容積效率的案例
考慮流動損失的螺桿壓縮機容積效率計算研究
劉常峰［６，７］等通過實驗和模擬相結合的方法研究了干式螺桿壓縮機的容積效率影響因素，由于上述的實驗機組或研究模型的馬赫數較低（小于０.２），其容積效率的主要影響為泄漏和進氣加熱。國外Ｌ.林德［８］基于干式螺桿壓縮機的實驗研究和理論分析提出了考慮了泄漏、進氣加熱和進氣充氣影響的容積效率近似計算公式（Ｌ法）。隨著螺桿壓縮機設計和制造技術的提升，螺桿壓縮機的運行馬赫數不斷提升，原有的計算方法
在進行高馬赫數工況預測時，存在與實驗數據的偏差。本文作者基于Ｌ.林德的計算方法提出了考慮流動損失修正的容積效率計算方法。
２ 螺桿壓縮機容積效率計算方法
２.１ 泄漏模型
螺桿壓縮機通過陰陽轉子的齒型密封與殼體將各齒槽容積分開，形成各工作容積。每個工作容積之間的壓力不同，因而形成高壓到低壓的泄漏。螺桿壓縮機的泄漏通道有排氣間隙通道、齒頂間隙通道和嚙合間隙通道。由于各泄漏通道均是通過間隙密封的，因而在很大范圍內，泄漏是影響螺桿壓縮機容積效率的主要因素。
在僅考慮泄漏因素時，螺桿壓縮機的容積效率可按式（１）計算
式中 Ｃ４———與內壓力比有關的函數
注：Ｃ２和Ｃ４的取值詳見參考文獻８的圖５８．將式（２）、（７） 代入式（１），整理得僅考慮泄漏的容積效率近似計算公式，如公式（９）所示。
根據壓縮機的結構和運行條件，除有效泄漏間隙與設計、制作和裝配有關外，其余均可確定。有效泄漏間隙可以通過實驗測得的容積效率反算獲得。
展開 amesim柱塞泵：一種改善軸向柱塞泵容積效率的配流盤設計
摘 要：
針對某型號軸向柱塞泵在重載小流量工況下容積效率低的問題，運用AMESim軟件搭建軸向柱塞泵配流副原理模型，對配流盤的結構進行優化設計并對優化前后的容積效率進行對比分析，最后，通過試驗驗證了相關設計參數的正確性，結果表明：優化后的配流盤結構能明顯地改善重載小流量工況下軸向柱塞泵的容積效率。
基于定量泵與節流調速的硫化機開合模液壓系統仿真
圖5 液壓缸運動速度圖
圖6為定量液壓泵的輸出功率圖，由圖可知，該系統在快速合模運行時，液壓泵的輸出功率為2.1kW，該過程泵出口壓力等于負載壓力，泵出口高壓油液全部進入液壓缸參與對外做功，系統功率損失很少，容積效率高。系統在慢速合模運行時所需功率減小，但液壓泵的輸出功率高達5.7 kW，原因是此時液壓缸所需流量60 L/min小于定量泵輸出流量90 L/min，節流回路接入系統工作，泵出口的溢流閥開啟溢流，此時系統出現大量調速閥節流功率損失功率和溢流閥溢流功率損失，系統容積效率嚴重降低。同理，系統在快速開模運行時，液壓泵輸出功率小，系統功率損失小，容積效率高；而在慢速開模運行時也將產生大量調速閥節流功率損失功率和溢流閥溢流功率損失，使系統容積效率變低。
圖6 液壓泵輸出功率圖
3 結論
本文分析了采用定量泵和節流調速回路的硫化機開合模液壓系統，介紹了采用AMESim進行液壓系統仿真的方法，并對開合模液壓系統的功率特性進行了分析，結果表明，這種采用定量泵加節流調速回路的硫化機開合模液壓系統，在慢速開合模過程中，為了適應工作流量變小的需求，存在較大的節流損失和溢流損失，導致系統效率不高。在后續的開合模液壓系統優化設計中可采用伺服控制系統來適應流量變化需求，保持系統高容積效率，降低能源消耗。
參考文獻
[1] 艾同輝，姚寧，張令，等．HFST伺服液壓系統在輪胎硫化機中的應用研究[J]．橡塑技術與裝備，2016,42(19):60-66.
[2] 吳畏，伍先安，楊衛民，等.輪胎硫化設備及工藝研究進展[J].橡膠工業，2018,65(06):711-716.
[3] 鄒炳燕，楊健，李穎，等.80 MN膠囊硫化機液壓系統設計[J].機床與液壓，2016,44(08):34-36.
展開 新型無油渦旋壓縮機內部熱力學特性和性能測試
4. 1 容積流量
圖11（a）為渦旋壓縮機進、出口容積流量隨排氣壓力的變化規律。由圖11（a）可以看出：隨著排氣壓力的不斷增大，進、出口流量都近似地呈線性減小趨勢；在排氣壓力較高時，渦旋壓縮機需要逆向做功來抵消儲氣罐內的氣體阻力，因而壓縮機的進口流量和出口流量都較低；在不同排氣壓力下，進口流量之間的最大差值為0. 15m3 /min，出口流量之間的最大差值為0. 029m3 /min；在相同排氣壓力下，進、出口流量之間的最大差值為0. 159 m3/min。
圖11（b）為渦旋壓縮機的理論和試驗容積流量隨轉速的變化規律。由圖11（b）可以看出：渦旋壓縮機的容積流量隨轉速的增大而增大，轉速越高，容積流量越大；在轉速較低時，由于內泄漏的影響，容積流量的流量與實測差值會較大，隨著轉速的逐漸降低，差值會逐漸減小。在轉速為3000 r/min 時，容積流量的流量值和試驗值分別為0. 4 m3/min 和0. 391 m3/min。
4. 2 容積效率
圖12 為渦旋壓縮機容積效率隨主軸轉角的變化規律。在轉速低于2000 r/min 時，由于流體工質在工作腔內停留時間較長，內泄漏程度會增大，因此容積效率較低；隨著轉速的逐漸增大，容積效率隨之增大，當轉速高于2000 r/min 時，容積效率不再發生大的變化；研究樣機的平均容積效率為0. 938。
4. 3 排氣口溫度和驅動電機溫度
圖13 為在不同排氣壓力下，渦旋壓縮機排氣溫度與驅動電機溫度的變化規律。由于渦旋壓縮機在運轉過程中需要克服儲氣罐內的氣體力來逆向做功，因此在排氣壓力較高時，壓縮機排氣口溫度和驅動電機溫度都較高；在不同排氣壓力下，壓縮機排氣溫度最大溫差為19 ℃，驅動電機溫度最大溫差為33. 7 ℃，驅動電機最高溫度為78. 5 ℃。
展開 
好文推薦：外嚙合齒輪泵的Amesim仿真
我們都知道，外嚙合齒輪泵由于其相對較低的成本和穩定的性能，特別是在容積效率和機械效率綜合性能上來看，絕對屬于是經濟適用型的。既然咱們說它是經濟適用型的，那其必然有一些咱們不得不說的缺點，總結如下：
1、噪聲大，容易產生氣穴;
2、內泄漏量大，導致容積效率相對較低；
3、需要保持一個特別的最小潤滑膜厚度。
近年來，節能、降噪成了齒輪泵比較熱門的研究方向，不少人在數學模型和樣機測試方面做了很多努力。
今天介紹的這篇文章，深入研究了外嚙合齒輪泵的動態特性，作者的目的是盡可能改善外嚙合齒輪泵的一些缺點。主要有以下幾點重要內容：
1、作者利用AMESim軟件建立了齒數為10的外嚙合齒輪泵的一維動力學模型，該模型所需的幾何參數由ProE直接導出。
2、作者將齒數為10的外嚙合齒輪泵，在不同輸出壓力和主軸轉速下，仿真結果與實驗結果的對比。
3、在齒數相同的情況下，比較了單齒接觸和雙齒接觸的模擬結果。
4、在都是雙齒接觸的情況下，比較了10齒和12齒泵的實驗結果。
以下是一些原文圖片賞析：
齒頂泄漏位置示意
嚙合區可變容腔體積變化示意
齒輪泵測試臺原理圖
好了，今天的介紹就到這里，感興趣的朋友自行搜索原文“Setup of a 1D Model for Simulating Dynamic Behaviour of External Gear Pumps”
資料來源：網絡
展開 常用液壓泵產品性能比較及選擇要點
同時還要考慮定量或變量、原動機類型、轉速、容積效率、總效率、自吸特性、噪聲等因素。這些因素通常在產品樣本或手冊中均有反映，應逐一仔細研究，不明之處應向供貨單位或制造廠咨詢。
液壓泵產品樣本中，標明了額定壓力值和最高壓力值，應按額定壓力值來選定液壓泵。只有在使用中有短暫超載場合，或樣本中特殊說明的范圍，才允許按最高壓力值選取液壓泵，否則將影響液壓泵的效率和壽命。在液壓泵產品樣本中，標明了每種泵的額定流量（或排量）的數值。
選擇液壓泵時，必須保證該泵對應于額定流量的規定轉速，否則將得不到所需的流量。要盡量避免通過任意改變轉速來實現液壓泵輸油量的增減，否則保證不了足夠的容積效率，還會加快泵的磨損。
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展開 技術講解 | 內嚙合齒輪泵瞬態流場仿真
泵的容積效率是泵的實際流量除以泵的理論流量，表示的是泵抵抗泄漏的能力。采用圖16所示的排量定義，可以采用SpaceClaim軟件測得該齒輪泵的理論幾何排量為173.1mm/r，理論流量為1.1519e-3kg/s，實際計算流量約為9e-4kg/s，因此該工況下容積效率約為78.125%，由于在數值計算時出于模型設置的考慮，人為增大了嚙合間隙，因此仿真計算得到的容積效率比實際值偏低。
圖17. 幾何排量測量
【CFD專欄】模板化CFD技術及其在壓縮機數值仿真中的應用實踐
利用現代CFD（計算流體力學）技術模擬壓縮機的流量、壓力、傳熱、效率等參數，較快地確定壓縮機內部流動狀況、壓力脈動、溫度分布、間隙和泄露影響及容積效率等，可為工程師提供直觀、具體、準確的信息，使壓縮機設計方案的開發與優化設計有據可依。
第
2
章
壓縮機工作性能模板化CFD分析方案簡介
01
壓縮機CFD模擬的難度
壓縮機多為容積式機械，且進出口配有閥片控制氣體的進出，對壓縮機進行CFD模擬的難度主要體現在：
01
需要利用動網格技術表達壓縮機容積變化、形狀變化及缸體內壁與外壁間隙的變化。
內嚙合齒輪泵瞬態流場仿真
泵的容積效率是泵的實際流量除以泵的理論流量，表示的是泵抵抗泄漏的能力。采用圖16所示的排量定義，可以采用SpaceClaim軟件測得該齒輪泵的理論幾何排量為173.1mm/r，理論流量為1.1519e-3kg/s，實際計算流量約為9e-4kg/s，因此該工況下容積效率約為78.125%，由于在數值計算時出于模型設置的考慮，人為增大了嚙合間隙，因此仿真計算得到的容積效率比實際值偏低。
圖 16. 幾何排量測量
別看暈嘍， 旋渦壓縮機有特點
由于吸氣、壓縮、排氣過程是同時連續進行，故壓力上升速度較慢，因此轉矩變化幅度小、振動小；同時沒有余隙容積，故不存在引起容積效率下降的膨脹過程。
無吸、排氣閥，效率高，可靠性高，噪聲低。
由于采用柔性結構，抗雜質和液擊能力強，一旦壓縮腔內壓力過高，可使動盤與靜盤端面脫離，壓力立即得到釋放。
機殼內腔為排氣室，減少了吸氣預熱，提高了壓縮機容積效率。
由于壓縮氣體由外向內運動，可進行噴液冷卻和中間補氣，實現經濟器運行。
缺點：
渦旋體型線加工精度非常高，其端板平面的平面度、端板平面與渦旋體側壁面的垂直度須控制在微米級，必須采用專用的精密加工設備以及精確的調心裝配技術。
限制其應用范圍：目前僅用于功率在1~15kW的空調器中密封要求高，密封機構復雜。由于無氣閥，壓縮腔內部會形成過壓縮和欠壓縮。
發展趨勢：
1.渦旋體型線的研究開發：單一型線、修正型線、組合型線、通用型線。
2.擴大制冷容量：變頻渦旋機、數碼渦旋機、雙作用渦旋機、雙機共用同一機殼渦旋機等。
3.擴大應用范圍：開發低溫用渦旋機、渦旋式真空泵、渦旋式空壓機、渦旋式發動機等。
4.理論研究進一步深入：計算機模擬及優化設計，建立各種模型（如各種泄露模型、傳熱模型、摩擦損失模型等）排氣孔口的形狀和位置，背壓孔的大小、位置及背壓壓力的高低等，并進行動力學分析。
展開 ANSYS Fluent 內嚙合齒輪泵瞬態流場仿真
泵的容積效率是泵的實際流量除以泵的理論流量，表示的是泵抵抗泄漏的能力。采用圖16所示的排量定義，可以采用SpaceClaim軟件測得該齒輪泵的理論幾何排量為173.1mm/r，理論流量為1.1519e-3kg/s，實際計算流量約為9e-4kg/s，因此該工況下容積效率約為78.125%，由于在數值計算時出于模型設置的考慮，人為增大了嚙合間隙，因此仿真計算得到的容積效率比實際值偏低。
圖 16. 幾何排量測量
文章來源：安世亞太
馬勒直冷式“多合一”機油管理模塊，幫助提升電機功率 ￥500
由于具有所需的高容積效率和機械效率，并在內燃機應用中表現出的良好耐磨損性能，馬勒滑動鐘擺式油泵是適用于電動動力系統的泵的類型。與電動內齒輪泵和葉片泵相比，無論油壓和泵速如何，滑動鐘擺式電動油泵的整體效率更高。在供油的低壓范圍內，由于滑動鐘擺式油泵的容積效率較高，這種優勢會隨著速度的提高而增加。與電動內齒輪和葉片泵相比，在2.5-8 bar范圍內的油壓和2,000 rpm的轉速下，滑動鐘擺式油泵的效率高出7-12個百分點，在4,000 rpm的轉速和4-8 bar的油壓范圍內，效率最多可高出20個百分點。
圖5：馬勒滑動鐘擺式油泵
低噪音水平
低噪音水平對于電動動力系統尤為重要，通過優化模塊結構設計可以實現。聲學開發期間的模擬證實了這一點，并通過測量油泵和模塊外殼上的加速度傳感器的結構噪聲進行了驗證。與采用鋁制外殼的油管理模塊相比，全塑料模塊由于基礎材料的楊氏模量較低，會帶來更大的聲學問題。相關區域的加強元件可以顯著提高塑料模塊的固有頻率，隨后將聲壓級降低到60 dB(A)以下。
廣泛的應用范圍及成熟的開發和生產經驗
基于馬勒直冷式“多合一”機油管理模塊的先進理念和優越的性能表現，此產品已在歐洲某高端乘用車客戶的電動車平臺批量使用， 并與全球范圍包括中國在內的多家主流客戶洽談中。
圖6：針對輕型車輛和重型車輛的推薦機油管理模塊設計
展開 典型液壓回路（二）：同步控制回路
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容積控制同步回路
同步缸同步回路：同步缸缸徑及兩個活塞的尺寸完全相同并共用一個活塞桿。當同步缸工作時，出入同步缸的流量相等，可同時向兩個液壓缸供油，實現位移同步。
上圖中同步缸容積大于液壓缸容積，兩個單向閥和背壓閥是為了提高同步精度的放油裝置，其同步精度可達2%~5%。同步精度主要取決于缸的加工精度及密封性能。
液壓缸串聯同步回路：兩只規格相同的雙活塞桿液壓缸，串聯相接，因液壓缸作用面積、工作容腔均相等。當三位四通閥左側得電時，缸1下腔排出的油液，進入缸2的上腔，兩液壓缸同步下行。當三位四通閥右側得電時液壓缸1液壓缸2同步上行，當兩缸同步產生誤差時，依靠四只行程開關及1DT、2DT電磁閥可消除累積誤差。因液壓缸串聯，其推力減小。
液壓缸串聯同步回路：兩只行程相同的液壓缸，缸1的有桿腔有效面積A1等下缸2無桿腔有效面積A2時，將其按圖示串聯相接，可組成容積控制同步回路。當1DT得電，缸1上腔排出的油液進入缸2的下腔，兩液壓缸同步上行。
泵同步回路：采用兩個等排量的泵，同軸連接，分別向兩個液壓缸供油，實現兩缸同步運行。在要求同步運行時，兩個換向閥應同時動作；當需要消除液壓缸終點位置誤差時，兩個換向閥可單獨動作。
本回路的精度取決于兩個泵的容積效率、排量差異及兩缸載荷不同等因素，一般采用容積效率穩定的柱塞泵。
展開 高端柱塞泵(馬達)如何創新
2.2型式試驗：
2.2.1我國”液壓軸向柱塞泵”(JB/T7043-2006)標準中，明確規定了以下幾種情況必須進行型式試驗：
(1)新產品或老產品轉廠生產的試制定型;
(2)正式生產后，如結構、材料、工藝有較大改變，可能影響產品性能和壽命時;
(3)產品長期停產后，恢復生產時:
(4)出廠試驗時與上次型式試驗結果有較大差異時;
(5)國家質量監督機構提出進行型式試驗要求時;
2.2.2型式試驗的主要內容：
(1)效率試驗：應包括容積效率、總效率以及不同壓力、排量、轉速、油溫下的容積效率和總效率;
(2)變量特性試驗
(3)高、低溫試驗;
(4)超速試驗;
(5)噪聲試驗;
(6)連續負荷(或超負荷)耐久性試驗;
(7)沖擊負荷耐久性試驗;
(8)對于開式油路泵還要進行自吸能力試驗;
以上八項試驗中，其中(6)、(7)兩項最重要，它直接關系到柱塞泵(馬達)工作的可靠性。
3. 產品開發試驗
進行產品出廠試驗和型式試驗是對產品質量的最低要求，為了提高柱塞泵(馬達)的可靠性，為了”引進、消化、再創新”，在產品開發階段，需要不斷地對柱塞泵(馬達) 進行各種試驗，下面就這一問題談談我的意見。
3.1模擬試驗：型式試驗中連續負荷和沖擊負荷耐久性試驗方法並不能完全反映柱塞泵(馬達的實際工況，交用戶生產考驗又不能隨時了解泵(馬達)出現的問題，況且用戶也不希望用自已的主機對不成熟的泵(馬達)進行試驗，所以需要進行模擬試驗。而對某些泵(馬達)也可用模擬試驗代替型式試驗中的沖擊試驗。
例如水泥攪拌車工作的一次工藝循環過程是上料—運輸攪拌—卸料—空運轉運輸，我們就可設計出一套程序進行模擬試驗。
又如根據挖掘機的回轉馬達的工況，也可設計一套裝置來進行回轉馬達的模擬試驗。
展開 052-基于AMESim的全液壓推土機行走驅動系統仿真
:運用仿真手段，研究了全液壓推土傳動系統的速度剛度和變量泵、馬達的容積效率，給出了全液
壓推土機的泵、馬達配置的一般原則和合適的排量比取值范圍;討論了CUT-OFF閥在液壓驅動的推土機
上的使用問題，提出將壓力引入發動機的控制。
052-基于AMESim的全液壓推土機行走驅動系統仿真.pdf
