连通。在圆环体上靠近内圆且与所述排油窗口12和吸油窗口13相对应的位置分别开设有高压油室14和低压油室15，并分别通过油孔16、17和排油窗口12、吸油窗口13连通，在低压油室15的端部开有减振槽18，在排油窗口12的端部开有与其连通的减振槽19，所述减振槽19为三棱锥形槽，其中，所述三棱锥的顶点远离排油窗口12。
[0004] 这样的配流盘，结构简单、在一定程度上降低了泵的振动、减小了噪声，但在配流过渡过程中，预升压工作腔中压力梯度的最大值较大，不能有效地控制配流冲击，导致流体噪声大，进而导致液压泵工作时的噪声大；另外，通过减振槽从排油腔引入到预升压工作腔中油液的瞬时流量也较大，即液压泵的瞬时损失流量较大，导致泵的输出流量脉动增大，进而降低输出流量均匀性。
发明内容
[0005] 为解决现有技术中液压泵噪声大，输出流量均匀性差的问题。发明人对现有液压泵用配流盘的工作原理及结构进行深入的研究发现：配流盘上排油窗口处的减振槽结构不同，在配流过程中，从排油腔倒灌回工作腔中油液的瞬时流量的变化曲线不同，进而导致预升压工作腔中压力梯度的变化曲线和输出流量的变化曲线也不同；将过流截面分别为恒过流截面和变过流截面的减振槽对应的预升压梯度变化曲线叠加，所得到的曲线的变化较平缓。
[0006] 在深入研究的基础上，发明人提出一种配流盘，在该配流盘上开有排油窗口，在所述排油窗口的两端沿排油窗口的中心线向外延伸有与排油窗口对接连通的复合减振槽；所述复合减振槽由上、下两部分构成；所述上部分为恒过流截面型腔体；所述下部分为变过流截面型腔体，且远离排油窗口的一端的过流截面积最小
[0007] 这样，排油窗口端部的减振槽采用恒过流截面型减振槽和变过流截面型减振槽叠加并联的形式，降低了配流过程中预升压工作腔中压力梯度的最大值，减小了配流冲击；使机械闭死压缩流量和通过减振槽的倒灌流量的叠加流量峰值最小，即瞬时损失流量的峰值最小，降低了泵的流量脉动，改善了输出流量的均匀性。
[0008] 优选地，所述复合减振槽的上部分为多棱柱形腔体、半圆柱形腔体或半椭圆柱形腔体中的任意一种，下部分为多棱锥形腔体、半圆锥形腔体或半椭圆锥形腔体中的任意一种。
[0009] 优选地，所述多棱柱为四棱柱、五棱柱、六棱柱或七棱柱中的任意一种，所述多棱锥为三棱锥、四棱锥、五棱锥、六棱锥或七棱锥中的任意一种。
[0010] 这样的配流盘加工工艺较为简单，且和减振槽结构为三棱锥形或长方体形的配流盘相比，可进一步减小配流过程中的配流冲击和泵的输出流量脉动。
[0011] 本发明还提出一种装有上述配流盘的液压泵。
[0013] 图1是阿托斯公司柱销式结构的叶片泵所用配流盘的结构示意图；
[0014] 图2是本发明配流盘的结构示意图；
[0015] 图3是图2的A-A局部放大图(放大比例为5∶1)；
[0016] 图4是图3的B-B视图；
[0017] 图5是图2的另一种结构形式的A-A局部放大图(放大比例为5∶1)；
[0018] 图6是图5的B-B视图；
[0019] 图7是本发明双作用叶片泵配流原理示意图；
[0020] 图8是减振槽结构形式对预升压压力变化的影响的曲线图；
[0021] 图9是减振槽结构形式对预升压压力梯度的影响的曲线图；
[0022] 图10是减振槽结构形式对泵瞬时流量的影响的曲线图。
具体实施方式
[0023] 如图2所示，配流盘基体21为有一定厚度的圆环体，其环状由一体同心的内圆和外圆限定而成，其中心为圆形通孔。在基体21上靠近外圆处开有两个排油窗口22和两个吸油窗口23，所述排油窗口22为腰形通孔，和所述吸油窗口23相互隔绝并呈对称分布，且分别与泵的吸油口和排油口连通。在基体21上靠近内圆处开设有环形通油槽24，并通过阻尼孔25和泵的排油腔相连通，所述阻尼孔25位于通油槽24上且与所述排油窗口22的位置相对应。在所述排油窗口22的两端沿排油窗口22的中心线向外延伸有与排油窗口22连通的复合减振槽26。如图3和图4所示，所述复合减振槽26由上、下两部分构成，即上部分为长方体形腔体，下部分为三棱锥形腔体，其中，所述三棱锥的顶点远离排油窗口22，该顶点对应的底面对接连通所述排油窗口22，所述复合减振槽26的平行于该底面或对接面的横截面为过流截面。
[0024] 图2中的复合减振槽也可以采用如图5和6所示的结构形式，其中，所述复合减振槽由上、下两部分构成，即上部分为长方体形腔体，下部分为半椭圆锥形腔体，其中，所述半椭圆锥的顶点远离排油窗口，其底面对接连通所述排油窗口。
[0025] 另外，所述复合减振槽还可采用如下结构形式，即所述复合减振槽的上部分为多棱柱形腔体、半圆柱形腔体或半椭圆柱形腔体中的任意一种腔体，下部分为多棱锥形腔体、半圆锥形腔体或半椭圆锥形腔体中的任意一种腔体。其中，所述多棱柱可为四棱柱、五棱柱、六棱柱或七棱柱等；所述半圆柱是指底面为半圆形的柱体；所述半椭圆柱是指底面为半椭圆形的柱体；所述多棱锥为三棱锥、四棱锥、五棱锥、六棱锥或七棱锥等；所述半圆锥是指底面为半圆形的椎体；所述半椭圆锥是指底面为半椭圆形的椎体。比如所述复合减振槽的上部为过流截面为梯形的四棱柱形腔体，下部为半圆锥形腔体；所述复合减振槽的上部为半圆柱形腔体，下部为三棱锥形腔体，其中，半圆柱形腔体的半圆形底面边缘上的圆弧与三棱锥形腔体的底面在二者的连接处相交；所述复合减振槽的上部为半椭圆柱形腔体，下部为四棱锥形腔体，其中，半椭圆柱形腔体的半椭圆形底面边缘上的圆弧与四棱锥形腔体的底面在二者的连接处相交；所述复合减振槽的上部为五棱柱形腔体，下部为六棱锥形腔体，其中，五棱柱腔体上下两侧的两侧面相互平行，并通过位于下方的侧面与六棱锥形腔体相连接。
[0026] 具体实施时，所述复合减振槽的结构还包括本领域技术人员能够想到的上部分为恒过流截面型腔体，下部分为变过流截面型腔体，且所述复合减振槽远离排油窗口的一端的过流截面积最小的其他组合形式。
[0027] 本发明中配流盘复合减振槽的减振原理：以双作用叶片泵配流盘为例，其配流原理如图7所示，由相邻两叶片71构成一个具有独立排油机能的工作腔72，当单工作腔72随转子73旋转至闭死区 内，并通过复合减振槽75与排油腔接通时，排油腔高压油经过排油窗口74端部的复合减振槽75引入工作腔72，和工作腔72的机械闭死压缩过程共同起作用使工作腔72内油液预升压，然后再和排油腔接通，从而减小配流冲击、降低噪声。
[0028] 在配流过程中：
[0029] 工作腔体积变化dV由两部分构成，其一是由叶片在叶片槽的回缩所产生的体积变化：
[0030]
[0031] 式中：B为叶片的宽度，R为定子内曲线大半径圆弧的半径，ρ2为定子曲线的极径，为转子的转角，s为叶片厚度。
[0032] 其二是通过减振槽从排油腔向预升压工作腔中引油所产生的体积变化：
[0033]
[0034] 式中：Cq为流量系数，A0为减振槽过流面积，ρ1为油液密度，p为单工作腔中油液的压力。
[0035] 所以，在预升压过程中工作腔体积变化为：dV＝dV1+dV2
[0036] 即：
[0037]
[0038]
[0039] 为了方便计算，工作腔中油液体积以进入预升压闭死区时封闭的油液初始体积来近似代替：
[0040]
[0041] 式中：z为叶片数，rp为转子外圆半径。
[0042] 而在闭死容腔中，压力变化ΔP和体积变化ΔV的关系为：ΔP＝-KΔV/V[0043] 式中：V为单工作腔中油液的体积，K为油液的体积弹性模量。
[0044] 其微分方程整理后得：
[0045]
[0046] 进而，可得出预升压工作腔中油液的压力梯度 和体积变化dV间的关系为：
[0047]
[0048] 式中：ps为泵的排油压力，ω为转子的转速。
[0049] 由上述压力梯度 和体积变化dV的关系式可知，在叶片泵采用不同结构形式的减振槽的配流盘时，其预升压工作腔中的油液的压力变化趋势不同。如采用三棱锥形的变过流截面型减振槽、长方体形的恒过流截面型减振槽和上部分为长方体形的恒过流截面型腔体，下部分为三棱锥形的变过流截面型腔体的复合减振槽时，预升压压力变化曲线如图8所示。其中，曲线81为变过流截面型减振槽的预升压压力变化曲线；曲线82为恒过流截面型减振槽的预升压压力变化曲线；曲线83为复合减振槽的预升压压力变化曲线。
[0050] 由图8可知，从预升压转角范围看，采用复合减振槽时，叶片工作腔内的预升压曲线近似为直线，升压过程最为平稳；变过流截面减振槽在转角较大时，压力上升快速；等过流截面减振槽在转角的开始段，压力上升很快，随后压力变化逐渐平缓。
[0051] 通过减振槽引油的损失流量为：
[0052]
[0053] 泵的几何瞬时流量为：
[0054] qv，sh＝B(R2-r2)ω-2Bs∑v
[0055] 式中：v为处于吸油区叶片的径向速度。
[0056] 把泵的几何瞬时流量qv，sh和预升压过程中通过减振槽引油的瞬时流量qv，s进行叠加可得泵的瞬时流量qv为：
[0057]
[0058] 由此可见，预升压过程中通过减振槽引油而产生的流量损失是双作用叶片泵瞬时流量脉动的主要原因，在预升压过程中采用不同结构形式的减振槽会使通过减振槽的损失流量的波形不同，并最终影响到泵的瞬时流量脉动。
[0059] 实施例：以一种双作用叶片泵为例
[0060] 所选用双作用叶片泵的规格：定子内曲线大半径圆弧的半径为21.2mm，定子内曲线小半径圆弧的半径为18.6mm，转速为2200r/min，流量系数为0.7，油液的体积弹性模量为1300MPa，油液的密度为870Kg/m3，泵的排油压力为14MPa，叶片厚度为1.2mm，叶片的宽度为17.8mm。
[0061] 当采用三棱锥形的变过流截面型减振槽、长方体形的恒过流截面型减振槽和上部分为长方体型的恒过流截面型腔体，下部分为三棱锥形的变过流截面型腔体的复合减振槽时，在配流过程中，预升压工作腔中油液的压力梯度变化如图9所示，泵的瞬时流量变化如图10所示。图9中，曲线91为变过流截面型减振槽的预升压压力梯度变化曲线；曲线92为恒过流截面型减振槽的预升压压力梯度变化曲线；曲线93为复合减振槽的预升压压力梯度变化曲线。图10中，曲线101为变过流截面型减振槽的瞬时流量变化曲线；曲线102为恒过流截面型减振槽的瞬时流量变化曲线；曲线103为复合减振槽的瞬时流量变化曲线。
[0062] 由图9和图10可见，采用复合减振槽和单独采用变过流截面型减振槽或等过流截面型减振槽相比，在配流过程中，压力梯度的最大值和泵的瞬时流量脉动均减小了一倍以上，显著降低了配流冲击和改善了泵输出流量的均匀性。
[0063] 由上述减振原理和具体实施例可知，由上部分为恒过流截面型腔体，下部分为变过流截面型槽组合成的复合减振槽应用到任意的配流盘上，均可通过减小预升压压力梯度的最大值来减小配流冲击的大小，进而有效控制流体噪声，减小液压泵的噪声；通过减小减振槽的瞬时损失流量的峰值来减小液压泵的瞬时流量脉动，进而改善输出流量的均匀性。
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