轴向柱塞泵设计

1、山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸目 录绪论 11直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 31.1直轴式轴向柱塞泵工作原理 31.2直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 42直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 82.1 柱塞运动学分析 82.2滑靴运动分析 103柱塞受力分析与设计 123.1柱塞受力分析 123.2柱塞设计 164滑靴受力分析与设计 224.1滑靴受力分析 224.2滑靴设计 254.3滑靴结构型式与结构尺寸设计 265配油盘受力分析与设计 325.1配油盘受力分析 325.2配油盘设计 366缸体受力分析与设计 396.1 缸体的稳定性 396.2 缸体主要结构尺寸的确定 397柱

2、塞回程机构设计 428斜盘力矩分析 448.1柱塞液压力矩 M1 458.2带卸荷槽非对称正重迭型配油盘 458.3回程盘中心预压弹簧力矩 M3 46结论 47参考文献 48致谢 49第I页山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸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，常用丁大扭炬、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，轴向柱塞泵易丁变量，能用多种方式

3、自动调节流量，流量大。 由丁上述特点，轴向柱塞泵被广泛使用丁工程机械、起重运输、冶金、船 舶等多种领域。航空上，普遍用丁飞机液压系统、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丁柱塞泵中，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，由丁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

4、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。柱塞式液压泵由丁其主要零件柱 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，前者柱塞平行丁缸体轴线，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，后者柱塞垂直丁配油 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

5、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义学科、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， 单局限丁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

6、漏保护、过载保护等措施；提周泵 的运行效率，须借助丁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。第7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，由丁斜盘平面相 对缸体平面（xoy面）存在一倾斜角丫，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运 动。如果缸

7、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 0180。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。S 67&C吸抽留排袖凿柱果 2虹体$配摘盘 4一费动精 S一蜗盘

8、 fit* 7时程盘令鼻箕图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Pmax =40MPamax额定流量Q=100L/min最大流量Qmax =200L/min额定转速n=1500r/min最大转速n 3000r/minmax1.2.1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2qb - Fx SmaxZ - dx SmaxZ4=P创(19.5 0.2)2创(19.5 0.2创2) 94q 0.84(L)不计容积损失时，泵的理论流量Qtb为c二胡 Qtb - qbnb - dxSmaxZnb4=0.84

9、 X 1500=1260 (L)式中Fx一柱塞横截面积；dx 一柱塞外径；Smax 一柱塞最大行程；Z一柱塞数；nb 一传动轴转速。泵的理论排量q为1000Q1000 '100、q = = = 70.2 (ml/r)n.hv1500' 0.95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:1nm axC3 £ C-13000 q._? 70.23206 < Cd60p式中Cp是常数，对进口无预压力的油泵 Cp=5400;对进口压力为 5kgf/cm 的油泵Cp=9100,这里取Cp=9100故符合要求。p p排量是液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的

10、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qb =d；DfZtgY中可以看出，柱塞直径dz、分布圆直 ，一 4径Df、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m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。对丁直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角九以=15”20°,该设计是通轴泵，受机构限制，取下限，即g=15°。泵实际输出流量Qgb为Qgb =Qb -VQb=100-3=97 (ml/min)式中

11、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Qb之比，即=Qgb _ 97VB ML瓦97%轴向柱塞泵容积效率一般为n-b=0.940.98,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 Mtb为Mt 耍=12 创 0.84 讨= 1.6 1。62p2 二式中Vpb为泵吸、排油腔压力差。考虑摩擦损失VMb时，实际输出扭矩Mgb为Mgb =MtbMb=1.6? 106 0.2? 106 1.8 1

12、06(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 Mtb与实际输出扭矩Mgb之比，即K 一 Mtbhmb 一 .,M gbMtb11.6' 106 cccw=6 = 88.9%Mtb + Mb 1+ JM1.8 106M?1.2.3功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率Ntb&“供=2处”=即创詈佃？10。283伽）泵实际的输入功率Nbr为1Nbr = 2 nbM gb = 2 nbM tb mb2 p 创1500 1.6创106601 =282(kw) 0.

13、889泵实际的输出功率Nbc为Nbc= PbQ=b，pQgt=33创 1.6 106?95 4267(kw)定义泵的总 效率门为输出功率Nbc与输入功率Nbr之比，即Nbc，PbQtbhgbhb = -=厂=hgbhmb = 0.889? 0.97 0.86hmb上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。对丁轴向柱塞泵， 总效率一般为hb=0.850.9,上式满足要求。山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸2直轴式轴向柱塞泵运动学及流虽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，另一方面乂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

14、动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由丁摩 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 滑趋丁均匀，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V ,柱 塞分布圆半径为Rf，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。，则对应丁任一旋转角a时，图2.1柱塞运动分析第9页山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸h = Rf - Rf cos

15、a所以柱塞行程S为s= htgg= 1R- cosgt g当a = 180。时，可得最大行程Smax为SmaX= 2Rftgg= Dftgg 3 9?tg 1 803m(n2.1.2柱塞运动速度分析v将式s = htg 了 = R (1 -cos)tg 丫对时间微分可得柱塞运动速度 v为dsds dau = = . = Rf wt g gs i n a dtda dt当 a =90。及 270°时，sina =±1 , 可得最大运动速度.max为|umaX= Rfwtgg = 19.5创1500 2p.tg15。= 819( mm/s)60式中w为缸体旋转角速度，w=-。t

16、2.1.3柱塞运动加速度a将u.=鱼=鱼.鱼=Rf(otg y sin a对时间微分可得柱塞运动加速度a为dtda dtdd dacosaa.dtda dt当a =0°及180°时，cos = ±1,可得最大运动加速度amax为am a x<500602p 寺 129(m/s)第15页柱塞运动的行程s、速度v、加速度a与缸体转角a的关系如图2.2所示。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xOy内的运动规律(如图2.3),其运动轨迹是一个椭圆。椭 圆的长、短轴分别为2Rf39长轴 2

17、b = = O = 40.4(mm)cosg cosl5短轴 2a = 2R = 39mm )设柱塞在缸体平面上A点坐标为x = R s i n ay = R c o sa如果用极坐标表示则为矢径 RJx 十 y 2 = Rf "斗 tg 寸 c o s?极角=arctg(cos cosa)滑靴在斜盘平面xoy内的运动角速度 钏为dqwco gwh =222.dt c o s a+ c ogs s ian由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当 a=、邑冗时，跖22最大(在短轴位置)为wWhmax=cosg陞2p60 q =162(rad/s) cos15当a =0、兀时，切

18、h最小(在长轴位置)为1500 s . o、whm i n= wcosg = 创2p cos15 = 152(rad /s)60由结构可知，滑靴中心绕。'点旋转一周(2兀)的时间等丁缸体旋转一周的时间。因此，其平均旋转角速度等丁缸体角速度，即1500wap = w = ? 2p 157( rad /s)p 603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

19、受力分析简图。图3.1 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3.1.1柱塞底部的液压力Pb柱塞位丁排油区时，作用丁柱塞底部的轴向液压力Pb为Pb= Pd；pma尸巳创(2 0 10创)40 6=1 01N25 60 ()44式中Rax为泵最大工作压力。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=-mza=-冬 f2 ggos = a 1 0 1 ( N ) g式中mz、GzJ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n

20、 - n «一 痴me2 一pBmax|= RfW2tgg= 06创 19.5 10-3仓I1500 2p主？tg15O 243(N) g10伊 603.1.3离心反力P柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度 ,产生的离心反力P通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为Pt= mzat = Rf w2 = 24 七=907( N) gtg153.1.4斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头中心垂直丁斜盘平面，可以分解为轴向力P及径向力T0即第#页山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸P= Ncog = 1 2560 Cos 1 51N2 1T = Nsi rg = 12560 $

21、76;i n 1 5N3250()轴向力P与作用丁柱塞底部的液压力R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m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 远小丁柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直丁柱塞腔的径向力T和离心力Pf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摩擦力和引柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力 Pf为Pf = (P + P2) f = (20100+ 5823)? 0.1 2592.3(N)式中f为摩擦系数，常取f =0

22、.05-0.12，这里取0.1。分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处丁上 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一 PiP2Pt = 0'、M° =0二：z = 0 N cosg - fP1 - fP2 - Pb - Ps = 0* l°- I2 十窣 l2 十 fdzP1?少-10+丁三P2?少-a三fP1?r dz+ fP2 一- Ptk = 02式中 I。柱塞最小接触长度，根据经验I° = (1.5V2)d ,这里取l0 = 2d =78mm；l柱塞名义长度，根据经验l = (

23、2.7 V3.7)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 0 p2 m a x l 2乂有1P1 = c P 121 p2 = pz2m Clx - 0 ) 2cl xd z?所以P1 _(l° - 顷2p2l2将式 旦="汇代入N sin 丫 - 口 + P2 + R = 0求解接触长度 算，”如方程吊离心力P相对很小可以忽略，得l2。为简化计,6l0l- 4“ 3

24、 fZd0l 6仓U 78 1 - 7 ? 4 2 7 的I 3 0.l2 =1 2- 6f d- 6l? 2 116 0-1 39m晶77.8 QW57 3 =1 6将式 P =(l° -'2)p222 代入 N cos - fp - fp2 - pb - ps = 0 可得l2P = (Nsing+ p)(l°-板)2 l2第19页二 (57仓i103 sin15O + 122.5)? ?|E= 20.1(kN)P2 =将以上两式代入P1 ?-2(10-成队_12_(10- 12)2112-1 x(78- 57.6)2 + 1117(78 - 57.6)2 -

25、11171.78=5823(N)Nsing+R= 57创 103 sin15O+ 122.5(I0- 12)2_ /(78- 57.6)2 11211710+号主P2字空fp+ fp-牛-Ptlt=0可得3 杪 3 -22N="cog- f j s i giPB+jf P_1 2 56+01+01 仓ij0. 11. 78 51.22.N5)cc°s1 50. 11O 7si n 1 5式中巾为结构参数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： 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

26、接触，其零件简单，加工方便。但由丁接触应力大，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，相当丁普通滑动轴承，其Ipv值必须限制在规定的范围内。 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

27、还可以通过柱塞中心孔及滑靴中心孑L,沿滑靴平面泄漏，保持与斜盘之间有一层油膜润滑，从而减少了摩第23页山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸擦和磨损，使寿命大大提高。目前大多采用这种轴向柱塞泵。(a)( b )( c )图3.2柱塞结构型式图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，由丁液体可压缩性能的影响，

28、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，需要用电子束焊接。3.2.2柱塞结构尺寸设计柱村:径dZ及柱塞分布塞直径D f柱塞全dZ、柱塞分布塞直径Df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dZ所占的弧长约为分布圆周长JiDf的75% 即色= 0.75由此可得m=兰？ 一 = 3.82dx 0.75p0.75p式中m为

29、结构参数。m随柱塞数Z而定。对丁轴向柱塞泵，其m值如表3.1 所示。Z7911m3.13.94.5表3.1当泵的理论流量Qfb和转速nb根据使用工况条件选定之后，根据流量公式可 得柱塞宜径dZ为dZ = 3! 2 0. 3mpzntgg由上式计算出的dZ数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径，应选取20mm.柱加径dx确定后，应从满足而的要求而确定柱塞分布圆直径Df ,即Df -24Qtb- 1. 9由- mmpdxtggZnb山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸 柱塞名义长度l由丁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10,

30、一般取：Pb H0Mpa10=(1.4 1d8)Pb _30Mpa1。=(2，2. dz)因此，柱塞名义长度1应满足：1 ? 0Si a+ 1 m式中Sma -一柱塞最大行程；1m i n柱塞最小外伸长度，一般取1min = 0.2dz = 7.8mm。根据经验数据，柱塞名义长度常取：Pb £20Mpa1=(2. 7 3d5)pb _ 30Mpa1 = ( 3. 2 4.d2 )这里取 1 = 3d = 117mm 柱塞球头直径d1按经验常取d1 =(0.7V0.8)dz，如图3.4所示。图3.4柱塞尺寸图第#页山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入

31、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 = (0.4V0.55)dz ,这里取 ld = 0.5dz = 19.5mm。 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=0.30.7mm间距t=2 10mm实际上，由丁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FJ验算对丁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

32、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2。2创20.1 103.、pmax = 3= 21Mpa<p= 30Mpadzl139'J10-3 20.4-y-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= RfWtgg = 19.5&J104.66 tg15°?10-3 0.55m/s< v= 8m/s由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 pmaxvmax为pmaxvmax = RfWtgg = 21? 0.55 11.55Mpa.m/s< pv= 60Mpa.m/sd1上式中的许用比压IpL许用速度I

33、vL许用比功ipvl的值，视摩擦副材 料而定，可参考表3.2。第25页山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸材料牌号许用比压Ip(Mpa)许用滑动速度Iv(m/s)许用比功pv(Mpa.m/s)ZQAL9 430860ZQSnl 115320P球磨铸铁10518表3.2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，这对丁 油温高的泵更重要。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金届来减少摩擦阻力, 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。第37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，

34、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。由丁油液在封油带环 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，作用丁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”与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力 pf2,二者力图使滑靴 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。4.1.1分离力pf图1 11为

35、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"3(pi-p2)q 厂6%虎Ri若pz =0 ,则勺=牛6ln R2R式中5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PrlnR2R2= (Pi - P2)RP2ln R1若Pz =0 ,则ln&Pr = R2InR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Pf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2wdr ,则封油带分离力pf2为R2Pf2 = .Ri P2：dr：P1 （ R-R卜P 2rlnR2Ri

36、R2油池静压分离力pf1为Pfl = 一 甬 Pl总分离力pf为Pf =：Pfl + Pf2 =22.P（R2- R2） n 一 pi -2ln R22:（? 20.1 6 105（KN）协14Ri114.1.2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 =Pd2 Pb cosg 4 cosg12560cos15° = 13（KN）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 = pf二 d2 Pb4 z cosP.2R2PiPb£里2（R；-R2）cos将上式代入式q=冲3栏 中,得泄漏量为6"Ripd3pbd；

37、2 ZT2：12m(R2 - R)cosgR1=3(L/min)0.0013 创20.1 103 创(39 10-3)2p12创2 10-7?(142 112)仓巾0-6 cos15O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，球皎摩擦力，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，有利丁均匀摩擦；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。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丁分离力，使滑靴紧贴斜盘表面。

38、此时无论柱塞中心孔 山'还是滑靴中心孔d0,均 不起节流作用。静压油池压力p与柱塞底部压力pb相等，即p = pb2 R2dz ln将上式代入式 旦=2泊一中，可得滑靴分离力为pb 2（R；-R2）cos二(R；-R2)(14-112)二 10*p12 山网12560 = 3.1(N)2ln R22ln 14R111设剩余压紧力Fy = Ry - pf ,则压紧系数*D, 平=上=0. 05 0. ,15里取 0.1。Py滑靴力平衡方程式即为pf =(1- ' py = (-1 0. 1) = 3. 1 N2. 7用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.0080.01

39、mm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 择适当的压紧系数中，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。1- 形勿图 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

40、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。 滑靴外径D2滑靴在斜盘上的布局，应使倾角 丫=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=Dfsi 夕 39 s4 n=0.2mm（）Z9一般取s=0.21,这里取0.2。 油池直径D1初步计算时，可设定以= 0.6V0.8,这里取0.8.D2"=0.8。2=0.8 4= 3.2mm 中心孔d0、d°及长度10如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔d0和冬'

41、可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取d0 （或 d0）=0.81.5mm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/）对油液有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度 60 = 0.01 V0.02mm。 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 do'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4 do (Pb - Pi)q =128l0K式中 do、lo细长管直径、长度；K修正系数；R<do K =1-°二 12.64lo1 1-O. O6 5do Rx，:.=2.28. 3把上

42、式代入滑靴泄漏量公式q= R可得二 d6吧b"128% 一如萨整理后可得节流管尺寸为d04 128 3KaPblo 6ln R21-aR1 0. 0 65 doRx代入数据可以求得 do =1 mm lo =8 m m式中a为压降系数，a = -P1。当a = f = 0.667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=0.80.9,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4.1二 do社4C(Pb - P)所示。根据流体力学薄壁孔流量q为式中C为流量系数，一般取C=0.60.7. 3把上式代入q =昏中,

43、有6ln艮R"3P6ln R2R山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸整理后可得节流孔尺寸3,茁=26_.病代入数据可以求3" C 2g、na、R .； r/曰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 塞一滑靴组合，公式中无粘度系数 卜，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。采用滑靴一中心孔为薄壁孔 节流，受粘度系数 卜的影响，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 芝0.4mm。第#页山东科技大学继续教育学生毕业论文用纸5 配油盘

44、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，高速旋转的缶工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 。1一吸油窗2一排油窗3过度区4一减振槽5内封油带6一外封油带7辅助支承面图5.1配油盘基本构造5.1.1压紧力Py压紧力是由丁处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔

45、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对丁奇数柱塞泵，当有-(Z +1)个柱塞处丁排油区时，压紧力 Py1为 2yZ 1 二 29 1 二 96py1 = 2 .4土？广 Pmax - 3弓 1 一C61 2 56 0 2 4N5 0 1少有-(Z -1)个柱塞处丁排油区时，压累力 Py2为Z -1 二 29- 1 二 2-6Py2 =. er, Pb= pm i n - 3 9 1p61 2560 1 9320y 2424平均压紧力Py为11Py(Py1 Py2)(24150 19320) =21735( N)y 2 y y 25.1.2分离力Pf分离力由三部分组成

46、。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。对丁奇数泵，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中0有所扩大，如图5.2所示。当有捉+1)个柱塞排油时，封油带实际包角为1 12 二2 二2 二1 =c(Z-1)a a。、(9-1) n '=2 2993,.1 . 一 .当有(Z T)个柱塞排油时，封油市头际包角甲2为8:1 12 二2 二2 (Z -3)a a°(9 -3)，2 2999平均有Z个柱塞排油时，平均包角 气为2Pp=1(12)4z -2a) a0!M： A7。222

47、399式中 a柱塞问距角，a=一 ；Za0-一柱塞腔通油孔包角,这里取a。=奕。9外封油带分离力pf1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Ri积分，并以气代替2兀，可得外封油带上的分离力 Pfi为图5.2封油带实际包角的变化pf ip(Ri2-R；);:P 2P 1Pb 一； RfPb4ln &R2(172 -152) 10 94ln171512560- 9112 10* 12560第55页= 3.4(N)、p、3Pbq/ 12lnRPf2 §、(-R2 R2)4"2Pb p R；R竺 x(92 -112)乂10工 =910Jln119

48、+ 旦、112勺0£ x 12560 2外封油带泄漏量41为7 -.0.0013 12560R "仲,17 =92(ml)12 2 10 ln15内封油带分离力pf2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pf2为=5. 2N )内封油带泄漏量q2为7 二.q2/3Pb12ln R3R4一；0. 00 11 25609= 1 4 7ml1112 2 10二 ln 9排油窗分离力pf3：p227二22pf3 = p (R2-R 3)pb =(1511) 1 256N 1. 6()22 9配油盘总分离力pf1pf = pn + p2 + pb 3. 4 +5. 2+

49、1. 6 10. 2()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a大丁柱塞腔通油孔包角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

50、，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。5.2.2配油盘主要尺寸确定 (图5.3)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丁或小丁柱塞分布圆直径Df配油窗口包角,在吸油窗口包角相等时，取宇一a为避免吸油不足，配油窗口流速应满足o = = 2.3 壬 b° =3m /s满足要求。F 2式中Qtb泵理论流量;(PF2配油窗面积，F2 =(R； -R；);& 许用吸入流速，bo =23m/s由此可得矿r2=2QtE(2)封油带尺寸设内封油带宽度为b2,外封油带宽度为灯，加和b2确定方法为: 考虑到外封油带处丁大半径，加上离心

51、力的作用，泄漏量比内封油带泄漏 量大，取b1略大丁 b2,即打=R _ R2 =0. 1 2 国b2 = R3=(0.1 0.125)dz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Ri2 -R2 R； -Rf二 Zd； (1-)：Ri 一 ： R 一 2 .'In 1 In匕 pR2R4联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸R=17mm、& =15mmR3 =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。

52、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2222F = （D2 -D； D； -D2） -（巳 F2 F3）4式中F1辅助支承面通油槽总面积；R=KB（R-R） （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Py P 2KB(R-R5),p = - v 1 =284pa £ I plFl1d式中Apy配油盘剩余压紧力；R中心弹簧压紧力；Ip 1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 一 Lpv 12式中vp为平均切线速度，vp = （D4 +D）2ppv = n 口 D)2 284 x1500 :二 n-2(18 20) =458 ： 600 Kgf / cmpv】根据资料取600Kgf /cm26卸体受力分析与设计6.1缸体的稳定性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