《啟動和運行的問題在低環(huán)境溫度下的液壓外文文獻翻譯、中英文翻譯》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《啟動和運行的問題在低環(huán)境溫度下的液壓外文文獻翻譯、中英文翻譯（32頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

附錄 1：外文翻譯 啟動和運行的問題在低環(huán)境溫度下的液壓 元件和系統(tǒng) 第二部分 在實驗研究的基礎上，在極低的環(huán)境溫度下確定液壓元件啟 動期間協(xié)作元件之間的間隙 作者 RyszardJasiński 博士，格但斯克理工大學博士 摘要 當今越來越頻繁發(fā)生的嚴冬和炎熱的夏季是機器設計師在設計能夠在極端環(huán)境條件下維修的設備時面臨許多困難的原因。 因此，確定液壓驅動機器和設備安全運行的原則和條件對其設計人員和操作人員至關重要。 出于這個原因，作者在熱沖擊條件下進行了一系列液壓部件和系統(tǒng)的測試（冷卻部件由熱工作介質提供）。 實驗測試是液壓和氣動，格但 斯克理工大學實驗室的主席進行的。他們回答了這樣一個問題，即如何在這種情況下有效的通關變化以及它所依賴的參數(shù)。 基于加熱元件液壓元件的測試所獲得的溫度圖， 可以精確地確定配合元件之間的間隙的變化。 關鍵詞：液壓機械，液壓傳動，診斷，液壓系統(tǒng) 介紹 在熱沖擊條件下液壓元件啟動[1-9,12-13]時，經(jīng)常遇到由于熱膨脹引起的元件尺寸的動態(tài)變化。 元素清除的更改會導致合作元素之間的有效清除更改。 特別是由于熱油和冷液壓單元之間的溫差，工作流體的流量，部件的結構，所使用的材料的種類和部件的元件的形狀等原因，間隙的變化尤其受到影響。 在液壓元件的配合元件之間出現(xiàn)小的間隙，從幾個到幾十個測量微米。 作者在低環(huán)境溫度下運行的各種液壓元件的實驗研究可以回答這樣的問題：在這種情況下有效間 - 26 - 隙如何變化以及它依賴于什么參數(shù)。 該研究包括三組液壓元件系統(tǒng)：供給系統(tǒng)，控制系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)。 圖 1 給出了暴露于零度以下環(huán)境溫度的典型液壓系統(tǒng)的框圖。 供應系統(tǒng)的主要組成部分是液壓泵，在控制系統(tǒng)中 - 閥門和方向滑閥，而在執(zhí)行系統(tǒng)中 - 液壓執(zhí)行器（電動機或氣缸）。 作者使用自己的方法[1-8]，對熱沖擊條件下的許多部件和整個液壓系統(tǒng)進行了測試。將測試的組分置于溫度達到-35℃的低溫室中。 在 20C 到 55C 的溫度范圍內，組件都配備了熱的 Total Azolla 46 礦物油。 在元件的固定和移動元件中放置溫度傳感器，主 要是熱電偶。 還測量了組件的入口和出口通道中的溫度，壓力和流量。 圖 1.機器液壓驅動的方框圖，顯示零部件系統(tǒng)運行時的零度以下溫度 液壓泵研究 研究的目標是以下各種類型的泵：帶凸輪軸的恒定輸出的多活塞軸向泵，可變輸出的多活塞軸向泵和兩個齒輪泵。 所研究的 PWK 27 型凸輪軸泵（圖 2）的單位容量為 27.5cm/ rev，在公稱壓力為45 MPa，額定轉速為 1500 rpm 和最大轉速為 3000 rpm 時運行[19,23,24]。 該泵的特點是壓力機械效率高達 9899％，整體效率高達 9294％[11]。 - 27 - PVM016R1D 型變量輸出多活塞軸向泵（圖 3）是 PVplus 產品線中最小的[21]和其特征參數(shù)包括：設計輸出 16 厘米 3/轉，公稱壓力 28 兆帕，最大。 壓力 35MPa，轉速范圍 300-3000rpm。 圖 2. Hydrotor 公司的凸輪軸多活塞泵 PWK-27 和 PWK-78 [10,11,19] 圖 3.派克[21]公司的盤式軸流泵 測試了由 PZ2-K-10 齒輪電機（圖 4）驅動 PZ2-K-6.3 齒輪泵組成的裝置。確定熱泵沖擊條件下多活塞泵配合元件間的有效間隙變化。 在多活塞徑向和軸向泵或電動機中，有幾個地方可能會發(fā)生配合元件之間的間隙損失。 其中之一是有效通關活塞在缸體孔內移動（圖 5）。 圖 4. Hydrotor 公司的齒輪泵 PZ2-K10 [19] 圖 5.有效清除率變化的圖形解釋 根據(jù)公式可以在啟動時（τ）確定間隙的變化： e（τ）= 1m+Δ1p（τ）-Δ1t（τ） (1) - 27 - 它描述了間隙高度的變化：由缸體和活塞的壓力相關變形引起的Δlp 和兩個元件 Δlt 的熱膨脹。 由于協(xié)作泵（電機）元件的線性熱膨脹差異導致的間隙高度由Δlt 值的變化在期間的非均勻加熱 熱沖擊條件下的啟動可以用下式描述： t（τ）= hTβT[TT（τ）-T0] +-hBβB[TB（τ）-T0] (2) 式中： βT，βB - 活塞（T）和缸體（B）的線性熱膨脹系數(shù)TT（τ） - 活塞溫度 TB（τ） - 缸體溫度 T0 - 測量零件線性尺寸hT，hB - 活塞（T）和分配襯套開口（B）。 準備用于測量變化的 PWK27 泵元件溫度 在經(jīng)過測試的泵PWK（圖2）中，由兩組元件組成：xed（圖6）和mobile（圖7）， 放置熱電偶。 泵的移動元件包括：活塞，螺桿節(jié)流閥，靜壓滑塊，分配襯套，電阻護罩，夾緊環(huán)，分離器，軸，凸輪。 泵的固定部件包括：蓋板，前部殼體，缸體，缸體蓋板，后部殼體，導向襯套，套筒。 恒溫測量允許在熱沖擊條件下啟動期間確定泵的配合元件（活塞和缸套）之間的間隙。 為了研究活塞和拖鞋加熱的過程，故意將其制成用于xing熱電偶的孔。 （圖7,8）。放置在拖鞋和活塞中的熱電偶導線通過分離器和氣缸體中有目的的孔導入（圖9）。 圖 6.在 PWK27 泵的固定元件鉆孔中的熱電偶（T1-T6）的分布： 圖 7. PWK27 泵的移動部件中的熱電偶： T1 - 蓋，T2 - 前殼，T3 - 缸體- 區(qū)號 1，T4 - 氣缸體 - 區(qū)號 2， a) 活塞，b）靜壓腳 T5 - 缸體蓋，T6 - 后部外殼 - 28 - 圖 8.適合測量加熱過程的活塞單元 圖 9.熱電偶的連接導致研究的 PWK27 泵中的活塞和靜壓腳 PWK27 泵在熱震條件下的研究 根據(jù)以下啟動條件指定的方法[1]執(zhí)行 PWK27 泵在啟動期間在熱沖擊條件下運行的實驗研究： * 油溫：?+ 48C * 環(huán)境溫度：-21+ 23C * 泵的軸轉速：5002500轉 * 泵的負載：4.512 MPa。 在熱沖擊條件下運行幾個 PWK27 泵啟動測量系列。 其結果包括：加熱元件的溫度變化特性，進入和離開油的溫度，泄漏溫度和轉矩特性，出口油壓，輸出，外部泄漏量， 軸的轉速，體積，扭矩和整體效率。 PWK27 泵的一次啟動試驗是針對以下參數(shù)進行的：出口壓力 9.15 MPa，輸出功率30dm/ min，泵軸轉速 1100 rpm，油溫 49C，環(huán)境溫度-12C。 根據(jù)記錄的溫度曲線圖（圖 10），可以確定泵中最快的加熱元件是由氣缸體及其蓋板組成的氣缸體單元。 氣缸體內的最快溫度發(fā)生在泵的內部通道附近，該內部通道帶有主流熱油并位于泵的凸輪軸附近（熱電偶測量編號 4）。 活塞和導向套筒（熱電偶 5 號）的公共區(qū)域的溫度幾乎一樣快。 然而，前端（2 號熱電偶）和后端外殼（6 號熱電偶）的溫度上升要慢得多。 在泵運行的前 200 秒內，兩者的溫度曲線圖是相同的，只有在后面的殼體開始加熱得更快之后。 在設定的操作條件下，這個元件達到了所有泵的固定元件的最高溫度。 而最慢的加熱元件是泵蓋（1 號熱電偶）。 - 29 - 值得考慮的是，在恒壓下運行時，PWK 泵的相同元件（圖 10）的溫度會高于供給泵的熱油的溫度。 這可以通過圖 11 中的特性與圖 10 中的特性進行比較來解釋。這是通過泵的曲軸箱產生的流體中的摩擦熱產生的效應，并且由腳和活塞的電阻屏蔽層混合。 在泵運行的初始階段，泄漏油的溫度上升遠遠低于入口和出口處主要工作流的溫度 （圖 11）。 但是，經(jīng)過一段時間后，泄漏溫度達到比進料流溫度高得多的溫度。 圖 10.泵的固定部件的溫度（圖 6） 圖 11.機油溫度：在泵的進口處，在泵的出口處和在外部行駛 在測試過程中，PWK27 泵的體積效率至少達到 0.98（圖 12）。 圖 12.以下參數(shù)的總體（ηc），體積（ηv）和扭矩（ηHM）效率： 工作壓力 9.15 MPa，輸出 30dm/ min，環(huán)境溫度-12C ，油溫 49C 扭矩效率保持在 0.85 的水平。 它在很大程度上取決于泵的負載，在所考慮的情況下只能達到 9 兆帕。 泵的工作壓力越高，扭矩效率越高，同時體積效率越低。 確定 PWK 27 泵的活塞與氣缸之間的有效間隙 根據(jù)對少數(shù)系列試驗中活塞幾次加熱周期分析的理由，確定活塞加熱速率總是低于或等于靜壓拖鞋加熱速度。 圖 13 顯示了活塞和氣缸體蓋的加熱過程。 溫度的變化導致圖 14 所示的徑向間隙的變化對于在軸轉速 1100rpm 下供給熱油+ 48℃的冷卻至-20℃的泵而言。約泵啟動后 30 秒（圖 14）。 正是在此期間，活塞溫度與分配襯套溫度之間出現(xiàn)最大溫差。進一步在啟動期間，配合元件的溫度甚至導致徑向間隙增加到期望值。 - 30 - 圖 13.活塞靜壓滑塊和氣缸體的溫度變化以及活塞和氣缸體 圖 14：啟動后泵的運行參數(shù)：活塞和分配套之間的間隙變化： 之間的啟動參數(shù)溫度差：環(huán)境溫度-20C，油溫 48C，轉 環(huán)境溫度-20℃，油溫 48℃，轉速 1100rpm，推壓 5.2MPa 速 1100 rpm，活塞上方的壓力 5.2MPa 作為電動機使用的齒輪泵 PZ2-K10 的研究 在泵或齒輪電機中，可能會發(fā)生齒尖點和殼體內表面之間的徑向間隙的減小。 然而，由于泵包括提供對軸向間隙的補償?shù)囊苿釉?，所以不會發(fā)生軸向間隙的缺失。 不會發(fā)生由鋁制外殼堵塞軸承的鋼制外殼。 根據(jù)幾何測量結果，確定測試泵PZ2-K10（圖 15）中的徑向裝配間隙在環(huán)境溫度 20C 時達到 0.087 mm。 圖 15.齒輪泵 PZ2-K10 元件中的溫度測量位置：板，蓋，齒輪，殼體 根據(jù)等式 1，有效間隙不僅取決于裝配間隙，而且還取決于由于壓力的影響和配合元件上不同的熱膨脹引起的元件變形。 油壓越高，齒輪軸的松弛和軸承內部的位移越大。 這反過來影響了協(xié)作元素之間的間隙的尺寸。 已經(jīng)評估過，在受試泵的最大工作壓力下，軸承中齒輪軸的位移及其松弛可能達到 21μm[17,19]。 這將導致齒輪齒頂端與吸入空間側殼體中的孔之間的間隙尺寸減小。 下列等式描述了由于在熱沖擊條件下齒輪泵元件與由鋁合金制成的殼體的熱膨脹差異引起的元件尺寸的變化： - 31 - Δlt（τ）= 1110-6hZ[TZ（τ）-293] + - 22.310-6hK[TK（τ）-293] [m] (3) 式中： hZ，hK - 線性尺寸：齒輪齒的頂端直徑（Z）和外殼開口直徑（K）[m] TZ（τ），TK（τ） - 齒輪和殼體在升溫過程中的溫度[K] 293 - 部件的線性測量溫度[K]。 由于在降低環(huán)境溫度時鋁合金的線性熱膨脹系數(shù)幾乎是鋼的兩倍，所以初始間隙也會減小。（圖 16）。 在實驗研究的基礎上，確定了 PZ2-K10 泵（電機運行）的外殼和齒輪的溫度變化過程，其流量范圍為：4.5dm3/ min 至 14dm3 /分鐘和電機負載：從 0.5 Nm 至 17 Nm。 其中一項測試是針對以下參數(shù)進行的：油溫 48C，環(huán)境溫度-16.8C，工作壓力5 MPa，泵轉速 1020 rpm。 應該注意的是，齒輪比殼體加熱更快。 泵啟動后 80 秒內，裝置加熱元件之間的最大溫差達到 12C（圖 17） 圖 16. PZ2-K10 齒輪泵（電機）的初始徑向間隙取決于環(huán)境溫度 圖 17.作為電動機工作的 PZ2-K10 泵的外殼溫度，齒輪溫度和這 些元件之間的溫差 基于溫度變化曲線圖。 到圖 17 顯而易見的是，在齒輪泵啟動期間，齒尖和殼體內表面之間的徑向間隙不會迅速減?。▓D 18）。在由鋁合金（殼體）和鋼（車輪）制成的液壓部件的情況下，不會發(fā)生徑向間隙的消失。 如果泵和齒輪馬達的外殼由鑄鐵制成，則間隙的變化看起來與圖 18 中的不同。這些部件將容易受到熱沖擊的影響。 - 32 - 圖 18.在以下條件下啟動期間，PZ2-K10 泵的齒尖與內部殼體之間的有效間隙變化：油溫 48C，環(huán)境溫度-16.8C，工作壓力 5 MPa 方向閥門在熱沖擊條件下運行不當?shù)难芯? 當在液壓回路中由于冷閥（熱沖擊條件）而發(fā)生突然的熱油情況時，閥芯和殼體的配合元件的不均勻加熱將隨之發(fā)生。 閥芯比套管小得多，因此其熱容量要小得多。 與外殼相比，它具有相對較大的表面，并通過油液。 因此它會升溫得更快。 隨著閥芯溫度的升高，其尺寸相對于套管中的開口增加得更快，導致間隙減小。 為了盡量減少泄漏，清除已經(jīng)非常小。 閥芯與殼體之間的間隙過小可能導致相當大的摩擦力阻礙或甚至阻止它們相互移動。根據(jù)部件及其制造商的結構，閥芯和殼體之間的間隙t 在5-25μm 范圍內[18]。 套管和閥芯之間的有效間隙（le）（圖 19，20）取決于裝配間隙（lm），由于壓力引起的滑閥元件的彈性變形（Δlp），各部件的熱膨脹差異（Δlt） 在熱沖擊條件下，滑閥的操作受到用于制造滑閥的特定元件的材料的熱膨脹特性的嚴重影響。 液壓滑閥閥芯由鋼制成，而其殼體通常由鑄鐵制成。 鑄鐵的線性膨脹系數(shù)等于 10.5 * 10-61 / K，而鋼鐵則為 11 * 10-61 / K [14,15]。 考慮到熱膨脹系數(shù)的影響，可以根據(jù)（1）和（2）的關系計算有效間隙。 基于數(shù)值計算，評估認為壓力對有效間隙的影響重要性不大，因為協(xié)作元件（閥芯和套管）的溫度嚴重失調的影響。 通過計算熱膨脹差Δ1t 和所導致的失真來確定事實的確定從對滑閥執(zhí)行的壓力Δlp 的影響來自 Hydrotor 的 RE2510 / 101（圖 21），其中閥芯直徑測量 18 毫米。 閥芯和套管溫度在ΔT= 20C，裝配間隙將減少Δ1t= 3.9μm， 對于溫差ΔT= 45C，它會減少Δlt=8.7μm。 滑閥部件上的油壓（16 MPa）的影響只會導致組件間隙改變Δ1p= 1.5μm。 - 33 - 圖 19.在啟動期間，熱油供應冷卻滑閥的閥芯和殼體之間 圖 20.閥芯和套管的常用操作點以及有效間隙變化的圖形解釋的有效間隙變化 SPOOL 閥門在低環(huán)境溫度下測試 在格魯斯克理工大學液壓與氣動技術教席實驗室中，在熱沖擊條件下測試了用于控制壓力和流量方向的閥[5,6]： ◆ 來自PONAR WADOWICE公司的UZPP16型溢流閥 ◆ REXROTH公司的DBW 20 A2-5X350YS6EG24N9K4R12安全閥 ◆ 來自REXROTH公司的雙級滑閥4WEH16C33 / 6AW220-50 ◆ 來自HYDROTOR公司的電子液壓控制滑閥RE2510 / 101（圖21） ◆ 來自SAUER DANFOSS公司的比例滑閥PVG 32（圖22） ◆ 來自REXROTH公司的伺服閥4WS2EM10- 45 / 20B2T315Z8EM（圖23）。 圖 21.電動液壓滑閥 RE2510 / 101 [19] 圖 22.比例滑閥 PVG 32 [22] 圖 23.伺服閥 4WS2EM10 - 45 / 20B2T315Z8EM [18] 液壓裝置通常配有電子液壓控制的滑閥。 因此，測試了許多電控液壓閥的結構。 經(jīng)過測試的滑閥根據(jù)其功能分為兩組： I - 用于控制流量方向的滑閥 - 典型（圖21,24） II - 比例滑閥和伺服閥還用于控制流量（圖22,23,25,26）。 在 PVG 32 和 RE2510 / 101 滑閥的情況下，閥芯的公稱直徑為 18 mm。 PVG 32 滑閥閥芯和套筒之間的初始間隙為 7μm，而 RE2510 / 101 滑閥則為 6μm（在格但斯克理工大學計量實驗室進行的測量）。 在 RE2510 / 101 滑閥的閥體（圖 24）中安裝了用于放置熱電偶的孔。 用于熱電偶 T7 和 T8 的孔位于軸線上但位于不同深度處，靠近欠油源處，而熱電偶 T3 的孔是遠離 - 34 - 熱油通道。 為了測試閥芯，制造了兩個孔來容納熱電偶。 鉆孔是在不同深度的軸上制作的。 其中一個孔位于閥芯圓柱表面用熱油使用的位置附近。 另一個位于線軸前端。為了測量 PVG 32 滑閥的加熱，將孔制作在其中插入熱電偶的線軸和外殼中。 他們 的布局如圖 2 所示。 25.在閥芯中，鉆孔達到其長度的一半。 將 T1 熱電偶插入孔的整個深度，而將 T2 放置在其開始處。 將 T9，T10，T11 和 T12 熱電偶放置在滑閥的固定元件中。 研究的伺服閥 4WS2EM10 的直徑為 6,495 毫米，而閥芯和套筒中的圓柱狀襯套之間的間隙為 5 微米。 在 4WS2EM10-45/20 伺服閥的固定元件中放置了 11 個熱電偶（圖 26），允許呈現(xiàn)各種供應狀態(tài)的加熱過程。 通過壓力指示，壓力傳感器（圖 26）能夠確定對控制信號的反應時間，并隨著環(huán)境溫度的變化而改變此時間。 圖 24. Hydrotor 公司的閥芯 RE2510 / 101 T1， 圖 25.紹爾丹佛斯的滑閥 PVG 32。 T1， 圖 26.帶有溫度（熱電偶）和壓力傳感T2 - 放置在閥芯 T3，T7，T8 中的熱電 T2-熱電偶位于滑閥 T9，T10，T11，T12 器的 Rexroth 伺服閥 4WS2EM10 - 45/20偶 - 置于殼體內的熱電偶 熱電偶中 PVG 32 閥門的測試結果 針對熱油和冷卻裝置之間的溫差保持在ΔT= 2075 K 的范圍內進行了多個 PVG 32 滑閥系列測試。 冷卻至 0C 的滑閥的一項測試是在溫度為 52C 時，由于油壓從零到 32 dm3/ min 的急劇變化而進行的。 確定閥芯和套管之間的溫差（圖 27）。 加熱過程中閥體與閥芯之間的最大溫度差達到 27.9C，并在 30 秒內發(fā)生。 此時套管溫度為 13.8C，閥芯溫度為 41.7C。 假定由于壓力引起的閥芯和套管的變形可忽略不計，使用公式（1）確定了各部件之間的有效間隙（圖 28）。 - 35 - 根據(jù)有效間隙曲線圖（圖 28），可以確定由于兩者之間的熱膨脹差異而不會發(fā)生閥芯與套管之間的間隙消失。 圖 27.套管和閥芯的平均溫度以及兩者在進料過程中的溫度差異： 圖 28 給料時閥芯外表面與外殼內表面之間的有效間隙： 油溫 52C，環(huán)境溫度 0C，流量 32 dm3/ min 油溫 52C 低速液壓馬達的研究 文章的第一部分[8]基于壓力和轉速處理在熱沖擊條件下液壓馬達正確和不正確操作的癥狀。 介紹了衛(wèi)星液壓馬達的測試結果。 在低環(huán)境溫度下也測試沒有軸向間隙補償?shù)牡退佘壍酪簤厚R達。 這種電機通常用于機器的驅動裝置。 研究了來自 ZUO Hydroster 的衛(wèi)星電機 SOK 100[20（] 圖 30）幾何工作能力 0.4 dm3/ 轉。 可以在 0 至 160rpm（n 最大= 250rpm）和公稱壓力 pn= 16MPa（p 最大= 25 [MPa]） 的速度范圍內運行。 部件軸向間隙為 23μm。 來自力士樂的軌道馬達 GMR 160（圖 33）[18]根據(jù)其制造商的幾何工作容量 162.9 厘米 3/轉的特點是額定轉速為 375 轉/分鐘（n 最大== 470rpm），公稱壓力 pn= 12MPa 和 max。 壓力 p 最大= 22.5MPa。 派克公司的TF170MW260 電機[21]根據(jù)其制造商的幾何工作容量為169 厘米3/轉可連續(xù)運行至額定轉速為 355 轉/分，標稱壓差（進出之間）為 13.8 兆帕，瞬間在 n 最大= 440 轉/分鐘和最大。壓差 20.7MPa。 最大供應壓力可能達到 30 兆帕。 SOK 100 電動機（圖 29）在熱沖擊條件下進行測試的準備和樣品結果 該電機按照格但斯克 ZUO HYDROSTER 的特定順序訂購。 在固定元件中，用于熱電傳感器的特殊孔用于測量前蓋和后蓋以及殼體的溫度。 在此之后，電機與放置在移動元件中的半導體溫度傳感器（AD590）（轉子中的兩個傳感器和軸中的一個）組裝在一起。 - 36 - 在下列條件下進行電機運行不正常時的 SOK 100 測試：流量 100 dm3/ min，初始溫度-20C，油溫 50C。在這種情況下啟動電機導致電機的移動元件溫度大幅上升。衛(wèi)星加熱比轉子快。 圖 30 顯示了轉子和外殼中的溫度曲線。 轉子溫度的大幅上升清晰可見（圖 30）。 這又導致轉子和殼體的溫度差異很大，導致兩者之間的間隙消失（圖31）。 大幅上漲溫度造成元件之間的干摩擦。 結果，摩擦熱直接影響到電機的元件。 反過來，衛(wèi)星和轉子加熱得更快。 圖 29.電機 SOK：1 - 外殼; 2 - 轉子; 3 衛(wèi)星; 4 軸; 5，6 - 封面; 7 - 設置戒指; 8,9-止回閥; 10,11 環(huán); 12 針; 13 - 歧管 圖 30.轉子和外殼的溫度隨著 SOK 100 中溫度與時間線的溫差而變化 圖 31.在熱沖擊條件下啟動期間 SOK 100 的蓋和轉子之間的 有效間隙變化 軌道電動機在熱震條件下的測試準備 軌道式 GMR 160 電機（圖 32）包括易受熱沖擊條件下間隙消失的構造節(jié)點。節(jié)點如下所示： ? 轉子，蓋和分配盤表面之間的軸向間隙 ? 轉子和殼體齒輪的周邊表面之間的間隙 ? 凸輪軸外表面與外殼內表面之間的間隙。 為了評估GMR160 電動機在各個地方的特定元件，放置了8 個溫度傳感器（熱電偶）。在后蓋上放置熱電偶 T7 和 T8。 六個熱電偶插入外殼的孔中 - 熱電偶 T1，T3，T5（遠離熱源）和 T2，T4，T6（靠近熱源）。 在熱沖擊條件下測試的第二臺軌道電機是 TF170（圖 33），具有正面分布。 - 37 - 通過在熱電偶的固定元件（即滑閥，靠近工作室的殼體，靠近滾筒的殼體，靠近油通道的本體，遠離熱源的本體）中制造用于測試的電動機，以準備測試。 傳感器由于其運行的復雜運動而未被放置在移動元件中。 軌道馬達 GMR 160 與 TF 170 的區(qū)別在于通過通道的油液分布和流動，從而以不同的方式加熱馬達的元件。 圖 32 帶有溫度傳感器的軌道電機 GMR 160：1-軸系，2-前蓋，3-殼體，4-齒輪軸，5-轉子，6-體，7-后蓋，8 - 分配盤，9 - 滾筒（標記 T1T8 表示使用相同標記的熱電偶測量溫度的地方） 圖 33.軌道馬達 TF 170：1 - 滑閥，2 - 外殼，3 - 齒輪軸，4 - 滾輪，5 - 轉子，6 - 主體 軌道電機的結構對其在熱震條件下運行的影響 為了確保液壓系統(tǒng)在熱沖擊條件下正常工作，必須使用適用于這種條件的液壓馬達。 Parker 公司測試的軌道馬達 TF 170 可滿足這些要求（圖 33,34）。 在其外殼內還有額外的缺油通道，從而增強了熱交換的表面，從而加快了外殼的加熱速度。 還發(fā)現(xiàn)，對于這種結構（圖 35），在熱沖擊條件下啟動期間，殼體和轉子之間的最大溫度差不超過 20℃，用于油溫差ΔTOT-OL 和周圍達到 77C。 軌道馬達 GMR 160（圖 32 和 34）不提供從油到外殼的額外熱交換表面。 還發(fā)現(xiàn) （圖 35）轉子和外殼之間的最大溫差達到 46C.ΔTOT-OL78℃。 具有根據(jù)圖 35 和基于的實驗數(shù)據(jù)對于電機 GMR 160 和 TF170（圖 36），確定徑向間隙的關系（1）變化。 - 38 - 在 TF170 電機中，轉子和外殼之間的徑向間隙最大減小了 12μm，而在 GMR160 電機的情況下，在類似的操作條件下，間隙減小了 27μm，接近完全消失（圖 36）。由于大量的初始間隙，GMR160 電機證明能抵抗熱沖擊，并且在油溫和周圍溫度差 ΔTOT-OL 下正常工作高達 78C。 在熱沖擊條件下啟動時，Parker 的 TF170 電機只能在轉子和外殼之間產生微小的徑向間隙變化（圖 36）。 這表明這些電機在特定條件下的運行過程中具有很大的阻力。和+ 24C。 在熱沖擊條件下啟動時，泵呈現(xiàn)扭矩效率下降（圖 37）。 圖 34. GMR 160 軌道電機（左側）和 TF 170（右側）的組 圖 35. TF170 電機轉子和外殼之間的溫差（流量 64dm/ min，電件。 在 TF 170 馬達中提供了用于欠油的附加通道 機初始溫度-27C，油溫 50C）和 GMR160 馬達（流量 70dm/ min，初始溫度-26C，油溫 52C） 圖 36. TF170 和 GMR160 電動機的徑向間隙圖 圖 37. PWK27 泵在下列條件下啟動時的液壓 - 機械效率： 工作壓力 5 MPa（啟動條件如圖 35 所示） 環(huán)境溫度。 tOT1= + 24℃，tOT2= -20℃，轉速 n = 1100 [rpm]， 油溫 tOL= 48℃，工作壓力 5 MPa 結論 1.在熱沖擊條件下，對于冷卻液壓元件允許的供電參數(shù)而言，決定性的主要構造問題是有效間隙。 2.根據(jù)加熱元件液壓元件測試所獲得的溫度曲線圖，可以精確地確定配合元件之間的間隙變化。 3.影響有效間隙變化的因素有很多，即：初始間隙，部件初始溫度，進油溫度，流量，制造單元和構件所用材料。 - 40 - 4.使用合適的材料配合液壓元件的配合元件，可以充分保護它們免受熱沖擊的影響。高速泵由鋁合金制成的外殼和鋼制齒輪很好地取代了這一點。 5.在熱沖擊條件下啟動期間，電源和執(zhí)行元件呈現(xiàn)低轉矩效率，因此總體效率較低。這是由于工作介質通過部件通道產生大量摩擦。 一個例子是 PWK 27 泵在-20C 溫度下啟動時的轉矩效率 6.除了上述在低環(huán)境溫度下確定液壓元件正確啟動的參數(shù)的實驗方法外，作者使用并推薦了兩種其他方法：分析和計算機輔助模擬。 通過使用這些方法，可以以適當?shù)木却_定在熱沖擊條件下正確啟動液壓系統(tǒng)的參數(shù)，而無需使用昂貴，麻煩且經(jīng)常破壞性的實驗研究。 這些方法將在本文的以下組件中描述，涉及此處所述的問題。 - 40 - 附錄 2：外文原文 - 41 - - 42 - - 43 - - 44 - - 45 - - 46 - - 47 - - 48 - - 49 - - 50 - - 51 - - 53 -