登高车柱塞设备全耦合动力学模型??     云浮登高车出租,  云浮登高车公司,  登高车租赁       鉴于柱塞-滑靴子系统局部耦合关系的复杂性，有必要先将其从系统中分离出来，进行摩檫学与动力学解耦分析，建立各摩擦副库伦摩擦力(转矩)与状态变量之间的映射关系。（1）柱塞泵柱塞-滑靴子系统对柱塞-滑靴子系统进行受力分析，得到子系统受力示意图。R为柱塞分布圆半径；α为斜盘倾角；Ln为柱塞理论长度；Lc为柱塞质心至滑靴球铰中心的距离；L为柱塞缸体内含接长度；d为柱塞直径。柱塞绕O点旋转，并沿x轴往复运动，其位移、速度和加速度,    根据柱塞-滑靴子系统受力分析结果，建立沿x轴的柱塞-滑靴子系统动力学平衡方程，m为滑靴和柱塞总质量，Np为斜盘对滑靴的支撑力，pcp为柱塞腔压力，Ap为柱塞截面积，B为柱塞副粘性阻尼系数，Ffn为柱塞副库伦摩擦力，Ffsa为滑靴副轴向库伦摩擦力，其表达式分别为)(sign)(pbanfnFFvFf，fn为柱塞副库伦摩擦因数，Fa，Fb为缸体对柱塞的支反力，fs为滑靴副库伦摩擦因数。建立柱塞-滑靴子系统沿x轴的力平衡方程和绕O点的力矩平衡方程，Ffsr为滑靴副径向库伦摩擦力,  由于滑靴副润滑状况优于柱塞副，即fs远小于fn，可忽略Ffsr39。得柱塞副库伦摩擦力)。由于柱塞副库伦摩擦力远大于粘性摩擦力，得斜盘对滑靴的近似轴向支撑力，为便于分析，ηp取值于柱塞-滑靴子系统高压工作区，对1和2分别进行平均处理，pF~仅用于推导各摩擦副库伦摩擦力。理论分析表明，稳态下柱塞惯性力产生的库伦摩擦力总体上不损耗能量，但21会引起瞬时机械损耗功率的周期波动，p~代表了单柱塞-滑靴子系统摩擦学与动力学耦合过程中的能量转换效率，定义能量损耗因子为snpff1tan,   一般情况下p远小于tanα，忽略p~后得到各摩擦副近似库伦摩擦力的状态变量表达式。

     （2）柱塞马达柱塞-滑靴子系统对柱塞-滑靴子系统进行受力分析，得到子系统受力示意图。其中，ωm为柱塞马达角速度。根据柱塞-滑靴子系统受力分析结果，建立沿x轴的柱塞-滑靴子系统动力学平衡方程,    建立柱塞-滑靴子系统沿x轴的力平衡方程和绕O点的力矩平衡方程.  同理，经摩檫学与动力学解耦分析，推导得到柱塞马达内部各摩擦副近似库伦摩擦力的状态变量表达式。定义单柱塞-滑靴子系统摩檫学与动力学耦合过程中的能量转换效率和能量损耗因子。对柱塞-滑靴子系统进行摩檫学与动力学解耦分析，得到了表征柱塞-滑靴子系统能量转换效率以及能量损耗程度关键参数，即能量转换效率和能量损耗因子。由此可以推测：柱塞-滑靴子系统能量损耗与柱塞和缸体的结构尺寸有关，能量损耗随着柱塞长度和柱塞缸体内平均含接长度的增大而减小；在库伦摩擦影响下，能量损耗随着斜盘倾角的增加而增大。

   主轴-缸体子系统动力学建模  （1）柱塞泵主轴-缸体子系统根据柱塞泵键合图模型，建立主轴-缸体子系统动力学平衡方程，N为柱塞数，Lp为转换系数，Jp为主轴-缸体子系统转动惯量，Rf为各摩擦副总粘性摩擦系数，Rfv、Rfc和Rfs分别为配流副、柱塞副和滑靴副粘性摩擦系数，可分别表示，其中，μ为油液动力粘度，Vp为柱塞泵排量，R1、R2、R3和R4为配流盘结构尺寸，r1、r2分别为滑靴密封油带内外径，hv、hc和hs分别为配流副、柱塞副和滑靴副油膜厚度，Tfv为配流副库伦摩擦转矩，λv为配流副作用面积修正系数，fv为配流副库伦摩擦因数，Rn为配流副库伦摩擦力等效力臂，Tfvk为弹簧预紧力等效库伦摩擦转矩。

    （2）柱塞马达主轴-缸体子系统,      根据柱塞马达键合图模型，建立主轴-缸体子系统动力学平衡方程，Jm为主轴-缸体子系统转动惯量，Tl为负载转矩。改写主轴-缸体子系统动力学平衡方程，由于将柱塞-滑靴子系统动力学模型导入主轴-缸体子系统动力学模型，主轴-缸体子系统动力学模型中包含了柱塞-滑靴子系统由于库伦摩擦而导致的能量损耗，可以看出稳态下柱塞惯性力产生的库伦摩擦力总体上不损耗能量，但会引起瞬时机械损耗功率的周期波动。

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     油腔-配流子系统建模油腔-配流子系统模型包含柱塞腔压力特性方程和高压腔压力特性方程。（1）柱塞泵油腔-配流子系统根据柱塞泵键合图模型，建立柱塞腔压力特性方程lslcppdscpVQ，Vcp为柱塞腔压缩体积，Qs为柱塞腔吸油流量，Qd为柱塞腔排油流量，Qlc为柱塞副泄漏流量，Qls为滑靴副泄漏流量。根据节流公式，得到Qs表达式如下cpscpssdsC，Cd为流量系数，As为柱塞腔吸油过流面积，ρ为油液密度，ps为柱塞设备吸油压力，pcp为柱塞腔压力。根据节流公式，得到Qd表达式如下dcpdcpdddC，Ad为柱塞腔排油过流面积，pd为柱塞设备排油压力。柱塞泵高压腔压力特性方程为mlvNidihigh，Vhigh为高压腔压缩容积，Qlv为配流副泄漏流量，Qm为柱塞马达需求流量，其中，各摩擦副泄漏情况。根据缝隙层流理论，推导得到Qlv、Qlc和Qls表达式32,40,82如下highvflvpRhQln，αf为配流副泄漏修正系数，phigh为柱塞设备高压腔压力，phigh=Vhigh/C，C为柱塞设备高压腔液容，ε为柱塞偏心率，dd为柱塞内节流孔直径，Ld为柱塞内节流孔长度。（2）柱塞马达油腔-配流子系统根据柱塞马达键合图模型，建立柱塞腔压力特性方程lslcppdscpVQ,   柱塞马达高压腔压力特性方程为NisilvmhighQQQV1.   （3）过流面积模型配流盘与柱塞腔之间的复合作用生成柱塞设备的吸排油功能，配流盘槽口与26柱塞腔之间的位置关系形成的过流面积是影响柱塞设备流体流动特性的重要参数之一，具有较为明显的强非线性开关特征，直接影响配流功能和模型精度。对于确定了的配流盘结构，过流面积随着缸体转角的变化而变化。其中，φ0、Δφ、δ1和δ2分别为三角阻尼槽位置角、包角、深度角和宽度角，αc、Δαc和r分别为缸体腰型孔包角、过渡角和半径。根据柱塞设备配流盘结构特点，将当缸体腰型孔移出配流盘进油口时，Ad变化过程为从位置4到位置1，模型可推导得到。根据上述建模过程，建立Ad整个周期模型。同理，可得As整个周期模型。如果缸体腰形孔通过三角阻尼槽同时与高低压油腔连通，配流盘配流过程中将导致部分流量损失。配流盘结构参数设计不合理，还将加剧压力脉动和机械振动。因此，在柱塞设备特别是柱塞泵节能降噪相关研究中，近年来学者重点关注了配流盘的结构优化设计，本文也将在随后的章节中，着重分析配流盘引起能量损失的机理，并进行深入的理论分析。

    全耦合动力学模型,   柱塞设备全耦合动力学模型包括主轴-缸体子系统动力学模型、柱塞-滑靴子系统模型和油腔-配流子系统模型。经柱塞-滑靴子系统摩檫学与动力学解耦分析，将柱塞-滑靴子系统动力学模型导入主轴-缸体子系统动力学模型，主轴-缸体子系统动力学模型因此与油腔-配流子系统模型耦合起来。柱塞泵与柱塞马达能量转换方向互逆，对比柱塞泵和柱塞马达各子系统动力学模型可知，与之有关的变量在模型中或为正负。对柱塞泵和柱塞马达全耦合动力学模型进行归纳统一，得到普遍适用于斜盘式轴向柱塞设备的全耦合动力学模型。首先，统一归纳柱塞设备主轴-缸体子系统动力学模型。其中，J为柱塞设备主轴转动惯量，ω为柱塞设备角速度，T为柱塞设备驱动转矩（柱塞泵）或负载转矩（柱塞马达）。然后，统一归纳柱塞设备油腔-配流子系统中的柱塞腔压力特性方程。其中，pcpi=Vcpi/Cpi，Cpi为柱塞腔液容，V0为零排量时柱塞腔容积，β为油液有效体积弹性模量。最后，统一归纳柱塞设备油腔-配流子系统中的高压腔压力特性方程为.    当为柱塞马达时，当为柱塞泵时，Vhigh为高压腔压缩容积。当为柱塞泵时，pd=phigh，ps=plow；当为柱塞马达时，ps=phigh，pd=plow；phigh为柱塞设备高压腔压力，plow为柱塞设备低压腔压力或可称之为液压系统背压。最终，综合包含非线性因素的各子系统动力学方程参数，导出了柱塞设备全耦合动力学模型。其中，取正为柱塞泵模型，取负为柱塞马达模型。维数为N+2的柱塞设备全耦合动力学模型具有明显的非光滑非线性特征，主要体现在随转角变化的过流面积促使下形成的配流盘配流功能以及节流作用，非连续性能量流汇集与分散（柱塞压力形成的总转矩，柱塞腔进出高压油腔的总流量），各摩擦副耦合界面上的库伦摩擦转矩、泄漏流量损失。各摩擦副耦合界面上的能量损耗在模型中得以呈现，其变化规律可根据模型中的特征参数进行分析，例如通过能量损耗因子评定柱塞-滑靴子系统能量转换过程中的能量损耗程度。节流作用下产生的负面效应（损耗能量和加剧脉动）还未可知，这会给随后的柱塞设备性能退化机理分析带来了不可预知的干扰。因此，也是出于模型实践检验的考虑，在完成柱塞设备全耦合动力学建模的基础之后，首要问题是参数化仿真模型搭建。

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