柱塞泵设计与计算

目录第1章绪论第2章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数斜盘式轴向柱塞泵工作原理斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数第3章斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析柱塞运动学分析柱塞行程s柱塞运动速度v柱塞运动加速度a滑靴运动分析瞬时流量及脉动品质分析脉动频率脉动率第4章柱塞受力分析与设计柱塞受力分析柱塞底部的液压力Pb柱塞惯性力Pg离心反力Pl斜盘反力N柱塞与柱塞腔壁之间的接触力七和P2摩擦力p1f和P2f 1 2柱塞设计柱塞结构型式柱塞结构尺寸设计柱塞摩擦副比压P、比功pv验算第5章滑靴受力分析与设计滑靴受力分析分离力Pf压紧力Py力平衡方程式滑靴设计剩余压紧力法最小功率损失法滑靴结构型式与结构尺寸设计滑靴结构型式结构尺寸设计第6章配油盘受力分析与设计配油盘受力分析压紧力Py分离力Pyf力平横方程式配油盘设计过度区设计配油盘主要尺寸确定验算比压P、比功pv第7章缸体受力分析与设计缸体地稳定性压紧力矩My分离力矩Mf力矩平衡方程缸体径向力矩和径向支承径向力和径向力矩缸体径向力支承型式缸体主要结构尺寸的确定通油孔分布圆半径R和面积F缸体内、外直径D1、fD2的确定a缸体高度H 1 2结论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AbstractTheinclineddishtypeandaxialpumpwithapillarisamainpartinliquidpresssystem,Theinclineddishtypeandaxialpumpwithapillarisabackandforthmovementbypillartofilltheinsideofthepillarcavityinordertochangethepillarfillsthecontentsofcavitytorealizetheoilofinhalingwithlineupoily,Isacapacitytypeliquidtopressthepump.Filltopillartopumpfortheinclineddishtypestalkthepillarfill,slipthebootsandgotogetherwiththeoildishanisitsimportancepart.Thepillarfillsisitsuffertheoneofthedintsparepartsprimarily.Theslipperybootsisoneoftheformthathighpressurepillarfillthepumptooftenadopt.Itcanadapttothehighdemandturningsooninhighpressuredint,gotogetherwiththeoildishandtheefficiencyofthedirectinfluenceinapumpwithlifespan.Becauseofgoingtogetherwiththeoildishfills,pillarandaslipperybootsthesetworightnessofhighspeedsthesportthevice-alladoptingathestaticpressureaccepts.Theprovincewenttothebigcapacitypushthebearings,havetheconstructiontightlypacked,thesparepartsislittle,thecraftisgood,thecostislow,thephysicalvolumeissmall,theweightislight,comparingthepathfacetopumptheconstructionsimpleetc.Becausetheinclineddishtypestalkfillstopillarthepumptorealizestohavenoeasilytheclasschangesthedeal,maintainconvenienceandsoon.Keywordstheinclineddishpillarpumpslipperybootcrockbody第1章绪论近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。轴向柱塞泵主要有结构紧凑，单位功率体积小，重量轻，压力高，变量机构布置方便，寿命长等优点，不足之处是对油液的污染敏感，滤油精度要求高，成本高等。轴向柱塞泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵，盘式轴向柱塞泵包括斜轴式轴向柱塞泵和斜盘式轴向柱塞泵。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，重量轻等优点，从而使该泵获得了迅速发展，并且由于轴向泵比径向泵结构简单，制造成本低；斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，体积小，重量轻，维修方便；因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他泵在技术经济指标上占很大优势，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。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸体均为圆柱形，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。轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种。非通轴式的径向载荷由缸体外周的大轴承所平衡以限制缸体的倾斜，因此传动轴只传递扭矩，轴径小，由于存在缸体的倾斜力矩，因而制造精度较高，否则易损坏配油盘。但对于通轴式的传动轴穿过斜盘取消了大轴承，径向载荷由传动轴支撑，并且重量轻、体积小、零件种类少，可以串联辅助泵便于集成化，缸体倾斜力矩由主轴承受，因而转动轴径大。柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前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；配油盘设计的好坏也直接影响泵的效率和寿命。斜盘式轴向柱塞泵被广泛使用与工程机械、起重运输、冶金、航空、船舶等都种领域，在航空中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，使飞机上所用的液压泵中最主要的一种形式，尤其是在煤炭行业的高压重载液压系统中，更是得到广泛应用。第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数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Y,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，直至死点（对应0°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。在这个过程中柱塞腔,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，缸体每转一周，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。斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数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，即兀q=FsZ= d2s zbZmax4zmax不计容积损失时，泵理论流量Qb为Q=qn=—d2sZnlbbb4Zmaxb式中 dz一柱塞外径d=24mm；冗一冗一…一 ―一一F一柱塞横截面积F=—xd2=—x0.024=452.4mm2；s—柱塞最大行程；Z一柱塞数取Z=7；n—传动轴转速七=1500r/min；从图可知，柱塞最大行程为s=Dtgy=74xtg18=23mm式中 D§一柱塞分布圆直径D=74mm；

yy—斜盘倾斜角所以，泵的理论流量是取y=18；Q-qn-94500ml泵的实际输出流量Qb=Q仍-AQ^=95400-197-1982=92321ml泵容积效率门机为Q92321门=—sb= =96.7%vbQ仍95400泵的机械效率为门祯=90%所以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积，门b=87%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，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。柱塞行程s下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。若斜盘倾角为Y,柱塞分布圆半径为R尸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00，则对应于任一旋转角a时，图3-1柱塞运动分析h=R-Rcosa所以柱塞行程s为s=htgy=R(1一cosa)tgy (3-1)当a=1800时，可得最大行程smax为s -2Rtg=Dtg=37xtg18o=23mm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v-空-史竺-R^tgysina （3-2）dtdadt当a-9Oo及27Oo时，sina-±1，可得最大运动加速度vmax为V|-Rf^tgy-0.037x157xtg18o-1.766m/s式中a为缸体旋转角速度，®=-。t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a-空-空四-r①2tgycosa （3-3）dtdadt当a-Oo及1800时，cosa—±1，可得最大运动加速度amax为|a |-Rfs2tgy-0.037x1572xtg18o-278.83m/s2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y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 2b= ♦—X37=77.38mmcosy cos180短轴 2a—2七—2x37—74mm设柱塞在缸体平面上A点坐标x—Rsinay—Rcosaf那么A点在斜盘平面x'o'y的坐标为y'———cosa

cosy如果用极坐标表示则为矢径 Rh=<x2+y2—RfV'1+tg2ycos2a极角0—arctg(cosycosa)滑靴在斜盘平面x'oy内的运动角速度气为d0_ ①cosykdtcos2a+cos2ysin2a%最大（在短轴由上式可见'滑靴在斜盘内是不等角速度运动'当a%最大（在短轴位置）为① -①————164.17rad/shmaxcosy cos18o当a—0、兀时'%k最小（在长轴位置）为①.—%cosy—157xcos18o—150.14rad/s由结构可知'滑靴中心绕 点旋转一周（2兀）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①—①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Q七，—FzRf%gysin%

式中F为柱塞截面积，F=-d2=—x（0.024）2=452.4mm2。z z4z4柱塞数为Z=7,柱塞角距为9=2—=与，位于排油区地柱塞数为Z。，那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为Q=FR^tgysinaQ=FRotgysin（a+9）Q=FR^tgysin(a+29)z=F^Rrntgysin(a+(Z—1)9)泵的瞬时流量为Qt=Qt1+Qt2+......…+QtZ0=FRrntgy寸0sin[a+(i—1)9]i=1sin sin(a+ -—)（3-4）=FRWtgy——Z Z （3-4）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。对于奇数（Z=7）排油区的柱塞数为Z0当0<a<Z=7时，取Z0=专=4,由式（3-4）可知瞬时流量为—cos(a一——)=FR①tgy 2^-2sin——2Z当彳=ZK2—=奇时，取Z0=号=3,由式（3-4）可得瞬时流量Q^zRf,3—、cos(a一——)①tgy Q^zRf2sin——2Z当a=0、z、m、……时，可得瞬时流量的最小值为

兀cos——Q=FR^tgy——冬2sin——2Z=452.4x0.037x157x=452.4x0.037x157xtg18o兀cos =1222.05ml2xsin——2x7时，可得瞬时流量的最大值为Qtmax=FR®tg 1——2sin——2Z=452.4x0.037x157xtg18ox 1 =1253.5ml兀2xsin 2x7奇数柱塞泵瞬时流量规律见图图3-3图3-3奇数柱塞泵式中％为平均流量，是偶数泵均为定义脉动率5=Qtmax—Qtmin=0.0025Qtp式中％为平均流量，是偶数泵均为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K=—ZQdt=ZFRwtgytp兀tKZtpZ07 — … ,=一x542.4x0.037x157xtg18。=1243.6mlK脉动频率因为奇数柱塞泵，所以f=2Zn=2x7x1500r/min=21000脉动率

因为奇数柱塞泵，所以8=2sin2 =2xsin2 —=2.51%2Z 4x7根据计算值，将脉动率6与柱塞Z画成下图的曲线图3-4脉动率6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。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。柱塞受力分析

图4-1柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。4.1.1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P=-d2p=-x(0.024)2x31.5x106=14.25KN

b4Zb4式中Pb为泵的排油压力。柱塞惯性力Pg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P=-ma=-^zR①2tgycosa

思zgf式中m、G为柱塞和滑靴的总质量和总重量惯稚力Pg方向与加速度a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pgmax=Mr①2tgy离心反力Pi柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动,质量重心并垂直于柱塞轴线，是径向力。有向心加速度柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动,质量重心并垂直于柱塞轴线，是径向力。有向心加速度a,产生的离心反力P通过柱塞其值为1 1斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头P=NcosyT=Nsiny轴向力P与作用于柱塞底部的液压力p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。柱塞与柱塞腔壁之间的接触力七和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在柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞轴线的径向力T和离心力Pt引起的接触应力^和P2可以看成是连续直线分布的应力。摩擦力Pf和Pf1 2柱塞与柱塞腔之间的摩擦力Pf为

Pf=（P1+P2）f式中f为摩擦系数，常取f=~。取f二分析柱塞受力，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：Zy=0 Nsiny-P+P=0TOC\o"1-5"\h\z1 2zz=0 Ncosy-fP、-fP^=0ZM0=0P(l-1+kl^)-P(l-k)-fP匕+fP匕=01 0 3 2 3 12 22_6l°l-4l;—3fd人=12l-6fd-6lQ6x54x74-4x542-3x0.12x24x54“/12x74-6x0.12x24-6x54 ^式中10一柱塞最小接触长度l=54mm；l一柱塞名义长度l=74mm;解放程组得：P=Nsiny[1+ i ]1 lz2!-112

2=17.33xsin180[1+ 1 ]=12.2KN(54-23.4)2 —123.42Nsiny 17.33xsin180 = =7.14KN(l0-l2)2-1 (54-23.4)2-112 23.422n=―P= 2425 cosy一f^siny cos18。一0.12x3.82xsin180(l0T2)2+1 (54-23.4)2+1式中'=——= lz2i-1122 式中'=——= lz2i-1122(54-23.4)2 —123.42柱塞设计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.柱塞结构尺寸设计柱塞直径dz及柱塞分布圆直径Df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mf 的75%，即Zd Zd Z—兀Df=0.75由此可得m=Dfq-^—

d 0.75兀由此可得z式中m为结构参数.m随柱塞数Z而定.当泵的理论流量Q^和转速匕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d=.4Qb = 4x94500二二24mmzVmnZntgv7b3 x兀x7x1500xtg180\0.75x兀柱塞直径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D= 4Qb =―冬0—=37mmfnd2tgyZn^ 兀x242tg182x7x1500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<20MP10=(1.4~1.8)dzpb>30MP 10=(2~2.5)dz因为 p=31.5MP 所以1=2.25dz=54mm因此,柱塞名义长度l应满足：1-10+，max+1min式中S一柱塞最大行程；

l.—柱塞最小外伸长度,一般取l.=0.2dz根据经验数据，柱塞名义长度常取：pb<pb<20MPl=(2.7〜3.5)dZpb>30MPal=(3.2〜4.2)dZ如图图4-2如图图4-2柱塞尺寸图为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离ld，一般取同理l=(3.2〜4.2)=4x24=96mm柱塞球头直径d1按经验常取d1=(0.7〜0.8)dz=18mmld=(0.4〜0.55)dz=0.55x24=13mm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：龙=0.3〜0.8mm取0.8mm;宽b=0.3〜0.7mm取0.6mm;间距t=2-10mm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.柱塞摩擦副比压p、比功pv验算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值，则p =翌<[p]n2x12.2x103=29.68N/cm2<30N/cm2maxdl 24x30.6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，v=Rwtgy<[v]n37x157xtg18。=1.775<8m/s由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功Pmaxvmax为pv=^―^R^tgy<[pv]maxmaxdlfn2x12.2x103x157xtg180=52.68<60N/cm2/s24x30.6选用18CrMnTiA材料.第五章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，称为压紧力七；另一是由滑靴面直径为D1的油池产生的静压力Pfi与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力P,二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离力P.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. f分离力Pf图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的表达式为冗a3（p—p）6uln&Ri兀a3p6目ln旦R1式中a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

IRln-^~P=(P-P)—白+P

r1 2R2ln—r]R1mrPr=P1R1mR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。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。"Pr(R2-R2)-P兀R2

21n2Ri油池静压分离力七油池静压分离力七1为P/P/1=兀R2P1总分离力总分离力Pf为P=Pf1兀(RP=Pf1兀(R2-R2)-P1—2 121nRR1兀(31.52-22.052)x10621农22.05X31.5X106=70.2KN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P=-^=-d2-^=-x0.0242X31.5X106=14.9KN

y cosy 4zcosy 4 cos180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P=Pf兀d2Pb―兀(R；-R《)4zcosyciRP

21n-^~R1兀83Pq=<|R6u1n2R

得泄流量为兀53pd2q12目(R2-R2)cosy兀X0.013X31.5X106X0.0242= =197ml12x0.05x(31.52-22.052)xcos18。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。摩擦功率损失AN摩擦功率损失AN功率损失为AN=1pq=—竺、—v2/24目(R2-R2)cosy兀X0.013X31.5X106= =171ml24x0.05x(31.52x22.052)cos18。V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m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AN=Fu=兀（R2-R；）喘％①式中[—液体粘性摩擦力，F=兀（R;-R：川；；u一切线速度，u=R广兀（R2-R12）一滑靴摩擦（支承）面积；日U一液体粘性摩擦应力，R为液体粘性系数，5为油膜厚度。0将u=RfO代入上式中可得①2R2AN =冗(R2-R12川—5^=兀X(31.52-22.052)X0.05x1572*372=268ml0.01滑靴总功率损失ANAN=ANv+AN冗d283p2 z b 24贝R2-R12)cosy令普=0'可得最佳油膜厚度80为8=局;-R2川叫4：W0 pd；(31.52—22.052)X0.05x157x0.0372 -~~—=,‘ x48cos18? 31.5x106x0.024=0.012mm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80=0.01〜0.03mm范围。滑靴结构型式与结构尺寸设计滑靴结构型式滑靴的结构型式如图图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，与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于，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。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y=0时，互相之间仍有一定间隙s，如图图5-2滑靴外径D2的选定滑靴外径D2为D=Dsin^-—s=74xsin生一0.6=31.5mm2fZ 7一般取s=0.2〜1mm取s=0.6mm2.油池直径D1初步计算时，设定D]=(0.6〜0.7)D2=0.7x31.5=22.05mm3.中心孔』0、d0及长度10

节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔』'作为节流装置，如滑靴结构及分离力分布图0所示。根据流体力学细长孔流量q为兀d,4(p-p)

q= 128pil0KWd0、10K——修正系数;细长管直径、长度;Rd、Wd0、10K——修正系数;细长管直径、长度;Rd、64/^0 1 1匚=1+2.62( )4dR0e1一 <0.065dR0e匚=2.281

dR0，>0.065把上式带入滑靴泄漏量公式兀83pq=R6plmRi可得兀d,4(p-p)128pil0K兀83p

1—

/1R

6plmR1整理后可得节流管尺寸为d14 12883Ka= p10 6pln里-以人R1经多次试算得d经多次试算得d=1.2mm0l=22.5mm0. 2当. 2当以=2=0.667时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。..d‘4 12883Ka从'4n—式中a为压降系数，a_p, 1。式中a为压降系数，ap

b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。R 公式中可以看出，采用节流管的柱塞-滑靴组合，公式中无6pln21R1，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。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。配油盘受力分析常用配油盘简图如下图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生的压紧力Py；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力Pf。压紧力P 'y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。对于奇数柱塞泵(Z=7)，当有2(Z+1)=4个柱塞处于排油区时，压紧力七为DZ+1兀』P1=K彳dPb=Pymax=111x-x0.0242x31.5x106=57KNTOC\o"1-5"\h\z2 4当有2(Z-1)=3个柱塞处于排油区时，压紧力Py2为Z-1-,K4dZPb=Pymin=7^1x-x(20x103)x31.5x106=42.7KN2 4平均压紧力Py为1 -p=2(p1+p2)=歹Zd2pb- —一… =-x7x0.0242x31.5x106=49.85KN8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P f1 f2f3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40有所扩大。当有2(Z+1)=4个柱塞排油时，封油带实际包角中1为中］=2(Z-1)以+以0=2x(7-1)x51。+45。=198。当有2(Z-1)=3个柱塞排油时，封油带实际包角中2为中2=2(Z-3)以+以°=1((7-3)x51。+45。=147。Z平均有%个柱塞排油时，平均包角甲p为

中=1(^中=1(^+中)=1(Z-2)a+a0=1(7-2)x51。+45。=175。<'p2、’1 '2，2'2冗式中a—枉塞间距角以=一=51。;Za0—柱塞腔通油孔包角a0=45。1.外封油带分离力Pfl外封油带上泄流量是源流流动，可得外封油带泄流量q1为中p(R《-R;) 1 4lnRR2中

--pR22q183外封油带泄流量q1为中p(R《-R;) 1 4lnRR2中

--pR22q183piR12uIn—1R22.内封油带分离力Pf2内封油带上泄流量是汇流流动，可得Pf2中(-R2+R2)4lnRR2中+~^R2p内封油带泄流量％为中83psiR12uIn一R43.排油窗分离力Pf3P=L(R2-R2)p

f3 2 2 3b4.配油盘分离力Pf=Pf1+Pf2+Pf3中R2-R2R2-R2^(ix一%RR

2 4总泄流量q中83pq1+q2=E(IR

lmR44)

lnRR2理x31.5x106=J6 12x0.051I1i27\40.5

ln ln 12.537)=1982诚考虑到封油带很窄，分离力也可以近似看成线性分布规律，简化计算:P11=*（D：-D;）%35兀36 31.5x106=36x(812一742)x =6.5KNTOC\o"1-5"\h\z8 2P=二(D2-D2)乙f2 8 3 4 235——兀=-^―x(542-252)x3—^__-=13.78KN8 2P=^~p(D2-D2)pf3 8 2 3b35——兀=3^x(742-542)x3—^__-=15.4KN8 2Pf=¥(D；+D2-D2-D2)pb-35W 315x106=3^x(812+742-272-12.52)x3 =67KNTOC\o"1-5"\h\z8 2力平衡方程式为使缸体能与配油盘紧密贴合，保证可靠密封性，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AP；剩余压紧力AP与压紧力P之比为压紧系数中，它J J J表示压紧程度。即,=二=土PPJ J由此可得力平衡方程式Pf=（1-中）P 一般取9=0.05〜0.1取p=0.1贝I] P=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300~500N。弹簧力Pt也可按下式选取Z兀P=（0.03〜0.035）-8-dzpb7兀=0.0325x——x242x10-6x31.5x106=1.13KN8配油盘设计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。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a1大于柱塞腔通油孔包角a的结构，称正重迭配油盘。0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△%；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Ap0。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。aa图6-2柱塞腔内压力变化选带卸荷的非对称配油盘根据式cosAa=1-2(1+—?^0 )—b——p0根据式1 汨2Rtgy EZf ycosAcosAa21 4V p-p兀d2RftgY E计算出Aa=15。 Aa=20。 ，在泵的结构尺寸确定后，取决于吸排有压力差的大小。在实际工况条件下，泵排油压力常随负载改变而变化。要避免在新工况条件下的压力冲击，应改变压缩角Aa1和Aa2以适应压力差的变化。简单的方法是在过渡区开设减振槽。

22图6-3非对称配油盘此时，过渡区压缩角，按柱塞腔封闭油液压力升高或降低所必须的体积压缩量AV的50%计算；而减振槽按余下地50%计算。得 coaAa=1-(1+—^o )—b——pi nd2Rtgy EZf y柱塞腔接通减振槽过程中，减振槽两端的压力差A—是变化的。开始A—=0，完全接通后A—=P"，取近似平均压力差为2A—，则通过减振槽的单位时间流量为Qond4Ap

o

128旦1oQo而由液通过减振槽的单位时间是耕128叫①128叫①q=Aao①nEAa把上式带入。。式中可得减振槽的设计尺寸为d4 128uVw=

兀EAay1l=12mmo经多次验算得dl=12mmoo也有变截面的三角槽减振槽有多种形式，如等截面的沟槽,也有变截面的三角槽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Df配由窗口包角甲o，在吸排由窗口包角相等时，取

中=兀—以1+以2=兀一以=5兀

0 2 7为避免吸油不足，配油窗口流速应满足v0=%V[v0]2式中Qib一泵理论流量；七一配油窗面积,F2=*(R;-R2)[v]—许用吸入流速，[v]=2~3m/s0 一由此可得2x94500— =561.5mm2-兀x2.57外封油带宽度为b2外封油带宽度为b2.设内封油带宽度为b1 -考虑到外封油带处于大半径，在加上离心力的作用，泄流量比内封油带泄流量大，取b1略大于b2,即b=R—R=0.125H=3mm、2=R3—R4=(0.1〜0・125)』z=2.7mm当配油盘受力平衡时，可得nzZd2（1—甲） z 2甲pRnzZd2（1—甲） z 2甲plnRlnRR2 R4计算出的结果经多次调整得到的为R1= R2=37 R「27 R4=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，如下图中D,D。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56兀F=—(D2—D2+D2—D2)—(F]+%+F3)兀， . 、=_x(1102—902+812—252)—(800+837.7+670.2)4=5495.8mm2图6-4配油盘主要尺寸确定F1=KB(R-R5)=8x10F1=KB(R-R5)=8x10x(55-45)=800mm2(K为通油槽个数，取K=8mm,B为通油槽宽度,

取B=10mm)F、F-吸、排油窗口面积。2 3— 5兀F=12x(372一272)=837.7mm2nF=2x—x(372-272)=670.2mm2配油盘比压p为p=竺堂=E一67+E“MPa<[p]F 5495.8式中△P一配油盘剩余压紧力P-中心弹簧压紧力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=pv=1.55x1.48=2.294MPa<[pv]式中v为平均切线速度，v=竺(D+D)=竺(25+110)=1.48m/sP 第七章缸体受力分析与设计缸体的稳定性在工作过的配油盘表面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，泄流增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的寿命。缸体是一个复杂的受力体，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸体发生倾倒。下面就缸体受到的主要力矩进行稳定性分析。压紧力矩My液压泵工作时，由于处于排油区的柱塞数量和位置随缸体转角a变化，压紧力「及合力作用点也随a变化，其相应合力矩M也要随转角a变化。因为选用九柱塞泵，排油区可能有四个或五个柱塞。下图是五个柱塞排油时柱塞位置。为了便于分析，把每个柱塞的压紧力看成是单位为1的集中载荷。图7-1压紧力合力作用点位置总压紧力矩为M=—Dd2py8fzb=_x0.074x0.0242x31.5x106=1174.8N-m28分离力矩Mf因为分离力由三个部分组成，在内、外封油带上的压力分布是按对数规律分布的。可认为内、外封油带上的分离力是沿着封油带重心弧线r2、r1均匀分布的。弧线的包角仍为中，弧线的半径，如图所示，分别p厂气+厂气+3(%-%)JR3-3(R-R4)从数学可知，弧线重心矩为R+2R40.5+37x2oo

= = =38mm3 3_2R+R_2x27+12.5_22血33卜 3 mm中

sin

oh=r 2也2由此可得外，内封油带分离力臂为sin—2(R+2R)sinK~r 2 1 2 2oh=r———= 3 p22x114xsin35^= ———7^=24.9mm欠35兀3x 36sin^^2(R+2R)sinK砍=L—2= 43—3 2p235兀2x66xsin = 7^=14.4mm欠35兀3x 36排油窗的油压力是均布的，因此其分离力合力作用点可用求排油窗扇行面积重心来求得。数学上环扇面积重心矩为Q2(R3一r3)sin一 Qoh= 3(R2—r2)52.由此可得排油窗分离力力臂g为2(R3一R3)sinK 2x(373一273)xsinoh= 2 3 = 72=21mm3 3(R2一R2)? 3x(372-272)x芸分离力总合力作用点c3可用力平衡式求得，即ocP=Poh+Poh+Poh2ff11 f22f33得—Poh+Poh+Poh寺 oC2= Pf6.5x24.9+13.78x14.4+15.4x21= =10.2mm67总分离力矩Mf=POc^=67x10.2=684N-m力矩平衡方程M设压紧力矩M与分离力矩Mf之比为力矩系数©,4=后。f则力矩平衡方程为 M=©Myf缸体稳定性与4有很重要关系，4偏大偏小都可以造成缸体倾倒偏磨，直接影响泵输出油液压力大约有10〜15%脉动。因此，Z=9 4=1.07〜1.2取4=1.14所以M=1.14x684=779.76N•m缸体径向力矩和径向支承上面分析了由轴向的压紧力和分离力引起的压紧力矩和分离力矩，通过选择力矩系数使得缸体轴向稳定。但仅此是不够的，因此缸体还受到径向力作用，如果没有可靠的径向约束，缸体倾倒和偏磨仍会发生。下面将分析缸体所受径向力和缸体稳定性的影响及缸体径向支承形式。径向力及径向力矩从柱塞受力分析知道，在排油区的柱塞，由于受斜盘约束受有径向力T的作用，对缸体产生以H为支点的倾倒力矩。即M.=Tl式中l,为任一柱塞球头中心至H点的距离。如图图7-3径向合力产生的倾倒力矩柱塞径向合力对缸体的倾倒力矩Mt为

=18.34x(112.8+2x117.36+2x121.92+2x131.04+2x126.48)=20.29=20.29x103N-m号=4个柱塞处于排油区时，径向合力最大。若忽略柱塞惯性力、摩擦力等因素的影响，则柱塞最大径向合力为-Z+1兀,T= d2ptgy24z'e8冗=_x_x0.0242x31.5x106xtg18。=18.34KN24对于柱塞数Z=9的柱塞泵，有&=0.25Rtgy=0.25x37xtg18。=3mm式中Az—径向合力作用点运动弧长在Z轴上的投影长度。综上所述，要保证缸体不因径向力作用产生倾倒，必须根据径向力大小及作用点变动情况选择可靠的径向支承。安装位置应使支承轴承平面中心与传动轴的交点重合于柱塞球头与传动轴的交点缸体径向力支承型式选用缸体外支承在柱塞径向合力中心位置上设置一缸体外径大轴承，如图图7-4缸体外支承型式缸体传动的径向力全部由缸体外径轴承支承。这种形式的主要优点是传动轴只起传扭作用，不承受弯矩，因而轴和轴承的设计条件可以大大改善。同时，缸体支承刚度高，多次装配重复性好。由于径向轴承外径大，造成泵的外径尺寸也大，重量增加，径向支承还限制了泵转速的提高。缸体中心的传动轴尺寸较小，缸体结构设计更紧凑。柱塞分布圆直径较小，柱塞数较少(常取Z=7)，斜盘倾角较大(ymax=180-200)。由前面分析可知，缸体倾倒造成偏磨的原因是因为配油盘不动，缸体倾倒后改变了原接触面的相对位置。如果缸体发生倾倒时，配油盘能自动相应变化，保持接触面良好的贴合关系，即配油盘具有自位性，无疑可以避免缸体偏磨和泄漏。为此从结构上采取措施，出现了浮动配油盘、浮动缸体和球面配油盘等多种装置，解决了缸体偏磨等问题。缸体主要结构尺寸的确定通油孔分布圆半径Rf和面积Fa为减小油液流动损失，