轴向柱塞泵结构设计

轴向柱塞泵结构设计内容摘要：

有滑靴的柱塞受力分析简图 ) 作用在柱塞上的力有： 柱塞底部的液压力 bP 柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力 bP 为 )(125601040)1020(44 63m a x2 NppdpP xb   式中 maxP 为泵最大工作压力。 柱塞惯性力 BP 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 BP 为 本科毕业设计说明书（论文） 第 17 页 共 59 页 2 c o s 1 0 1 ( )zB z fGP m a R tg a Ng wg= = = 式中 zm ﹑ zG 为柱塞和滑靴的总质量。 惯性力 BP 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 0a 和 180 时，惯性力最大值为 pt g gwRgGp fz 2601 5 32m a x  015tg =243(N) 离心反力 tP 柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度 ta ，产生的离心反力 tP 通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。 其值为 2 243 9 0 7 ( )15Zt z t fGP m a R Ng tgw O= = = = 斜盘反力 N 斜盘反力通过柱塞球头中心垂 直于斜盘平面，可以分解为轴向力 P 及径向力 0T 即 )(325015s in12560s inNT N1213215c o s12560c o s 00NggNp   ）（ 轴向力 P 与作用于柱塞底部的液压力 bP 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。 柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力 1p 和 2p 该力是接触应力 1p 和 2p 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腔内的接触长度。 因此，由垂直于柱塞腔的径向力 T 和离心力 fp 引起的接触应力 1p 和 2p 可以看成是连续直线分布的应力。 摩擦力 1fP 和 2fP 柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力 fp 为 本科毕业设计说明书（论文） 第 18 页 共 59 页 12( ) ( 2 0 1 0 0 5 8 2 3 ) 0 . 1 2 5 9 2 . 3 ( )fP P p f N= + = + ? 式中 f 为摩擦系数，常取 f =～ ，这里取。 分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于上死点时的位置。 此时， N﹑ 1p 和 2p 可以通过如下方程组求得 0y 12s in 0tN p p p     式中 0l —— 柱塞最小接触长度，根据经验 0l =( 2)d ，这里取 0l =2d =78mm； l —— 柱塞名义长度，根据经验 l =( )d ，这里取 0l =3d =117mm； tl —— 柱塞重心至球心距离， tl =0l 2 7 8 5 7 .6 2 0 .4l m m = = 以上虽有三个方程，但其中 2l 也是未知数，需要增加一个方 程才能求解。 根据相似原理有 1max 0 02max 2p l lpl 又有 1 1 m a x 0 21 ()2p p l l 2 max 212 zzp p l d 所以 2021222()llppl 将式 2021222()llppl代入 12s in 0tN p p p    求解接触长度 2l。 为简化计算，力矩方程中离心力 tP 相对很小可以忽略，得 002020 6612 346 lfdl lfdllllzz  )( 2 mm  本科毕业设计说明书（论文） 第 19 页 共 59 页 将式 2021222()llppl代入 可得 将以上两式代入 可得 )(5715s o s , 2 5 60s inc o s 00 KNgfjg fjpppN tBb    式中  为结构参数。 2 202222022() ( 78 57 .6 )1 1117 1. 78( ) ( 78 57 .6 ) 11117xxllllllj + += = = 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，可有以下三种形式： ①点接触式柱塞，如图 （ a）所示。 这种柱塞头部为一球面，与斜盘为点接触，其零件简单，加工方便。 但由于接触应力大，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。 ②线接触式柱塞，如图 （ 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，相当于普通滑动轴 本科毕业设计说明书（论文） 第 20 页 共 59 页 承，其  pv 值必须限制在规定的范围内。 ③带滑靴的柱塞，如图 （ 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。 高压油液还可以通过柱塞中心孔及滑靴中心孔，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 柱塞结构型式 图 封闭薄壁柱塞 从图 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，由于液体可压缩性能的影响，无效容积会降低泵容积效率，增加泵的压 力脉动，影响调节本科毕业设计说明书（论文） 第 21 页 共 59 页 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 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。 柱塞结构尺寸设计 ①柱塞直径 Zd 及柱塞分布塞直径 fD 柱塞直径 Zd ﹑ 柱塞分布塞直径 fD 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 Zd 所占的弧长约为分布圆周长 fD 的 75%，即 fZdD  由此可得  ppZdDm xf 式中 m 为结构参数。 m 随柱塞数 Z而定。 对于轴向柱塞泵，其 m 值如表 所示。 Z 7 9 11 m 表 当泵的理论流量 fbQ 和转速 bn 根据使用工况条件选定之后，根据流量公式可得柱塞直径 Zd 为 3 4 tggmznQdbtbz 由上式计算出的 Zd 数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径 ,应选取 20mm. 柱塞直径 xd 确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 fD ，即 本科毕业设计说明书（论文） 第 22 页 共 59 页 24 5 39tbf xbQD d m md tg Z npg= = = ① 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，为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密封长度，应保证有最小留孔长度 0l ，一般取： 20bp Mpa zdl )(0  30bp Mpa zdl )(0  因此，柱塞名义长度 l 应满 足： mi nmax0 lsll  式中 maxs —— 柱塞最大行程； minl —— 柱塞最小外伸长度，一般取 m in 0 .2 7 .8zl d mm==。 根据经验数据，柱塞名义长度常取： 这里取 3 117l d mm== ① 柱塞球头直径 1d 按经验常取 (1d ~) zd ，如图 所示。 本科毕业设计说明书（论文） 第 23 页 共 59 页 图 柱塞尺寸图 为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应 使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 dl ，一般取 zd dl )(  ，这里取 0 .5 1 9 .5dzl d mm==。 ① 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=～ ；间距 t=2～ 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。 柱塞摩擦副比压 P﹑比功 vP 验算 对于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   M p apM p ald pp 33121m a x    柱塞相对缸体的最大运动速度 maxv 应在摩擦副材料允许范围内，即 本科毕业设计说明书（论文） 第 24 页 共 59 页 表 材料性能   smvsmtgw t g gRv f /8/ 30m a x   由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 max maxpv为 [ ]1m a x m a x 12 2 1 0 .5 5 1 1 .5 5 . / 6 0 . /fzpp v R tg M p a m s p v M p a m sdl wg= = ? = 上式中的许用比压 p ﹑许用速度 v ﹑许用比功  pv 的值，视摩擦副材料而定，可参 考表。 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，这对于油温高的泵更重要。 同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力，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。 材料牌号 许用比压p （ Mpa） 许用滑动速度 v （ m/s） 许用比功 pv （ ） ZQAL9— 4 30 8 60 ZQSn10— 1 15 3 20 球磨铸铁 10 5 18 本科毕业设计说明书（论文） 第 25 页 共 59 页 5 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，经柱塞中心孔 0d 和滑靴中心孔 0d ，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图把滑靴压向斜盘，称为压紧力 yp ；另一是由滑靴面直径为 1D 的油池产生的静压力 1fp 与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力 2fp ，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离 fp。 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。 分离力 fp 图 1—。