定量葉片泵常用單泵型號：
T6C-031-1R00-A1
T6C-020-1R00-A1
T6D-031-1R00-C1
T6E 066 1R02 A1
T6D-035-2R00-A1
T6D 035 2R00 A1
T6D-042-1R00-A1
定量葉片泵常用雙聯泵型號：
T6ED 066 031 2R00 C100
T6EC 052 014 1R00 C100
T6CCW 017 008 2R03 C1M0
T6CC 020 014 1R00 B1
T6ED-050-028-2R00-C100
T6DC-035-010-2R03-C100
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*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為定子曲線的較徑.
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.
定量葉片泵常用單泵型號：
T6C-031-1R00-A1
T6C-020-1R00-A1
T6D-031-1R00-C1
T6E 066 1R02 A1
T6D-035-2R00-A1
T6D 035 2R00 A1
T6D-042-1R00-A1
定量葉片泵常用雙聯泵型號：
T6ED 066 031 2R00 C100
T6EC 052 014 1R00 C100
T6CCW 017 008 2R03 C1M0
T6CC 020 014 1R00 B1
T6ED-050-028-2R00-C100
T6DC-035-010-2R03-C100
由圖2知:在1s內轉速急劇上升,系統的響應速度較快,波動較小。功率輸出變化較為平穩。由于轉速變化變量機構大約017s的時候開始工作,導致供油量發生變化,輸出功率隨之變化,系統出現不穩定狀況,但是很快地重新趨于穩定。
圖3是在參數不變的基礎上將負載壓力從6mpa變為10mpa得到的仿真曲線,負載變大,因而泵的輸出功率將變大。當負載變大后,泵的輸出流量將下降,因此整個曲線呈略微下降趨勢。
在其它參數完全相同的條件下,轉向系統中轉向泵的轉速上升斜率為30的勻加速變化,在1s內轉速從15r/s上升到45r/s,轉向泵系統實際輸出功率動態響應曲線如圖4所示。
圖4在此條件下將會出現2次泵的供油量發生變化,因此系統2次出現波動。由圖2和圖4仿真曲線的變化趨勢可以看出,對于同一種變化情況,當轉速變化較為平穩時,系統的變化趨勢越平穩,系統的**調量就越小,輸出功率的峰值及平穩值均隨速度變化的增大而增大,是由變量機構工作和負載變化引起的,這與系統的實際情況相符合。
4.2 轉速變加速上升：是與圖2在系統參數、轉速上升斜率完全相同的情況下,將速度變化時間做改變,在前014s速度保持不變, 014~1s的時間段速度上升變化。前014s內轉速保持在10r/s,隨后的016s內泵轉速從10r/s上升到20r/s進行仿真得到動態響應曲線。
從仿真曲線看出:在014s時系統出現**調量,這是因為014s時速度開始出現上升變化,速度有變化,因此系統出現輕微波動。當轉向泵的速度達到使變量機構開始工作的速度值,泵的輸出功率發生變化,引起系統出現不穩定趨勢,并很快平穩下來。縱觀整個曲線的變化趨勢,隨著轉速的不斷上升,輸出功率曲線的變化趨勢基本保持恒定,略微上升。
通常情況下,傳統轉向油泵的定量泵流量隨發動機轉速的提高而增大,這樣在高轉速的情況下,油泵的輸出流量**實際需求的流量,因而油泵的輸出功率也較大,增加了泵的功率損失。理論上,在負載壓力不變的情況下,定量泵的輸出功率與泵的流量成正比,也就是在泵排量一定的情況下與轉速成正比,轉速越高輸出功率就越大。在泵高轉速情況下通過浮動塊的方式控制流量的辦法來降低泵無功功率的消耗,減少寄生損失,這對汽車轉向泵的節能降耗提供了一種可行的解決方案。
定量葉片泵常用單泵型號：
T6C-031-1R00-A1
T6C-020-1R00-A1
T6D-031-1R00-C1
T6E 066 1R02 A1
T6D-035-2R00-A1
T6D 035 2R00 A1
T6D-042-1R00-A1
定量葉片泵常用雙聯泵型號：
T6ED 066 031 2R00 C100
T6EC 052 014 1R00 C100
T6CCW 017 008 2R03 C1M0
T6CC 020 014 1R00 B1
T6ED-050-028-2R00-C100
T6DC-035-010-2R03-C100
此泵具有速度補償特性,能降低泵的無功功率消耗,相對于傳統助力泵是一種較為理想的汽車用轉向助力泵。
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定量葉片泵常用雙聯泵型號：
T6ED 066 031 2R00 C100
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T6CCW 017 008 2R03 C1M0
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T6DC-035-010-2R03-C100
轉速變加速上升：是與圖2在系統參數、轉速上升斜率完全相同的情況下,將速度變化時間做改變,在前014s速度保持不變, 014~1s的時間段速度上升變化。前014s內轉速保持在10r/s,隨后的016s內泵轉速從10r/s上升到20r/s進行仿真得到動態響應曲線。
從仿真曲線看出:在014s時系統出現**調量,這是因為014s時速度開始出現上升變化,速度有變化,因此系統出現輕微波動。當轉向泵的速度達到使變量機構開始工作的速度值,泵的輸出功率發生變化,引起系統出現不穩定趨勢,并很快平穩下來。縱觀整個曲線的變化趨勢,隨著轉速的不斷上升,輸出功率曲線的變化趨勢基本保持恒定,略微上升。
通常情況下,傳統轉向油泵的定量泵流量隨發動機轉速的提高而增大,這樣在高轉速的情況下,油泵的輸出流量**實際需求的流量,因而油泵的輸出功率也較大,增加了泵的功率損失。理論上,在負載壓力不變的情況下,定量泵的輸出功率與泵的流量成正比,也就是在泵排量一定的情況下與轉速成正比,轉速越高輸出功率就越大。在泵高轉速情況下通過浮動塊的方式控制流量的辦法來降低泵無功功率的消耗,減少寄生損失,這對汽車轉向泵的節能降耗提供了一種可行的解決方案。
5 結論：平衡式變量葉片泵是一種基于全新變量理論提出的速度補償式葉片泵,適用于汽車轉向助力系統的一種新型葉片泵。文中仿真分析了系統在發動機轉速變化情況下轉向泵的功率輸出動態特性,結果證明它不僅繼承了傳統平衡式葉片泵的優點,還能有效地解決傳統轉向油泵定量恒流方案無功功率消耗大、油泵輸出的油液大部分經過流量控制閥所造成很大的寄生損失的問題。這種新一代變量泵的提出,面對如此龐大的中國汽車市場,不僅有科學意義,更有市場價值。由于降低了轉向泵占整車的能耗,減少了汽車的廢氣排放和燃油消耗,對環境保護的影響也是深刻的。綜上所述,平衡式變量葉片泵是有進一步改進和研究的理論意義和科學價值的,有一定的應用前景。
定量葉片泵常用單泵型號：
T6C-031-1R00-A1
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T6D-031-1R00-C1
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定量葉片泵常用雙聯泵型號：
T6ED 066 031 2R00 C100
T6EC 052 014 1R00 C100
T6CCW 017 008 2R03 C1M0
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T6ED-050-028-2R00-C100
T6DC-035-010-2R03-C100
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.
1 基本結構和工作原理：1.1 基本結構：新型葉片泵主要由定子、轉子、葉片、吸油窗口、排油窗口、浮動塊及聯接彈簧等組成。在外殼體的內圈上裝有定子和定子襯套,在定子內裝有轉子。在轉子上均布地裝有8組葉片,在每2組葉片中間均布地裝有8組浮動塊。浮動塊由浮動塊體和聯接彈簧組成;浮動塊體安裝在浮動塊體滑槽內,聯接彈簧安裝在彈簧槽內,在彈簧槽底開有聯通孔通到吸油腔,使通過浮動塊泄漏的液壓油通過聯通孔回到油腔,并且**浮動塊體能夠順利地工作、運動靈活。新型葉片泵與傳統平式定量葉片泵在結構上的主要區別:將轉子在兩個葉片之間的部分制成隨著葉片泵轉速的變化而發生的浮動部件,使葉片泵的排量在葉片泵轉速變化時,變化較小或不變化。改變了隨著發動機的轉速的增加助力泵的排量也將隨著增加的狀況,通過改變泵的排量達到在汽車不轉向時降低泵輸出功率的目的。
1.2 工作原理概述：平衡式變量葉片泵變量原理是在其轉子的浮動槽內安裝了可以上下伸縮的浮動塊體。隨著轉子旋轉速度的變化,浮動塊體可在槽內上下滑動,這樣浮動塊體在油腔內占據空間的大小與泵的轉速有關,實現了泵的變量。①當轉子速度提高時,在離心力的作用下,浮動塊體外移,占據更多的有效容積空間,使泵每轉的吸、排油量減少;當轉子速度降低時,離心力變,浮動塊體會內移,泵的有效容積空間變大,泵每轉的吸、排油量增加。②當浮動塊體上升到一定的高度時其與浮動槽產生縫隙,使一部分高壓油流進槽內,當泵轉到吸油區內時,這部分油流入吸油腔,從而也降低了泵的排量。
1.3 平衡式變量葉片泵理論流量方程：浮動塊體上升過程中會在定子曲線內的有效變量空間內占據一定的片間容積。當浮動塊體下降時,會從上升過程中的較大高度位置開始被壓回浮動槽,同樣在排油過程中占據同樣的片間容積來減少葉片間的有效工作容積。因此,浮動塊體上升和下降過程中對減少葉片泵排量的影響是相同的。
從浮動槽縫隙中所泄漏掉流量公式、在只考慮浮動塊體與浮動槽泄漏量的理想情況下,泵的平均理論流量公式
式中: x為浮動塊體的伸長量、b為浮動塊體寬度、n為葉片泵的轉速、z為葉片泵的葉片個數、r1為浮動塊體厚度、r2為葉片厚度、h為葉片傾角、r1為葉片泵定子短半徑、r2為葉片泵定子長半徑、bc為油液流速垂直方向縫隙寬度、h為縫隙高度、p1為縫隙高壓側的壓力、p2為縫隙低壓側的壓力、l為縫隙長度、η為油液的動力粘度。
2 對比分析：2.1 現行的定量泵恒流方案：目前車用液壓助力轉向系統所采用的轉向油泵均是由定量液壓泵、定差式溢流滑閥(流量控制閥)和較高壓力限制閥(安全閥)和泵體內的固定節流孔所組成的。
在固定節流孔的入口和溢流閥溢流口處的流量連續方程qs=qp-qc (3)、其中: qp為定量泵流量, qc為溢流口的溢流量。式中: qv為定量泵的排量、η為定量泵的容積效率、cd為溢流口流量系數、ad為溢流窗口的過流面積、ρ為液壓油密度、pp為定量泵出口壓力。
流過泵體內固定節流孔的流量就是現行轉向油泵的輸出流量，式中: cq0為固定節流孔的流量系數、a0為固定節流孔的過流面積、ps為固定節流孔出口壓力。
現行定量泵中,轉向油泵的流量就是系統的較大流量需求量,它取決于系統中其助力缸的運動速度和方向盤的角速度。由公式(6),若轉向泵負載相對穩定那么其流量相對恒定。這就是轉向系統輸出流量恒定的原因。
2.2 現行轉向油泵能耗分析：轉向油泵是由發動機驅動,因此轉向油泵的速度變化范圍很大。對定量泵而言,其流量與轉速成正比,當定量泵流量大于系統實際需求量后,其多余流量將構成該泵的無用功。據統計汽車行駛過程中,發動機大部分時間在**怠速的轉速范圍內運轉,而且80%以上的時間處于不轉向的直線或等待狀態,因此油泵輸出的油液大部分經過流量控制閥和轉向控制閥流回儲油罐,造成很大的寄生損失。中型轎車及前軸荷715t以上的商用汽車,其動力轉向油泵平均消耗功率分別為015~017kw和113~210kw,相應的100km里程燃油消耗分別為0125~0135l和110~215l[3]。而這其中有約60%燃油能量是白白浪費掉的。這是一個不小的量值,也是現行轉向系統定量泵方案不可克服的缺陷。
2.3 平衡式變量葉片泵恒流方案：由平衡式變量葉片泵代替定量泵,這就給節能型轉向油泵的產生提供了條件。從式(2)可知,這里的流量輸出取決于泵的轉速、浮動塊體所占有效變量空間的體積和泄漏掉的縫隙流量。如果由發動機轉速變化而要引起的流量變化,通過葉片泵本身的浮動部件變化來改變泵的排量,補償由于轉速增加而要增加的流量,減少多余流量即降低轉向油泵的無功功率消耗。定量泵方案多余流量所消耗的那部分發動機功率在這里被大大地消除了,故節能是顯而易見的。
3 液壓動力轉向系統數學模型：為了進一步完善平衡式變量葉片泵的結構設計,本文根據功率鍵合圖構建方法,參考汽車助力轉向系統實際[4],建立液壓動力轉向系統數學模型。基于smi ulink仿真,研究泵在系統中的動態功率輸出變化過程。

定量葉片泵常用單泵型號：
T6C-031-1R00-A1
T6C-020-1R00-A1
T6D-031-1R00-C1
T6E 066 1R02 A1
T6D-035-2R00-A1
T6D 035 2R00 A1
T6D-042-1R00-A1
定量葉片泵常用雙聯泵型號：
T6ED 066 031 2R00 C100
T6EC 052 014 1R00 C100
T6CCW 017 008 2R03 C1M0
T6CC 020 014 1R00 B1
T6ED-050-028-2R00-C100
T6DC-035-010-2R03-C100
仿真系統的數學模型：建立液壓動力轉向系統數學模型,做如下設定:發動機轉速vp;轉向泵排量q;油液彈性模量b;液壓元件內部油液壓縮體積v;泄漏系數r;轉向器活塞面積a;轉向閥節流面積ad。
轉向器輸出力、進入轉向器油量qa=x?a、泵的排出壓力、轉向閥外壓力、轉向器移動速度、泵的泄漏qlp=rlp?pp、轉向器泄漏qc=rc?pa、溢流閥泄漏、轉向閥流量、等效負載阻力ff=rf?x、轉向器輸出力fm=fa-ff、轉向閥口前后壓差δpv=pp-pa、泵腔容積壓縮流量δqc=qp-qa-qc、轉向器容積壓縮流量δqp=q-qlp-qp-qr、葉片泵輸出功率p=q?pp
3.2 系統中模型參數的取值：轉向器活塞工作面積: a=10×10-4m2等效負載摩擦系數: rf=420n?s/m、液壓油密度:q=900kg/m3、轉向閥節流孔流量系數: cd=0162、油液彈性模量:β=017×109pa、轉向泵內泄系數: rlp=0.5×10-11m3/(pa?s)、轉向器內泄系數: rc=615×10-11m3/(pa?s)、轉向泵溢流閥r值: rr=1×10-9(m3?s-1) /pa、轉向閥節流面積: ad=1.089×10-4m2、等效負載的總質量: m=im=60kg、元件油液壓縮體積: v=400ml、轉向泵液容系數: cp=0.5×10-12pa/(m3?s-1)、轉向器液容系數: ca=0.6×10-12pa/(m3?s-1)
4 仿真結果與分析：本仿真實例是參照大連液壓件廠生產的vop210型汽車轉向葉片泵的各項設計參數為基礎,轉速范圍為n=(500~3 200)r/min,較高工作壓力10mpa。利用smi ulink軟件得到平衡式變量葉片泵功率輸出動態曲線。
4.1 轉速勻加速上升：在給方向盤施加一個力矩,使其產生015rad的階躍轉角,提高轉向泵的轉速,轉速上升斜率為15的勻加速,在1s內轉速從10r/s上升到25r/s,轉向泵系統實際輸出功率動態響應曲線如圖2所示。
由圖2知:在1s內轉速急劇上升,系統的響應速度較快,波動較小。功率輸出變化較為平穩。由于轉速變化變量機構大約017s的時候開始工作,導致供油量發生變化,輸出功率隨之變化,系統出現不穩定狀況,但是很快地重新趨于穩定。
圖3是在參數不變的基礎上將負載壓力從6mpa變為10mpa得到的仿真曲線,負載變大,因而泵的輸出功率將變大。當負載變大后,泵的輸出流量將下降,因此整個曲線呈略微下降趨勢。
在其它參數完全相同的條件下,轉向系統中轉向泵的轉速上升斜率為30的勻加速變化,在1s內轉速從15r/s上升到45r/s,轉向泵系統實際輸出功率動態響應曲線如圖4所示。
圖4在此條件下將會出現2次泵的供油量發生變化,因此系統2次出現波動。由圖2和圖4仿真曲線的變化趨勢可以看出,對于同一種變化情況,當轉速變化較為平穩時,系統的變化趨勢越平穩,系統的**調量就越小,輸出功率的峰值及平穩值均隨速度變化的增大而增大,是由變量機構工作和負載變化引起的,這與系統的實際情況相符合。
4.2 轉速變加速上升：是與圖2在系統參數、轉速上升斜率完全相同的情況下,將速度變化時間做改變,在前014s速度保持不變, 014~1s的時間段速度上升變化。前014s內轉速保持在10r/s,隨后的016s內泵轉速從10r/s上升到20r/s進行仿真得到動態響應曲線。
從仿真曲線看出:在014s時系統出現**調量,這是因為014s時速度開始出現上升變化,速度有變化,因此系統出現輕微波動。當轉向泵的速度達到使變量機構開始工作的速度值,泵的輸出功率發生變化,引起系統出現不穩定趨勢,并很快平穩下來。縱觀整個曲線的變化趨勢,隨著轉速的不斷上升,輸出功率曲線的變化趨勢基本保持恒定,略微上升。

定量葉片泵常用單泵型號：
T6C-031-1R00-A1
T6C-020-1R00-A1
T6D-031-1R00-C1
T6E 066 1R02 A1
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和傳動系統的能耗,而對輔助系統,如轉向系統等則關注較少。經過分析研究發現,現用的轉向系統要消耗原動機約3%的能源,但真正轉向消耗的能量只占其中的40%不到,另外60%左右的能量不僅白白浪費掉了,而且會增加液壓系統的發熱,降低系統使用壽命,產生噪聲和增加汽車尾氣排放[1]。其中又以轉向泵消耗的無功功率為較大。因此,研究汽車動力轉向系統特別是轉向泵的節能降耗問題就具有非常重要的實際意義。
本文提出了一種含有浮動塊的新型變量葉片泵替代傳統轉向泵中的定量葉片泵[2]。

葉片馬達的葉片是依靠根部的燕式彈簧，使其壓緊在定子表面，而葉片泵的葉片是依靠根部的壓力油和離心力作用壓緊在定子表面上。

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1）從原理上講，丹尼遜液壓馬達和丹尼遜液壓泵是可逆的，如果用電機帶動時，輸出的是液壓能（壓力和流量），這就是丹尼遜液壓泵；若輸入壓力油，輸出的是機械能（轉矩和轉速），則變成了丹尼遜液壓馬達。
2）從結構上看，二者是相似的。
3）從工作原理上看，二者均是利用密封工作容積的變化進行吸油和排油的。對于丹尼遜液壓泵，工作容積增大時吸油，工作容積減小時排出高壓油。對于丹尼遜液壓馬達，工作容積增大時進入高壓油，工作容積減小時排出低壓油。
丹尼遜液壓馬達和丹尼遜液壓泵的不同點：
1）丹尼遜液壓泵是將電機的機械能轉換為液壓能的轉換裝置，輸出流量和壓力，希望容積效率高；丹尼遜液壓馬達是將液體的壓力能轉為機械能的裝置，輸出轉矩和轉速，希望機械效率高。因此說，丹尼遜液壓泵是能源裝置，而丹尼遜液壓馬達是執行元件。
2）丹尼遜液壓馬達輸出軸的轉向必須能正轉和反轉，因此其結構呈對稱性；而有的丹尼遜液壓泵（如齒輪泵、葉片泵等）轉向有明確的規定，只能單向轉動，不能隨意改變旋轉方向。
3）丹尼遜液壓馬達除了進、出油口外，還有單獨的泄漏油口；丹尼遜液壓泵一般只有進、出油口（軸向柱塞泵除外），其內泄漏油液與進油口相通。
4）丹尼遜液壓馬達的容積效率比丹尼遜液壓泵低；
通常丹尼遜液壓泵的工作轉速都比較高，而丹尼遜液壓馬達輸出轉速較低。另外，齒輪泵的吸油口大，排油口小，而齒輪丹尼遜液壓馬達的吸、排油口大小相同；齒輪馬達的齒數比齒輪泵的齒數多；葉片泵的葉片須斜置安裝，而葉片馬達的葉片徑向安裝；

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