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轴向柱塞泵设计


攀枝花学院本科毕业设计(论文)

轴向柱塞泵设计

学生姓名: 学生学号: 院(系) : 年级专业: 指导教师:

樊 俊 200310621088 机电工程学院 03 机制 2 班 张勇 讲师

二〇〇七年六月

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摘要

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.



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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.



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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 …………………………………………………………………17 b 3.1.2 柱塞惯性力……………………………………………………………………………18 3.1.3 离心反力 Pt ……………………………………………………………………………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 f 和 P2 f ………………………………………………………………………20 1 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 P 验算……………………………………………………23 v

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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 py ………………………………………………………………………………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 py ………………………………………………………………………………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

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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。

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1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数

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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 ? 40MPa

Q =100L/min

Qmax ? 200L / min

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1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数

额定转速 n=1500r/min 最大转速

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

p = 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
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:

nm a .x q3 ? C p
1 3000 ? 70.2 3 60

206 < C p

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。
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1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数

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

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

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

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 ? Mtb ?? Mb = 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

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1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数

1.2.3 功率与效率
不计各种损失时,泵的理论功率 N tb
1500 1.8? 106 Ntb ?? pbQtb ? 2? nb M gb = 2p 创 60 283(kw)

泵实际的输入功率 N br 为

Nbr ? 2? nb M gb ? 2? nb M tb

1

?mb

1500 1.6创 6 10 = 2p 创 60

1 = 282(kw) 0.889

泵实际的输出功率 N bc 为

Nb c= ? p bQ g=b? p bhg t =3 3创 Q b b 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 hgb Nbc = = hgb hmb = 0.889? 0.97 Nbr 2p M 1 tb hmb

0.86

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

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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 = h tg = g

1

(1 R-

c o s gt g )

当 a = 180O 时,可得最大行程 smax 为
O ? sm a x 2Rf tgg = Df tgg 3 9 t g 1 8 0 =

3m ( 9m

)

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 d d = s . a =R f wt g gs i n a dt d a dt

当 a ? 90? 及 270? 时, sin a ? ?1 ,可得最大运动速度 ?max 为
1500 u m a x= R f wtg g = 19.5创 2p .tg15O = 819(mm / s) 60 a 式中 w 为缸体旋转角速度, w = 。 t

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 2p ÷= 129(m / s) am a x= R f w2tg g = 819创 ÷ ? ÷ ? 60 桫
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 xⅱy 内的运动规律(如图 2.3) ,其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长﹑短 o 轴分别为 长轴 短轴

2b =

2R f cos g

=

39 = 40.4(mm) cos15O

2a = 2R = 3 9 m m ) ( f
x ? Rf s i n a y ? Rf c o s 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 1 2 tg ? 2 c o sa2 ?

? ? 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 wc o s g = 2 2 dt c o s a+ c og s

s2 ian

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
w = = cos g

?

3 ﹑ ? 时, ?h 最大 2 2

wh max

1500 ? 2p 60 = 162(rad / s) cos15O

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 wap = w = ? 2p 157( rad / s) 60 wh m i n= 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

Qti ? Fz?t ? F2 Rf ?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 Z0 ,那么参与排油的各柱塞瞬时流量为
Qt1 = Fz R f wtg g sin a Qt 2 = Fz R f wtg g sin(a + q) Qt 3 = Fz R f wtg g sin(a + 2q)

…… ……

Qt ? Fz Rf ?tg? sin[a ? (Z0 ?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 奇数柱塞泵瞬时流量

对于奇数柱塞,排油区的柱塞数为 Zo 。 当0 ? a ?

?
Z

时,取 Zo =

Z + 1 9+ 1 = = 5 ,由泵的流量公式可得瞬时流量为 2 2

? ? ? c o sa ? ? ? 2Z ? Qt ? Fz R? t g ? ? f ? 2 sin 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? ? ? c o sa ? ? ? 2Z ? ? Qt ? Fz R? t g ? f ? 2 sin 2Z

∏/2

∏/2

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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 m a x Qt Qtp

mi n

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 p p p p d= .tg = ? tg ( ) 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:

? (%)
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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柱塞受力分析与设计

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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 P 为 b p 2 p - 3 Pb = d x pm a x= 创( 2 0 1 0 创) 4 0 6 1 0 = 4 4 式中 Pmax 为泵最大工作压力。

1N 5 6 0 ( 2

)

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柱塞受力分析与设计

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 g Rf 2 g g o s = a w tc 1 0 1 ( N)

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 GZ 0.6 ?1500 2p ÷ ? tg15O R f w2tg g = 创 19.5 10- 3 创 ÷ ? ÷ ? 60 桫 g 10

2

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 R f w2 = = 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 = Nc o s = 1 2 5 6 0 g ? T = Ns i n = 1 2 5 6 0 g ?

cOo s 1 5 sOi n 1 5

12132( N N 250( 3 )

)

轴向力 P 与作用于柱塞底部的液压力 P 及其它轴向力相平衡。而径向力 T b 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 P f 和 P2 f 1

18

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3

柱塞受力分析与设计

柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力 p f 为

Pf = ( P + p2 ) f = (20100 + 5823)? 0.1 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

N sin ? ? p1 ? p2 ? pt ? 0

?z ?0 ?M
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 ÷ ? ? ÷ ÷ ? 3÷ ? 桫 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

p1 m a x l ?0 l ? p2 m a x l 2
又有
p1 ?

0

1 p 1 m (lx ? 0 ) l a 2 1 p2 ? pz m al xd z2 2

2

所以

p1 (l0 ? l2 )2 ? 2 p2 l2

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 6l0 l- 4 2l - 3 fz d 0 l 6创7 8 1 1 7 ? 4 2 7 8创 3 0 . 1 3 9 7 8 0 = = 5 7 . 6m m ) ( 1 2 - 6f d- 6l l 1 2 1 1 7 6 0- 1 3 9 6 7 8 ? 创 . z 0

l2 =

19

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3

柱塞受力分析与设计

将式

p1 (l0 ? l2 )2 代入 N cos ? ? fp1 ? fp2 ? pb ? ps ? 0 可得 ? 2 p2 l2
轾 犏 犏 1 P = ( N sin g + pt ) 犏 1+ 1 犏 (l0 - l2 )2 犏 - 1 犏 lx2 臌
骣 1 ÷ = (57创 3 sin15O + 122.5)? ?1 10 ? ÷= 20.1( kN ) ? 2.557 ÷ 桫

P2 =

N sin g + Pt 57创 3 sin15O + 122.5 10 = = 5823( N ) 2 (l0 - l2 ) (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 ÷ ? ? ÷ ÷ ? 3÷ ? 桫 桫 3 2 2

N=

Pb + PB+ j P 1 2 5 6+ 1 0 1 创 . 1 1 . 7 8 1 2 2 . 5 f t 0 + 0 = = 5 7 (K N ) O c o s - f j s ig g n cos15 0 . 1 1O 7 8 s i n 1 5 .

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

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3

柱塞受力分析与设计

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)

(b) 图 3.2 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,

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3

柱塞受力分析与设计

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 = 3.82 0.75p

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 = 4Qtb = 1 . 9d = 5 p d tg g Znb
2 x

39 mm

② 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 ? 20Mpa pb ? 30Mpa
因此,柱塞名义长度 l 应满足:

l0 ? ( 1 . ? 4

1 dz8 ) .

l0 ? ( 2? 2 . d z ) 5

l? l 0

s a+ m x

lmin
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3

柱塞受力分析与设计

式中

sm a ——柱塞最大行程; x
——柱塞最小外伸长度,一般取 lmin = 0.2d z = 7.8mm 。 lm i n

根据经验数据,柱塞名义长度常取:

pb ? 20Mpa
pb ? 30Mpa
这里取 l = 3d = 117mm ③ 柱塞球头直径 d1

l ?( 2.7 ? l ?(3.? 2

3 d z5 ) . 4 dz ) .2

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

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3

柱塞受力分析与设计

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 ]= 30Mpa d z l1 39创 - 3 20.4 10

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 = Rf wtgg = 19.5创 104.66 tg15O ? 10- 3
由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 pmax vmax 为

0.55m / s < [v]= 8m / s

pmax vmax =

2 p1 R f wtg 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。

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4 滑靴受力分析与设计

4

滑靴受力分析与设计

目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构。滑靴不仅增大了与斜盘的接 触面﹑减少了接触应力,而且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 d 0? 和滑靴中 心孔 d0 ,再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由于油液在封油带环缝中的流动, 使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜,大大减少了相对运动件间的摩擦损失,提高 了机械效率。这种结构能适应高压力和高转速的需要。

4.1 滑靴受力分析
液压泵工作时,作用于滑靴上有一组方向相反的力。一是柱塞底部液压力图 把滑靴压向斜盘,称为压紧力 py ;另一是由滑靴面直径为 D1 的油池产生的静压 力 p f 1 与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力 p f 2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开, 称为分离 p f 。当压紧力与分离力相平衡时,封油带上将保持一层稳定的油膜, 形成静压油垫。下面对这组力进行分析。

4.1.1 分离力 p f
图 1—11 为柱塞结构与分离力分布图。根据流体学平面圆盘放射流动可知,油 液经滑靴封油带环缝流动的泄漏量 q 的表达式为

q?

?? 3 ( p1 ? p2 )
6?ln R2 R1

若 pz ? 0 ,则

q?

?? 3 p1
6 ? ln R2 R1

式中 ? 为封油带油膜厚度。 封油带上半径为 r 的任仪点压力分布式为

R2 pr ? ( p1 ? p2 ) r ? P2 R ln 2 R1 ln
若 pz ? 0 ,则

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4 滑靴受力分析与设计

R2 r pr ? p1 R2 ln R1 ln
从上式可以看出,封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降。封油带上总的分 离力 p f 可通过积分求得。

图 4.1 滑靴结构及分离力分布

如图 4.1,取微环面 2? rdr ,则封油带分离力 p f 2 为
pf 2 ? ?
R2

R1

pr2? d r?

? p1
R 2 ln 2 R1

( 22 ? R

2 1

R? ?1P 2 R ) 1

油池静压分离力 p f 1 为
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2 p f 1 ? ? R1 p1

4 滑靴受力分析与设计

总分离力 p f 为

2 p ( R2 - R12 ) (14 - 11)2 p pf = pf1 + pf 2 = p1 = ? 20.1 R 14 2ln 2ln 2 11 R1

6 105 ( KN )

4.1.2 压紧力 py
滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 pb 引起的,即
py = pb p p 12560 = d z2 b = = 13( KN ) cos g 4 cos g cos15O

4.1.3 力平衡方程式
当滑靴受力平衡时,应满足下列力平衡方程式

py ? p f

?
4

d z2

pb ? ( R22 ? R12 ) ? P 1 R2 cos ? 2 ln R1 d z2 ln



R2 p1 R1 ? 2 2 pb 2( R2 ? R1 ) cos ?

将上式代入式 q ?

?? 3 p1
R 6 ? ln 2 R1

中,得泄漏量为

q=

pd3 pb d z2 0.0013 创 20.1 103 创 (39 10- 3 )2 p = = 3( L / min) 2 12m( R2 - R12 ) cos g 12创 10- 7 ? (142 112 )创 - 6 cos15O 2 10
除了上述主要力之外,滑靴上还作用有其他的力。如滑靴与斜盘间的摩擦力,

由滑靴质量引起的离心力,球铰摩擦力,带动滑靴沿斜盘旋转的切向力等。这些 力有的使滑靴产生自转,有利于均匀摩擦;有的可能使滑靴倾倒而产生偏磨,并 破坏了滑靴的密封,应该在滑靴结构尺寸设计中予以注意。

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4 滑靴受力分析与设计

4.2 滑靴设计
滑靴设计常用剩余压紧力法。

4.2.1 剩余压紧力法
剩余压紧力法的主要特点是:滑靴工作时,始终保持压紧力稍大于分离力,使 滑靴紧贴斜盘表面。此时无论柱塞中心孔 d 0? 还是滑靴中心孔 d0 ,均不起节流作 用。静压油池压力 p1 与柱塞底部压力 pb 相等,即

p1 = pb
R2 p R1 将上式代入式 1 ? 中,可得滑靴分离力为 2 2 pb 2( R2 ? R1 ) cos ? d z2 ln p1 ?

? ( R22 ? R12 )
2ln R2 R1

(142 ? 112 )? ?10?6 pb ? ?12560 ? 3.1( N ) 14 2ln 11

设剩余压紧力 ?py ? py ? p f ,则压紧系数

??
滑靴力平衡方程式即为

?py py

?0.0? 5

0 .,这里取 0.1。 15

p f ? (1 ? ? ) py ? (1 ? 0.1) ? 3.1 ? 2.79( N )
用剩余压紧力法设计的滑靴,油膜厚度较薄,一般为 0.008~0.01mm 左右。滑靴 泄漏量少,容积效率教高。但摩擦功率较大,机械效率会降低。若选择适当的压 紧系数 ? ,剩余压紧力产生的接触应力也不会大,仍有较高的总效率和较长的寿 命。剩余压紧力法简单适用,目前大多数滑靴都采用这种方法设计。

4.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计
4.3.1 滑靴结构型式
滑靴结构有如图 4.2 所示的几种型式。图中(a)所示为简单型,静压油池较 大,只有封油带而无辅助支承面。结构简单,是目前常用的一种型式。

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4 滑靴受力分析与设计

图 4.2(a)

图中(b)所式滑靴增加了内﹑外辅助支承面。减小了由剩余压紧力产生的比 压,同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。

图 4.2(b)

图中(c)所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成
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4 滑靴受力分析与设计

液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。

图 4.2(c) 滑靴结构型式

4.3.2 结构尺寸设计
下面以简单型滑靴为例,介绍主要结构尺寸的选择和计算。 ① 滑靴外径 D2 滑靴在斜盘上的布局,应使倾角 ? ? 0 时,互相之间仍有一定的间隙 s,如图 4.3 所示。 滑靴外径 D2 为

D2 ? Df s i n ? s 3?9 ? Z

?

s i? n 9

?

?0 . 2 m m ( 4

)

一般取 s=0.2~1,这里取 0.2。 ② 油池直径 D1 初步计算时,可设定
D1 ? 0.6 ? 0.8 ,这里取 0.8. D2 D1 ? 0.8D2 ? 0.8 ? 4 ? 3.2mm

③ 中心孔 d0 ﹑ d 0? 及长度 l0 如果用剩余压紧力法设计滑靴,中心孔 d0 和 d 0? 可以不起节流作用。为改善加 工工艺性能,取
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4 滑靴受力分析与设计

d0 (或 d 0? )=0.8~1.5mm
如果采用静压支承或最小功率损失法设计滑靴,则要求中心孔 d0 (或 d 0? ) 对油液有较大的阻尼作用, 并选择最佳油膜厚度 ?0 ? 0.01 ? 0.02mm 。 节流器有以 下两种型式:

∏ /

图 4.3

滑靴外径 D2 的确定

(a) 节流器采用节流管时,常以柱塞中心孔 d 0? 作为节流装置,如图 4.1 所 示。根据流体力学细长孔流量 q 为
q?

? d 0?4 ( pb ? p1 ) 128? l0 K

式中

d0 ﹑ l0 ——细长管直径﹑长度;
K——修正系数;

K ? 1? ?

? Rx d0 64l0

? ? 1 ? 2 . 6?2
? ? 2.28
把上式代入滑靴泄漏量公式 q ?

? 1 ? ? ? ? d0 Rx ?

1 6

1 ?0.065 d0? Rx
1 ?0.065 d0? Rx

可得 R2 6 ? ln R1 31

?? 3 p1

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4 滑靴受力分析与设计

? d0?4 ( pb ? p1 ) ?? 3 p1 ? R 128?l0 K 6? ln 2
R1
整理后可得节流管尺寸为

d0 4? 128? 3 K a ? ? p R2 1 ? a b l0 6ln R1
d 0? =1 mm

代入数据可以求得

l0 ? 8 m m

式中 a 为压降系数, a ?

2 p1 。当 a ? ? 0.667 时,油膜具有最大刚度,承载能力 3 pb

最强。 为不使封油带过宽及阻尼管过长, 推荐压降系数 a =0.8~0.9, 这里取 0.8。 (b) 节流器采用节流孔时,常以滑靴中心孔 d0 作为节流装置,如图 4.1 所示。 根据流体力学薄壁孔流量 q 为

q?

? d02
4

C

2g ( pb ? p1 ) r

式中 C 为流量系数,一般取 C=0.6~0.7。 把上式代入 q ?

?? 3 p1
R 6 ? ln 2 R1

中,有

? d02

?? 3 p1 2g C ( pb ? p1 ) ? R 4 r 6? ln 2 R1

整理后可得节流孔尺寸

d 02 ?

2? 3 1 a . . . pb R2 2g 1? a 3? ln C R1 r

代入数据可以求得

d0 ? 1 m m
以上提供了设计节流器的方法。从上两式中可以看出,采用节流管的柱塞— 滑靴组合,公式中无粘度系数 ? ,说明油温对节流效果影响较小,但细长孔的加 工工艺性较差,实现起来有困难。采用滑靴—中心孔为薄壁孔节流,受粘度系数

? 的影响,油温对节流效果影响较大,油膜稳定性也要差些。但薄壁孔加工工艺
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4 滑靴受力分析与设计

性较好。 为防止油液中污粒堵塞节流器,节流器孔径应 ? 0.4mm 。

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5 配油盘受力分析与设计

5

配油盘受力分析与设计

配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一,用以隔离和分配吸﹑排油油液以及承受 由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。

5.1 配油盘受力分析
不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是有差别的,但是功用和基本构造则相 同。图 5.1 是常用的配油盘简图。 液压泵工作时,高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力;即 缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力 py ;配油窗口和封油带油膜对缸 体的分离力 p f 。

1—吸油窗 2—排油窗 3—过度区 4—减振槽 5—内封油带 6—外封油带 7—辅助支承面 图 5.1 配油盘基本构造

5.1.1 压紧力 py
压紧力是由于处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶上,使 缸体受到轴向作用力,并通过缸体作用到配油盘上。 1 对于奇数柱塞泵,当有 ( Z ? 1) 个柱塞处于排油区时,压紧力 p y1 为 2
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5 配油盘受力分析与设计

p y1 ?

Z ?1 ? 2 9 ?1 ? . d z pb ? p y max ? ? ? 392 ?10?6 ?12560 ? 24150( N ) 2 4 2 4

1 当有 ( Z ? 1) 个柱塞处于排油区时,压紧力 p y 2 为 2 py 2 ? Z ?1 ? 2 . d z pb? 2 4 pm i ? y n 9? 1 ? 2 ? 6 ? ? 3 9? 1 0? 2 4 12?60 5 1 9N2 0 ( 3 )

平均压紧力 py 为
py ? 1 1 ( p y1 ? p y 2 ) ? (24150 ? 19320) ? 21735( N ) 2 2

5.1.2 分离力 p f
分离力由三部分组成。即外封油带分离力 p f 1 ,内封油带分离力 p f 2 ,排油窗 高压油对缸体的分离力。 对于奇数泵,在缸体旋转过程中,每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同。 封油带的包角是变化的。 实际包角比配油盘油窗包角 ?0 有所扩大, 如图 5.2 所示。
1 当有 ( Z ? 1) 个柱塞排油时,封油带实际包角 ?1 为 2 1 1 2? 2? 2? ?1 ? ( Z ? 1)a ? a0 ? ? (9 ? 1) ? ? ? 2 2 9 9 3 1 当有 ( Z ? 1) 个柱塞排油时,封油带实际包角 ?2 为 2 1 1 2? 2? 8? ?2 ? ( Z ? 3)a ? a0 ? ? (9 ? 3) ? ? ? 2 2 9 9 9

平均有

Z 个柱塞排油时,平均包角 ? p 为 2 1 1 ?p ? ( ? ? ? ) ? Z ( 1 2 2 2

? 2a) ? 0 a

1 ? 2 ? ( 2 3

? 8
?

? 7 ) ? 9 9

式中

a ——柱塞间距角, a ?

2? ; Z

a0 ——柱塞腔通油孔包角,这里取 a0 ?
① 外封油带分离力 p f 1

2? 。 9

外封油带上泄漏流量是源流流动, 对封油带任仪半径上的压力 py 从 R2 到 R1 积 分,并以 ? p 代替 2? ,可得外封油带上的分离力 p f 1 为

35

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5 配油盘受力分析与设计

图 5.2

封油带实际包角的变化

pf1 ?

? p ( R12 ? R22 )
R 4ln 1 R2

Pb ?

?p
2

2 R2 pb

7? 7? ? (172 ? 152 ) ?10?6 ? 9 ?12560 ? 9 ?112 ?10?6 ?12560 17 2 4ln 15
= 3.4( N )

外封油带泄漏量 q1 为

7? ? 0.0013 ?12560 9 q1 ? ? ? 92(ml ) R 17 12? ln 1 12 ? 2 ?10?7 ? ln 15 R2

? p? 3 pb

②内封油带分离力 p f 2 内封油带上泄漏流量是汇流流动,同理可得内封油带分离力 p f 2 为

pf 2 ?

? p (? R32 ? R42 )
4? ln R3 R4

pb ?

?p
2

R32 Pb

36

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5 配油盘受力分析与设计

7? ? 7? ? 2 2 ?6 ? 9 ? (9 ? 11 ) ?10 ? =? ? 9 ?112 ?10?6 ? ?12560 2 ? 4 ? 2 ?10?7 ? ln 11 ? 9 ? ?
? 5 . 2N ( )

内封油带泄漏量 q2 为

7? 3 ?0 . 0 0 ? 1 2 5 6 0 1 ? p? pb 9 q2 ? ? ? 1 4 7ml ( R3 11 ?7 12 ? 2 ?10 ? ln 12? ln 9 R4
3

)

③排油窗分离力 p f 3
pf 3 ?

?p
2

( R 22 ? R 23)pb ?

7? 2 ? (1 5 ? 2? 9

121 ) 1 ? 5 6 0 1 . 6 ( ? 2 N

)

④ 配油盘总分离力 p f 1

p f ? p f1 ? p f2 ? p f3 ? . 4 ?5 . 2 ? 1 . 6 1 0 . 2 ( 3 ? N
总泄漏量 q 为

)

q ? q1 ? q2 ? 92 ? 147 ? 239( N )

5.2 配油盘设计
配油盘设计主要是确定内封油带尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各 部分尺寸。

5.2.1 过渡区设计
为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封,大多数配油盘采用过渡角 a1 大于柱塞腔通油孔包角 a0 的结构,称正重迭型配油盘。具有这种结构的配油盘, 当柱塞从低压腔接通高压腔时, 柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压 力;当柱塞从高压腔接通底压腔时,封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。这种 高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质, 产生噪音和功率消耗以及周期性 的冲击载荷。对泵的寿命影响很大。为防止压力冲击,我们希望柱塞腔在接通高 低压时,腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。

37

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5 配油盘受力分析与设计

5.2.2 配油盘主要尺寸确定(图 5.3)

ф

图 5.3 配油盘主要尺寸确定

(1)配油窗尺寸 配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径 D f 配油窗口包角 ?0 ,在吸油窗口包角相等时,取
a1 ? a2 ?? ?a 2 为避免吸油不足,配油窗口流速应满足

?0 ? ? ?

?0 ?
式中

Qtb ? 2.3 ? ??0 ? ? 3m / s F2

满足要求。

Qtb ——泵理论流量; F2 ——配油窗面积, F2 ?

?0
2

2 ( R2 ? R32 ) ;

??0 ? ——许用吸入流速, ??0 ? =2~3m/s。
由此可得
2 2 R2 ? R3 =

2Qt ?0 ? v0 ?

(2)封油带尺寸
38

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5 配油盘受力分析与设计

设内封油带宽度为 b2 ,外封油带宽度为 b1 , b1 和 b2 确定方法为: 考虑到外封油带处于大半径,加上离心力的作用,泄漏量比内封油带泄漏量大, 取 b1 略大于 b2 ,即

b1 ? R1 ? R2 ? . 1 2 5 0 zd b2 ? R3 ? R4 ? (0.1 ? 0.125)d z
当配油盘受力平衡时,将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得
2 2 R12 ? R2 R32 ? R4 ? Zd z2 (1 ? ? ) ? ? . R1 R3 2 ?p ln ln R2 R4

联 立 解 上 述 方 程 , 即 可 确 定 配 油 盘 封 油 带 尺 寸 R1 ? 17mm ﹑ R2 ? 15mm ﹑

R3 ? 11mm ﹑ R4 ? 9mm 。

5.2.3 验算比压 p﹑比功 pv
为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦, 配油 盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面,如图 5.3 中的 D5 ﹑ D6 。辅助 支承面上开有宽度为 B 的通油槽,起卸荷作用。配油盘的总支承面积 F 为
F?

?
4

2 ( D 2 ? D52 ? D12 ? D4 ) ? ( F1 ? F2 ? F3 )

式中

F1 ——辅助支承面通油槽总面积;
F1 ? KB( R ? R5 ) (K 为通油槽个数,B 为通油槽宽度)

F2 ﹑ F3 ——吸﹑排油窗口面积。
根据估算: F ? 1034(mm2 ) 配油盘比压 p 为

p?
式中

?py ? pt F

2KB( R ? R5 ) ? ? 284 pa ? ? p ? l1d

?p y ——配油盘剩余压紧力;
pt ——中心弹簧压紧力;

? p ? ——根据资料取 300pa;
39

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5 配油盘受力分析与设计

在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后,不因功率损耗过大而磨 损,应验算 pv 值,即

pv ? pvp ? ? pv?
式中 v p 为平均切线速度, v p =
2 ( D ? D) 。 ?n 4 2p 2 ? 284 pv ? ( D4 ? D) ? ? (18 ? 20) ? 458 ? 600 Kgf / cm 2 n? 1500?

? pv? 根据资料取 600Kgf / cm2 。

40

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6 缸体受力分析与设计

6
6.1 缸体的稳定性

缸体受力分析与设计

在工作过的配油盘表面上常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象,偏磨会使 缸体与配油盘间摩擦损失增大,泄漏增加,油温升高,油液粘性和润滑性下降, 而影响到泵的寿命,造成偏磨的原因,除了可能有受力不平衡外,主要是缸体力 矩不平衡,使缸体发生倾倒。

6.2 缸体主要结构尺寸的确定
6.2.1 通油孔分布圆半径 R f ? 和面积 F

∏ /

图 6.1

柱塞腔通油孔尺寸

为减小油液流动损失,通常取通油孔分布圆半径 R f ? 与配油窗口分布圆半径 r f 相等。即
Rf ? ? R2 ? R3 15 ? 11 ? ? 13mm 2 2

式中 R2 ﹑ R3 为配油盘配油窗口内﹑外半径。 通油孔面积近似计算如下(如图 6.1 所示) 。
2 Fa ? laba ? 0.215ba ? 0.45 ? 392 ? 684(mm2 )

式中

la ——通油孔长度, la ? d z ;
41

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6 缸体受力分析与设计

ba ——通油孔宽度, ba ? 0.5d z ;

6.2.2 缸体内﹑外直径 D1 ﹑ D2 的确定
为保证缸体在温度变化和受力状态下,各方向的变形量一致,应尽量使各处壁 厚一致(如图 6.2) ,即 ?1 ? ? 2 ? ?3 。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度 和刚度验算。 缸体强度可按厚壁筒验算
2 d w ? d z2 (39 ? 2 ? 2)2 ? 392 ? ?12560 ? 129(kgf / cm2 ) ? ?? ? 2 d w ? d z2 (39 ? 2 ? 2)2 ? 392

? ? pb

式中 d w ——筒外径, d w ? d z ? 2? 。

?? ? ——缸体材料许用应力,对 ZQAL9—4: ?? ? =600~800 (kgf / cm2 )

图 6.2

缸体结构尺寸

缸体刚度也按厚壁筒校验,其变形量为
?? ? dz 39 (? ? ? Pb ) ? (2 ? 0.3 ?12560) ? 0.0038mm ? ? ?? ? 2F 2 ?1034

式中

E——缸体材料弹性系数;

? ——材料波桑系数,对刚质材料 ? =0.23~0.30,青铜 ? =0.32~0.35;
mm ? ?? ? ——允许变形量,一般刚质缸 体取 ? ?? ? ? 0.0065 ,青铜则取
42

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6 缸体受力分析与设计

? ?? ? ? 0.0048mm 。
符合要求。

6.2.3 缸体高度 H
从图 6—2 中可确定缸体高度 H 为

H ? l ? S a x? l 3? l 45 7 ? 0 m
式中

3 9 ? ? . 5 ? 3 9 ? 1 2 m .m ( ? 7 0 2 5

)

l0 ——柱塞最短留孔长度;
——柱塞最大行程; Sm a x

l3 ——为便于研磨加工,留有的退刀槽长度,尽量取短; l4 ——缸体厚度,一般 l4 =(0.4~0.6) d z ,这里取 0.5 d z 。

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7 柱塞回程机构设计

7

柱塞回程机构设计

直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构,其作用是在吸油过程中帮助把柱 塞从柱塞腔中提伸出来,完成吸油工作,并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。 固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程 盘 2,如图 7.1,并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时,应 保证滑靴上表面与斜盘垫板 3 之间有一固定间隙,并可调。 回程盘是一平面圆盘,如图 7.1 所示。盘上 dh 为滑靴安装孔径, Dh 为滑靴安 装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸,设计不好会使滑靴颈部及肩 部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。 如前所述,滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆,椭圆的两轴是 短轴 长轴

a ? 2 R ? 2 ?1 9 . 5 3m m ? 9( f
b? 2R f c o ?m a x s ?

)

2? 1 9 . 5 ? 1 . 5m m ) 4 ( c o s? 2 0

因此,Dh 取 dh 和 Dh 的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。 椭圆长﹑短轴的平均值较合理,即

Dh ?

Rf a?b ? Rf ? ?1 9 .? 5 2 c o?sm a x

4 1 . 5 mm1 ( ? 6

)

从图 7.1 中可以看出回程盘上安装孔中心 O 与长﹑短轴端点 A 或 B 的最大 1 偏心距相等,且为 emax ,因而 2

emax ?

2R f cos ? max

Rf ? ? ? ? Rf ? ? ? (41.5 ? 2) ? 61 ? 22(mm) cos ? max ? ?

1 为了允许滑靴在任一方向偏离 emax ,而不与回程盘干涉,回程盘的安装孔 2 径应比滑靴径部直径 d 大 emax 。同时,考虑到加工﹑安装等误差,应在安装孔与

滑靴径部之间保留有适当间隙 J。这样安装孔的直径为

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7 柱塞回程机构设计

图 7.1 回程盘结构尺寸

dh ? d ? m a x ? J ? ? 2 ?2 ? ?3 3 (m ) e 2 8 2 1 m
式中 d——滑靴颈部直径; J——间隙,一般取 J=0.5~1mm。

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8 斜盘力矩设计

8

斜盘力矩分析

直轴式轴向柱塞泵通过泵的变量机构改变斜盘倾斜角的大小来改变输出流 量。对斜盘力矩的分析,将对设计变量机构提供依据。 下面就以偏心结构为例分析斜盘所受的各力矩。对于无偏心的结构只要令 a 或 b 为零,推导出的公式仍然适用。

图 8.1

斜盘转轴偏心结构

在以下的分析中,规定使斜盘倾角 ? 减小的力矩为正,反之为负。

8.1 柱塞液压力矩 M 1
泵各柱塞受液压作用力合力平均值 p yp 的合力作用点可以看成是通过球心平 面 3 与缸体轴线 2 的交点 o1 。作用于斜盘转轴的力矩为

M1 ? ? p yp o1B
式中柱塞液压平均合力 p yp 为
p yp ? Z ( pb ? p0 ) Fz 2 cos ?

式中

pb ——排油腔压力; p0 ——吸油腔压力;

Fz ——柱塞底部液压力;

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8 斜盘力矩设计

作用力壁 o1 B ,由图 7.2 可知为

o1 B =

a ? btg? cos ?

所以
M1 ? ? Z ( Pb ? P0 ) Fz a ( ? btg? ) 2cos ? cos ?

? ?5269( N .m)

8.2 过渡区闭死液压力矩 M 2
此力矩与配油盘过渡区结构有关。

8.2.1 具有对称正重迭型配油盘
对于柱塞数为 Z,配油盘过渡区具有对称压缩角 ?a1 的泵(见图 8.1) ;设上下 点处柱塞腔压力分别为 p0 ﹑ p1 ;当柱塞位于上死点过渡区时,闭死液压平均力

? 矩 M2 为
? M 2 ? ? py0 Z 2?a1 ( A01 ? B01 ) 2 ?

?

? P0 Fz Z ?a1 ? R f ? a ?? ?? ? btg? ? ? ? cos ?? ? cos ? ? cos ? ??

?? 当柱塞位于下死点过渡区时,闭死液压平均力矩 M 2 为 ?? M2 ?

? pb Fz Z ?a1 ? R f a ?( ? btg? ) ? ? cos ?? ? cos ? cos ? ?

闭死液压总平均力矩 M 2 为

? ?? M2 = M2 + M2 ?

12560 ? 3250 ? 9 ?

8 ? ? 2 ?19.5 360 ? 341( N .m) ? cos2 15?

8.2.2 零重迭型配油盘
由于无压缩角,所以

M 2 =0

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8 斜盘力矩设计

△ △

△ △

图 8.2(a) 配油盘过渡区结构

8.2.3 带卸荷槽非对称正重迭型配油盘
设带卸荷槽的配油盘过渡区压力角为 ?a1 ﹑ ?a2 (图 8.2(b),那么 )

? M2 ? ?

P0 Fz Z ?a2 2cos ??

? Rf ? a ?? ?? ? btg? ? ? ? ?? ? cos ? ? cos ? ?? M2 ? P0 Fz Z ?a1 ? R f ? a ?? ?? ? btg? ? ? ? 2cos ?? ? cos ? ? cos ? ??

同理可得

? ?? M 2 = M 2 + M 2 =350(N.m)

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8 斜盘力矩设计





图 8.2(b)

配油盘过渡区结构

8.3 回程盘中心预压弹簧力矩 M 3
M3 ? ? p1 cos ? ? a ? 12560 ? 39 ? ? btg? ? ? ? ?? ? 41.5 ? tg15? ? ? ?377( N .m) ? ? ? cos15 ? cos15 ? ? cos ? ?

8.4 滑靴偏转时的摩擦力矩 M 4
当斜盘改变倾斜角时,滑靴与柱塞球铰之间的相对运动将产生摩擦力矩。全部 球铰的平均摩擦力矩 M 4 为
M4 ? Fz Z 3 2 5 6?0 9 ( pb ? p 0 )f r1 ? ? 7? 7 1 2 c o?s 2 c o?s 1 5 0 .?0 8 3 N m 0 ( ? 28 . )

式中

f1 ——球铰摩擦系数, f1 =0.08; r1 ——柱塞球头半径。

该力矩方向与斜盘摆动方向相反,阻止斜盘摆动。

8.5 柱塞惯性力矩 M 5
49

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8 斜盘力矩设计

全部柱塞惯性力矩的平均值为
Z 2?

M5 ?

? ? Mda ? ?

2? z 0

Zmz R 2 ? 2 tg ? f 2 cos 2 ?

1500 9 ? 0.8 ? 19.52 ? ( ? 2? ) 2 tg15? 60 ?? ? ?1629( N .m) 2 cos 2 15?

8.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩 M 6
与计算柱塞惯性力矩的方法相同,全部柱塞摩擦力矩的平均值为

M6 ?

Z 2?

? ?M

2? Z 0

f

da ?

ZPf R f 2cos ?
2

?

9 ? 40.55 ?19.5 ? 3.8( N .m) 2cos 2 15?

8.7 斜盘支承摩擦力矩 M 7
全部柱塞对斜盘支承的平均摩擦力矩 M 7 为
M7 ? Fz Z 3 2 5? 9 0 ( pb ? p 0 )f r ? ? 7? 7 2 2 2 c o?s 2 c o?s 1 5 0. 01 2 N23( ? ? m . )

式中

f 2 ——斜盘支承处摩擦系数(采用滚动轴承时取 0.005~0.010,采用滑

动轴承时取 0.10~0.15) ;

r2 ——斜盘支承轴半径,取 2mm 。
该摩擦力矩与斜盘摆动方向相反,阻止斜盘摆动。

8.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩 M 8
当斜盘摆动变化产生角加速度时,对斜盘转轴的惯性力矩 M 8 为
5 M 8 ? J ? ? 8 0? 1 ? 1 2N0 ( 0m . )

式中

J——斜盘与回程盘转动惯量; ? ——斜盘转动角加速度。

8.9 斜盘自重力矩 M 9
由于斜盘与回程盘的中心不在斜盘转轴上,则产生的自重力矩 M 9 为
? M9 ? G C o ? ? 3 4 0 c o s 1 5 c s ? ?

0.12( N m

. )

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8 斜盘力矩设计

式中

G——斜盘与回程盘重量; C——斜盘与回程盘重心到斜盘转轴的距离。

综上所述,作用在斜盘上的总力矩为

?M ? M

1

?M ?M ?M ?M ?M ?M ?M ?M 2 3 4 5 6 7 8 9
377 ? 2? 0 8 1? 2 9? 3 .? 6 8 2? 3 1.4 0.12

? ? 2 6 9? 6 9 ? 5 1

? ?6 2 7 6 (m . ) N

调节机构的负载力矩 M p 应满足下式:

Mp ? ?M

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9 变量机构

9
变输出流量的方向和大小。

变量机构

轴向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角,以改 变量机构的型式很多,按照控制方式,可分为手动式、机动式、电动式、液 动式、电液比例控制式等。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、 液压缸式,如图 9.1。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。

(a)

(b)
图 9.1 变量执行机构

(c)

以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如,图 9.1(a)所示,手动变量机 构采用杠杆或采用手轮转动丝杠,带动斜盘改变倾斜角,如果用可逆电机旋转丝 杠可实现电动变量。图 9.1(b)所示,在伺服阀 C 端用手轮或杠杆输入一位移量, 称手动伺服变量式;若以电机或液压装置输入位移量时,则称电动或液动伺服变 量式;如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值,则构成了压力补偿变量 式。再如图 9.1(c)中,用带有电磁阀的外液压源控制,可成为远程液控变量式; 如果用伺服阀控制变量缸,并使泵出口压力为恒值,可成为恒压变量型式。 由此可知, 变量的型式是多种多样的, 下面介绍其中最常用的几种变量机构。

9.1 手动变量机构
手动变量机构是一种最简单的变量机构,适用于不经常变量的液压系统。变 量时用手轮转动丝杠旋转,丝杠上的螺母直线运动带动斜盘改变倾斜角实现变 量。手动变量机构原理图及变量特性如图 9.2 所示。

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9 变量机构

图 9.2 手动变量机构原理及特征

图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量 Q 的方向和大小与变量机构 行程 y 成正比。

9.2 手动伺服变量机构
该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。 手动伺服 变量机构的原理图和变量特性如图 9.3 所示。

图 9.3 手动伺服变量机构

图中伺服变量机构由双边控制阀和差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活 塞杆相连,变量缸的缸体与泵体相连。当控制阀处于中位时,斜盘稳定在一定的 位置上。变量时,若控制阀 C 端向左移动,油路 1 和 2 连通,变量缸 A﹑B 两腔 都是泵出口压力。由于 B 腔面积大于 A 腔,变量活塞在液压力作用下向右移动, 推动斜盘倾斜角减小,流量随之减少。与此同时,由于阀套与活塞杆相连,阀套 也向右移动逐步关闭油路 l 和 2,于是斜盘稳定在新的位置上。

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9 变量机构

反之,控制阀向右移动时,油路 2 和 3 连通,变量缸 B 腔与回油路接通, 变量活塞在 A 腔液压力作用下向左移动,使斜盘倾角增大,流量也增大。同理, 由于控制阀阀套的反馈移动,使斜盘稳定在新的位置。 这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力, 大大提高了变量 的性能和精度。变量信号输入可以是手动,也可以是电动。如用外液压源可实现 远程无级变量。因此,这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、 机床等许多液压系统中。

9.3 恒功率变量机构
恒功率变量机构是根据泵出口压力调节输出流量, 使泵输出流量与压力的乘 积近似保持不变,即原动机输出功率大致保持恒定。变量机构原理如图 9—3(a) 所示。 图中恒功率变量机构仍由双边控制阀和差动变量缸组成。 与手动伺服变量机 构不同的是控制阀 C 端由弹簧预压调定,D 端用控制油路接通泵出口管路。利 用液压力与弹簧力平衡的关系控制变量活塞,改变斜盘倾角。工作原理与手动伺 服变量机构类似。 为使泵功率为一恒值,理论上,泵出口压力与输出流量应保持双曲线关系, 如图 9.4 所示。但是,实际泵的变量机构都是采用弹簧来控制的。因此,只能用 一段折线(一根弹簧)或二段折钱(二根弹簧)来近似替代双曲线。图 9.3(a)所示 的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量特性。

图 9.4 恒功率理论变量特征曲线

泵开始工作时,控制阀 D 端的液压力不足以克服外弹簧预紧力,斜盘倾角 最大,流量也最大,变量特性为水平线 ab 。当泵出口压力上升到图示 pb 值时,

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9 变量机构

控制阀 D 端按压力大于 C 端弹簧预紧力,阀芯向左移动,控制变量活塞向右推 动斜盘减小倾角,流量随之减少,变量特性为折线 bc 。 bc 线的斜率取决于外弹 簧的则度。当泵压力继续升高到图示 p0 值时,内弹簧也参与工作。由于内外弹 簧的合成刚度更大,变量特性为折线 CD , CD 线的斜率取决于内外弹簧的合成 刚度。随着出口压力继续升高,阀芯碰到限位装置,则输出流星也不再减少,变 量特性为折线 de 。 特性曲线中各折点位置可以通过调整弹簧预紧力和限位装置来改变, 折线的 斜率取决于弹簧刚度。 恒功率变量是常用的变量型式之一,能充分发挥原动机的功率效能,并使液 压设备体积小、重量轻。常用于压力经常变化的压力机、重型设备、工程机械等 液压系统中。

9.4 恒流量变量机构
恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力差调节输 出流量,保持流量为一恒值。变量机构原理及变量特性如图 9—5 所示。

(a)
图 9.5 恒流量变量机构原理及特征

(b)

图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀(恒流量阀)和差动变量缸 组成。控制阀 C 端预压弹簧调定后,节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产生的 液压力与弹簧力相平衡,阀芯处于中垃,斜盘倾角固定在某一角度,泵输出流量 为调定值。 当泵转速增加时,输出流量也相应增加。由于节流器面积不变,则节流器两 端压力差 ?p 增大,推动控制阀阀芯左移,带动变量活塞左移,斜盘倾角减小,
55

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9 变量机构

流量城少,直至恢复到调定值。此时,阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀芯处于 中位,斜盘倾角稳定,泵输出流量为恒定值。反之,当泵转速减小后,输出流量 减少。 类似的分析可知, 斜盘倾角会增加, 流量也随之增加, 仍保持为一恒定值。 图 9.5(b)为变量特性曲线。n0 为保持调定流量 Q0 的最低稳定转速。从图中可 以看出,从 n0 以上,泵输出流量不随转速变化而改变,始终保持恒定值。 恒流量变星泵用于对液压执行机构要求速度恒定的设备中。例如,机床、运 输机械等液压系统。但是恒流量变量泵恒定流星的精度不高,误差较大,这也限 制了它的应用。

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结论

结论
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. 选择液压泵的原则是:根据主机工况﹑功率大小和系统对工作性能的要求,首 先确定液压泵的类型,然后按系统所要求的压力﹑流量大小确定其规格型号. 一般来说,由于各类液压泵各自突出的特点,其结构﹑功用和运转方式各不相 同,因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵.一般在机床液压系统中,往往 选用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵;而在筑路机械﹑港口机械以及小型工程 机械中,往往选择抗污染能力比较强的齿轮泵;在负载大﹑功率大的场合往往选择 柱塞泵. 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 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。

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参考文献

参 考 文 献
〔1〕李培滋﹑王占林主编.《飞机液压传动与伺服控制》 (上册).国防工业出版社.1989 〔2〕曾祥荣﹑叶文柄﹑吴沛容编著.《液压传动》.国防工业出版社.1980 〔3〕何存兴主编.《液压元件》.机械工业出版社.1982 〔4〕张赤诚等编.《液压传动》.地质出版社.1986 〔5〕齐任贤主编.《液压传动和液力传动》.冶金工业出版社.1981 〔6〕上海煤矿机械研究所编.《液压传动设计手册》.上海人民出版社.1976 〔7〕 (日)市川常雄著.鸡西煤矿机器厂译.《液压技术基本理论》.煤炭工业出版社.1975 〔8〕 (美)H﹒E﹒梅里特著.陈燕庆译.《液压控制系统》.科学出版社.1979 〔9〕成大先主编.《机械设计手册》.化学工业出版社.2004 〔10〕闻德生著.《开路式柱塞泵》.航空工业出版社.1998 〔11〕吉林工业大学等校编.《工程机械液压与液力传动》.机械工业出版社.1978 〔12〕AD 811166.1981. 〔13〕马玉贵、马治武主编.《新编液压件使用与维修技术大》.中国建材工业出版社.1998 〔14〕左健民主编. 《液压与气压传动》.机械工业出版社.1999 〔15〕文怀兴主编.《泵的排量设计工况及优化设计》. 北京.机械工业出版社.2005 〔16〕成大先主编.《机械设计图册》.化学工业出版社.2000 〔17〕沙毅 闻建龙主编.《泵与风机》.中国科学技术大学出版社.2005 〔18〕陈允中 曹占文 黄红梅 邓国强等译.《泵手册》.中国石化出版社.2003 〔19〕路甬祥主编.《液压气动技术手册》.北京.机械工业出版社.2002 〔20〕张耀宸.《机械加工设计手册》.北京.航空工业出版社,1987

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致谢





本论文是在张勇讲师的悉心指导下完成的,在我即将完成学士学位学习之 际,衷心感谢老师们给我提供了良好的学习条件、科研环境和全面锻炼的机会以 及在生活、学习上给予的关心和帮助。各位老师不仅以其渊博的学识、创造性的 思维方式、严谨的治学风范、高度的责任感使作者在学术上受益匪浅、而且言传 身教,以其高尚的人格和坦荡宽广的胸怀教导了我做人的道理。值此论文完成之 际,瑾向张勇老师以及全系各位老师表示最衷心的感谢,并致以崇高的敬意! 在课题的研究和论文撰写过程中,得到了学院老师的大力支持,在此对你们 表示衷心的感谢。

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