11-斜盘式轴向柱塞泵的结构分析与设计

3-7斜盘轴向柱塞泵的几个问题一、柱塞运动学分析二、流量脉动三、困油问题四、柱塞滑靴的受力分析五、缸体的受力分析六、滑靴副的结构七、配流盘的结构八、配流盘和缸体的自位结构九、关键零部件的设计十、主要零件的材料与技术要求一、柱塞运动学分析（参考《液压元件》）滑靴在旋转过程中，由于离心力的作用，滑靴对于斜盘产生的压紧力将偏离滑靴的轴线。在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在运动中会产生绕自身轴线的旋转运动，转动的快慢取决于旋转摩擦力的大小。但这一自旋可以改善滑靴底部的润滑，对减小摩擦、改善磨损和提高效率均有利。一、柱塞运动学分析一、柱塞运动学分析一、柱塞运动学分析一、柱塞运动学分析一、柱塞运动学分析（参考《液压元件》）滑靴在旋转过程中，由于离心力的作用，滑靴对于斜盘产生的压紧力将偏离滑靴的轴线。在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在运动中会产生绕自身轴线的旋转运动，转动的快慢取决于旋转摩擦力的大小。但这一自旋可以改善滑靴底部的润滑，对减小摩擦、改善磨损和提高效率均有利。二、瞬时流量与流量脉动1、随着柱塞数的增加，流量不均匀系数减小2、流量不均匀系数，奇数柱塞明显优于柱塞数相近的偶数柱塞，这就是轴向柱塞泵采用奇数柱塞的原因。3、大多数轴向柱塞泵柱塞数采用7或9个，有时小排量可采用5个三、困油问题为了保证密封，配油盘吸、排油槽的间隔角应该等于或略大于缸体底部腰形孔所对应的中心角。柱塞在偏离上、下死点位置时，柱塞在缸孔中的往复运动会使工作容积发生变化。如果配流盘吸、排油槽的间隔角大于缸体底部腰形孔道的包角，就会在这一区域内产生困油现象。开设减振槽（阻尼槽、眉毛槽）或减振孔（阻尼孔）四、柱塞滑靴的受力分析1、柱塞的回程辅助泵供油强制回程分散弹簧回程集中中心弹簧回程定间隙强迫回程1、柱塞的回程辅助泵供油强制回程分散弹簧回程集中中心弹簧回程定间隙强迫回程1、柱塞的回程辅助泵供油强制回程分散弹簧回程集中中心弹簧回程定间隙强迫回程1、柱塞的回程辅助泵供油强制回程分散弹簧回程集中中心弹簧回程定间隙强迫回程四、柱塞滑靴的受力分析为了使滑靴以一定大小的力紧贴斜盘回程，中心回程弹簧必须克服以下诸力：a、柱塞滑靴组件往复运动的惯性力。b、吸油真空造成吸油区柱塞脱离斜盘的力。在正常工作时，工作容腔内的吸油真空可取0.05MPa。c、柱塞外伸运动的摩擦力。还需要保持一定的剩余压紧力使滑靴紧贴斜盘，缸体紧贴配流盘，以免在吸油过程中这两对摩擦副的密封漏气。通常，中心弹簧的剩余压紧力使这两对摩擦副的接触比压保持在0.1MPa。四、柱塞滑靴的受力分析2、滑靴的受力（确定集中弹簧力）滑靴除承受来自柱塞球头中心的压力、弹簧力和斜盘的垂直反力外，还要承受离心力和摩擦力。a、离心力、摩擦力和所需要的压紧弹簧力b、滑靴气密所需要的弹簧力四、柱塞滑靴的受力分析3、柱塞滑靴组的受力分析离心力液压力轴向惯性力摩擦力斜盘的垂直反力五、缸体的受力分析1、斜盘对缸体的作用力斜盘对滑靴的摩擦力通过柱塞传递到缸体上；此外，斜盘对柱塞的垂直反力中，包括了侧向力和由离心力引起的摩擦力、返回弹簧力和油压力等在斜盘上引起的反力。为简化问题，现只考虑油压所引起的斜盘反力对缸体的作用力与力矩。2、配流盘与缸体间流场的作用力配流盘与缸体间流场的作用力可分为两部分，一部分为从腰形进出油孔渗入两者缝隙中的油压反推力；另一部分为配流盘表面的辅助支撑力。一般把两者接触面内的摩擦力忽略不计。与类似，油压推力的计算也不考虑低压腔压力。六、滑靴副的结构两种设计思想：1、静压支承原理(压紧力等于反推力)2、剩余压紧力原理(压紧力等大于反推力)静压支承油膜理论静压支承的工作原理：1、一个油压源，一个固定液阻，一个可变液阻2、两个压力场产生承载能力3、实现纯液体润滑支承面可变液阻充当的功能：1、支承功能2、力-位移传感器3、可变液阻的反馈控制功能六、滑靴副的结构1、静压支承原理阻尼孔的直径要选得很小。这一方面增加了阻尼孔堵塞的可能性，同时也必须增大滑靴直径以获得必要的液压反推力(压紧力等于反推力)。显然，这将加大柱塞分布圆直径，增加了泵的径向尺寸。六、滑靴副的结构2、剩余压紧力原理通常采用剩余压紧力法来设计滑靴，使滑靴底部的液压反推力等于柱塞对滑靴压紧力的95％.假设从滑靴底腔到滑靴外圆的油膜压力是按线性递减的(如图5-15虚线所示)，并且认为滑靴底腔中的压力。ppN六、滑靴副的结构2、剩余压紧力原理滑靴受到总的液压反推力为令则可得压紧力系数pddddFNf26652512NNfFF95.0~9.095.0~9.03cos2266525ddddd六、滑靴副的结构采用剩余压紧力设计法时，滑靴对斜盘的接触比压为（5-82）滑靴在斜盘上滑动的平均速度为（5-83）式中：——滑靴和斜盘间的承压面积；——柱塞分布圆半径；——柱塞直径；——斜盘倾角；——泵轴角速度。可以按照上述比压及滑动速度来校核滑靴—斜盘摩擦副的许用值。cos412ApdPscosRuARdpv七、配流盘的结构从理论上讲，缸体对配流盘的压紧力和配流盘对缸体反推力的大小及作用点可以做得相当接近，从而使缸体悬浮在配流盘上。实际上，由于密封带压力分布规律的实际情况与理论推导尚有差距，推导过程中柱塞和缸体的摩擦力忽略不计，泵的压力脉动对力平衡的影响等原因，使缸体对配流盘的压紧力和液压反推力不可能相等。反推力如过大，则缸体被推开，泵的容积效率大大降低；反推力过小，则配流盘磨损加剧。通常按剩余压紧力法进行配流盘设计。七、配流盘的结构在剩余压紧力设汁法中，要求缸体对配流盘的压紧力略大于配流盘对缸体的液压反推力，两者的比值为NmFfmF1.1~05.1fmNmFF七、配流盘的结构在设计配流盘时，一般外密封带比内密封带稍宽，通常。这是由于离心力的影响，外密封带的泄漏比内密封带多，故要求较宽的密封带尺寸。为了减小理论计算中密封带油膜压力分布规律与实际情况的误差，密封带不宜过宽。一般，这里d为柱塞直径。34120.1~8.0RRRRdRR125.012七、配流盘的结构配流盘油槽的中心半径为油槽内、外半径之和的一半，如图5-17所示。为减小配流盘和缸体相对滑移速度，一般取，此处为缸体上的柱塞孔分布圆半径。相对滑移速度为上式中为防止磨损过度时的最大允许相对滑移速度。一般，不能过小，配流盘油槽内、外径及和缸体上柱塞出流孔道的内外径相等。如图5-17所示，阴影面积为柱塞通油腰形孔道的通流面积。此面积应使柱塞在排出最大流量时的流速不超过2~3m/s。3205.0RRRRR0.1~7.00vnRv300smv/8~5v0R2R3Ru七、配流盘的结构通常按剩余压紧力法进行配流盘设计。反推力如过大，则缸体被推开，泵的容积效率大大降低；反推力过小，则配流盘磨损加剧。用剩余压紧力法设计时，缸体对配流盘具有一定的压紧力。为减小接触比压，设置了辅助支承。辅助支承的形式热楔支承动压支承静压支承（少用）热楔油膜理论摩擦表面的相对运动产生的热量导致油膜温升，油膜热膨胀而产生的压力场，压力场带来油膜的承载能力。热楔油膜理论就是研究在已知的摩擦副几何尺寸、滑动速度和油的物理性质等条件下的油膜厚度与温升和承载能力之间的理论关系。热楔支承（油膜）理论图5-18为热楔支承原理图。泄油漕5使辅助支承内、外圆均处于回油压力下。当缸体高速转动时，辅助支承面上一层极薄的油膜受到很大的剪切力。在粘性摩擦力的作用下，油发热并膨胀，以致产生压力流动。这就意味着在支承面上的压力大于回油压力，因而产生反推力，故称为热楔支承。如油膜厚度变大，则油膜中速度梯度减小，剪切力随之变小，因而发热少，反推力小，故热楔支承在一定程度上能使油膜厚度维持在一定范围内。但过大的负载力会导致油膜温升过高，也是不允许的。热楔支承涉及到热交换，在发热情况下油液粘度的变化及零件热变形等一系列问题。动压支承（油膜）理论动压支承的理论：两个有倾斜的摩擦副之间的相对滑动的造成在滑动面之间的压力场，此压力场形成承载能力动压支承涉及的几个问题：用雷诺方程数值解可得到压力分布，有压力分布后，压力中心、承载能力、摩擦力、泄漏流量和温生都可以得出。静压支承（油膜）理论由于存在油膜的挤压效应，此时油膜仍然具有一定承载能力。这种间歇注油的静压支承具有较大的承载能力，又不至于使容积效率有明显的下降。此外，还有用滚动轴承来承受剩余压紧力的结构，由于其制造要求高、噪声大，目前已很少采用。八、配流盘和缸体的自位结构泵的加工、装配误差可能造成缸体端面与配流盘不平行。对通轴式斜盘泵来讲，主轴的挠曲变形也有可能造成缸体倾斜。为了使缸体和配流盘能很好贴紧，在结构上可采用自位措施，使配流表面能自动适应缸体端而的微量倾斜。1、球面配流2、浮动缸体3、浮动式配流盘八、配流盘和缸体的自位结构1、球面配流图5-21所示为球面配流的结构。由于配流盘与缸体的结合部为球面，故称为球面配流。这种结构具有很好的自位性，即使缸体相对转动轴线有些倾斜，仍能保持球面的密合接触。球面配流盘的加工比平面配流盘要复杂。八、配流盘和缸体的自位结构八、配流盘和缸体的自位结构2、浮动缸体如图5-22所示，在缸体2中每一个缸孔的底部都装有一只过流套，过流套可在缸孔内压力的作用下单独压紧在一个随缸筒旋转的并开有配流孔的衬板5上，衬板则与配流盘1贴合。图中以缸体2与过流套6的相对浮动实现自动补偿。八、配流盘和缸体的自位结构3、浮动式配流盘图5-23浮动式配流盘结构a)连通套为球面结构b)连通套为薄刃结构c)连通套具有O形密封圈的结构八、配流盘和缸体的自位结构3、浮动式配流盘图5-23中的配流盘2由一组连通套与泵体端盖的油孔相通。配流盘和泵体端盖间保持一浮动间隙。当缸体发生微小倾斜时，配流盘贴紧缸体的同时也产生微小倾斜。连通套的球面结构或薄刃结构的弹性变形、或连通套的O形密封圈，允许连通套与配流盘及端盖有较大的配合间隙，可使配流盘适度浮动。通常，在配流盘的吸、排油侧各均匀设置2~3只连通套，以产生足够的压紧力使配流盘紧贴缸体底面。连通套室中的油压对配流盘的轴向推力略大于缸体对配流盘的推力。八、配流盘和缸体的自位结构3、浮动式配流盘如图5-23a)中的连通套为球面式结构，允许连通套产生微小摆动；图5-23b)中的连通套为薄刃结构；图5-23c)中的连通套用较大配合间隙和O形密封圈相结合的办法来保证配流盘“浮动”，O形密封圈的松紧度要选择适宜。九、关键零部件的设计1、缸体a、缸体的参数设计确定斜盘倾角、柱塞直径、柱塞数量和柱塞分布园直径这三个参数互相制约，且与结构类型有关。在保证性能、强度、刚度的前提下，通常用绘制草图法，试算出最紧凑的结构尺寸，并考虑有较好的工艺性。一般半轴型多取，通轴型多取，能使结构较为紧凑。初算时，可取，再按下式试算：确定后，再由排量公式确定柱塞直径。ZdR18~15max)(tan125.133cmZVR75.02RZd7Z9ZRd九、关键零部件的设计1、缸体b、根据驱动转矩设计泵轴直径（先估算）c、缸体的强度计算找最小壁厚：柱塞孔与缸体外圆之间的壁厚、柱塞孔与缸体内圆之间壁厚，柱塞孔与柱塞孔之间的壁厚。九、关键零部件的设计2、柱塞的设计a、柱塞长度柱塞长度应等于柱塞的最小留缸长度、最小外伸长度和最大行程之和。最小留缸长度与泵的工作压力有关，通常有：当时，当时，L0lHpMPapH20dl8.1~5.10MPapH30dl5.2~0.20maxmaxtan2RS0l九、关键零部件的设计2、柱塞的设计a、柱塞长度柱塞长度应等于柱塞的最小留缸长度、最小外伸长度和最大行程之和。最小留缸长度与泵的工作压力有关，通常有：当时，当时，球头直径d1，依经验取为使柱塞球头不遮住滑靴注油孔(该注油孔的直径为d4)，应满足b、柱塞比压和比功的验算pL0lHpMPapH20MPapH30pvmaxmaxta