李 強(qiáng),孟利民,2*,周 琪,曹旭峰

(1.安徽理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,安徽 淮南 232001;2.浙江大學(xué) 流體動(dòng)力與機(jī)電系統(tǒng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,浙江 杭州 310027)

0 引 言

由于液壓傳動(dòng)的獨(dú)特優(yōu)點(diǎn),從民用到國(guó)防,從一般傳動(dòng)到高精度控制系統(tǒng),液壓傳動(dòng)系統(tǒng)在各領(lǐng)域都得到了廣泛應(yīng)用[1]。

擺動(dòng)泵是一類液壓泵。相比于其他類型的泵,擺動(dòng)泵具有效率高、自吸能力強(qiáng)、運(yùn)行平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn),特別適合于輸送黏性流體介質(zhì)或者多相流介質(zhì),在石油化工、醫(yī)藥、食品等行業(yè)中的運(yùn)用相對(duì)較為廣泛[2-3]。

近幾十年來(lái),國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者已對(duì)擺動(dòng)泵開展了廣泛的研究。

王子祥等人[2]通過(guò)改變擺動(dòng)泵的轉(zhuǎn)子形狀,提出了一種新型的擺動(dòng)泵模型,該模型可為擺動(dòng)泵減小流量脈動(dòng)的研究提供一定的參考。張朦淅等人[4]研究了不同葉片數(shù)下翅板擺動(dòng)泵內(nèi)部流場(chǎng)的變化情況,研究結(jié)果表明,片數(shù)為2時(shí)翅板擺動(dòng)泵的工作性能最好。侯勇俊等人[5]提出了一種凸輪和齒扇、齒條復(fù)合驅(qū)動(dòng)的新型往復(fù)泵,三缸往復(fù)泵的流量脈動(dòng)率僅為1.68%。魏琦等人[6]推導(dǎo)了單作用往復(fù)泵排量不均度及活塞慣性力的解析式,得到了排量不均度隨往復(fù)泵缸數(shù)及曲柄連桿比的變化曲線,為單作用往復(fù)泵結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計(jì)和活塞疲勞分析提供了理論依據(jù)。劉佳等人[7]對(duì)往復(fù)泵運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)行了振動(dòng)測(cè)試和關(guān)鍵部件的模態(tài)分析,找到了管路系統(tǒng)振動(dòng)過(guò)大的原因,并提出了解決問(wèn)題的思路。GU Zhen-jie等人[8]基于力平衡原理和質(zhì)量守恒原理,提出了一種新的往復(fù)泵閥動(dòng)態(tài)模型,分析和討論了管道參數(shù)及其交互作用對(duì)泵閥動(dòng)態(tài)特性和排量的影響,可為以后往復(fù)泵閥的研究提供參考。ZHU G等人[9]利用變剛度彈簧設(shè)計(jì)了3種新型閥;并采用計(jì)算流體力學(xué)與動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)模型進(jìn)行了仿真模擬;結(jié)果表明,該新型閥可為提高往復(fù)泵性能提供新的研究方向。

上述國(guó)內(nèi)外學(xué)者的研究主要是針對(duì)傳統(tǒng)的擺動(dòng)泵,而對(duì)于全新擺動(dòng)泵的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面的研究則相對(duì)較少。

針對(duì)以上情況,筆者基于虹膜機(jī)構(gòu)可變孔徑原理[10-12],設(shè)計(jì)出一種新的擺動(dòng)泵結(jié)構(gòu),以滿足用戶對(duì)液壓泵的高要求。

筆者以新型擺動(dòng)泵為研究對(duì)象,基于新型擺動(dòng)泵結(jié)構(gòu),推導(dǎo)出虹膜機(jī)構(gòu)位移、速度及相應(yīng)的瞬時(shí)流量方程;同時(shí),利用Fluent軟件對(duì)新型擺動(dòng)泵進(jìn)行數(shù)值模擬,分析新型擺動(dòng)泵工作過(guò)程中的壓力、速度與流量脈動(dòng)等分布情況,以期為新型擺動(dòng)泵的進(jìn)一步研究工作提供參考。

1 新型擺動(dòng)泵概述

1.1 擺動(dòng)泵結(jié)構(gòu)組成

新型擺動(dòng)泵的結(jié)構(gòu)組成如圖1所示。

圖1 新型容積泵結(jié)構(gòu)圖

由圖1可知,該泵包含3個(gè)單元:1)曲柄連桿傳動(dòng)單元。其由右側(cè)的曲柄、連桿、動(dòng)力滑塊、滑塊組成;2)支撐固定單元。其由前泵蓋、后泵蓋、雙頭螺栓、六角螺母組成;3)密封單元。其由O型密封圈組成。

其中,動(dòng)力滑塊和滑塊構(gòu)成機(jī)械虹膜機(jī)構(gòu);動(dòng)力滑塊、滑塊、前泵蓋、后泵蓋以及O型密封圈構(gòu)成密封油腔,是泵的核心部分。

1.2 擺動(dòng)泵工作原理

新型擺動(dòng)泵液壓回路如圖2所示。

圖2 新型擺動(dòng)泵液壓回路

由圖2可得:前泵蓋與后泵蓋分別設(shè)有吸油口與出油口,它們各自與吸油通道和排油通道相連;吸油管道和排油管道中分別放置了單向閥,防止吸油管道以及排油管道在工作時(shí)油液回流。

新型擺動(dòng)泵工作原理如圖3所示。

圖3 新型擺動(dòng)泵工作原理圖

由圖3可得:當(dāng)動(dòng)力滑塊向左運(yùn)動(dòng)時(shí),虹膜機(jī)構(gòu)圍成孔徑變大,此時(shí)油液從前泵蓋的吸油管中流入,新型擺動(dòng)泵完成吸油的過(guò)程;同理,當(dāng)動(dòng)力滑塊向右運(yùn)動(dòng)時(shí),虹膜機(jī)構(gòu)圍成孔徑減小,此時(shí)油液從后泵蓋的排油管中流出,新型擺動(dòng)泵完成排油的過(guò)程。曲柄和連桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)使虹膜機(jī)構(gòu)圍成的孔徑發(fā)生周期性變化,新型擺動(dòng)泵不斷吸油和排油,使液壓泵可以正常工作。

圖3(a)～圖3(c)為新型泵吸排油的一個(gè)周期內(nèi),單向閥的配流方式。

圖3(a)～圖3(b)過(guò)程為:曲柄從0旋轉(zhuǎn)至π,容腔體積減小,由于與吸油口連接的管道中放置了單向閥,故此時(shí)油液只從排油口排出,吸油口沒(méi)有油液進(jìn)入;當(dāng)曲柄處于π位置時(shí),油腔處于體積最小狀態(tài),排油過(guò)程結(jié)束。

圖3(b)～圖3(c)過(guò)程為:曲柄從π旋轉(zhuǎn)至2π,容腔體積增大,由于與排油口連接的管道中放置了單向閥,故此時(shí)油液只從吸油口吸入,排油口沒(méi)有油液排出;當(dāng)曲柄處于2π位置時(shí),油腔處于體積最大狀態(tài),吸油過(guò)程結(jié)束。

2 新型擺動(dòng)泵運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

新型擺動(dòng)泵機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖4所示。

圖4 擺動(dòng)泵機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖

筆者在圖4中建立Oxy坐標(biāo)系。其中,θ為曲柄轉(zhuǎn)角,正方向如圖4所示;L1是曲柄旋轉(zhuǎn)中心與虹膜機(jī)構(gòu)中心在水平方向上的距離;L2是點(diǎn)D與點(diǎn)B在水平方向上的距離。

新型擺動(dòng)泵關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的參數(shù)如表1所示。

表1 新型擺動(dòng)泵關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)

根據(jù)虹膜機(jī)構(gòu)可變孔徑原理可知:相對(duì)于原點(diǎn),滑塊與動(dòng)力滑塊具有相同的位移、速度、加速度方程。

在曲柄滑塊運(yùn)動(dòng)的基礎(chǔ)上,可得虹膜機(jī)構(gòu)在Oxy坐標(biāo)系下的位移、速度方程,分別為:

(1)

(2)

(3)

式中:ω為曲柄旋轉(zhuǎn)角速度。

筆者根據(jù)推導(dǎo)的理論方程,繪制出了虹膜機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)圖像,如圖5所示。

圖5 虹膜機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)圖解

由圖5可知:在曲柄的驅(qū)動(dòng)下,動(dòng)力滑塊和滑塊構(gòu)成的虹膜機(jī)構(gòu)做周期性往復(fù)式直線運(yùn)動(dòng),使得新型擺動(dòng)泵可以循環(huán)進(jìn)行吸、排油階段,在理論上證明了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的有效性。

新型擺動(dòng)泵工作時(shí),虹膜機(jī)構(gòu)的最大速度為2.938 m/s,最大加速度為206.4 m/s2。

3 新型擺動(dòng)泵瞬時(shí)流量

在不考慮液壓介質(zhì)的可壓縮性、虹膜機(jī)構(gòu)的泄漏流量損失的前提下,圖4中由于曲柄連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的理論瞬時(shí)流量為:

(4)

其中:負(fù)號(hào)是指將液壓介質(zhì)流出液壓泵工作容腔規(guī)定為瞬時(shí)流量的正值,而此時(shí)對(duì)應(yīng)的液壓泵工作容腔體積減小[13]。

按照?qǐng)D4中θ的方向規(guī)定為:θ∈[0,π]對(duì)應(yīng)新型容積泵的排液過(guò)程,由于吸油管道中設(shè)置了單向閥,此時(shí)只有出口具有瞬時(shí)流量,且Qt為正值;

θ∈[π,2π]對(duì)應(yīng)新型容積泵的吸液過(guò)程,由于排油管道中設(shè)置了單向閥,此時(shí)只有入口具有瞬時(shí)流量,且Qt為負(fù)值;

筆者重點(diǎn)分析出口理論流量,故有:

(5)

根據(jù)式(5)以及虹膜機(jī)構(gòu)位移公式可得:

(6)

式中:a為虹膜機(jī)構(gòu)可變孔徑值,在數(shù)值上與虹膜機(jī)構(gòu)位移值等值;h為油腔厚度,h=30 mm。

為了提高瞬時(shí)流量理論值的精度,筆者根據(jù)式(1)、式(2)、式(4)以及式(5),建立了新型擺動(dòng)泵的Simulink模塊。

Simulink模塊圖如圖6所示。

圖6 Simulink模塊圖

模塊運(yùn)行后的數(shù)值結(jié)果,即理論瞬時(shí)流量值—時(shí)間曲線,如圖7所示。

由圖7可知:每個(gè)周期內(nèi),新型容積泵的最大瞬時(shí)流量Qtmax=1 387.2 L/min,最小瞬時(shí)流量Qtmin=0。

4 新型擺動(dòng)泵流場(chǎng)數(shù)值模擬

此處筆者所使用的Fluent軟件版本為ANSYS Fluent 2020R2。在采用軟件進(jìn)行求解時(shí),先做出以下假設(shè)[14]:

1)不考慮摩擦與泄漏;

2)液壓油均勻,且不含空氣等其他雜質(zhì);

3)液壓油傳送時(shí)滿足流量連續(xù)性條件;

4)忽略溫度因素的影響。

4.1 控制方程

1)物理基本守恒定律

新型擺動(dòng)泵在工作過(guò)程中,其內(nèi)部流場(chǎng)的計(jì)算區(qū)域會(huì)隨著流體域邊界的運(yùn)動(dòng)而不斷變化。為此,筆者將采用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)處理流場(chǎng)計(jì)算區(qū)域的變化過(guò)程。

由移動(dòng)邊界?V所包圍的體積守恒方程、質(zhì)量守恒方程和動(dòng)量守恒方程分別為[15]:

(7)

(8)

(9)

式中:V為控制體積;?V為控制體積的邊界;u為流體速度;ug為動(dòng)網(wǎng)格邊界的移動(dòng)速度;n為邊界A上外法向單位向量;ρ為液體密度;Su為源項(xiàng)。

2)湍流模型

在進(jìn)行數(shù)值模擬時(shí),筆者選擇的湍流模型是RNGk-ε模型。

RNGk-ε模型是在標(biāo)準(zhǔn)模型上做了一些改動(dòng)后得到的模型。和標(biāo)準(zhǔn)模型相比,RNGk-ε模型改善了旋轉(zhuǎn)效應(yīng),提高了解決流體流動(dòng)問(wèn)題時(shí)的計(jì)算精度。

RNGk-ε模型表達(dá)式為:

(10)

(11)

式中:Gk為平均速度梯度引起的湍流動(dòng)能;Gb為由浮力產(chǎn)生的湍流動(dòng)能;YM為可壓縮湍流中波動(dòng)膨脹對(duì)總耗散率的貢獻(xiàn);αk,αε為k和ε有效普朗特?cái)?shù)的倒數(shù);Sk,Sε為用戶定義的源項(xiàng)。

其中:C1ε=1.42;C2ε=1.68。

4.2 網(wǎng)格劃分

為了提高模型的數(shù)值模擬精度,筆者選擇使用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格單元,對(duì)新型擺動(dòng)泵腔體三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分;并使用ANSYS中前處理軟件ICEM CFD,為腔體的三維模型設(shè)置邊界條件,生成網(wǎng)格[16]。

其中,筆者設(shè)置模型的最大網(wǎng)格單元為0.5 mm,新型擺動(dòng)泵腔體三維模型劃分為122 068個(gè)六面體網(wǎng)格,115 008個(gè)節(jié)點(diǎn)。

模型采用結(jié)構(gòu)化的均勻網(wǎng)格,決定模擬結(jié)果是否收斂的主要因素是網(wǎng)格質(zhì)量,在滿足模擬結(jié)果精度的條件下,無(wú)需增加網(wǎng)格數(shù)量。網(wǎng)格質(zhì)量的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)主要是行列式(Determinant 3×3×3)和網(wǎng)格單元的最小角。

為了計(jì)算結(jié)果的精確性,Determinant 3×3×3參數(shù)一般大于0.6;度量網(wǎng)格邊之間的夾角范圍是0°～90°,0°表示單元退化的網(wǎng)格,90°為完美網(wǎng)格,CFD計(jì)算通常要求角度大于30°[17-19]。

其網(wǎng)格的質(zhì)量圖如圖8所示。

圖8 新型擺動(dòng)泵油腔Determinant 3×3×3值

網(wǎng)格的Angle圖如圖9所示。

圖9 新型擺動(dòng)泵油腔Angle值

由圖8和圖9可知:六面體網(wǎng)格的質(zhì)量為0.775～0.98,介于0.6～1之間;每個(gè)網(wǎng)格單元的最小內(nèi)角Angle的值為49.41°～88.47°,介于30°～90°之間,表明網(wǎng)格質(zhì)量滿足計(jì)算要求。

4.3 數(shù)值解法

筆者采用Fluent軟件進(jìn)行擺動(dòng)泵流場(chǎng)的數(shù)值模擬。其中,湍流模型設(shè)置為RNGk-ε模型,壁面附件采用Standard Wall Functions標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)。

筆者采用基于壓力速度耦合的壓力的隱式算子分裂(pressure implicit with splitting of operators,PISO)算法,對(duì)新型擺動(dòng)泵油腔模型進(jìn)行求解,其他求解器設(shè)置均采用默認(rèn)設(shè)置。

其中,時(shí)間步長(zhǎng)為1×10-4,時(shí)步數(shù)量為1 200步。

計(jì)算過(guò)程流程圖如圖10所示。

圖10 計(jì)算過(guò)程流程圖

4.4 邊界條件設(shè)置及動(dòng)網(wǎng)格更新

根據(jù)新型擺動(dòng)泵的工況要求,筆者對(duì)流體區(qū)域(從新型擺動(dòng)泵的三維模型提取)添加邊界條件:

入口類型設(shè)置為Pressure-inlet,大小為0 MPa;出口類型設(shè)置為Pressure-utlet,大小為20 MPa,其余邊界設(shè)置為wall。傳輸介質(zhì)的計(jì)算密度為890 kg/m3,動(dòng)力粘度為0.023 14 kg/m·s。

由于在工作過(guò)程中,新型擺動(dòng)泵虹膜機(jī)構(gòu)在曲柄連桿的帶動(dòng)下實(shí)現(xiàn)了孔徑的變化,故將虹膜機(jī)構(gòu)的壁面設(shè)置為運(yùn)動(dòng)邊界,并使用UDF的方式對(duì)其進(jìn)行驅(qū)動(dòng)。

在曲柄連桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中,吸油腔與排油腔共用一個(gè)油腔,單向閥控制著新型擺動(dòng)泵半個(gè)周期排油,半個(gè)周期吸油;因此,在數(shù)值模擬過(guò)程中,為了體現(xiàn)單向閥的功能,進(jìn)出口的邊界是變化的。

在新型擺動(dòng)泵的一個(gè)周期內(nèi),其進(jìn)口邊界由原來(lái)的壓力進(jìn)口Pressure-inlet轉(zhuǎn)變?yōu)閣all,再?gòu)膚all轉(zhuǎn)變?yōu)镻ressure-inlet;其出口邊界由原來(lái)的壓力出口Pressure-outlet轉(zhuǎn)變?yōu)閣all,再?gòu)膚all轉(zhuǎn)變?yōu)镻ressure-outlet,并在events中進(jìn)行設(shè)置。

筆者采用動(dòng)態(tài)分層法更新動(dòng)網(wǎng)格(其中,分離因子取0.4,坍塌因子取0.2)。

5 數(shù)值計(jì)算結(jié)果分析

在周期時(shí)間0.06 s內(nèi),筆者采用數(shù)值模擬的方式,得到了新型擺動(dòng)泵油腔內(nèi)部的壓力、速度等分布云圖。

5.1 壓力分析

新型擺動(dòng)泵油腔內(nèi)部壓力云圖如圖11所示。

圖11 新型擺動(dòng)泵油腔內(nèi)部壓力云圖(單位:Pa)

分析圖11可得:

在一個(gè)周期內(nèi),油腔內(nèi)部壓力云圖顏色比較明顯,壓力分布不均勻。在0.01 s～0.03 s內(nèi),新型擺動(dòng)泵處于排油階段,油腔容積減小,出油口附近形成較大正壓,油液從出口排出;最大壓力集中在虹膜機(jī)構(gòu)圍成的孔徑位置,且隨著時(shí)間的累積,油腔內(nèi)部最大壓力從0.45 MPa降低至0.013 MPa,新型擺動(dòng)泵也從排油階段逐漸過(guò)渡至吸油階段。

在0.04 s～0.06 s內(nèi),新型擺動(dòng)泵處于吸油階段,油腔容積增大,進(jìn)油口附近形成負(fù)壓,油液被吸入泵內(nèi);最小壓力集中在入口位置,且隨著時(shí)間的累積,入口位置的壓力從-0.01 MPa升高至0.075 MPa,新型擺動(dòng)泵從吸油階段逐漸過(guò)渡至排油階段。

從圖11中可以看出:在t=0.01 s與t=0.02 s、t=0.05 s與t=0.06 s之間,油腔內(nèi)部壓力突變,其原因可能為吸、排油開始時(shí)刻,進(jìn)出口尺寸小,致使油液無(wú)法及時(shí)排出(需對(duì)新型擺動(dòng)泵模型進(jìn)行改進(jìn),增大進(jìn)出口尺寸)。

并且,吸油入口處壓強(qiáng)低,易產(chǎn)生汽蝕。這是由于供液能力弱,吸入油液時(shí)會(huì)產(chǎn)生回流(油液入口設(shè)計(jì)有待研究)。

5.2 速度分析

不同時(shí)刻的速度流線圖如圖12所示。

圖12 新型擺動(dòng)泵油腔內(nèi)部流場(chǎng)分布(單位:m/s)

新型擺動(dòng)泵油腔出口與進(jìn)口平均速度隨時(shí)間變化曲線,如圖13所示。

圖13 新型擺動(dòng)泵油腔進(jìn)出口平均流速

分析圖12和圖13可得:

在一個(gè)周期內(nèi),速度矢量的分布較為均勻。最大速度位于進(jìn)出口處,其最大值為62 m/s,且此時(shí)瞬時(shí)出口流量和吸入流量達(dá)到最大值。在0 s～0.03 s內(nèi),新型擺動(dòng)泵處于排油階段,故入口位置流速幾乎為0;同理,在t=0.03 s后,新型擺動(dòng)泵開始吸入油液,對(duì)應(yīng)出口處流速幾乎為0。

從圖12中可以看出:新型擺動(dòng)泵內(nèi)流線與速度數(shù)值表現(xiàn)出明顯的對(duì)稱性。其中,在排油階段,出口附近排油通道的油液速度明顯高于虹膜機(jī)構(gòu)圍成的孔徑附近的油液速度;而在吸油階段,入口附近吸油通道的油液速度明顯高于虹膜機(jī)構(gòu)圍成的孔徑附近的油液速度。

總體上,沿著虹膜機(jī)構(gòu)圍成孔徑的徑向方向,隨著與孔徑中心間距的增大,油液速度呈現(xiàn)下降的趨勢(shì),速度數(shù)值分布是合理的,證明虹膜機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)是可行的。

5.3 流量脈動(dòng)

筆者通過(guò)數(shù)值模擬,得到了新型擺動(dòng)泵進(jìn)出口流量的脈動(dòng)曲線,并將其與理論脈動(dòng)曲線進(jìn)行了相互驗(yàn)證。

新型擺動(dòng)泵進(jìn)出口瞬時(shí)流量對(duì)比圖如圖14所示。

圖14 瞬時(shí)流量(理論與仿真)對(duì)比圖

由圖14可知:1)瞬時(shí)流量的理論值與數(shù)值仿真值誤差很小,驗(yàn)證了推導(dǎo)的瞬時(shí)流量方程與數(shù)值仿真過(guò)程是正確的;2)進(jìn)一步確定了虹膜機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程是正確的;3)瞬時(shí)流量的大小與速度有關(guān),且具有相同的波形。

6 結(jié)束語(yǔ)

目前,國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)擺動(dòng)泵的研究大多是集中于傳統(tǒng)的擺動(dòng)泵,而對(duì)于全新擺動(dòng)泵的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面的研究則相對(duì)較少。新型擺動(dòng)泵存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜和流量脈動(dòng)大等問(wèn)題,為此,筆者以基于虹膜機(jī)構(gòu)的新型擺動(dòng)泵為研究對(duì)象,對(duì)新型擺動(dòng)泵進(jìn)行了運(yùn)行學(xué)分析和數(shù)值模擬,得到了虹膜機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程,以及新型擺動(dòng)泵油腔工作周期內(nèi)的壓力、速度云圖。

研究結(jié)論如下:

1)采用運(yùn)動(dòng)學(xué)分析可知,該新型擺動(dòng)泵的周期性和重復(fù)性較好,證明新型擺動(dòng)泵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是有效的;

2)從云圖中可以看出,腔體內(nèi)部最大壓力集中在虹膜機(jī)構(gòu)圍成的孔徑處,且在不同時(shí)刻,壓力大小是不一樣的;在0.01 s、0.04 s等瞬時(shí)時(shí)刻,腔體流速達(dá)到最大值,此時(shí)流量瞬時(shí)值達(dá)到最大,且進(jìn)出口平均流速曲線與流量脈動(dòng)曲線具有相同波形;

3)對(duì)比流量曲線理論值與數(shù)值模擬值,驗(yàn)證了推導(dǎo)的瞬時(shí)流量方程與數(shù)值仿真過(guò)程是正確的;進(jìn)一步確定了虹膜機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程的正確性。

在后續(xù)的工作中,筆者將對(duì)降低新型擺動(dòng)泵的流量脈動(dòng)率做進(jìn)一步的研究,為以后針對(duì)新型擺動(dòng)泵的流量脈動(dòng)研究工作打下基礎(chǔ)。