轴向柱塞泵设计

11绪论1.1国内CY系列轴向柱塞泵发展概况就市场发展需求来看，我国目前大量使用的CY系列轴向柱塞泵，2003年全国的总产量达到了20万台[1-2]。这类泵的最大特点是采用大轴承支承缸体，具有压力高、工艺性好、成本低、维修方便等优点，比较适合国情，因此，市场需求量大，也成为当今我国应用最广的开式油路轴向柱塞泵。CY型轴向泵从1966年开始设计以来，前人总结经验摸索，经过CY14-I，CYI4-lA，CYI4-IB几个发展阶段，每一个发展时期泵的性能、寿命都得到提高，品种也不断丰富。但是，从1982年CY14-1B轴向泵定型以来，已经过去20余年的时间，该泵的结构发展依旧停滞、变化不大。由于近年来，世界上各家公司的柱塞泵技术已有长足进步，加上国内市场经济的蓬勃发展，对使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要符合市场经济的轴向柱塞泵，因此对CY14-1B轴向泵进行更新，开发一种噪声更低、自吸性能更好、节能、省料、使用更可靠的轴回柱塞泵就显得迫在眉睫，这就是CY14-1BK轴向柱塞泵[3-7]。早期的斜盘式轴向泵的压力都只有7MPa，但现代液压传动系统注重效率和经济，均要求更高的压力。目前市场上的定量斜盘式轴向柱塞泵的压力均已达21--48MPa，这是因为我们在各自的发展过程中，工业在进步，突破了一些关键技术[8-10]。2003年产量估计有近20万台，各行各业中应用非常广泛，特别是应用于CY14-1B斜盘型开式轴向柱塞泵。从1972年开始设计研制，到1982年定型，但是从此之后的20多年的时间里，泵的结构基本是没有什么变化，甚至出现有些厂家生产20余年，没有任何改进。但是世界上的柱塞泵发展不会因为国内的不进步发展而停止不前的，柱塞泵的各个方面有了长足的进步，然而CY14-1B轴向泵的使用中也依然发现不少的问题，柱塞在工作是压排油液终了之余，柱塞底腔仍有一些油液未排除，当柱塞进入吸入行程时，这样便导致损失了一部分吸入容积，降低了容积效率。进而进行改进，往柱塞腔填入尼龙，减小柱塞腔的残留空间，提高容积效率[11-13]。以及缸体外套使用轴承钢，使加工非常不方便，因而从加工制造角度考虑变换其他材料。对CYI4-1B轴向泵进行更新的改造，符合市场需求。是研制CY系列轴向泵的主要目的。21.2国外轴向柱塞泵发展概况从上世纪80年代以来，国外在轴向柱塞泵的结构、材料、工艺上虽然都有不少进步，但一个最重要的动向是向着个性化发展，即针对不同的需要，设计出专用类型的泵。例如闭式油路用泵、开式油路用泵以及混合式油路泵。这类泵的设计主要是为了满足行走机械静液压传动的需求，符合行走机械要求所使用的泵液压装置均体积小、重量轻、转速高，而静液压传动系统又实现了系统标准化，因此在发展闭式油路用集成化的油泵静液传动装置就成为必然的途经趋势之一，这种结构装置将闭式系统的所有元件(甚至包括过滤器)都集成在泵和马达上，因而用户在使用时只要装上油箱联接两根管道，就可以使系统运转[14-15]，降低了难度。开式系统大多数用于固定式机械，它的主要功能需求是噪声低、自吸能力好、节能。这样进出油口不对称的开式系统用泵、新的节能和与电子技术相结合的变量型式泵就应运而生。又如为了满足系统对于不同压力的需求，又出现了开式油路用重型泵(压力25MPa以上)和轻型柱塞泵(压力25MPa以下)这一分水岭，但是从近期发展动向看，重型泵轻量化，轻型泵参数重型化的趋势也是渐渐盛行。在轴向泵的使用中，开式油路用泵和闭式油路用泵分别解决不同问题：闭式油路用泵和马达主要是解决系统集成化问题，以满足工程机械和建设机械静液压传动的要求；而开式油路用泵主要需求是降低噪声、提高自吸能力，因此开发新的节能和与电子技术相结合的变量型式泵，以满足固定式机械的多种要求。在这其中的分支重型泵，其发展趋势是重型泵轻量化，参数重型化。据有关资料显示，国外对闭式油路用泵和马达与开式油路用泵分别进行了针对性个性化的设计，以发挥它们各自的优点[16-17]。1.3CY系列轴向柱塞泵的主要用途和应用领域斜盘式轴向柱塞泵，由于体积小，重量轻，液压伺服变量机构简单，惯性小，因此在移动设备与自动控制系统中，作为液压动力源。斜盘式轴向柱塞泵是现代液压传动系统中被广泛使用的动力元件也是可实现无级变量的两类泵。在1906年斜盘式轴向泵第一次使用于军舰的炮塔上到现在已有近90年的进程;从H.F.Vickers先生1925年发明叶片泵到现在也已有70余年的历史。在这几十年以来，3斜盘式轴向柱塞泵是一直在不断地改进、发展、竞争。现在，市面上的斜盘式轴向泵已占领液压系统大部分的变量泵市场和部分高压(20MPa以上)定量泵和液压马达市场，也因此丧失了绝大部分中高压(20MPa)以下定量泵和液压马达市场。1.4主要设计参数额定排量：max160TQml/r额定压力：PS=32MPa额定转速：r/min1000n斜盘最大摆角：max18变量方式：手动伺服2受力分析液压泵是将原动机输出的转矩，通过其内各机件传递、变换以流体压力能的方式传输出去。下面就此讨论柱塞于滑靴、缸体、斜盘及泵轴等受力情况。2.1柱塞与滑靴的受力柱塞的工作过程分为两种：吸入行程和压排行程，其受力状况是不同的，论述如下：吸入行程：即柱塞由中心加力弹簧经过压盘和滑靴拖动，向缸外移动，使其低腔形成负压而吸入油液的过程。所以，中心加力弹簧的弹簧力sF必须克服下述诸力：柱塞（包括滑靴）的总惯性力iF；柱塞吸入油液的总吸入力1F；滑靴支撑面所需的密封力2F；柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力3F；克服滑靴翻转所需的推压力4F。其中中心加力弹簧必须满足下式：4321max15.1FFFFFFis（2-1）在计算受力分析之前我们可以先估算一下柱塞副的质量，会在算惯性力中用4到。估算柱塞的尺寸如（2-1）图所示。图2-1塞简图L=0.128m，d=0.032m，L1=0.088m，d1=0.022m，d2=0.024m估算柱塞的体积：36221m10103128.0032.044Ldv36332/2m101.26016.06dv36/22m1005.12vv3621213m105.33088.04022.04Ldv柱塞的整个体积V为：366321m1055.70105.3305.1103VVVV材料密度：33kg/m1085.7柱塞的粗略质量为：kg55.01055.701085.7631vm一般为了简化问题结构参数C取2处的值：86.318048.0128.0032.012.0128.0234234max1tgRtgLdfLc如果说球杯高度过大会增加摩擦面积，增加损耗，接触面积过小又会使柱塞于滑靴脱落，所以应稍小一些就可以，取0.014mbd。根据经验给出100.030md10.022md。5图2-2靴简图如图2-2所示粗算滑靴的体积：36221/1m1032.5014.0022.044bddv36332m10072.1216016.0216dVq622101073.200386.0030.044cdVd366/1m1098.610072.173.232.5qdhVVVVkg055.01098.61085.763hhVm柱塞和滑靴总质量：kg605.0055.055.01hpsmmm2.1.1柱塞（包括滑靴）的移动惯性力单个柱塞（包括滑靴）的移动惯性力为：pipsiamF式中psm——柱塞与滑靴的质量（kg）；pia——第i个柱塞的相对加速（2m/s）。将（3-6）式代入上式，得到iRtgmFpsicos2（2-2）因此，所有与吸入和压排油腔相同的柱塞得总惯性力为：2coscos[cos2RtgmFpsi2cos)cos(6上式当0、2、、……等时，亦即当2coscos2coscoscos达到最大值时iF亦即达到最大值，则上式可以写成下述形式：RtgmFpsi2max式中——与柱塞个数Z有关的系数，其值如表3-1；psm——柱塞副质量（kg）；R——柱塞在缸体中分布圆半径，查参考文献[1]表1-29得0.048mR；——斜盘倾角取=18。N23018048.0104605.025.22maxtgFi表2-1—与柱塞个数有关的系数表Z5791113151.622.252.883.514.154.78如图2-3所示，为Z=7的柱塞惯性力iF以及总惯性力iF同缸体转角的变化关系。图2-3力F1与∑F1同缸体转角的关系2.1.2柱塞吸入油液所需的总吸入力移动单个柱塞所需的吸入力为：vpdF2147式中vp——液压泵吸入管路中的真空度，计算时可取令a5p105.0vp。如果假定和吸入油腔相同的柱塞个数为（Z+1）/2个，其总吸入力为：12121421FZpdZFv式中Z——柱塞个数，取7Z。251710.0320.510160N24F2.1.3滑靴支承面所需的总密封力为了使滑靴支承面不漏气，还需加力保证其密封性，一个滑靴支承面所需的密封力为：cosAks2F（2-3）式中sA——滑靴支承面积（2m）；k——支撑表面为阻止吸入空气所需的接触比压，根据经验，计算时可以取令8.0k～a5p100.1。如果假定与吸入油腔相同的（Z+1）/2个柱塞滑靴支承面所需要的总密封力为：βσAZFkscos212（2-4）52710.0007060.810cos18215N2F同样，在应当保证缸体端面与配油盘间的气密性中，所需求的密为：k2FupA（2-5）式中upA——配油盘与缸体相接触的表面积(2m)。22230212415612526180RRRRbRRZRRAup（2-6）8图2-4配油盘如图2-4由参考文献[1]表4-4给出配油盘的主要尺寸参数：10.033mR,20.038mR,30.052mR,40.057mR,50.062mR60.072mR根据以上的数据可以算出配油盘与缸体相接触的表面积：2222222220.07250.062120.07250.0621320.0060.0570.0330.0520.0381800.008125mupA那么缸体端面与配油盘间所需的密封力为：N657108.0008215.0F5k2upA2.1.4柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力：RmtgFfZFps2max2132123710.1254180.6051040.0482195NFtg式中1f——柱塞与其缸孔之间的滑动摩擦系数，钢对青铜的滑动摩擦系数取12.01fpsm——柱塞的质量（kg）。92.1.5克服滑靴翻转所需的推压力据上所述，滑靴沿斜盘平面是作椭圆运动，离心惯性力为：20ssmF（2-7）sm——滑靴的质量（kg）；——滑靴的重心的运动向颈；s——滑靴重心的旋转角速度（rad/s）。由图2-5可知，滑靴因离心惯性力而引起的翻转力矩为：图2-5滑靴部位02000emeFMss（2-8）e——滑靴重心到柱塞球头中心的距离（m）。要想克服此力矩0M，需通过压盘加以力矩aM，使其方向相反，且大于等于0M即0MMa式中aM——附加力矩2cos64dFMa所以：02642cosemdFss由前述可知，当时