斜盘式轴向柱塞泵的设计教材

1、斜盘式液压轴向柱塞泵摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的 往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵 来说柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力零件之一，滑靴是高压柱塞 泵常采用的形式之一， 能适应高压力高转速的需要， 配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命， 由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推 轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，比径向泵结构简单等 优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵

2、在技术经济指标上占很大优势。关键词： 斜盘 柱塞泵 滑靴 缸体斜盘式液压轴向柱塞泵AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system，The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity ，in order to change the pillar

3、 fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily ，Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suf

4、fer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with lif

5、e span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is

6、little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and

7、 so on.Key words： the inclined dish pillar pump slippery boot crock bodyII斜盘式液压轴向柱塞泵目录摘 要 IAbstract II第一章 绪 论 1第二章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 32.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 32.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 42.2.1 排量、流量与容积效率. 4第三章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 63.1 柱塞运动学分析 63.1.1 柱塞行程 s 63.1.2 柱塞运动速度 v 73.1.3 柱塞运动加速度 a 73.2 滑靴运动分析 73.3 瞬时流量及脉动品质

8、分析 83.3.1 脉动频率 113.3.2 脉动率 . 11第四章 柱塞受力分析与设计 124.1 柱塞受力分析 124.1.1 柱塞底部的液压力 Pb 124.1.2 柱塞惯性力 Pg 124.1.3 离心反力 Pl 134.1.4 斜盘反力 N 134.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 P1和 P2 134.1.6 摩擦力 P1f 和 P 2f 144.2 柱塞设计 15III斜盘式液压轴向柱塞泵4.2.1 柱塞结构型式 . 154.2.2 柱塞结构尺寸设计 154.2.3 柱塞摩擦副比压 p 、比功 pv 验算 17第五章 滑靴受力分析与设计 185.1 滑靴受力分析 185.1.1

9、 分离力 Pf 185.1.2 压紧力 Py 205.1.3 力平衡方程式 205.2 滑靴设计 205.2.1 泄漏功率损失 NV 205.2.2 摩擦功率损失 Nm 215.2.3 滑靴总功率损失 N 215.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 225.3.1 滑靴结构型式 225.3.2 结构尺寸设计 23第六章 配油盘受力分析与设计 256.1 配油盘受力分析 256.1.1 压紧力 Py 256.1.2 分离力 Pf 266.1.3 力平衡方程式 286.2 配油盘设计 286.2.2 配油盘主要尺寸确定 316.2.3 验算比压 p、比功 pv 32第七章 缸体受力分析与设计 347.

10、1 缸体的稳定性 347.1.1 压紧力矩 My 347.1.2 分离力矩 Mf 357.1.3 力矩平衡方程 37IV斜盘式液压轴向柱塞泵7.2 缸体径向力矩和径向支承 377.2.1 径向力及径向力矩 377.2.2 缸体径向力支承型式 387.3 缸体主要结构尺寸的确定 397.3.1 通油孔分布圆半径 Rf 和面积 F . 397.3.2 缸体内、外直径 D1、D2 的确定 407.3.3 缸体高度 H. 41结 论 42参考文献 43斜盘式液压轴向柱塞泵第一章 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

11、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。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

12、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。从销售角度看，推销产品即是在推销泵的内在特性；而关注泵的外特性则是生产厂商不 仅是推销产品，而是在推销泵站（成套项目） 。从使用角度看，好的产品必定是适合运行环境的产品而非出厂检测判别的产品。 斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长，斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构， 使柱塞缸体不承受侧向力，所以，缸体对配油盘的倾复

13、可能性小，有利于柱塞副与配油部位 工作，另外，允许的倾角大，可是，结构复杂，工艺性差，需要使用大容量止推轴承，因而 高压连续工作时间往往受到限制，成本高。斜盘式轴向柱塞泵，由于配油盘与缸体、滑靴与 柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件 少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，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、斜盘式液压轴向柱塞泵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

14、最主要的一种型式。所以，斜 盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展，其发展方向是：扩大使用范围、 提高参数、改善性能、 延长寿命、降低噪声，以适应液压技术不断发展的要求。斜盘式液压轴向柱塞泵第二章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变，因而，它们的运动和动力分析就可以 用统一的方程式来描述。斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图（ 2-1 ）。柱塞的头部安装有滑靴，滑靴低面始终贴着斜 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（ 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

15、180o360o范围内，柱 塞由下死点（对应 180o位置）开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至死点（对应 0o位置） 止。在这个过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔内，这是吸油过程。 随着缸体继续旋转，在 0o180o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。在这个过程中柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通，油液通过1- 柱塞 2- 缸体 3- 配油盘 4- 传动轴 5- 斜盘6- 滑靴 7- 回程盘 8- 中心弹簧图 2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理排油窗排出。这就是排油过程。由此可见，缸体每转一周，各个柱塞有半周吸油，半周排油斜盘式

16、液压轴向柱塞泵如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2.2.1 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2.1)2.2)2qb FZ smaxZdzsmaxz4不计容积损失时，泵理论流量 Qlb 为2Qlb qbnbdZsmaxZnb4式中 dZ 柱塞外径 dz 24mm；FZ 柱塞横截面积 Fzdz20.024 452.4mm2 ；44smax 柱塞最大行程 ；Z 柱塞数 取 Z=7；nb 传动轴转速 nb 1500r /min ；从图可知，柱塞最大行程为smax D f tg 74 tg18 23mm式

17、中 Df 柱塞分布圆直径 Df 74mm；斜盘倾斜角 取 18 ；所以，泵的理论流量是Qlb qbnb 94500ml泵的实际输出流量Qsb QlbQb 95400 197 1982 92321ml泵容积效率 Vb 为VbQsblb923219540096.7%斜盘式液压轴向柱塞泵泵的机械效率为 mb 90%所以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积，b 87%斜盘式液压轴向柱塞泵第三章 斜盘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，使柱塞轴线上一点的运动轨迹是一 个椭圆。此外，

18、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。3.1 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 动是的行程、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。3.1.1 柱塞行程 s图(3-1) 为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。 若斜盘倾角为 ，柱塞分布圆半径为 Rf ， 0缸体或柱塞旋转角为 ，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 时，图 3-1 柱塞运动分析斜盘式液压轴向柱塞泵3.1)h Rf Rf cos 所以柱塞行程 s 为s htg

19、Rf （1 cos ）tg当 =1800时，可得最大行程 smax 为smax 2Rf tgDf tg37 tg180 23mm3.1.2 柱塞运动速度 v将式（ 3-1 ）对时间微分可得柱塞运动速度 v 为ds vdtds da da dtR f tg sin3.2)当900及270 0时， sin1 ，可得最大运动加速度 vmax 为vmax Rf tg 0.037 157 tg180 1.766m/ s式中 为缸体旋转角速度，3.1.3 柱塞运动加速度 a将式（ 3-2 ）对时间微分可得柱塞运动加速度 a为dv adtdv da da dt2Rf 2tg cos3.3)当00及1800时

20、， cos1，可得最大运动加速度 amax 为2 2 0 2 amaxRf 2tg0.037 1572 tg180 278.83m / s23.2 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，也即滑靴中心在斜盘平面xo y内的运动规律如图（ 3-1 ），其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长、短轴分别为2Rf 2 37长轴 2b f 0 77.38mmcos cos180短轴 2a 2Rf 2 37 74mm斜盘式液压轴向柱塞泵设柱塞在缸体平面上 A 点坐标x Rf sin y Rf cos那么 A点在斜盘平面 xoy 的坐标为xRf sinyRfcoscos如果用极坐标表示则为矢

21、径Rhx2 y2 Rf 1 tg 2 cos2极角 arctg (cos cos )滑靴在斜盘平面 xoy内的运动角速度 k 为d cosdt cos2cos2 sin 2由上式可见，滑靴在斜盘内是不等角速度运动，当 = 、 3 时， 22为k 最大（在短轴位置）hmax157 coscos180164.17rad / s当 0 、 时， k 最小（在长轴位置）为hmincos 157 cos180 150.14rad /s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 平均旋转角速度等于缸体角速度，即周的时间。因此其3.3 瞬时流量及脉动品质分析柱塞运动速度确定之后，单个

22、柱塞的瞬时流量可写成Qti FZvi FZ Rf tg sin斜盘式液压轴向柱塞泵式中 Fz为柱塞截面积， FZdZ时，可得瞬时流量的最小值为（0.024）2 452.4mm2 。44柱塞数为 Z=7,柱塞角距为2 2 ，位于排油区地柱塞数为 Z0，那么参与排油的各个Z7柱塞瞬时流量为Qt1 FZ Rf tg sinQt2 FZ Rf tg sin( )Qt3 FZ Rf tg sin( 2 )QtZ0 FZ Rf tg sin(Z0 1) )泵的瞬时流量为Qt Qt1 Qt2 QtZ0Z0FZ Rf tgsin (i 1) i1FZ Rf tgsinZ0 sin( Z0 1 )3.4)由上式

23、可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角对于奇数（ Z=7）排油区的柱塞数为 Z0当 0时，取 ZZsinZ 有关，也与柱塞数有关。Z1Z2 1 4，由 式（3-4）可知瞬时流量为cos( 2Z)Qt FZ Rf tg 2Z2sin2Z当7Z时，Z1取 Z0 Z 1 3，由式（ 3-4 ）可得瞬时流量2cos( )QtFZ Rf tg 2Z2sin2Z斜盘式液压轴向柱塞泵cosQt min FZ Rf tg 2Z2sin2Z452.4 0.037 157 tg180cos2 7 1222.05ml2 sin27当 2Z2Z时，可得瞬时流量的最大值为Qtmax FZ Rf tg2sin2Z452.4 0

24、.037 157 tg1801253.5ml2 sin27奇数柱塞泵瞬时流量规律见图 (3-3)图 3-3 奇数柱塞泵定义脉动率Qt max Qtmin0.0025Qtp式中 Qtp 为平均流量，可由瞬时流量公式在周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶2数泵均为FZ Rf tg1 Z Z QtpQtdttp 0 tZ7 542.4 0.037 157 tg180 1243.6ml10斜盘式液压轴向柱塞泵3.3.1脉动频率因为奇数柱塞泵，所以 f 2Zn 2 7 1500r /min 210003.3.2 脉动率因为奇数柱塞泵，所以222sin 2 2 sin 2 2.51%2Z 4 7根据计算

25、值，将脉动率 e与柱塞 Z画成如图（ 3-4 ）的曲线图 3.4 脉动率 e 与柱塞数 Z 关系曲线 由以上分析可知：（1）随着柱塞数的增加，无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵，流量脉动率都下降（ 2）相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率。11斜盘式液压轴向柱塞泵第四章 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、半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。4.1 柱塞受力分析图（ 4-1 ）是带有滑靴的柱塞受力分析简图。图 4-1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有：4.1.1 柱塞底部的液压力 Pb柱塞位于排油区时，作用

26、于柱塞底部的轴向液压力 Pb 为2 2 6PbdZ2 pb（0.024）2 31.5 106 14.25KN （4.1）44式中 pb 为泵的排油压力。4.1.2 柱塞惯性力 Pg12斜盘式液压轴向柱塞泵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 Pg 为GZ2Pg mZ aZ Rf 2tg cos (4.2)g式中 mZ、GZ 为柱塞和滑靴的总质量和总重量。惯性力 Pg 方向与加速度 a 方向相反，随缸体旋转角 按余弦规律变化。当 =00和 1800 时，惯性力最大值为G2Pgmaxz Rf tg (4.3)g4.1.3 离心反力 Pl柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动，有

27、向心加速度 al ，产生的离心反力 Pl 通过柱塞质 量重心并垂直于柱塞轴线，是径向力。其值为GZ2Pl mZ al Z Rf (4.4)g4.1.4 斜盘反力 N斜盘反力通过柱塞球头P Ncos (4.5)T N sin(4.6)轴向力 P与作用于柱塞底部的液压力 Pb 及其他轴向力相平衡。 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。4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 P1和 P2柱塞在柱塞腔内的该力是接触应力 p1 和 p2 产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙 远小于柱塞直径及接触长度。因此，由垂直于柱塞轴线的径向力T 和离心力

28、 Pl 引起的接触应力 p1 和 p2 可以看成是连续直线分布的应力。13斜盘式液压轴向柱塞泵4.1.6 摩擦力 P1f 和 P 2f柱塞与柱塞腔之间的摩擦力 Pf 为Pf (P1 P2) f(4.7)式中 f 为摩擦系数，常取 f=0.050.12 。取 f=0.12 分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于死点时的位置。此时 N、P1、和 P2 可以通过如下方程求得：y0Nsin P1 P2 0z0Ncos fP1 fP2 0M 0 0l0 2l2dZdZP1(ll00 2 )P2(l2 )fP1 ZfP2Z03322l26l0l 4l02 3fdZ l02 12l 6

29、fdZ 6l 06 54 74 4 542 3 0.12 24 5423.4mm12 74 6 0.12 24 6 54 式中 l 0 柱塞最小接触长度 l 0 54mm；l 柱塞名义长度 l 74mm; 解放程组得：1P1 Nsin 1 21 (l0 l2) 2P2Nsin2(l0 l2 )2l2217.33 sin1802(54 23.4)2 123.42 17.14KNPbcos fsin24.25cos180 0.12 3.82 sin 18014l22斜盘式液压轴向柱塞泵式中2(l 0 l 2) 2 1l 21l2(l 0 l 2) 1l 2 122(54 23.4) 2 123.4

30、 2 3.82(54 23.4)22123.42为结构参数4.2 柱塞设计4.2.1 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 , 有三种型式 ,(1) 点接触式柱塞 ,(2) 线 接触式柱塞 ,(3) 带滑靴的柱塞 . 选用带滑靴的柱塞 , 柱塞头部同样装有一个摆动头 , 称滑靴 , 可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 , 沿滑靴平面泄露 , 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 . 目前大多采用这种形式轴向柱塞泵 . 并且这种型式的柱塞大多 做成空心结

31、构 ,以减轻柱塞重量 , 减小柱塞运动的惯性力 . 采用空心结构还可以利用柱塞底部 的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 塞内可以安放回程弹簧 , 使柱塞在吸油区复位 .4.2.2 柱塞结构尺寸设计1. 柱塞直径 dZ 及柱塞分布圆直径 Df( 本人有该设计的装配图和零件图 , 若有 需要加 qq970108624, 将助你通过设计 )柱塞直径 dZ 、柱塞分布圆直径 Df 、和柱塞数 Z 是互相关联的 . 根据统计资料 , 在缸体上各柱塞孔直径 dZ 所占的弧长约为分布圆周长 Df 的 75% ,即ZdZDf0.75由此可得D fZmdZ

32、0.75式中 m为结构参数 .m 随柱塞数 Z而定 .15斜盘式液压轴向柱塞泵当泵的理论流量 Qlb 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dZ为4QlbdZ 3m Znbtg4 945000.7524mm7 1500 tg180柱塞直径 dZ 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 Df , 即4Qlb dZ2tg Znb37mm4 950022242 tg182 7 15002. 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, 为使柱塞不致被以及保持有足够的密封长度，应保持有最小留孔长度 , 一般取pb 20MPal0 (1.4 1.8)d

33、 Zpb 30MPal0 (2 2.5)dZ因为 p 31.5MPa所以l0 2.25d Z 54mm因此, 柱塞名义长度 l 应满足:l l 0smaxlmin式中smax 柱塞最大行程 ;lmin 柱塞最小外伸长度 , 一般取 lmin 0.2dZ .根据经验数据 , 柱塞名义长度常取 :pb 20MPal (2.7 3.5)dZpb 30MPa l (3.2 4.2)dZ同理 l (3.2 4.2) 4 24 96mm3. 柱塞球头直径 d1按经验常取 d1 (0.7 0.8)dZ 18mm 如图( 4-2 )16斜盘式液压轴向柱塞泵图 4-2 柱塞尺寸图 为使柱塞在排油结束时圆柱而能完

34、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 l d , 一般取ld (0.4 0.55)dZ 0.55 24 13mm4. 柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽 ,起均衡侧向力 , 改善润滑条件和存贮赃物 的作用 .如上图均 压 槽 的 尺 寸 常 取 : h 0.3 0.8mm取0.8mm ; 宽 b 0.3 0.7mm取0.6mm ; 间 距 t 210mm取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 , 还容易划伤缸体上柱塞孔 壁面 . 因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽 .4.2.3 柱塞摩擦副比压 p 、比功 pv 验

35、算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值 , 则2P 2 12.2 103 2 2pmax1 p29.68N /cm12.2 103157 tg180 52.68 60N/cm2 /s 24 30.6选用 18CrMnTiA 材料 .17 30N /cm2max dZ l124 30.6柱塞相对缸体的最大运动速度 v max 应在摩擦副材料允许范围内 ,vmax Rf tg v 37 157 tg180 1.775 8m/s由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 p max vmax为pmax vmax 2P1 Rf tg pv dZl1斜盘式液压轴向柱塞泵第五章 滑靴受力分析与设计目前高压柱塞

36、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 .5.1 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 Pf1与滑靴封油带上油液 泄露时油膜反力 Pf2 , 二者力图使滑靴与斜盘分

37、离开 ,称为分离力 Pf . 当紧压力与分离力相平 衡时,封油带上将保持一层稳定的油膜 ,形成静压油垫 .5.1.1 分离力 Pf图（4-3 ）为柱塞结构与分离力分布图 .图 4-3 滑靴结构及分布力分布根据流体力学平面圆盘放射流可知 ,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量 q 的表达式为18斜盘式液压轴向柱塞泵R25.1)(p1 p2) q 6 ln R2 R1若 p2 0 , 则3 p1qR6 ln R2R1R25.2)式中 为封油带油膜厚度 .封油带上半 径为 r 的任一点压力分布式为pr (p1 p2)R2 ln r lnR2 rp25.3)若 p2 0 , 则prln R2 p1rp1l

38、n R2R1从上式可以看出由上式可以看出，封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降Pf 2p1R (R22 R12 ) p1 R122ln R2R1油池静压分离力 Pf1 为Pf1 R12 p1总分离力 Pf 为5.4)5.5)PfPf1 Pf 2(R22 R12)2ln R2 p1R1(31.52 22.052 ) 106 31.5 106 70.2KN5.6)2ln 31.522.0519斜盘式液压轴向柱塞泵5.1.2 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PyPbcos42Zpbcos20.0242431.5 106cos18014.9KN5.1.3 力平衡方程式

39、当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式Py Pfd 2 pb4 dZ cos(R22 R12 )2lnR2R1p13p16 ln R2R1得泄流量为3 pbdz212 (R22 R12 )cos0.013 31.5 106 0.02422 2 197ml12 0.05 (31.52 22.052 ) cos185.2 滑靴设计滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度，使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损 失之和最小，保持最高功率。5.2.1 泄漏功率损失 NV已知滑靴在斜盘上的泄漏流量 q ，。若不计吸油区的损失，则滑靴在排油区域的泄漏功

40、率损失为20斜盘式液压轴向柱塞泵NV1 p qdz2 3 pb2 pbq 24 (R22 R12 )cos0.013 31.5 1062224 0.05 (31.52 22.052)cos18171ml5.7)5.2.2 摩擦功率损失 Nm滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆，为简化计算，近似认为是柱塞分布圆。因此滑靴摩擦功 率损失为5.8)Nm F u (R22 R12) u Rf ( 式中 F 液体粘性摩擦力， F(R22 R12) u ；u 切线速度， u Rf(R22 R12) 滑靴摩擦(支承)面积；u 液体粘性摩擦应力，为液体粘性系数， 为油膜厚度。将 u Rf 代入上式中可得Nm(R222

41、22RfR12)Rf(31.5222.052) 0.05 157 37 268ml0.015.2.3 滑靴总功率损失 NNNVNmdz2 3 pb22Rf224 (R22 R12 ) cos令 ( N) 0,可得最佳油膜厚度 0 为22(R22 R12) Rf 4 8pbdcos4 8 cos18(31.52 22.052 ) 0.05 157 0.037231.5 106 0.0240.012mm21斜盘式液压轴向柱塞泵由上式计算出的油 膜厚 度， 可使 滑靴 功率损 失最小，效 率最高 。最佳油膜 厚度 在0 0.01 0.03mm 范围。5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴

42、结构型式滑靴的结构型式如图（ 5-1 ）图 5-1 滑靴结构型式关于滑靴的结构， 应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨， 所以往往在密封带外面加 上一道断开的外辅助支承面环带。这样，即使滑靴出现某些偏磨，也不会破坏滑靴的平衡设 计，从而延长了滑靴的寿命。为了减小对滑靴底面的比压，并防止由于压力冲击而引起滑靴 底面沉凹的变形 （这种变形引起松靴） ，常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承 环带，为了不影响滑靴的支承力，并使密封环带内侧压力迅速伸展，内辅助支承面在圆周上 是断开的。为了提高滑靴的拉脱强度，可以将滑靴的收口部位加厚。滑靴的球面圆柱度和椭圆度不 大于 0.003mm，与柱塞球头

43、铆合时的径向间隙应不大于 0.01mm，与柱塞球头的接触面积不小 于 70%。滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造。要特别注意材料中心不允许有疏松和 偏析，否则容易引起疲劳强度损坏。22斜盘式液压轴向柱塞泵5.3.2 结构尺寸设计1. 滑靴外径 D2滑靴在斜盘上的布局，应使倾斜角0时，互相之间仍有一定间隙 s，如图（ 5-2）图 5-2 滑靴外径 D2 的选定滑靴外径 D2 为D2 D f sin s 74 sin 0.6 31.5mm般取 s 0.2 1mm取 s 0.6mm2. 油池直径 D1初步计算时，设定 D1 (0.6 0.7)D2 0.7 31.5 22.05mm3. 中心孔 d

44、0、 d0 及长度 l0节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔 d0 作为节流装置，如滑靴结构及分离力分布图所示。根据流体力学细长孔流量 q 为45.9)d0 (pb p1) q128 l0K式中 d0 、 l 0 细长管直径、长度；修正系数；Red0K 1 e 064l05.10)1 2.62( 1 )14 d0 Re 0.065 d0 Re23斜盘式液压轴向柱塞泵2.28110.065d0 Re把上式带入滑靴泄漏量公式3qpR1可得6 ln R2R1 43d0 (pb p1)3 p1128 l0K6 ln R2R1整理后可得节流管尺寸为 4 3d0 4 128 3Kpbl06 ln R2 1R

45、1经多次试算得 d0 1.2mml0 22.5mm式中 为压降系数，p1pb2。当23 0.667 时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。为3不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 0.8 0.9。 4 3从 d0 128 Kpb 公式中可以看出， 采用节流管的柱塞 - 滑靴组合， 公式中无粘度l0 6 ln R21bR1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。 斜盘式液压轴向柱塞泵第六章 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、排油液以及承受由高速旋转的 缸体传来的轴向载荷。它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命。6.1 配油盘

46、受力分析常用配油盘简图如图（ 6-1 ）图 6-1 配油盘基本结构液压泵工作时，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 Pf 。6.1.1 压紧力 Py压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在 柱塞腔底部台阶面上， 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 (Z 7) ，当有 1(Z 1) 4 个柱塞处于排油区时，压紧力 Py1为2Z 1 2Py1dZ pb py max6.1)247 1 2 60.0242 31.5 106 57KN2425斜盘式液压轴向柱塞泵1P

47、y2为当有 12(Z 1) 3个柱塞处于排油区时，压紧力Py2Z 1 2 dZ pbpymin24716.2)(20 103) 31.5 106 442.7KN平均压紧力 Py 为Py 21 (Py1 Py2) 8 ZdZ2pb267 0.024 2 31.5 106 49.85KN86.1.2 分离力 Pf分离力有三部分组成即外封油带分离力 Pf1 、内封油带分离力 Pf2 、排油窗高压油对缸体的分离力 Pf3 对奇数柱塞泵，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。实际包角比配油盘排油窗包角0 有所扩大。当有 1(Z 1) 4 个柱塞排油时，封油带实际

48、包角 1为2111 (Z 1) 0(7 1) 51 45 19822当有 1(Z 1) 3个柱塞排油时，封油带实际包角 2 为22112 (Z 3) 0 (7 3) 51 45 14722平均有 Z 个柱塞排油时，平均包角 p 为2pp 1( 1 2) 1(Z 2) 0 1( 7 2) 51 45 1752 2 2式中 柱塞间距角 2 51 ；Z0 柱塞腔通油孔包角 0 451. 外封油带分离力 Pf1外封油带上泄流量是源流流动，可得Pf1p(R12 R22)R14lnR2ppb 2 R22 pb6.3)26斜盘式液压轴向柱塞泵外封油带泄流量 q1 为R16.4)p 3 pb q112 lnR

49、22. 内封油带分离力 Pf2 内封油带上泄流量是汇流流动，可得Pf2p ( R32 R42)4ln RR12pbp R2 p2 R3 pb6.5)内封油带泄流量 q2 为q23pbp12 ln R3R46.6)3. 排油窗分离力Pf3Pf3p2p(R22R3 )pb6.7)4. 配油盘分离力PfPfPf 1Pf2 Pf 3 4p (R12 R22 R32 R42 )p( 1 2 3 4 )pbln R1R2ln R3R46.8)总泄流量 qlql q1q2p 3pb (12 (1ln R3R41R1lnR2353612 0.0531.5 106(1) 1982ml27 40.5 ln ln1

50、2.5 37考虑到封油带很窄，分离力也可以近似看成线性分布规律，简化计算：pp 2 2 pb8 (D12 D22 ) 2b35Pf16386 (812 742) 31.52106.5KN27斜盘式液压轴向柱塞泵Pf28p (D32 D42) p2b35368 (542 252)31.5 10613.78KN2Pf38p (D22 D32)pb8356368 (742 542) 31.5 10 15.4KNPfp 2 2 2 2 pb (D1 D2 D3 D4 ) 8235368 (812 742 272 12.52) 31.521067KN6.1.3 力平衡方程式为使缸体能与配油盘紧密贴合，保

51、证可靠密封性，应取压紧力稍大于分离力。设压紧力与分离力之差为剩余压紧力Py ；剩余压紧力 Py与压紧力 Py 之比为压紧系数 ，它表示压紧程度。即Py PfPyPyPy6.9)由此可得力平衡方程式Pf (1 )Py般取 0.05 0.1 取0.1 则Py 74.4KN为保证泵启动时，缸体配油盘仍有一定的预压紧力，常设置一轴向中心弹簧，把缸体紧压在配油盘上。一般取弹簧力为 300500N。弹簧力 Pt 也可按下式选取Pt (0.03 0.035)8Z2dZ pb0.0325 7242 10 6 31.5 106 1.13KN86.2 配油盘设计28斜盘式液压轴向柱塞泵配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。6.2.1 过度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度角 1 大于柱塞腔 通油孔包角 0 的结构，称正重迭配油盘。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 间压缩产生冲压力 pb ；当柱塞从高压腔接通低压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压 力 p0 。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