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轴向柱塞泵设计毕业论文


1.轴向柱塞泵概述
1.1 轴向柱塞泵简介
轴向柱塞泵由于柱塞结构紧凑、 工作压力高、 效率高、 容易实现变量等优点, 因此被广泛应用于工作压力高、流量大而又需要调节的液压系统中。 轴向柱塞泵可分为阀配流与轴配流两大类。阀配流轴向柱塞泵存在故障率 高、效率低等缺点。国际上 70、80 年代发展的轴配流轴向柱塞泵克服了阀配流 轴向柱塞泵的不足。由于轴向泵结构上的特点,轴配流轴向柱塞泵耐冲击、寿命 长、控制精度高。使其成为一种优良的高压泵,代表当今国际上液压泵制造的先 进水平。但是,它技术含量高、加工制造难度大,国际上只有博世( BOSCH)公 司、沃依特( VOITH)公司等少数几家公司能够生产。而博世公司只能生产 90mL 以下规格的泵,沃依特公司只生产 110 一 250mL/r 规格的泵。 我国从 80 年代末 90 年代初有很多科研机构与生产厂家开始研究开发这种 产品,但都没有取得实质性进展。主要因为在理论上有待深化,在实际生产中不 能解决转子与配流轴、 滑靴与定子两对摩擦副烧研的问题。有些生产厂家在柱塞 内孔通过浇铸轴承合金等方法来克服烧研,但效果并不理想。这种办法在小排量 泵中使用,虽然能够防止摩擦副烧研的问题,但泵的使用寿命不长。由我国著名 的液压专家卢望研究员和材料专家闰秉均教授及其课题组经过多年研究与开发, 取得了“过平衡压力补偿方法及双排轴向柱塞泵”和“一种新型高压大排量轴向 柱塞泵”两项技术专利、 “合金奥氏体一贝氏体球铁开发应用研究”一项国家新 材料技术成果。 这些技术成果的取得,使我国轴向柱塞泵的研制在设计理论与材 料工艺方面取得突破性进展。 兰州永新科技股份有限公司以上述两项专利与一项 新材料技术成果为支持, 成功地开发生产的 JBP 系列机电控制式轴向柱塞泵,是 国家科技部“八五”攻关和国家科技部火炬计划项目。该泵在多家企业进行了 2-3 年的工业考核试验,性能优良。 泵的技术发展一如其他产业的发展一样,是由市场需求的推动取得的。当今 社会,可进发展日新月异,人们在以环保、电子等领域高科技发展及世界可持续 发展为主所产生的巨大需求的大背景下, 对于包括泵行业在内的许多行业或领域 都带来了技术的飞速变革和发展。随着电子、计算机、材料、制造等相关技术的

发展,多学科交叉应用于轴向柱塞泵的研究,使仿真和试验更为接近现实,轴向 柱塞泵设计和优化的效率大大提高。 产品的生命力在于市场的需求。如今的市场需求正是要求创新,做到与众不 同,正是这一点,造就了泵产品的多元化趋势。它的多元性主要体现在: (1) 输送介质的多样性 (2) 产品结构的差异性 (3) 运行要求的不同性 从输送介质来看, 最早泵的输送对象为单一的水及其它可流动的液体、气体 或浆体到现在可输送固液混合物、气液混合物、固液气混合物,直至输送活的物 体,如土豆、鱼等等。不同的输送对象对于泵的内部结构要求均不同。 除了输送对象对泵的结构有不同要求外,泵的安装形式、管道布置形式、 维护维修等方面对泵的内在或外在的结构也提出了新要求。同时,各个生产厂商 在结构的设计上又加入了各自企业的理念,更加提高了泵结构的多元化程度。 基于可持续发展和环保的总体背景, 泵的运行环境对泵的设计又提出了众多 的要求,如泄漏减少、噪声振动降低、可调性增加、寿命延长等等均对泵的设计 提出了不同的侧重点或几个着重点并行均需考虑,也必然形成泵的多元化形式。 目前我国的轴向柱塞泵技术还比较落后, 但旺盛的需求对轴向柱塞泵技术的 发展有很大的推动作用。因此只要能紧跟国际技术潮流,发挥后发优势,一定能 赶上国际先进水平,甚至后来居上。

1.2 直轴式轴向柱塞泵的工作原理
轴向柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动,造成密封容积的变化,来实 现吸油和排油。 直轴式轴向柱塞泵的结构如图 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 r,迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。缸体 按 n 方向旋转,在 180? ~ 360? 范围内,柱塞由 180? 开始不断伸出,柱塞腔容积 不断增大,直至 0? 。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? ,柱塞在斜盘约 束下开始不断进入腔内,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。可见, 缸体每转一圈,各个柱塞有半周吸油、半周排油。如果缸体不断旋转,泵便连续 地吸油和排油。 如果改变传动轴的旋转方向或斜盘的倾斜方向, 就可改变泵的吸、 排油方向;泵的排量大小可通过改变斜盘的倾角 r 的大小来实现。这也是斜盘式 轴向柱塞泵通常为双向变量泵的原因。

1-斜盘

2-回程盘 3-滑靴

4-柱塞 5-缸体 6-配油盘 7-传动轴

图 1-1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

2.直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计
给定设计参数 最大工作压力 额定流量 最大流量 额定转速 最大转速

Pmax ? 40MPa
Q =100L/min

Qmax ? 200L / min
n=1500r/min

nmax ? 3000r / min

2.1 柱塞设计
(1)柱塞结构型式的选择 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 2-1(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 2-1 (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, ? pv? 值 其 必须限制在规定的范围内。 3)带滑靴的柱塞 如图 2-1(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。

图 2-1

柱塞结构型式

可见,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。综上,本设计选用图 2-1(c)所示的型式。 (2)柱塞结构尺寸设计 (3)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 d?

?

Z 9 ? ? 3.82 0.75? 0.75?

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 2-1 所 示。
表 2-1 柱塞结构参数

Z m

7 3.1

9 3.9

11 4.5

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

dZ ? 3
式中

4Qtb ? 21. 7 m m m?Znb tg?

(2-1)

γ —斜盘最大倾角,取γ =20°

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 22mm. 柱塞直径 d ? 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)柱塞名义长度 l

4Qtb ? 1.95d Z ? 43m m ?d Z tg?Znb

(2-2)

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
这里取 l0 ? 2d z ? 44mm。 因此,柱塞名义长度 l 应满足:

l0 ? ( 1 . ? 1 d z8 ) 4 . l0 ? ( 2? 2 . d z ) 5

l ? l ? s a x? l m i n 0 m
式中

smax —柱塞最大行程;
lm i n —柱塞最小外伸长度,一般取 lmin ? 0.2d Z ? 4.4mm 。

根据经验数据,柱塞名义长度常取:

pb ? 20Mpa

l ? (2.7 ? 3)d Z

pb ? 30Mpa
这里取 l ? 3.5d Z ? 77mm 。 3)柱塞球头直径 d1

l ?( 3 .? 2

4 d z2 ) .

按经验常取 d1 ? (0.7 ? 0.8)d z ,如图 2-2 所示。

图 2-2 柱塞尺寸图

这里取 d1 ? 0.8d Z ? 18mm 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 l d ? 0.5d Z ? 11mm 。 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: h=0.3~0.7mm; 深 间距 t=2~10mm。 这里取 h ? 0.5mm, t ? 2mm。 (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 ? 23Mpa d Z l1

(2-3)

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 atg? ? 0.55m / s ? v ? 8m / s

(2-4)

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 pmax vmax 为

pmaxvmax ?

2 p1 R f ?tg? ? 11.5Mpam/ s ? pv ? 60Mpam/ s d Z l1

(2-5)

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 2-1。
表 2-1 材料性能

许用比压 ? p ? 材料牌号 ZQAL9-4 ZQSn10-1 球墨铸铁 Mpa 30 15 10

许用滑动速度 ? v ? m/s 8 3 5

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。

2.2 滑靴设计
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 d0? 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。 滑靴设计常用剩余压紧力法。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 d0? 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 ?

? ( R2 2 ? R1 2 )
R 2 ln 2 R1

pb ? 3( N )

(2-6)

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

?p y py

?0 . 0 5? 0 .,这里取 0.1。 15

p f ? (1 ? ? ) p y ? 2.8( 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。 (1)滑靴的结构型式的选择 滑靴结构有如图 2-3 所示的 3 种型式。

图 2-3 滑靴结构型式

图 2-3(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。 图 2-3(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 2-3 (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 液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。 经比较,本设计采用图 2-3(a)所示的结构型式。 (2)滑靴结构尺寸设计

图 2-4 滑靴外径的确定

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 2-4 所示。 1)滑靴外径 D2 :

D 2 ? D f sin

?
Z

? s ? 43 ? sin

?
9

? 0.2 ? 15mm

(2-7)

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 ?15 ? 12mm
3)中心孔 d0 ﹑ d0? 及长度 l0 如果用剩余压紧力法设计滑靴,中心孔 d0 和 d0? 可以不起节流作用。为改善 加工工艺性能,取

d0 (或 d0? )=0.8~1.5=1.0mm

2.3 配油盘设计
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。 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。 (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 a 0 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。 (2)配油盘主要尺寸确定

图 2-5 配油盘主要尺寸

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 ?

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

满足要求。

式中

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 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

(2-8)

联立解上述方程,即可确定配油盘封油带尺寸:

R1 ? 50mm,R2 ? 32mm, R3 ? 27mm, R4 ? 17mm
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 4-9 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;且: 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? ?p y ? pt F ? 2 KB( R ? R 5 ) ? 284pa ? ? p ? F

(2-9)

式中

?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;
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 —平均切线速度, v p =
pv ?

2 ( D ? D) 。 ?n 4

2p ( D4 ? D) ? 458 ? 600 Kgf / cm 2 n?

? pv? 根据资料取 600Kgf / cm2 。

2.4 缸体设计
下面通过计算确定缸体主要结构尺寸 (1)通油孔分布圆 R f 和面积 F

图 2-6 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

R f ? R2 ? R3 ? 26mm
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 2-6 所示) 。

Fa ? la ba ? 0.215 a ? 832(mm2 ) b
2

式中

la —通油孔长度, la ? d z ;

ba —通油孔宽度, ba ? 0.5d z ;
(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 2-7) ,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。

图 2-7 缸体结构尺寸

缸体强度可按厚壁筒验算

? ? pb
式中

D1 ? D2
2

2 2

D1 ? D2
2

? 1 2 5 6 ? 1 4 2kgf / cm 2) [? ] 0 ( ?

(2-10)

D1 —筒外径,且 D1 ? d Z ? 2? =100mm。

?? ? —缸体材料许用应力,对 ZQAL9—4: ?? ? =600~800 (kgf / cm2 )
缸体刚度也按厚壁筒校验,其变形量为
?? ? dz (? ? ? Pb ) = 0.004mm ? ??? ? 2F

(2-11)

式中 E—缸体材料弹性系数; 对刚质材料 ? =0.23~0.30, 青铜 ? =0.32~0.35; ? —材料波桑系数,

? ?? ? —允许变形量,一般刚质缸体取 ? ?? ? ? 0.0065mm ,青铜则取 ? ?? ? ? 0.0048mm ;
符合要求。 (3)缸体高度 H

从图 2-7 中可确定缸体高度 H 为

H ? l0 ? lmax ? l3 ? l4 ? 115mm
式中

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 =11 mm。

2.5 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 2-8,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 2-8 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。

图 2-8 回程盘结构尺寸

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? 2 Rf ? 42(m m) cos? max

)

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。因此, Dh
取椭圆长﹑短轴的平均值较合理,即

Dk ?

a?b Rf ? Rf ? ? 61(m m) 2 cos? max

从图 2-8 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 ?

Rf 2Rf ? (R f ? ) ? 22mm cos? max cos? max

(2-12)

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

d k ? d ? emax ? 2J ? 32(mm)
式中

d —滑靴颈部直径; J —间隙,一般取 J =0.5~1mm。

2.6 变量机构设计
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 变输出流量的方向和大小。 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 2-9。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压 式、恒流量式等。

图 2-9 变量执行机构

以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如,图 2-9(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 2-9(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 2-9(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。 并予以比较选择。 (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 2-10 所示。

图 2-10 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。 (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 2-11 所示。

图 2-11 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。

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。 (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 10-3(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 5-4 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 2-11(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。 (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 2-12 所示。

图 2-12 恒流量变量机构原理及特征

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, 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。 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。 综合比较以上几种变量机构,本设计选择手动伺服变量机构。

3. 直轴式轴向柱塞泵主要零件受力分析
3.1 柱塞受力分析
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。图 5-1 是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

图 5-1 柱塞受力分析

作用在柱塞上的力有: (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
pt ?

?
4

d x p max ? 12560 ( N )
2

(5-1)

式中

Pm a x —泵最大工作压力。

(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 ? 2 tg? cosa ? ?101 g

(5-2)

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 ?

GZ R f ? 2 tg? ? 243( N ) g

(5-3)

(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 ? 907( N )
(4)斜盘反力 N

(5-4)

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 c o ? ? 1 2 1 3N ) s ( 2 T ? N s i n ? 3 4 6( N ) ? 2

(5-5)

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。 (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。 (6)摩擦力 P f 和 P2 f 1 柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力 p f 为

Pf ? (P ? P2 ) f ? 2 5 9( N ) 2 1
式中
f 为摩擦系数,常取 f =0.05~0.12,这里取 0.1。

(5-6)

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 ? ? fp1 ? fp2 ? pb ? ps ? 0

(5-7)
?0
l ?l ? d ? ? l ? p1 ? l ? l0 ? 0 2 ? ? p2 ? l ? 2 ? ? fp1 z 3 ? 2 ? 3? ? d ? fp2 z ? pt lt ? 0 2

式中

l0 — 柱 塞 最 小 接 触 长 度 , 根 据 经 验 l0 = (1.5-2)d , 这 里 取

l0 = 2d =44mm;
l —柱塞名义长度,根据经验 l = (2.7-3.7)d ,这里取 l0 = 3d =189mm;

l1 —柱塞重心至球心距离, lt = l0 - l 2 ? 44 ? 21 ? 23mm

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
0

(5-8)

又有

p1 ?

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 代入 N sin ? ? p1 ? p2 ? pt ? 0 求解接触长度 l2 。为简化计算,力 ? 2 p2 l2

将式

矩方程中离心力 Pt 相对很小可以忽略,得

l2 ?

6l0 l ? 4l0 ? 3 fd Z l0 ? 21mm 12l ? 6 fd Z ? 6l0
2

(5-9)

将式

p1 (l0 ? l2 )2 代入 N cos ? ? fp1 ? fp2 ? pb ? ps ? 0 可得 ? 2 p2 l2

? ? ? ? 1 ?1 ? ? P ? ( N sin ? ? pt ) 1 ? (l0 ? l2 ) 2 ? ? 1? 2 ? lx ? ? 1 ? ? ? (57 ? 103 ? sin15? ? 122.5) ? ?1 ? ? ? 20.1( kN ) ? 2.557 ?

(5-10)

P2 ?

N sin ? ? Pt 57 ?103 ? sin15? ? 122.5 ? ? 5823( N ) (l0 ? l2 )2 (78 ? 57.6)2 ?1 ?1 117 lx2

l ?l ? d d ? ? l ? 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 ? 2 2 ? 3? ?

N?

Pb ? PB ? f?Pt ? 13( KN ) cos? ? f? sin ?

(5-11)

式中 ? 为结构参数,且
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

(5-12)

3.2 滑靴受力分析
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 d0? 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。 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 力

py

;另一是由滑靴面直径为 D1 的油池产生的静压

pf1

与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力

pf 2

,二者力图使滑靴与斜盘分离开,

称为分离

pf

。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。 (1)分离力 p f

图 5-4 滑靴结构及分离力分布

图 5-4 为滑靴结构与分离力,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 )
R 6?ln 2 R1

(5-18)

若 pz ? 0 ,则
q?

?? 3 p1
R 6 ? ln 2 R1

(5-19)

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 ? p 2) r ? P R ln 2 R1 ln
若 pz ? 0 ,则

2

(5-20)

R2 r pr ? p1 R2 ln R1 ln

(5-21)

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。如图 4-4,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

(5-22)

油池静压分离力 p f 1 为
2 p f 1 ? ? R1 p1

总分离力 p f 为

Pf ? Pf 1 ? Pf 2 ? 6 ?105 (KN )

(5-23)

(2)分离力 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 2 Pb ? dZ ? 12.95( KN ) cos g 4 cos g

(5-24)

(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



R2 p1 R1 ? 2 2 pb 2( R2 ? R1 ) cos ? d z2 ln

(5-25)

将上式代入式 q ?

?? 3 p1
R 6 ? ln 2 R1

中,得泄漏量为

pd3 pb d z2 q= 2 12m( R2 - R12 ) cos g

=3 L/min

(5-26)

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。

3.3 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 5-7 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-辅助支撑面 2-外封油带 3-内封油带 4-吸油窗 5-过渡区 6-减震槽 7-排油窗 图 5-7 配油盘基本构造

(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 Z ?1 ? 2 p y1 ? . d z pb ? p y m a x 2 4 9 ?1 ? ? ? ? 392 ?10?6 ?12560 ? 24150( N ) 2 4 1 当有 ( Z ? 1) 个柱塞处于排油区时,压紧力 p y 2 为 2 Z ?1 ? 2 py 2 ? . d z pb ? p y m i n 2 4 9 ?1 ? ? ? ? 392 ?10?6 ?12560 ? 19320( N ) 2 4

(5-29)

(5-30)

平均压紧力 py 为 (2)分离力

Py ?

1 ( Py ? Py 2 ) ? 2 1 7 3( 5 ) N 2 1

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 5-8 所示。

图 5-8 封油带实际包角的变化

1 当有 ( Z ? 1) 个柱塞排油时,封油带实际包角 ?1 为 2 1 ?1 ? ( Z ? 1)a ? a0 2 1 2? 2? ? ? (9 ? 1) ? ? 2 9 9 2? ? 3 1 当有 ( Z ? 1) 个柱塞排油时,封油带实际包角 ?2 为 2 1 ? 2 ? ( Z ? 3) a ? a0 2 1 2? 2? ? ? (9 ? 3) ? ? 2 9 9 8? ? 9 Z 平均有 个柱塞排油时,平均包角 ? p 为 2 1 ? p ? (?1 ? ? 2 ) 2

式中

1 ( Z ? 2) a ? a0 2 7? ? 9 2? ; a —柱塞间距角, a ? Z ?

a 0 —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

pf1 ?

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

Pb ?

?p
2

2 R2 pb

(5-32)

7? 7? ? (172 ? 15 2) ?10? 6 ? 9 ?12560 ? 9 ?112 ?10?6 ?12560 17 2 4ln 15
= 3.4( N ) 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 )
R 4? ln 3 R4

pb ?

?p
2

( R32 Pb ? 5 . 2N

)

(5-33)

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 ( (5-34) ? 2 N )

配油盘总分离力 p f 1

p f ? p f1 ? p f2 ? p f3
? 3 . 4? 5 . ? 2 1 ?6 . N0 . 2 ( 1 )

4.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。 该泵的特点是: (1)在柱塞头部加滑靴,改点接触为面接触,并为液体摩擦。 (2)将分散布置在柱塞底部的弹簧改为集中弹簧, 并通过压盘使柱塞紧贴斜盘。 (3)将传动轴改为半轴,悬臂端通过缸体外大轴承支承。 由于采用上述这些结构措施,使得泵的结构比较复杂,使用和维护要求都较 高。而且缸体外大轴承不宜用于高速,使它的流量提高比较困难。

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] 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 [13] 左健民主编. 《液压与气压传动》.机械工业出版社.1999 [14] 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 [15] 成大先主编.《机械设计图册》.化学工业出版社.2000 [16] 沙毅 闻建龙主编.《泵与风机》.中国科学技术大学出版社.2005 [17] 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 [18] 路甬祥主编.《液压气动技术手册》.北京.机械工业出版社.2002 [19] 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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