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轴向柱塞泵设计


摘要
液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件,它是每个液压 系统中不可缺少的核心元件,合理的选择液压泵对于液压系统的能耗﹑提高系统 的效率﹑降低噪声﹑改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要 本设计对轴向柱塞泵进行了分析,主要分析了轴向柱塞泵的分类,对其中的结 构,例如,柱塞的结构型式﹑滑靴结构型式﹑配油盘结构型式等进行了分析和设计, 还包括它们的受力分析与计算.还有对缸体的材料选用以及校核很关键;最后对变 量机构分类型式也进行了详细的分析,比较了它们的优点和缺点.该设计最后对轴 向柱塞泵的优缺点进行了整体的分析,对今后的发展也进行了展望.

关键词: 柱塞泵,液压系统,结构型式,今后发展.



Abstract

Abstract
Liquid's pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that the liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquid's pressing a pump can consume a ﹑ exaltation the efficiency ﹑ of the system to lower a Zao voice ﹑ an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of of dependable work all very important This design filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytical, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar, as to it's win of structure, for example, the pillar fill of the ﹑ slippery Xue structure pattern ﹑ of the structure pattern went together with the oil dish structure pattern's etc. to carry on analysis and design, also include their is analyze by dint with calculation.The material which still has a body to the urn chooses in order to and school pit very key;Finally measure an organization classification towards change, the pattern also carried on detailed analysis and compared their advantage and weakness.That design end filled the merit and shortcoming of pump to carry on whole analysis toward the pillar to the stalk and also carried on an outlook to aftertime's development.

Keyword: The pillar fills a pump, the liquid presses system, structure pattern, will develop from now on.



目录





摘 要…………………………………………………………………………………………… Ⅰ ABSTRACT····················································································· Ⅱ 绪论 …………………………………………………………………………………………… 4 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数……………………………………………… 6
1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理……………………………………………………………… 6 1.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数………………………………………………………… 6 1.2.3 排量﹑流量与容积效率……………………………………………………………… 7 1.2.2 扭矩与机械效率.................................................................................... 8 1.2.3 功率与效率…………………………………………………………………………… 9

2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析………………………………………… 10
2.1 柱塞运动学分析…………………………………………………………………………10 2.1.1 柱塞行程 S…………………………………………………………………………… 11 2.1.2 柱塞运动速度分析 v………………………………………………………………… 12 2.1.3 柱塞运动加速度 a…………………………………………………………………… 13 2.2 滑靴运动分析…………………………………………………………………………… 14 2.3 瞬时流量及脉动品质分析……………………………………………………………… 15 2. 3 . 1 脉 动 频 率 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … 15 2.3.2 脉动率…………………………………………………………………………………16

3 柱塞受力分析与设计………………………………………………………………………17
3.1 柱塞受力分析……………………………………………………………………………17 3.1.1 柱塞底部的液压力 P b …………………………………………………………………17 3.1.2 柱塞惯性力……………………………………………………………………………18 3.1.3 离心反力 P t ……………………………………………………………………………18 3.1.4 斜盘反力 N…………………………………………………………………………… 19 3.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力 p1 和 p2 ………………………………………… 20 3.1.6 摩擦力 P 1f 和 P 2 f ………………………………………………………………………20 3.2 柱塞设计………………………………………………………………………………… 21 3.2.1 柱塞结构型式…………………………………………………………………………22 3.2.2 柱塞结构尺寸设计……………………………………………………………………23 3.2.3 柱塞摩擦副比压 P﹑比功 Pv 验算……………………………………………………23

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目录

4 滑靴受力分析与设计………………………………………………………………………25
4.1 滑靴受力分析…………………………………………………………………………… 25 4.1.1 分离力…………………………………………………………………………………26 4.1.2 压紧力 p y ………………………………………………………………………………27 4.1.3 力平衡方程式…………………………………………………………………………27 4.2 滑靴设计………………………………………………………………………………… 28 4.2.1 剩余压紧力法…………………………………………………………………………28 4.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计…………………………………………………………29 4.3.1 滑靴结构型式…………………………………………………………………………29 4.3.2 结构尺寸设计……………………………………………………………………… 31

5 配油盘受力分析与设计………………………………………………………………… 32
5.1 配油盘受力分析………………………………………………………………………… 32 5.1.1 压紧力 p y ………………………………………………………………………………33 5.1.2 分离力 p f …………………………………………………………………………… 34 5.2 配油盘设计……………………………………………………………………………… 35 5.2.1 过渡区设计……………………………………………………………………………35 5.2.2 配油盘主要尺寸确定…………………………………………………………………37 5.2.3 验算比压 p﹑比功 pv………………………………………………………………… 38

6 缸体受力分析与设计………………………………………………………………………40
6.1 缸体的稳定性……………………………………………………………………………40 6.2 缸体主要结构尺寸的确定………………………………………………………………40 6.2.1 通油孔分布圆半径 R f ? 和面积 F…………………………………………………… 40 6.2.2 缸体内﹑外直径 D1 ﹑ D2 的确定…………………………………………………… 42 6.2.3 缸体高度 H…………………………………………………………………………… 43

7 柱塞回程机构设计…………………………………………………………………………44 8 斜盘力矩分析……………………………………………………………………………… 46
8.1 柱塞液压力矩 M 1 ……………………………………………………………………… 46 8.2 过渡区闭死液压力矩……………………………………………………………………46 8.2.1 具有对称正重迭型配油盘……………………………………………………………46 8.2.2 零重迭型配油盘………………………………………………………………………47 8.2.3 带卸荷槽非对称正重迭型配油盘……………………………………………………47 8.3 回程盘中心预压弹簧力矩 M 3 ………………………………………………………… 48 8.4 滑靴偏转时的摩擦力矩 M 4 …………………………………………………………… 48 8.5 柱塞惯性力矩 M 5 ……………………………………………………………………… 48

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目录

8.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩 M 6 …………………………………………………………49 8.7 斜盘支承摩擦力矩 M 7 …………………………………………………………………49 8.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩 M 8 ………………………………………………50 8.9 斜盘自重力矩 M 9 ………………………………………………………………………50

9 变量机构……………………………………………………………………………………51
9.1 手动变量机构……………………………………………………………………………51 9.2 手动伺服变量机构………………………………………………………………………53 9.3 恒功率变量机构…………………………………………………………………………55 9.4 恒流量变量机构…………………………………………………………………………56

结论…………………………………………………………………………………………… 57 参考文献………………………………………………………………………………………58 致谢…………………………………………………………………………………………… 59

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绪论

绪论
随着工业技术的不断发展,液压传动也越来越广,而作为液压传动系统心 脏的液压泵就显得更加重要了。在容积式液压泵中,惟有柱塞泵是实现高压﹑高 速化﹑大流量的一种最理想的结构,在相同功率情况下,径向往塞泵的径向尺寸 大、径向力也大,常用于大扭炬、低转速工况,做为按压马达使用。而轴向柱塞 泵结构紧凑,径向尺寸小,转动惯量小,故转速较高;另外,轴向柱塞泵易于变 量,能用多种方式自动调节流量,流量大。由于上述特点,轴向柱塞泵被广泛使 用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域。航空上,普遍用于飞机液压 系统、操纵系统及航空发动机燃油系统中。是飞机上所用的液压泵中最主要的一 种型式。 本设计对柱塞泵的结构作了详细的研究, 在柱塞泵中有阀配流﹑轴配流﹑端 面配流三种配流方式。这些配流方式被广泛应用于柱塞泵中,并对柱塞泵的高压 ﹑高速化起到了不可估量的作用。 可以说没有这些这些配流方式, 就没有柱塞泵。 但是, 由于这些配流方式在柱塞泵中的单一使用, 也给柱塞泵带来了一定的不足。 设计中对轴向柱塞泵结构中的滑靴作了介绍,滑靴一般分为三种形式;对缸体的 尺寸﹑结构等也作了设计;对柱塞的回程结构也有介绍。 柱塞式液压泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动, 改变柱塞腔容积实现吸油和 排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸休均为 圆柱形,加工方便配合精度高,密封性能好,工作压力高而得到广泛的应用。 柱塞式液压泵种类繁多,前者柱塞平行于缸体轴线,沿轴向按柱塞运动形式 可分为轴向柱塞式和径向往塞式两大类运动,后者柱塞垂直于配油轴,沿径向运 动。这两类泵既可做为液压泵用,也可做为液压马达用。 泵的内在特性是指包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观质量等 在内的产品固有特性,或者简称之为品质。在这一点上,是目前许多泵生产厂商 所关注的也是努力在提高、改进的方面。而实际上,我们可以发现,有许多的产 品在工厂检测符合发至使用单位运行后,往往达不到工厂出厂检测的效果,发生 诸如过载、噪声增大,使用达不到要求或寿命降低等等方面的问题;而泵在实际 当中所处的运行点或运行特征,我们称之为泵的外在特性或系统特性。 正如科学技术的发展一样,现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越丰 富,跨学科的共同研究是十分普遍的事情,作为泵产品的技术发展亦是如此。以 屏蔽式泵为例,取消泵的轴封问题,必须从电机结构开始,单局限于泵本身是没 有办法实现的;解决泵的噪声问题,除解决泵的流态和振动外,同时需要解决电

4

绪论

机风叶的噪声和电磁场的噪声;提高潜水泵的可靠性,必须在潜水电机内加设诸 如泄漏保护、过载保护等措施;提高泵的运行效率,须借助于控制技术的运用等 等。这些无一不说明要发展泵技术水平,必须从配套的电机、控制技术等方面同 时着手,综合考虑,最大限度地提升机电一体化综合水平。 柱塞式液压泵的显著缺点是结构比较复杂,零件制造精度高,成本也高,对 油液污染敏感。这些给生产、使用和维护带来一定的困难。

5

1

直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数

1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理
直轴式轴向柱塞泵主要结构如图 1.1 所示。柱塞的头部安装有滑靴,滑靴底 面始终贴着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时,由于斜盘平面相对缸体平面 (xoy 面)存在一倾斜角 ? ,迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。如果缸体按 图示 n 方向旋转,在 180? ~ 360? 范围内,柱塞由下死点(对应 180? 位置)开始不断 伸出,柱塞腔容积不断增大,直至上死点(对应 0? 位置)止。在这过程中,柱塞腔 刚好与配油盘吸油窗相通,油液被吸人柱塞腔内,这是吸油过程。随着缸体继续 旋转,在 0? ~ 180? 范围内,柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内,柱 塞腔容积不断减小,直至下孔点止。在这过程中,柱塞腔刚好与配油盘排油窗相 通,油液通过排油窗排出。这就是排油过程。由此可见,缸体每转一跳各个往塞 有半周吸油、半周排油。如果缸体不断旋转,泵便连续地吸油和排油。

图 1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

1.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数
给定设计参数 最大工作压力 额定流量 最大流量

Pmax ? 40 MPa

Q =100L/min Qmax ? 200 L / min

6

额定转速 最大转速

n=1500r/min

nmax ? 3000r / min

1.2.1 排量﹑流量与容积效率
轴向柱塞泵排量 qb 是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油液的容积,即

qb ? FX smax Z ?

?
4

d x2 smax Z

= 创(19.5 0.2) 2 创(19.5 0.2创2) 9 4 ≈0.84(L) 不计容积损失时,泵的理论流量 Qtb 为

p

Qtb ? qb nb ?

d x2 smax Znb 4 =0.84×1500 =1260(L)

?

式中

Fx —柱塞横截面积; d x —柱塞外径; smax —柱塞最大行程;
Z—柱塞数;

nb —传动轴转速。
泵的理论排量 q 为

q=

1000Q 1000 100 = = 70.2 (ml/r) n.hv 1500 0.95
1

为了避免气蚀现象,在计算理论排量时应按下式作校核计算:

nmax .q 3

Cp 206 < C p

1 3000 70.2 3 60

式中 C p 是常数, 对进口无预压力的油泵 C p =5400; 对进口压力为 5kgf/cm 的油泵

C p =9100,这里取 C p =9100 故符合要求。
排量是液压泵的主要性能参数之一,是泵几何参数的特征量。相同结构型式 的系列泵中,排量越大,作功能力也越大。因此,对液压元件型号命名的标准中 明确规定用排量作为主参数来区别同一系列不同规格型号的产品。
7

4 ﹑柱塞数 Z 都是泵的固定结构参数, 并且当原动机确定之后传动轴转速 nb 也是不
变的量。 要想改变泵输出流量的方向和大小, 可以通过改变斜盘倾斜角 ? 来实现。 对于直轴式轴向柱塞泵,斜盘最大倾斜角 ? max ? 15? ~ 20? ,该设计是通轴泵,受 机构限制,取下限,即 g = 15O 。 泵实际输出流量 Qgb 为

从泵的排量公式 qb ?

?

d x2 D f Ztg? 中可以看出,柱塞直径 d z ﹑分布圆直径 D f

Qgb ? Qtb ??Qb =100-3=97(ml/min)
式中 ?Qb 为柱塞泵泄漏流量。 轴向柱塞泵的泄漏流量主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之 间及柱塞与柱塞腔之间的油液泄漏产生的。此外,泵吸油不足﹑柱塞腔底部无效 容积也造成容积损失。 泵容积效率?VB 定义为实际输出流量 Qgb 与理论流量 Qtb 之比,即

?VB ?

Qgb Qtb

=

97 = 97% 100

轴向柱塞泵容积效率一般为?? b =0.94~0.98,故符合要求。

1.2.2 扭矩与机械效率
不计摩擦损失时,泵的理论扭矩 M tb 为

M tb ?

? pb qb 12创0.84 106 = = 1.6 106 ( N .m) 2? 2p

式中 ? pb 为泵吸﹑排油腔压力差。 考虑摩擦损失 ?M b 时,实际输出扭矩 M gb 为

M gb ? M tb ??M b = 1.6 106

0.2 106

1.8 106 ( N .m)

轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之 间﹑柱塞与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。 泵的机械效率定义为理论扭矩 M tb 与实际输出扭矩 M gb 之比,即
M tb M tb 1 1.6 106 hmb = = = = = 88.9% M gb M tb + ?M b 1 + ?M b 1.8 106 M fb

8

1.2.3 功率与效率
不计各种损失时,泵的理论功率 N tb

1500 N tb ?? pbQtb ? 2? nb M gb = 2p 创 1.8 106 60
泵实际的输入功率 N br 为

283(kw)

N br ? 2? nb M gb ? 2? nb M tb

1

?mb

1500 1.6创 106 = 2p 创 60

1 = 282(kw) 0.889

泵实际的输出功率 N bc 为

N bc = ? pbQgb = ? pbQtb hg b =3 3创 1.6 106 95
定义泵的总 效率? 为输出功率 N bc 与输入功率 N br 之比,即

4267(kw)

hb =

? pbQtb hg b N bc = = hg b hmb = 0.889 0.97 N br 2p M 1 tb

0.86

hmb

上式表明,泵总效率为容积效率与机械效率之积。对于轴向柱塞泵,总效率 一般为 hb =0.85~0.9,上式满足要求。

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2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

2

直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

泵在一定斜盘倾角下工作时,柱塞一方面与缸体一起旋转,沿缸体平面做 圆周运动,另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成,使柱塞轴 线上任一点的运动轨迹是一个椭圆。此外,柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对 缸体绕其自身轴线的自转运动, 此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀, 是有利的。

2.1 柱塞运动学分析
柱塞运动学分析,主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。即分析柱塞 与缸体做相对运动时的行程﹑速度和加速度, 这种分析是研究泵流量品质和主 要零件受力状况的基础。

2.1.1 柱塞行程 S
图 2.1 为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为 ? ,柱塞分 布圆半径为 R f , 缸体或柱塞旋转角为 a, 并以柱塞腔容积最大时的上死点位置 为 0? ,则对应于任一旋转角 a 时,

图 2.1 柱塞运动分析

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2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

h = R f - R f cos a
所以柱塞行程 S 为

s = htg g = R1 (1- cos)tg g
当 a = 180O 时,可得最大行程 smax 为

smax = 2 R f tg g = D f tg g 39 tg180O

39(mm)

2.1.2 柱塞运动速度分析 v
将式 s ? htg? ? R1 (1 ? cos)tg? 对时间微分可得柱塞运动速度 v 为

u=

ds ds da = . = R f w tg g sin a dt d a dt

当 a ? 90? 及 270? 时, sin a ? ?1 ,可得最大运动速度 ?max 为

u max = R f w tg g = 19.5创
式中 w 为缸体旋转角速度, w =

a t

1500 2p .tg15O = 819(mm / s ) 60



2.1.3 柱塞运动加速度 a
将? ?

ds ds da ? . ? R f ?tg? sin a 对时间微分可得柱塞运动加速度 a 为 dt d a dt a? d? d? d a ? . ? R f ? 2tg? cos a dt d a dt

当 a ? 0? 及 180? 时, cos ? ?1, 可得最大运动加速度 amax 为

骣 1500 amax = R f w 2tg g = 819创 2p = 129(m / s ) 桫60
柱塞运动的行程 s﹑速度 v﹑加速度 a 与缸体转角 a 的关系如图 2.2 所示。

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2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

图 2.2 柱塞运动特征图

2.2 滑靴运动分析
研究滑靴的运动,主要是分析它相对斜盘平面的运动规律,即滑靴中心在斜 盘平面 x ⅱ ,其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长﹑短 o y 内的运动规律(如图 2.3) 轴分别为 长轴 短轴

2b =

2R f cos g

=

39 = 40.4(mm) cos15O

2a = 2 R f = 39(mm) x ? R f sin a y ? R f cos a

设柱塞在缸体平面上 A 点坐标为

如果用极坐标表示则为 矢径 极角

Rh ? x 2 ? y 2 ? R f 12 ? tg 2? cos 2 a

? ? arctg (cos ? cos a)

滑靴在斜盘平面 x?o?y? 内的运动角速度 ?h 为

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2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

wh =

dq w cos g = 2 dt cos a + cos 2 g sin 2 a

由上式可见,滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动,当 a ? (在短轴位置)为

?

3 ﹑ ? 时, ?h 最大 2 2

w h max

1500 2p = = 60 O = 162(rad / s ) cos g cos15

w

当 a ? 0 ﹑ ? 时, ?h 最小(在长轴位置)为

1500 创2p cos15O = 152(rad / s ) 60 由结构可知,滑靴中心绕 o? 点旋转一周( 2? )的时间等于缸体旋转一周 的时间。因此,其平均旋转角速度等于缸体角速度,即 1500 w ap = w = 2p 157(rad / s ) 60

w h min = w cos g =

2.3 瞬时流量及脉动品质分析
柱塞运动速度确定之后,单个柱塞的瞬时流量可写成

Qt i ? Fz?t ? F2 R f ?tg? sin at
式中 Fz 为柱塞横截面积, Fz ?

?
4

d z2 。 2? 2? ? ? 0.7 ,位于 Z 9

泵柱塞数为 9,柱塞角距(相邻柱塞间夹角)为 ? ?

排油区的柱塞数为 Z 0 ,那么参与排油的各柱塞瞬时流量为

Qt1 = Fz R f w tg g sin a Qt 2 = Fz R f w tg g sin(a + q) Qt 3 = Fz R f w tg g sin(a + 2q)
…… ……
此处省去 NNNNN 需要更多更完整的图纸和说明书请联系 秋 3053703061

Qt ? Fz R f ?tg? sin[a ? ( Z 0 ? 1)? ]
泵的瞬时流量为

Qt ? Qt1 ? Qt 2 ? ?? ? Qtz 0

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Z0

2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

? Fz R f ?tg? ? sin ? a ? (i ? 1)? ?
t ?1

? Fz R f ?tg?

sin

Z 0? Z ?1 sin(a ? 0 ? ) Z Z sin

?

Z

由上式可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角 a 有关,也与柱塞数有关。

∏/2

∏/2

图 2.3

∏/2

∏/2

奇数柱塞泵瞬时流量

对于奇数柱塞,排油区的柱塞数为 Z o 。 当0 ? a ?

?
Z

时,取 Z o =

Z + 1 9+ 1 = = 5 ,由泵的流量公式可得瞬时流量为 2 2

? ? ? cos ? a ? ? 2Z ? ? Qt ? Fz R f ?tg? ? 2sin 2Z


?
Z

?a?

2? Z ?1 时,取 Z 0 ? ,同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 Z 2 3? ? ? cos ? a ? ? 2Z ? ? Qt ? Fz R f ?tg? ? 2sin 2Z

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2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

2? ﹑……时,可得瞬时流量的最小值为 Z Z 1 Qt min ? Fz R f ?tg? ? 2sin 2Z 奇数柱塞泵瞬时流量规律见图 2—3
当 a=0﹑

?



我们常用脉动率 ? 和脉动频率 f 表示瞬时流量脉动品质。 定义脉动率

d=

Qt max - Qt min Qtp

这样,就可以进行流量脉动品质分析。

2.3.1 脉动频率
当 Z=9,即为奇数时 1500 f = 2nZ = 2创 9 = 450( Hz ) 60

2.3.2 脉动率
当 Z=9,即为奇数时

) 0.026% 2Z 4 Z 2创 9 4 9 利用以上两式计算值,可以得到以下内容: =

d=

p

.tg

p

p

tg (

p

? (%)
Z 6 8 10 12 14 16
表 2.1 柱塞泵流量脉动率

13.40 7.61 4.89 3.41 2.61 1.92

由以上分析可知: (1) 随着柱塞数的增加,流量脉动率下降。 (2) 相邻柱塞数想比,奇数柱塞泵的脉动率远小于偶数柱塞泵的脉动率。这就 是轴向柱塞泵采用奇数柱塞的根本原因。 从中还可以看出,奇数柱塞中,当 Z ? 13 时,脉动率已小于 1%.因此,从泵的
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2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析

结构考虑,轴向柱塞泵的柱塞数常取 Z=7﹑9﹑11. 泵瞬时流量是一周期脉动函数.由于泵内部或系统管路中不可避免地存在 有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动.这些脉动严重影响了输出流量品质,使 系统工作不稳定,当泵的脉动频率与液压油柱及管路的固有频率相当,就产生了 谐振的条件,谐振时压力脉动可能很高,这时系统的构件有极大的潜在破坏性.在 一些极端情况下,几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限.液压油的流量 ﹑压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械震动将引起导致管路﹑附件及 安装构件的应力.液压泵的供压管路,一般是最容易受到破坏的部位.以上,对飞 机液压系统尤其重要. 在设计液压泵和液压系统时,要考虑采取措施抑制或吸收压力脉动,避免引 起谐振。对于压力脉动的幅值,在航空液压标准中有严格的规定,例如航标《变 量泵通用技术条件》 (HB5839—83)中规定:在任何情况下,压力脉动均不超过 额定出口压力的 ?10% 。实际上 ?10% 的指标还是偏大,但由于制造工艺上的原 因,压力脉动的指标还不能定的很严格,但降低泵的压力脉动无疑是今后液压技 术发展的一种趋势。

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3

柱塞受力分析与设计

柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时,半周吸油 ﹑一周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下面主 要讨论柱塞在排油过程中的受力分析,而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程 盘设计中讨论。

3.1 柱塞受力分析
图 3.1 是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

图 3.1

柱塞受力分析

作用在柱塞上的力有:

3.1.1 柱塞底部的液压力 Pb
柱塞位于排油区时,作用于柱塞底部的轴向液压力 Pb 为

Pb =

p

4

d x2 pmax =

p

4

创(20 10- 3 )创40 106 = 12560( N )

式中 Pmax 为泵最大工作压力。

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3.1.2 柱塞惯性力 PB
柱塞相对缸体往复直线运动时,有直线加速度 a,则柱塞轴向惯性力 PB 为

PB = - mz a = -

Gz R f w 2tg g cos a = - 101( N ) g

式中 mz ﹑ Gz 为柱塞和滑靴的总质量。 惯性力 PB 方向与加速度 a 的方向相反,随缸体旋转角 a 按余弦规律变化。当

a ? 0? 和 180? 时,惯性力最大值为 PB max 骣 G 0.6 1500 = Z R f w 2tg g = 创 19.5 10- 3 创 2p 桫60 g 10
2

tg15O

243( N )

3.1.3 离心反力 Pt
柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动,有向心加速度 at ,产生的离心反力 Pt 通 过柱塞质量重心并垂直轴线,是径向力。其值为

Pt = mz at =

GZ 243 Rf w 2 = = 907( N ) g tg15O

3.1.4 斜盘反力 N
斜盘反力通过柱塞球头中心垂直于斜盘平面,可以分解为轴向力 P 及径向力

T0 即 P = N cos g = 12560 cos15O T = N sin g = 12560 sin15O 12132( N ) 3250( N )

轴向力 P 与作用于柱塞底部的液压力 Pb 及其它轴向力相平衡。而径向力 T 则对主轴形成负载扭矩,使柱塞受到弯矩作用,产生接触应力,并使缸体产 生倾倒力矩。

3.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力 p1 和 p2
该力是接触应力 p1 和 p2 产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小 于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。 因此, 由垂直于柱塞腔的径向力 T 和离心力

p f 引起的接触应力 p1 和 p2 可以看成是连续直线分布的应力。

3.1.6 摩擦力 P1 f 和 P2 f
18

柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力 p f 为

Pf = ( P 1 + p2 ) f = (20100 + 5823) 0.1
式中 f 为摩擦系数,常取 f =0.05~0.12,这里取 0.1。

2592.3( N )

分析柱塞受力,应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度,即柱塞处于上死点 时的位置。此时,N﹑ p1 和 p2 可以通过如下方程组求得

?y?0
?z ?0 ?M
0

N sin ? ? p1 ? p2 ? pt ? 0

N cos g - fp1 - fp2 - pb - ps = 0 骣 骣 l l -l d p1 l - l0 + 0 2 - p2 l - 2 - fp1 z 桫 3 桫 3 2 d + fp2 z - pt lt = 0 2

?0

式中

根据经验 l0 = (1.5 ? 2)d , 这里取 l0 = 2d =78mm; l0 ——柱塞最小接触长度,
l ——柱塞名义长度,根据经验 l = (2.7 ? 3.7)d ,这里取 l0 = 3d =117mm;

lt ——柱塞重心至球心距离, lt = l0 - l2 = 78 - 57.6 = 20.4mm
以上虽有三个方程,但其中 l2 也是未知数,需要增加一个方程才能求解。 根据相似原理有

p1max l0 ? l0 ? p2max l2
又有

1 p1max (l0 ? l2 ) 2 1 p2 ? pz max l2 d z 2 p1 ? p1 (l0 ? l2 ) 2 ? 2 p2 l2

所以

p1 (l0 ? l2 ) 2 ? 将式 代入 N sin ? ? p1 ? p2 ? pt ? 0 求解接触长度 l2 。为简化计算,力 2 p2 l2 矩方程中离心力 Pt 相对很小可以忽略,得 6l0l - 4l02 - 3 fd z l0 6创78 117 - 4 782 创3 0.1 39 78 = = 57.6(mm) 12l - 6 fd z - 6l0 创 12 117 6 0.1 39 6 78

l2 =

19

将式

p1 (l0 ? l2 ) 2 ? 代入 N cos ? ? fp1 ? fp2 ? pb ? ps ? 0 可得 2 p2 l2 轾 犏 犏 1 犏 P 1 = ( N sin g + pt ) 1 + 犏 (l0 - l2 ) 2 犏 -1 犏 lx2 臌 = (57 创 103 sin15O + 122.5) 骣 1 1 = 桫 2.557 20.1(kN )

N sin g + Pt 57 创 103 sin15O + 122.5 P2 = = = 5823( N ) (l0 - l2 ) 2 (78 - 57.6) 2 -1 -1 117 lx2
骣 骣 l l -l d d 将以上两式代入 p1 l - l0 + 0 2 - p2 l - 2 - fp1 z + fp2 z - pt lt = 0 可得 桫 3 桫 3 2 2

N=

Pb + PB + f j Pt 12560 + 101 + 0.1创 1.78 122.5 = = 57( KN ) O cos g - f j sin g cos15 - 0.1 1.78sin15O

式中 ? 为结构参数。
2 (l0 - l2 ) 2 + 1 (78 - 57.6) + 1 2 lx 117 j= = = 1.78 2 (l0 - l2 ) (78 - 57.6) 2 -1 -1 117 lx2

3.2 柱塞设计
3.2.1 柱塞结构型式
轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。根据柱塞头部结构,可有以下三种形式: ①点接触式柱塞,如图 3.2(a)所示。这种柱塞头部为一球面,与斜盘为点接触, 其零件简单,加工方便。但由于接触应力大,柱塞头部容易磨损﹑剥落和边缘掉 块,不能承受过高的工作压力,寿命较低。这种点接触式柱塞在早期泵中可见, 现在很少有应用。
2

线接触式柱塞,如图 3.2(b)所示。柱塞头部安装有摆动头,摆动头下部可 绕柱塞球窝中心摆动。摆动头上部是球面或平面与斜盘或面接触,以降低接 触应力,提高泵工作压。摆动头与斜盘的接触面之间靠壳体腔的油液润滑, 相当于普通滑动轴承,其 ? pv ? 值必须限制在规定的范围内。
20

3

带滑靴的柱塞,如图 3.2(c)所示。柱塞头部同样装有一个摆动头,称滑靴, 可以绕柱塞球头中心摆动。滑靴与斜盘间为面接触,接触应力小,能承受较 高的工作压力。高压油液还可以通过柱塞中心孔及滑靴中心孔,沿滑靴平面 泄漏,保持与斜盘之间有一层油膜润滑,从而减少了摩擦和磨损,使寿命大 大提高。目前大多采用这种轴向柱塞泵。

(a) 图 3.2

(b) 柱塞结构型式

(c) 图 3.3 封闭薄壁柱塞

从图 3.2 可见,三种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞重量,减小 柱塞运动时的惯性力。 采用空心结构还可以利用柱塞底部高压油液使柱塞局部扩 张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙,取得良好的密封效果。空心柱塞内还可以 安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位。 但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效容积。在高压泵中, 由于液体可压缩性能的影响,无效容积会降低泵容积效率,增加泵的压力脉动, 影响调节过程的动态品质。 因此, 采用何种型式的柱塞要从工况条件﹑性能要求﹑整体结构等多方面权 衡利弊,合理选择。 航空液压泵通常采用图 3.3 所式的封闭壁结构。 这种结构不仅有足够的刚度, 而且重量减轻 10%~20%。 剩余无效容积也没有增加。 但这种结构工艺比较复杂,
21

需要用电子束焊接。

3.2.2 柱塞结构尺寸设计
1

柱塞直径 d Z 及柱塞分布塞直径 D f 柱塞直径 d Z ﹑柱塞分布塞直径 D f 和柱塞数 Z 都是互相关联的。根据统计资

料,在缸体上各柱塞孔直径 d Z 所占的弧长约为分布圆周长 ? D f 的 75%,即

Zd Z ? 0.75 ? Df
由此可得

m=

Df dx

Z 0.75p

9 = 0.75p

3.82

式中 m 为结构参数。 m 随柱塞数 Z 而定。对于轴向柱塞泵,其 m 值如表 3.1 所 示。

Z m

7 3.1
表 3.1

9 3.9

11 4.5

当泵的理论流量 Q fb 和转速 nb 根据使用工况条件选定之后,根据流量公式可得柱 塞直径 d Z 为

dZ =

3

4Qtb mp znbtg g

20.3

由上式计算出的 d Z 数值要圆整化,并应按有关标准选取标准直径,应选取 20mm. 柱塞直径 d x 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 D f ,即

Df =
2

4Qtb = 1.95d = 39mm p d tg g Znb
2 x

柱塞名义长度 l 由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力 T, , 为使柱塞不致被卡死以及保持有

足够的密封长度,应保证有最小留孔长度 l0 ,一般取:

pb ? 20 Mpa pb ? 30 Mpa
因此,柱塞名义长度 l 应满足:

l0 ? (1.4 ? 1.8)d z l0 ? (2 ? 2.5)d z

l

l0

smax + lmin
22

式中

smax ——柱塞最大行程; lmin ——柱塞最小外伸长度,一般取 lmin = 0.2d z = 7.8mm 。

根据经验数据,柱塞名义长度常取:

pb

20 Mpa

l ? (2.7 ? 3.5)d z l ? (3.2 ? 4.2)d z

pb ? 30 Mpa
这里取 l = 3d = 117 mm
3

柱塞球头直径 d1

按经验常取 d1 ? (0.7 ? 0.8)d z ,如图 3.4 所示。

图 3.4

柱塞尺寸图

为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱 面保持一定的距离 ld ,一般取 ld = (0.4 ? 0.55)d z ,这里取 ld = 0.5d z = 19.5mm 。
4

柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽,起均衡侧向力﹑改善润滑

条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取:深 h=0.3~0.7mm;间距 t=2~10mm 实际上,由于柱塞受到的径向力很大,均压槽的作用并不明显,还容易滑 伤缸体上柱塞孔壁面。因此,目前许多高压柱塞泵中的柱塞不开设均压槽。

3.2.3 柱塞摩擦副比压 P﹑比功 Pv 验算
对于柱塞与缸体这一对摩擦副,过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的

23

磨损,而且有可能压伤柱塞或缸体。其比压应控制在摩擦副材料允许的范围内。 取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则

pmax =

2 p1 2创20.1 103 = = 21Mpa < [p ] = 30 Mpa d z l1 39创 10- 3 20.4

柱塞相对缸体的最大运动速度 vmax 应在摩擦副材料允许范围内,即

vmax = R f w tg g = 19.5创 104.66 tg15O 10 < - 3 = 0.55m / s
由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 pmax vmax 为

v ] 8m / s [

pmax vmax =

2 p1 R f w tg g = 21 0.55 d z l1

11.55Mpa.< m/s = [pv ] 60Mpa.m / s

上式中的许用比压 ? p ? ﹑许用速度 ? v ? ﹑许用比功 ? pv ? 的值,视摩擦副材料而 定,可参考表 3.2。

材料牌号 ZQAL9—4 ZQSn10—1 球磨铸铁

许用比压 ? p ? (Mpa) 30 15 10
表 3.2

许用滑动速度 ? v ? (m/s) 8 3 5
材料性能

许用比功 ? pv ? (Mpa.m/s) 60 20 18

柱塞与缸体这一对摩擦副,不宜选用热变形相差很大的材料,这对于油温高 的泵更重要。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力,不选用铜材 料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。

24


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