負(fù)壓泵工作下泵膜片力學(xué)性能綜述論文
1負(fù)壓泵工作時相應(yīng)數(shù)學(xué)模型
1.1泵容器壓強(qiáng)計(jì)算數(shù)學(xué)模型
假定初始狀態(tài)時進(jìn)出氣口和泵膜片空腔處于標(biāo)準(zhǔn)大氣壓P0下，且連桿上軸承的軸線與電機(jī)回轉(zhuǎn)線重合。設(shè)泵膜片與底板所圍成的空間為V1，進(jìn)氣口相連的容器容積為V2，假定泵膜片的等效橫截面為s，偏心軸的小端圓柱的偏心量為h。根據(jù)氣體的特性，壓強(qiáng)與密度成正比關(guān)系，質(zhì)量一定時，壓強(qiáng)與體積的乘積恒定。在從進(jìn)氣口抽氣開始到結(jié)束的過程中，泵膜片所在空腔內(nèi)與抽氣口空腔內(nèi)氣體的總質(zhì)量恒定，按照質(zhì)量守恒定律，計(jì)算出第一次抽氣后的容器V2、壓強(qiáng)P1如下式：（V1＋V2＋hs）×P1=（V1+V2）×P0。
1.2泵真空度數(shù)學(xué)模型
真空度的計(jì)算可以通過兩種方式進(jìn)行，一種是按照進(jìn)氣口兩端壓強(qiáng)差；另一種是按照給泵膜片提供的驅(qū)動來計(jì)算真空度。（1）抽氣口的真空度取決于泵膜片體積空間的壓強(qiáng)，在泵膜片空間抽氣過程中，若該空間體積最大時的壓強(qiáng)等于V2內(nèi)壓強(qiáng)時，停止抽氣，該狀態(tài)下即達(dá)到真空值。（V1-hs）×P0+V2Pn-1≤（V1+V2+hs）×Pm。（2）根據(jù)給泵膜片提供動力的'電機(jī)來計(jì)算，根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，泵膜片的運(yùn)動是通過膜片擋板來傳遞的，而膜片擋板的運(yùn)動是通過連桿繞心軸回轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)，所以泵膜片運(yùn)動由膜片擋板驅(qū)動。整個膜片擋板和連桿的運(yùn)動則由電機(jī)提供，很顯然，根據(jù)力學(xué)原理有：Pm×S*×h×K＝M×η。式中，S*為泵膜片當(dāng)量橫截面面積，Pm為達(dá)到真空度時變動空間的壓強(qiáng)，h為偏心量，M為電機(jī)輸出軸承受的負(fù)載，K為與摩擦、密封性阻尼等相關(guān)的系數(shù)，η為傳遞效率。考慮到在V2內(nèi)達(dá)到真空值時，V2+hs空間內(nèi)的壓強(qiáng)和V2內(nèi)一致，否則V2還沒有達(dá)到穩(wěn)定的真空度值。因此上式Pm就是真空度值，體現(xiàn)了電機(jī)承載能力與真空度之間的關(guān)系。從上兩種分析真空度值來看，第一種分析方式計(jì)算麻煩。即必須要把每一次V2內(nèi)壓強(qiáng)計(jì)算出來與V1+hs內(nèi)的壓強(qiáng)做一個比較。這不僅會增加很多的工作量，而且還存在計(jì)算誤差問題，通過多級迭代后誤差會被放大，很可能嚴(yán)重影響到結(jié)果的準(zhǔn)確性。采用第二種方式計(jì)算比較可靠，只需要準(zhǔn)確計(jì)量膜片擋板的面積與芯軸的偏心量。本產(chǎn)品的泵膜片在實(shí)際工作過程中由于存在彈性和塑性的變形，以至于其當(dāng)量橫截面面積無法計(jì)算，因此只能通過試驗(yàn)得到其真空度的值。通過對該產(chǎn)品試驗(yàn)考核，得到本批次產(chǎn)品在當(dāng)前工況下的真空度滿足用戶指定的指標(biāo)30kPa。后續(xù)仿真計(jì)算所使用的真空度都是用該試驗(yàn)值進(jìn)行。
1.3泵力學(xué)本構(gòu)方程模型
由于泵體除閥膜片和泵膜片外都是各向同性材料，泵膜片和閥膜片屬超彈塑性材料，因而屬于瞬態(tài)動力學(xué)計(jì)算范疇。由彈塑性力學(xué)有限元法，分析在笛卡爾坐標(biāo)系下的力學(xué)平衡方程：［M］｛u咬｝+［K］｛u｝=｛F｝。式中，［M］為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣，［K］為系統(tǒng)剛度矩陣，｛u咬｝為各節(jié)點(diǎn)加速度向量，｛u｝為各節(jié)點(diǎn)位移向量，F(xiàn)為載荷向量。由于該負(fù)壓泵的材料除泵膜片外皆為彈塑性各向同性，它的本構(gòu)方程在線彈性條件滿足下疊加原理，在彈性區(qū)內(nèi)應(yīng)用經(jīng)典彈性理論的廣義Hooke定律有［1］：
2負(fù)壓泵物理模型及計(jì)算結(jié)果
根據(jù)上述分析的工作原理，電機(jī)給偏心軸A提供旋轉(zhuǎn)速度與一定的力矩，本文關(guān)心的是泵膜片在工作時的承載情況，因此只需將電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速和負(fù)載作為負(fù)壓泵與電機(jī)接口處偏心軸的輸入即可，要分析的模型如圖3所示。泵體工作時體積變化關(guān)鍵在泵膜片（紅色）的形狀改變，泵膜片的A、B平面被泵膜片壓板D和底板B固定，C、D平面固定在泵膜片擋板與連桿E上，隨著連桿的運(yùn)動而運(yùn)動，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)泵膜片和底板之間空腔的體積變化。按照上述分析，在有限元計(jì)算強(qiáng)度過程中需將軸承G內(nèi)部建立動摩擦接觸對，對通過緊固件連接的地方設(shè)置為綁定接觸，以簡化過程和降低計(jì)算時間。對軸承和連桿的軸承室接觸處，由于其處間隙配合公差不到一道，故可以簡化計(jì)算成綁定接觸。對減震墊施加全約束，偏心軸施加電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速，然后計(jì)算出該狀態(tài)下的泵膜片應(yīng)力與位移的分布情況。根據(jù)實(shí)際工作情況，對泵膜片單獨(dú)分析，對泵膜片的A、B、D共3個面及4個圓孔內(nèi)表面進(jìn)行固定，計(jì)算其前6階振型，如圖5～圖10所示。經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證，該泵膜片的前6階振型與如上仿真振型趨勢是一致的，因此模態(tài)仿真結(jié)果是可信的。當(dāng)前狀況下，初始位置時泵膜片不受到內(nèi)腔和表面所處的氣壓差，電機(jī)輸出端的偏心軸偏心量為3mm，經(jīng)Workbench仿真計(jì)算，得到泵膜片在不考慮腔體內(nèi)真空度的影響時，該膜片的位移大小分布和應(yīng)力分布分別如圖11與圖12所示。在不考慮真空度影響條件下，泵膜片的最大位移為3.0096mm，泵與偏心量3.0mm，因此，從位移角度來分析，變形是合理的，泵膜片的位移比偏心量略大一些（0.01mm），這是由于泵膜片在拉伸壓縮后會產(chǎn)生微小的擠壓變形且存在一個離心作用，使得泵膜片的位移量略大于偏心量。膜片運(yùn)動到垂向最大位置時應(yīng)力分布極值為30.2kPa，處于泵膜片與膜片底板凸臺結(jié)合處。而泵膜片材質(zhì)為氟橡膠，其用于壓縮空氣的橡膠材料能承載不小于60MPa的工作壓力，因此，當(dāng)前工況下膜片承載能力能滿足使用。在當(dāng)前工況條件下，泵膜片的外表面承受一個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，內(nèi)表面受到30kPa的真空度壓力作用，泵膜片凹槽在氣壓和拉伸變形共同作用下受到垂直向下的位移為2.8mm，最大應(yīng)力為0.08MPa。由于泵膜片幾何尺寸相對偏心量比較大，泵膜片產(chǎn)生的變形范圍很小，幾乎處于彈性變形區(qū)。因此，當(dāng)偏心量為最大值3mm時，槽內(nèi)的最大變形為真空度環(huán)境下的位移與偏心時的位移進(jìn)行矢量疊加。按照等比計(jì)算，偏心量為3mm時其最大應(yīng)力為0.28MPa，其值也遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于該材料的最大工作壓力60MPa。
3結(jié)論
通過上述計(jì)算結(jié)果可知，材料為氟橡膠的泵膜片在偏心量為3mm的偏心軸帶動下，使得氣體經(jīng)過單向閥指定空間產(chǎn)生預(yù)定的真空度。其泵膜片承受的最大應(yīng)力為280kPa，彈性足夠，不會出現(xiàn)破壞現(xiàn)象，能滿足實(shí)際工作需求，泵膜片設(shè)計(jì)尺寸可靠。
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