轴向柱塞泵设计

山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 I 页 目 录 绪论 1 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 3 轴式轴向柱塞泵工作原理 3 轴式轴向柱塞泵主要性能参数 4 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 8 塞运动学分析 8 靴运动分析 10 3 柱塞受力分析与设计 12 塞受力分析 12 塞设计 16 4 滑靴受力分析与设计 22 靴受力分析 22 靴设计 25 靴结构型式与结构尺寸设 计 26 5 配油盘受力分析与设计 32 油盘受力分析 32 油盘设计 36 6 缸体受力分析与设计 39 体的稳定性 39 体主要结构尺寸的确定 39 7 柱塞回程机构设计 42 8 斜盘力矩分析 44 塞液压力矩1M 45 卸荷槽非对称正重迭型配油盘 45 程盘中心预压弹簧力矩3M 46 结论 47 参考文献 48 致谢 49 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 1 页 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，往往达不到山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 2 页 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。 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 3 页 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 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（ ） 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 轴式轴向柱塞泵工作原理 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 4 页 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 m 0P M 定流量 Q =100L/大流量 m a x 2 0 0 / m i 定转速 n=1500r/大转速 m a x 3 0 0 0 / m i 排量流量与容积效率 轴向柱塞泵排量部柱塞腔所排出油液的容积，即 2m a x m a s Z d s Z= 2( 1 9 . 5 0 . 2 ) ( 1 9 . 5 0 . 2 2 ) 94p 创 创 创 ) 不计容积损失时，泵的理论流量2 m a b b x bQ q n d s Z n =1500 =1260(L) 式中 柱塞横截面积； 柱塞外径； 柱塞最大行程； Z 柱塞数； 传动轴转速。 泵的理论排量 q 为 1 0 0 0 1 0 0 0 1 0 0 7 0 . 2. 1 5 0 0 0 . 9 5n h = = =（ ml/r） 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 5 页 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： 13pn q C133000 7 0 . 2 2 0 660 式中进口无预压力的 油泵400；对进口压力为 5100，这里取100 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。 从泵的排量公式 24b x fq d D Z 中可以看出，柱塞直径布圆直径塞数 且当原动机确定之后传动轴转速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5 20 ，该设计是通轴泵，受机构限制，取下限，即 15g O= 。 泵实际输出流量gb tb QV=1007（ ml/ 式中 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。 泵容积效率义为实际输出流量 = 97 97%100=轴向柱塞泵容积效率一般为b=符合要求。 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 6 页 不计摩擦损失时，泵的理论扭矩2 V= 6 61 2 0 . 8 4 1 0 1 . 6 1 0 ( . )2 ?式中排油腔压力差。 考虑摩擦损失际输出扭矩g b tb MV= 6661 . 6 1 0 0 . 2 1 0 1 . 8 1 0 ( . )? 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 661 1 . 6 1 0 8 8 . 9 %1 . 8 1 01t b t b t b = = = = =+?+ 功率与效率 不计 各种损失时，泵的理论功率b tb b g bN p Q n MV = 615002 1 . 8 1 0 2 8 3 ( )60 ? 泵实际的输入功率122b r b g b b t b n M n M =61 5 0 0 12 1 . 6 1 0 2 8 2 ( )6 0 0 . 8 8 9 创 = 泵实际的输出功率山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 7 页 b c b g b b t b bN p Q p Q 63 1 . 6 1 0 9 5 4 2 6 7 ( ) 定义泵的总 效率 为输出功率 12b t b b m h hp h= = =V=0 . 8 8 9 0 . 9 7 0 . 8 6? 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，总效率一般为式满足要求。 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 8 页 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。 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。 图 若斜盘倾斜角为 ， 柱塞分布圆半径为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 塞运动分析 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 9 页 c o R a= 为 1 ( 1 c o s )s h t g R t = 80a O= 时，可得最大行程m a x 2 3 9 1 8 0 3 9 ( )t m 柱塞运动速度分析 v 将式1 (1 c o s )s h 对时间微分可得柱塞运动速度 . s i ns s a ft a td d d R t g ad d du w g= = = 当 90a 及 270 时， a ，可得最大运动速度 m a x 15001 9 . 5 2 . 1 5 8 1 9 ( / )60fR t g t g m m su w g p O= 创 =式中 w 为缸体旋转角速度， 塞运动加速度 a 将 . s i ns s a ft a td d d R t g ad d d 对时间微分可得柱塞运动加速度 a 为 2. c o sa ft a td d t g ad d d 当 0a 及 180 时， , 可得最大运动加速度2m a 9 2 1 2 9 ( / )60 t g m sw g = 创 = 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 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 10 页 示。 图 塞运动特征图 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 ? 内的运动规律（如图 其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长短轴分 别为 长轴 2 392 4 0 . 4 ( )c o s c o s 1 5m = = =短轴 2 2 3 9 ( ) m m=设柱塞在缸体平面上 A 点坐标为 a山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 11 页 如果用极坐标表示则为 矢径 2 2 2 2 21 c o x y R t g a 极角 ( c o s c o s )a r c tg a 滑靴在斜盘平面 内的运动角速度h为 2 2 2c o sc o s c o s s i nh a aq g= + 由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当2a 32时，h最大（在短轴位置）为 m a x c o g=1500 260 1 6 2 ( / )c o s 1 5 r a d 当 0a 时，h最小（在长轴位置）为 m i n 1500c o s 2 c o s 1 5 1 5 2 ( / )60h r a d sw w g p O= 创 =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 2 1 5 7 ( / )60ap r a d sw w p= = ?山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 12 页 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。 图 图 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 13 页 塞底部的液压力用于柱塞底部的轴向液压力2 3 6m a x ( 2 0 1 0 ) 4 0 1 0 1 2 5 6 0 ( )44d p = 创创 =式中大工作 压力。 塞惯性力对缸体往复直线 运动时，有直线加速度 a，则柱塞轴向惯性力2 c o s 1 0 1 ( )zB z m a R t g a Ng - = - = 惯性力加速度 缸体旋转角 律变化。当 0a 和 180 时，惯性力最大值为 223m a x 0 . 6 1 5 0 01 9 . 5 1 0 2 1 5 2 4 3 ( )1 0 6 0P R t g t g Ng w g = 创创 ? 桫 心反力向心加速度生的离心反力径向力。其值为 2 243 9 0 7 ( )15Zt z t m a R Ng t = = = =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0山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 14 页 c o s 1 2 5 6 0 c o s 1 5 1 2 1 3 2 ( )s i n 1 2 5 6 0 s i n 1 5 3 2 5 0 ( )P N = ?= = ?轴向力 P 与作用于柱塞底部的液压力它轴向力相平衡。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。 塞与柱塞腔壁之间的 接触应力1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 擦 力112( ) ( 2 0 1 0 0 5 8 2 3 ) 0 . 1 2 5 9 2 . 3 ( ) p f N= + = + ?式中 f 为摩擦系数，常取 f =里取 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， N10y 12s i n 0tN p p p 0001202 21 0 2 12c o s 03 3 202f p f p p l l p l f p p - - - =骣 骣- - + - - - 桫桫+ - =式中 0l 柱塞 最小接触长度 ，根据经验0l= ()d: ，这里取0l=2d =78 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 15 页 l 柱塞名义长度 ，根据经验 l = (.7)d: ，这里取0l=3d =117 柱塞重心至球心距离 ，l 2 7 8 5 7 . 6 2 0 . 4l m - =以上虽有三个方程，但其中2要增加一个方程才能求解。 根据相似原理有 1 m 02 m p l 又有 1 1 m a x 0 21 ()2p p l l2 m a x 212 p l d所以 2021 222() 将式 2021 222() 代入 12s i n 0tN p p p 求解接触长度 2l 。为简化计算，力矩方程中离心力 2 20 0 0206 4 3 6 7 8 1 1 7 4 7 8 3 0 . 1 3 9 7 85 7 . 6 ( )1 2 6 6 1 2 1 1 7 6 0 . 1 3 9 6 7 8l l f d ll m ml f d -? 创 ?= = =- - ? 创 -?将式 2021 222() 代入12c o s 0f p f p p p 可得 1 20221( s i n ) 1() 1 + +犏 犏臌3 1( 5 7 1 0 s i n 1 5 1 2 2 . 5 ) 1 2 0 . 1 ( )2 . 5 5 7 = 创 + ? = 桫 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 16 页 32 22022s i n 5 7 1 0 s i n 1 5 1 2 2 . 5 5 8 2 3 ( )( ) ( 7 8 5 7 . 6 ) 11117+ 创 += = =1 0 2 1 2 03 3 2 2zz l d dp l l p l f p f p p - - + - - - + - = 桫桫可得 1 2 5 6 0 1 0 1 0 . 1 1 . 7 8 1 2 2 . 55 7 ( )c o s s i n c o s 1 5 0 . 1 1 . 7 8 s i n 1 5b B f Nf jg j g + 创= = =- - ?式中 为结构参数。 2 202222022() ( 7 8 5 7 . 6 )11117 1 . 7 8( ) ( 7 8 5 7 . 6 ) 11117+= = =塞设计 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： 点接触式柱塞 ，如图 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。 线接触式柱塞，如图 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 必须限制在规定的范围内。 带滑靴的柱塞，如图 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，从而减少了摩山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 17 页 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 ) ( c ) 图 柱塞结构型式 图 闭薄壁柱塞 从图 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 式的封闭壁结构。这种结构不仅有足够的山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 18 页 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，需要用电子束焊接。 柱塞直径柱塞分布塞直径 都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上各柱塞孔直径分布圆周长 75%，即 由此可得 9 3 . 8 20 . 7 5 0 . 7 5md ? =式中 m 为结构参数。 m 随柱塞数 于轴向柱塞泵，其 m 值如表 Z 7 9 11 m 泵的理论流量据流量公式可得柱塞直径3 4 2 0 . 3z n 由上式计算出的应按有关标准选取标准直径 ,应选取20柱塞直径从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 24 1 . 9 5 3 9d m md t g Z = = 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 19 页 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0l，一般取： 20 (1 . 4 1 . 8 ):30 ( 2 2 :因此，柱塞名义长度 l 应满足： 0 m a x m i nl l s l?+式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸长度，一般取m i n 0 . 2 7 . 8zl d m m=。 根据经验数据，柱塞名义长度常取： 20 2 :30 3 :这里取 3 1 1 7l d m m= 柱塞球头直径1 0 :，如图 示。 图 柱塞尺寸图 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 20 页 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般取 ( 0 . 4 0 . 5 5 ):，这里取0 . 5 1 9 . 5d m m= 。 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=距t=2 10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。 比功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 31m a x 312 2 2 0 . 1 1 0 2 1 3 03 9 1 0 2 0 . 4 p a p M p 创= = = =创柱塞相对缸体的最大运动速度 3m a x 1 9 . 5 1 0 4 . 6 6 1 5 1 0 0 . 5 5 / 8 / t g t g m s v m -= 创 ? = 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 1m a x m a 1 0 . 5 5 1 1 . 5 5 . / 6 0 . /v R t g M p a m s p v M p a m = ? = 上式中的许用比压 p 许用速度 v 许用比功 值，视摩擦副材料而定，可参考表 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 21 页 材料牌号 许用比压 p （ 许用滑动 速度 v （ m/s） 许用比功 （ m/s） 4 30 8 60 1 15 3 20 球 磨铸铁 10 5 18 表 材料性能 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。 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 22 页 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0d和滑靴中心孔0d，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。 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，称为压紧力一是由滑靴面直径为1者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离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。 离力 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 31221()6 若 0，则 31216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 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 23 页 21 2 221p p 若 0，则 2121 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 图 滑靴结构及分离力分布 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 24 页 如图 微环面 2则封油带分离力22 2 2 212 2 1 1 11212 ( )2 l r p d R R P 油池静压分离力121 1 1 p总分离力22 25211 2 121() (1 4 1 1 ) 2 0 . 1 6 1 0 ( )142 l n2 l f p p p K = + = = ? ? 紧力 2 12560 1 3 ( )c o s 4 c o s c o s 1 5d K = = = =平衡方程式 当 滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式 2221121()4 c o s 2 l 即 2 2112221 ) c o R 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 25 页 将上式代入式 31216中，得泄漏量为 32 3 3 3 22 2 7 2 2 6210 . 0 0 1 2 0 . 1 1 0 ( 3 9 1 0 ) 3 ( / m i n )1 2 ( ) c o s 1 2 2 1 0 ( 1 4 1 1 ) 1 0 c o s 1 5 = =- 创 ? 创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。 靴设计 滑靴设计常用剩余压紧力法。 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0d还是滑靴中心孔0d，均不起节流作用。静压油池压力1 1p=112221 ) c o R 中，可得滑靴分离力为 22 2 2 621121() (1 4 1 1 ) 1 0 1 2 5 6 0 3 . 1 ( )142 l n2 l p 设剩余压紧力y y fp p p ，则压紧系数 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 26 页 0 . 0 5 0 . 1 5 :，这里取 滑靴力平衡方程式即为 ( 1 ) ( 1 0 . 1 ) 3 . 1 2 . 7 9 ( )p N 用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为 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。 靴结构型式 滑靴结构有如图 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。 图 a） 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 27 页 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 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液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。 图 c） 滑靴结构型式 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 28 页 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。 滑靴外径2使倾角 0 时，互相之间仍有一定的间隙 s，如图 示。 滑靴外径22 s i n 3 9 s i n 0 . 2 4 ( )9 s m 一般取 s=1，这里取 油池直径1设定120 : ，这里取 120 . 8 0 . 8 4 3 . 2D D m m 中心孔0d0d及长度0心孔0以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取 0d（或0d） = 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 0d（或0d）对油液有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度0 0 . 0 1 0 . 0 2 :。节流器有以下两种型式： 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 29 页 /图 滑靴外径2（ a） 节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔0d作为节流装置，如图 示。根据流体力学细长孔流量 q 为 4010()128 bd p 式中 0d0l 细长管直径长度； K 修正系数； 001 64l 16011 2 . 6 2 01 0 5山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 30 页 01 0 5把上式代入滑靴泄漏量公式 31216可得 4 301 1201()128 6 l p p 整理后可得节流管尺寸为 4 3020112816 l n a 代入数据可以求得0d=1 0 8l 中 a 为 压降系数，1p 。当 2 0 73a 时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 a =里取 （ b） 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔0图 据流体力学薄壁孔流量 q 为 2012 ()4 bd p 式中 般取 C= 把上式代入 31216中，有 2 30 11212 ()4 6 l p 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 31 页 整理后可得节流孔尺寸 3202121. . l n r 代入数据可以求得 0 1d 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。但薄壁孔加工工艺性较好。 为防止油液中污粒堵塞节流器，节流器孔径应 。 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 32 页 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。 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 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油窗口和封油带油膜对缸体的分离力 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 配油盘基本构造 山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 第 33 页 紧力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。 对于奇数柱塞泵，当有 1( 1)2 Z个柱塞处于排油区时，压紧力12 2 61 m a 1. 3 9 1 0 1 2 5 6 0 2 4 1 5 0 ( )2 4 2 4y z b d p p N 当有 1( 1)2 Z个柱塞处于排油区时，压紧力22 2 62 m i 1. 3 9 1 0 1 2 5 6 0 1 9 3 2 0 ( )2 4 2 4y z b d p p N 平均压紧力1211( ) ( 2 4 1 5 0 1 9 3 2 0 ) 2 1 7 3 5 ( )22y y yp p p N 离力外封油带分离力1封油带分离力2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 示。 当有 1( 1)2 Z个柱塞排油时，封油带实际包角1为 101 1 2 2 2( 1 ) ( 9 1 )2 2 9 9 3Z a a 当有 1( 1)2 Z个柱塞排油时，封油带实际包角2