（机械电子工程专业论文）jbp40型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究.pdf

摘要 摘要 液压泵作为液压系统的关键元件，其性能的好坏往往直接影响整个液压系统的 工作可靠性。由于径向柱塞泵具有柱塞与缸体的内孔均为圆柱面，易达到高精度配 合等结构特点，因此比轴向柱塞泵耐冲击、寿命长、容积效率高、控制精度高。受 到国内外液压泵行业的青睐，应用在轧钢机，注塑机等冲击负载的设备中，市场前 景十分广阔。我国从8 0 年代末9 0 年代初很多科研机构与生产厂家开始研究开发这 种产品，但都不能解决滑靴与定子两对摩擦副烧研的问题和研究出更高性能的径向 柱塞泵。 径向柱塞泵里的滑靴与定子，转子与配流轴之间相互接触，构成了柱塞泵的关 键摩擦副，这几个摩擦副都直接影响着液压泵的工作寿命和失效形式，径向柱塞泵 配流轴的受力情况直接关系到液压泵的容积效率和工作效率。液压泵的结构、 p v 值、高速滑动摩擦副摩擦磨损、关键零部件的抗疲劳能力是决定泵公称转速和额定 压力能否在刀= 1 8 0 0 r r a i n ，p = 2 8 m p a 基础上再提高的决定性因素。泵的轴承是限 制泵寿命的重要因素，也是泵公称转速和额定压力能否再提高的决定性因素。 本文对影响径向柱塞泵公称转速和额度压力的因素进行详细分析，找出影响公 称转速和额定压力提高的因素。针对摩擦副烧研问题，对滑靴结构进行改善，来提 高滑靴的使用寿命。 关键字：径向柱塞泵；公称转速；额定压力；结构；效率；轴承 a b s t r a c t r e s e a r c ho nn o m i n a ls p e e da n dr a t e dp r e s s u r ef o rj b p 一4 0r a d i a l p i s t o np u m p a b s t r a c t h y d r a u l i cp u m pi sa ne s s e n t i a lp a r to fh y d r a u l i cs y s t e m ，i t sp e r f o r m a n c e o f t e n d i r e c t l ya f f e c t so p e r a t i o n a lr e l i a b i l i t yo fe n t i r eh y d r a u l i cs y s t e m b e c a u s er a d i a lp i s t o np u m ph a sp l u n g e ra n dc y l i n d e rb o d yt h a t i n t e r n a l h o l e sa r ec o l u m ns u r f a c e s ，i ti se a s yt oa c h i e v eh i g ha c c u r a c yc o o r d i n a t i o n ， t h e r e f o r e ，c o m p a r e dt ot h ea x i a lr a mp u m p ，i th a sr e s i s t a n c et oi m p a c t ，l o n g l i f e ，h i g hv o l u m e t r i ce f f i c i e n c y , h i g hc o n t r o lp r e c i s i o n t h eh y d r a u l i cp i s t o n p u m pa t t r a c t s d o m e s t i ca n df o r e i g np r o f e s s i o n ，i ti su s e di nt h em i l l ， i n j e c t i o nm a c h i n ea n ds oo n ，i t sm a r k e tp r o s p e c ti se x t r e m e l yb r o a d m a n ys c i e n t i f i cr e s e a r c hi n s t i t u t i o n sa n dm a n u f a c t u r e r ss t a r tt od e v e l o pt h i s p r o d u c tf r o m t h ee n do ft h e8 0 sa n dt h eb e g i n n i n go f9 0 si no u rc o u n t r y , b u t a l lc a n ts o l v et h ew e a rq u e s t i o no fs l i p p e ra n ds t a t o r , a n d s t u d yh i g h e r p e r f o r m a n c ep i s t o np u m p t h es l i p p e ra n ds m t o lr o t o ra n da x i so ff l o wi nt h ep i s t o np u m pa r ec o n t a c t m u t u a l l y , t h a ta r ek e yf r i c t i o n s ，t h e yd i r e c t l ya f f e c tt h eh y d r a u l i cp u m p w o r k i n gl i f ea n df a i l u r ef o r m s ，v o l u m e t r i ca n dw o r k i n ge f f i c i e n c ya r ed i r e c t l y r e l a t e dt ot h es t r e s ss i t u a t i o no fa x i so ff l o w w h e t h e rc a nn o m i n a ls p e e da n d r a t e d p r e s s u r ee n h a n c ei nt h ef o u n d a t i o no f 胛= 18 0 0 r r a i n p = 2 8 m p aa r e d e t e r m i n e db ys t r u c t u r eo fp u m p ，c o u p l ef r i c t i o n a l w e a r , p a r tf a t i g u e c a p a b i l i t ya n dt h ev a l u eo f t 7 0 ，e t c p u m pl i f ei sa f f e c t e db ys h a f tb e a r i n g ，t h en o m i n a ls p e e da n dr a t e dp r e s s u r ea r ea l s oa f f e c t e db ys h a f tb e a r i n g t h i sa r t i c l ed o e sc o m p r e h e n s i v ea n a l y s i st on o m i n a ls p e e da n dr a t e d p r e s s u r eo ft h er a d i a lp i s t o np u m p ，f i n df a t o r so fi n f l u e n c et on o m i n a ls p e e d a n dr a t e dp r e s s u r e f o rt h ec o u p l ew e a r i n g ，i no r d e rt oe n h a n c ei t su s i n gl i f e ， t h es t r u c t u r eo fs l i p p e ri si m p r o v e d k e yw o r d s ：r a d i a lp i s t o np u m p ；n o m i n a ls p e e d ；r a t e dp r e s s u r e ； s t r u c t u r e ；e f f i c i e n c y ；s h a f tb e a r i n g 承诺书水话吊 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是在导师指 导下独立完成的，学位论文的知识产权属于太原科技 大学。如果今后以其他单位名义发表与在读期间学位 论文相关的内容，将承担法律责任。除文中已经注明 引用的文献资料外，本学位论文不包括任何其他个人 或集体已经发表或撰写过的成果。 学位论文作者( 签章) ：玉群 2 0 0p 年，月p 日 绪论 第一章绪论 1 1 课题研究背景和意义 当代高新技术在机械行业主要体现在两个方面【1 1 ：机电一体化技术的运用和液 压技术的运用。机电一体化产品具有复合技术、复合功能，使产品和设备的功能水 平和自动化程度大大提高。液压技术水平及其产品的提高，将有助于某些机电一体 化产品的开发。 随着工业技术的不断发展，液压传动技术是机械设备中发展速度最快的技术之 一，特别是近年，进入了一个新的发展阶段。液压传动在许多领域中是机械传动无 法取代的，液压技术既能实现高速大扭矩传动，也能实现低速小扭矩传动；采用适 当的节流技术可使运动机构的速度十分均匀稳定；液压传动可灵活布局，而其体积、 重量远比机械传动小；液压传动运动方向很容易控制，而控制所需的功率又很小； 液压传动系统磨损小，效率高，标准化程度高，是最为经济的。但液压传动的上述 优点是经设计合理，制造精密，安装可靠为前提的。而我国液压技术长期处于落后 状态，人才不多，普遍产品属中低档次，而进口产品则价格昂贵。因此，国内发展 液压产品，前景广阔，谁及早拥有国内外先进技术，谁将迅速成为本行业的带头先 锋。 液压泵作为液压系统的关键元件，起着“心脏的作用，它向液压系统中的执 行元件如液压马达或液压缸，提供一定压力的流体，以保证执行机构的正常工作， 其性能的好坏往往会直接影响整个液压系统的工作可靠性。在所有的液压泵中，径 向柱塞泵以其工作压力高、抗冲击、寿命长、控制精度高、噪声低等优点，引起国 内外液压泵生产厂家的重视和使用厂家的青睐，被广泛应用于冶金、矿山、锻压、 注塑、船舶、重型等机械设备中。径向柱塞泵具有如下优点【2 】： 1 ) 寿命长由于采用静压平衡，轴承受力很小，而轴承往往是限制寿命的决 定性因素。因此，在2 8 m p a 工作压力下，持续工作时，寿命 1 0 0 0 0 h ，这是它最 大的优点。 2 ) 低噪声采用径向结构，行程短，振动小，因而噪声很低。 3 ) 压力高由于静压平衡，压力生成区域小，因此压力高。 4 ) 响应快。 5 ) 调节力小。 6 ) 吸入性能好。 j b p _ 4 0 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究 7 ) 可以使用特殊油液泵内无有色金属。 8 ) 可以多泵组合。 新型径向柱塞泵的应用前景非常广阔，尤其在中、大功率系统或装置中有特殊 意义。开展新型变量径向柱塞泵性能的研究，研制出高性能的径向柱塞泵并使之达 到系列化和批量生产水平，将产生重大的经济效益和社会效益。通过对径向柱塞泵 公称转速和额定压力的影响因素研究，让我们能更好地找出提高泵性能的方法，为 进一步研制更高性能的径向柱塞泵提供理论依据。 1 2 现代液压泵概述 经受历史的考验，成功应用到各工业部门和行走机械的现代液压泵设计结构形 式主要有齿轮泵、叶片泵、螺杆泵和柱塞泵。随着技术的不断进步，这些现存的设 计结构方案，还在应用现代技术改进、提高、发展。 液压泵都是容积式泵，其普遍的工作原理是有一个变化着的密封容腔，容腔增 大时从油箱吸油，容腔减小时排油，而其排油压力的大小是由外负载决定的，液压 泵所产生的流量与其密封容积的变化量和单位时间内容积变化的次数成比例。 柱塞泵的效率在各种液压泵中是最高的，容积效率一般在9 5 左右，总效率在 9 0 以上，额定工作压力也是高的，一般可达3 2 4 0 m p , ，比效率更重要的是柱塞 泵在大功率工况下以高度可靠性运动的能力，在压力冲击，温度变化大的场合寿命 不会明显下降。这种能力成为唯一能在1 4 m p o 或更高压力的情况下使用高水基工作 介质，其他种类的液压泵一般限制在工作压力lo m p o 以下。 应用现代开发的通轴式变量柱塞泵，具有代表性的是通轴式的斜盘变量柱塞泵 和新型滑靴式径向柱塞变量泵，这两类先进的柱塞泵符合当代液压传动与控制基本 特点，具有高效、节能、环保、高可靠性，工作压力2 8 4 8 m p o ，使用寿命达1 0 0 0 0 小时以上。 1 2 1 径向柱塞泵现状和发展 国内6 0 、7 0 年代发展的轴配流径向柱塞泵在工作中承受很大的径向力，形不 成完全油膜。摩擦副磨损加剧，又不能自动补偿，造成泄漏大，容积效率低，另外 柱塞与定子为点接触，由于泵的径向尺寸较大，液压力和转动离心力造成柱塞与定 子挤压应力高，因而，公称转速和额定压力受到限制，公称转速一般不超过 1 0 0 0 , m i n ，额定压力一般不超过2 0 拖。同时期轴向柱塞泵的设计也经历了由 点接触式轴向柱塞泵，滚动轴承型的斜盘式轴向柱塞泵到滑靴型斜盘式轴向柱塞泵 2 绪论 的过程。无论是轴向柱塞泵还是轴配流径向柱塞泵，其中的重要摩擦副一般都采用 剩余压紧力的设计方法，摩擦副处于边界润滑状态，摩擦副表面间的接触比压都比 较大f 3 1 。 7 0 、8 0 年代我国加强引进国外技术和设备的力度，随着成套冶金、矿山、农业 以及轻工机械的引进，为数不少的发达国家生产的轴向柱塞泵和径向柱塞泵被引进 到各行业的液压系统中，其中较有代表性的是德国h y d r o m a t i k 公司的a 4 v 型轴向 柱塞变量泵和德国b o s c h 公司生产的径向柱塞变量泵，前者在柱塞头部加设滑履， 使其接触成为静压支承状态，后者与国内6 0 、7 0 年代使用的径向柱塞泵比较，力、 转速、噪声、寿命以及控制方式均有跨越式提高，代表着国际8 0 、9 0 年代液压技 术的先进水平，这个时期的径向柱塞泵中重要摩擦副设计采用的是静压支承原理 【2 6 】 o 9 0 年代初我国开始研究开发新型滑靴式径向柱塞泵，并列入国家火炬计划和重 点新产品攻关项目。 径向柱塞泵的柱塞与缸体( 转子) 轴线垂直，并沿径向成辐射状布置。它分为 阀配流与轴配流两大类，阀配流径向柱塞泵存在结构复杂，重量大，故障率高，效 率低等缺点，轴配流径向柱塞泵克服了阀配流径向柱塞泵的不足，由于径向柱塞泵 结构上的特点，轴配流径向柱塞泵比轴向柱塞泵耐冲击，寿命长，控制精度高，加 工制造难度大，国际上只有博世( b o s c h ) 公司，沃依特( v o i t h ) 公司等少数几家 公司能够生产，而博世公司只能生产9 0 m l r 以下规格的泵，沃依公司只生产 11 0 2 5 0 m l r 规格的泵，我国曾有很多科研机构与生产厂家开始研究开发这种产 品，但却没有取得实质性进展，主要因为在理论上有待深化，在实际生产中不能解 决转子与配流轴、滑靴与定子两对摩擦副烧研问题，有些生产厂家在转子内孔通过 浇铸轴承合金等方法来克服烧研，但效果并不理想，这种方法在小排量泵中使用， 虽然能够防止摩擦副烧研问题，但泵的使用寿命并不长。我国著名液压专家王明智 教授带领课题组开展新型滑靴式径向柱塞泵研究与开发，并取得了“过平衡压力补 偿方法及双排径向柱塞泵”两项发明专利，“合金奥氏体一贝氏体开发应用研究 一项国家新材料技术成果。这些技术成果的取得，使我国径向柱塞泵的研究在理论 与材料工艺方面取得突破性进展。 随着科学技术的发展，对静压支承的技术研究工作的不断深入，近代把点接触 改进为由静压支承并与柱塞球铰的滑靴式结构，滑动时摩擦副之间剩余压紧力仅为 5 左右。径向柱塞泵的配流轴与缸体( 转子) 以及定子与连杆滑靴摩擦副均采用静 j b p 叫0 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究 压支承技术，这样使柱塞泵的工作压力、转速、寿命都得到了提高。 1 2 2 新型径向柱塞泵 新型径向柱塞泵是一种轴配流径向柱塞泵、柱塞在转子( 缸体) 内成辐射状配 置，滑靴与定子构成一对高速滑动摩擦副【4 1 。驱动力矩由传动轴传递，传动轴固定 在泵盖上，并由滚动轴承支承，通过浮动的十字滑块与转子相连接，转子不受侧向 力作用，转子绕配流轴旋转，配流轴压装在泵体上，柱塞与连杆球铰，连杆的滑靴 通过前后两个回程环与定子相依，在转子旋转过程中，由离心力和液压力共同作用 使连杆滑靴沿定子内表面高速滑动，连杆与柱塞之间小幅摆动。连杆沿定子滑动的 旋转中心为定子中心，和转子中心具有偏心矩，因为连杆与柱塞全铰在一起，所以 柱塞往复运动的行程为偏心矩的两倍。 当柱塞向外移动伸出时，刚好处在配流轴的吸油侧，油液被吸到柱塞腔，当旋 转到排油侧时，柱塞向中心运动，油液被挤排到高压的排油侧。 滑靴与定子，配流轴与转子两对高速滑动摩擦副应用静压支承和动压吸收相结 合的方式，运转平衡性良好。 作用在泵体上的力脉动接近定值，作用在定子变量移动方面的力脉动虽然较大， 但均被大小控制柱塞腔液体弹性吸收。 控制柱塞与定子之间设置滑块，滑块与控制柱塞球铰，与定子静压支承，补偿 了对中偏差，静压支承的剩余压紧力与定子外径的摩擦矩和连杆，柱塞对定子内径 的摩擦矩处于临界平衡状态，定子在工作中不动或朝一个方向转动，定子磨损均匀， 寿命长。 短型柱塞设计，动态响应快。 有效的降噪设计，降低了固有脉动噪声，动力不平衡噪声和流体冲击噪声，新 型径向柱塞泵采用t 柱塞或g 柱塞设计，流量脉动分别为3 和1 5 左右：旋转机 件基本不受径向力作用；在配流轴开切渐变截面三角槽，使泵在上死点压缩升压和 在下死点膨胀卸压平缓，避免了液压冲击和气穴噪纠5 1 。 能够根据工作需要实现多泵组合，按模块方式配备恒压、恒流、恒功率、伺服 和负载敏感控制达到高效、节能的目的，也可配备电液比例和电液伺服控制，实现 遥控，提高定位精度。其泵和控制组件，电子器件经过精心设计，充分体现小型化、 组合化、集成化【6 1 。 噪声水平在中、大功率工况下一般低于7 0 d b ( a ) ，在中、小功率工况下工作基 本与人谈话噪声6 0 a b ( a ) 差不多。 4 绪论 1 3 液压泵的主要参数、意义 1 ) 排量、流量 排量矿：用每转毫升表示( m l r ) ，液压泵主轴每旋转一周所排出的液体体积， 即泵每转一转，由其密封的几何容积变化而排出的液体体积【7 1 。 理论流量q ：用每分钟升表示( l r a i n ) ，泵单位时间内由密封几何容积变化 排出的液体体积。 瞬时流量( l r a i n ) ：泵每一瞬时流量，常指泵的瞬时理论流量。 平均流量( l r a i n ) ：泵按时间平均计算的流量。 额定流量( l m i n ) ：在正常工作条件下，按试验标准规定必须保证的流量。 实际流量( l r a i n ) ：泵工作时在出口处测定的流量。 2 ) 压力 额定压力( m p o ) ：在正常工作条件下，按试验标准规定能够连续运转的最高 压力【8 】o 最高压力( a l p ) ：按试验标准规定，允许短暂运行的最高压力。 工作压力p ( 地) ：泵在工作时所达到的具体压力值，其大小取决于执行元 件的负载。 3 ) 功率 输入功率( k w ) ：电动机作用在液压泵主轴上的机械功率。 输出功率( k w ) ：泵实际流量和压力的乘积。 4 ) 效率 容积效率7 7 矿：泵的实际排量与理论排量的比值百分数。 机械效率叩。：泵的理论扭矩由压力作用于转子产生的液压扭矩和泵轴上实际输 出扭矩之比为机械效率。 总效率町：泵的输出液压功率与输入的机械功率之比。 5 ) 转速 额定转速力( r m i n ) ：在额定压力下，能够连续长时间正常运转的最大转速。 最高转速( r m i n ) ：在额定压力下，超过额定转速而允许短暂运行的最大转 速。 当泵的转速超过最高转速时，吸液腔会因流速过大而产生吸空或气穴现象，是 不允许的。 5 j b p 一4 0 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究 最低转速( r m i n ) ：允许泵正常运行的最小转速。液压泵的转速低于最低转 速时，则因流量过小，使系统不能工作，也是不允许的。 6 ) 吸入能力 最低吸入能力( p o ) ：在泵能正常运转而不发生气蚀的条件下吸入口允许的 最低压力【引。 1 4 本文研究的内容 本课题研究的内容是j b p - 4 0 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研 究。 根据目前国内外液压技术发展的新趋势，及新型径向柱塞泵在工业应用中的问 题，找出提高公称转速、额定压力和高速滑动摩擦副寿命的方法。本文研究了影响 该泵的公称转速和额定压力提高的因素，并对影响因素进行分析得出泵的公称转速 和额定压力可以在原来的基础上继续提高，针对滑靴磨损严重问题，对泵滑靴结构 进行改善。 1 对j b p - 4 0 型径向柱塞泵的结构、工作原理进行了详细分析，对滑靴与定子 摩擦副进行了较全面地动力学分析和静压平衡研究，建立了动力学模型，找出影响 泵的压力和转速提高的主要因素。 2 对高速滑动摩擦副摩擦磨损部分、连杆柱塞组件进行受力分析和抗疲劳能 力计算并对接触比压 刖 进行核算，找出泵的额定压力和公称转速的提高对它们 的影响。 3 对泵中轴承、介质特性、吸油特性、泵的效率进行分析与计算，找出它们 与公称转速和额定压力的关系及其对公称转速与额定压力的影响。 4 以疗= 1 9 0 0 r m i n ，p = 2 9 m p a 为例，经计算分析得出泵的公称转速和额定压 力是可以在刀= 1 8 0 0 r m i n ，p = 2 9 m p a 基础上再提高的，只是转速和压力的提高会 带来泵效率的相应降低。 5 针对滑靴与定子摩擦副的烧研问题，从结构和材料两方面进行了论述，提 出了新结构的滑靴。 6 j b p 型径向柱塞泵的运动学分析及重要摩擦副的受力分析 第二章j b p 型径向柱塞泵的运动学分析及重要摩擦副的受力 分析 本章将对j b p 型径向柱塞泵进行运动学和动力学分析，并计算滑靴的受力情况 为高速滑动摩擦副性能的理论分析提供依据。 21 结构及运动学分析 新型径向柱塞泵的结构如图2 - 1 所示 图2 1j b p 一4 0 型径向柱塞泵结构示意圉 一 圈2 - 2 新型径向柱塞泵三维结构图 j b p 一4 0 型径向柱塞泵是柱塞在缸体内呈径向分布的多柱塞泵，如图2 一l 所示，它 由转子、柱塞、配流轴、滑靴和定子等主要零件组成。转子与定子系偏心安装，配 流轴固定不动转子与配流轴之间是间隙配合。从图中可以看出：这种径向柱塞泵的 柱塞组件是由滑靴与柱塞通过滑靴底部的球头铰接组成的，当转子在传动轴驱动下 旋转时，柱塞因离心力向外伸出，使滑靴紧靠在定子内壁上。转子旋转时带动滑靴 在定子内表面滑动，由于滑靴与柱塞为铰接，从而拉动柱塞在转子的柱塞孔中作往 j b p - 4 0 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究 复运动。当柱塞沿转子径向方向在柱塞孔中作离心运动时，柱塞与配流轴之间形成 的容腔逐渐变大，形成真空，经配流轴吸油窗口从油箱吸入油液，是吸油过程。当 柱塞在转子柱塞孔中沿转子径向作向心运动时，柱塞将容腔中的油液压缩，使液压 油经配流轴排油窗口排出压力油给系统，是排油过程。 连杆机构的共同特点剧9 j ：原动件的运动都要经过一个不直接与机架相连的中间 构件才能传动从动件。中间构件称为连杆，在此机构中，a d 为机架，a b 、c d 两构件 与机架相连称为连架杆，b c 为连杆，而在连架杆中，能作整周回转者称之为曲柄， 只能在一定范围内摆动者称为摇杆，见图2 3 。因此径向柱塞泵从机构学上讲是曲柄 连杆机构，其运动简图如图2 - 4 。 4 图2 - 3 连杆机构示意图 3 图2 - 4 柱塞组件运动简图 图中为滑靴与定子摩擦副的中心点，d 为转子中心，o 为定子中心，q 为滑 靴球头中心，r 为定子半径，0 为滑靴的摆角，咖为旋转角，p 为极径。p 为转子与 定子的偏心量( 相当于曲柄长度) ，l 为滑靴长度。理论上，西= 0 0 t 为排油过程， 8 j b p 型径向柱塞泵的运动学分析及重要摩擦副的受力分析 西= 7 r 口2 7 r 为吸油过程。 2 1 1 柱塞的行程 当转子绕0 中心旋转时，柱塞作往复运动，滑靴在定子内表面滑动。由几何关 系可知： t 9 0 ：! ：! ! 翌尘 p e c o s d i i d = e c o s 自b - i - ( r 一三) c o s 0 滑靴与柱塞通过滑靴底部的球头铰接组成，滑靴摆角很小，因为 口 s i n 0 = 二一s i n 西 尺一三 将结构尺寸e = 6 r a ml = 2 4 r a mr = 7 2 r a m 代入上式得： s i n 0 ：鱼s i n 西 7 2 2 4 ：旦s 1 n 击 p ( c o s 咖+ 矗c o s 2 妒 m 】( 2 - 1 3 ) 显然在r 、三一定的情况下，偏心值e 越小越容易保证不脱空条件。 经分析知：在目前泵设定的公称转速为1 8 0 0 r r a i n 的条件下，不会出现滑靴与 定子脱空，在该前提下再提高转速和压力也不会脱空。 2 2 滑靴的受力分析 柱塞在排油区时，柱塞油压力经球铰传给滑靴，滑靴传给定子。 2 2 1 滑靴受柱塞的作用力 当柱塞在上下死点位置时，柱塞轴线同滑靴轴线重合，在其他位置滑靴轴线同 柱塞轴线夹角为0 ，此夹角随柱塞旋转角而变化，如图2 - 4 所示。因此油压对柱塞 作用传递给滑靴的力为： 1 柱塞作用于滑靴的力： = 等p ( 2 1 4 ) 则只对滑靴的作用力为：f ：- 凸：苎堂l ( 2 1 5 ) 1 5 ) 则对滑靴的作用力为：f = 1 么。s 92 等夏告 2 。 式中d 柱塞直径 p 油压力 滑靴同柱塞轴线的夹角a 是变化值。由前面知：偏角不超过7 。， c o s 7 。o 9 9 9 8 ，可近似认为c = f 。 由( 2 1 5 ) 式可以看出：随着压力的增大，柱塞对滑靴的作用力也越来越大， 从而会加大滑靴与定子之间的磨损。泵转速的增加，不会影响柱塞对滑靴的作用力。 1 2 j b p 型径向柱塞泵的运动学分析及重要摩擦副的受力分析 2 侧向力及摩擦力：r j = fs i n 0 0 1 f 。【l o 】 ( 2 1 6 ) 侧向力造成柱塞对转子柱塞孔的接触力以平衡这个侧向力，但造成侧向摩擦 力：f j ，= 弓1 川 ( 2 1 7 ) 式中厂：柱塞与转子柱塞孔球铰摩擦副的摩擦系数。 柱塞孔相对柱塞的间隙比较大，将造成滑靴底面的倾斜。由于配合间隙很小， 倾斜力矩可忽略不计。通常配合间隙为o 0 1 口0 0 1 2 r a m 。 由( 2 1 6 ) 和( 2 1 7 ) 式可以看出：随着压力的增大，柱塞对滑靴的侧向力和 摩擦力也越来越大，从而会加大滑靴的磨损。泵转速的增加，不会影响柱塞对滑靴 的作用力。 3 球铰摩擦力矩： 当滑靴绕球心摆动时，要克服球和柱塞球铰的接触力造成摩擦力矩。摩擦力矩 的方向与滑靴摆动方向相反。 哆= 三( 玩2 一计p ，f m 1 ( 2 - 1 8 ) 式中以接触密封带的直径，最好为0 8 d ，滑靴球头的半径 厂球铰摩擦副的摩擦系数 由( 2 1 8 ) 式可以看出：随着压力的增大，滑靴球铰摩擦力矩也越来越大，从 而加大滑靴球铰的磨损。 4 滑靴所受离心惯性力： = ， ( p + 考) c 0 2 = m ( r 一言) 2 【l o】(2-19) 式中p 极径，p = r - l ； c o 转子转动角速度 r 定子半径 三滑靴长度 m 滑靴的质量 滑靴所受离心惯性力对球心的力矩相对柱塞是通过球心的，所以这个力矩相对 于柱塞来说为零。滑靴的离心力仍是通过滑靴的轴心线，并绕定子中心旋转，且对 已倾斜的滑靴产生对支点的恢复力矩。 由( 2 1 9 ) 式可知：随着转速的增加，滑靴所受的离心惯性力越来越大。使滑 m p 叫o 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究 靴能紧贴的定子内表面，加大滑靴的磨损。 5 滑靴相对转子的转动产生的相对运动惯性力： f , , = m a = m e r e 2 卜+ 矗c o s 2 i ? i j 【l o 】 协2 0 ) 式中西转子的转动角度 由( 2 - 2 0 ) 式可知：随着转速的增加，滑靴相对转子的转动产生的相对运动惯 性力越来越大。 若保证滑靴在吸油区工作时，滑靴底面不脱离定子内表面，应有 f o f o t l o 】 ( 2 2 1 ) 通过对泵中重要摩擦副分析我们得出：随着转速和压力的增大，都会加速滑靴 的磨损。 2 2 2 滑靴底面的反作用力 在第三章3 3 节中作了详细的介绍 综合滑靴所有受力有：墨= e 。+ e 。s i n a , t ( 2 2 2 ) e 。滑靴所受的不变载荷，包括油压力，离心惯性力和滑靴底面的 反作用力。 e a 滑靴所受的周期变化力，包括摩擦力和相对运动惯性力。 综上述可知：滑靴的受力比较复杂，而且均是变动力。首先应尽量减少球头摩 擦力矩，为此要求球头的接触比压小，并有充分的润滑，同时要有较高的加工精度 以减少摩擦力。合理的选择摩擦副的材质和表面硬度，以减小摩擦系数。否则摩擦 力矩过大将导致滑靴底面相对转子内表面倾斜，造成较大的容积损失和机械损失。 要保证滑靴底面在高速滑动中，摩擦损失较小，要减少底面对定子内表面的接 触力，为此要合理设计静压支承和选择摩擦表面的材料。这样即使增大泵的压力和 转速，对滑靴的摩擦损失影响不会太大。 计算滑靴所受的摩擦力矩有： 蚝= f c 厂l = ( p - p 。) 厂三1 q ( 2 - 2 3 ) 式中e 定子内表面所受的正压力 若设计和制造不能满足m 矿 m r ，将要造成滑靴底面相对定子内表面倾斜。 1 4 j b p 型径向柱塞泵的运动学分析及重要摩擦副的受力分析 2 3 本章小结 本章对j b p 型径向柱塞泵进行运动学和动力学分析，并计算滑靴的受力情况， 滑靴的受力比较复杂，而且均是变动力。应尽量减少球头摩擦力矩，为此要求球头 的接触比压小，并有充分的润滑，同时要有较高的加工精度以减少摩擦力。合理的 选择摩擦副的材质和表面硬度，以减小摩擦系数。否则摩擦力矩过大将导致滑靴底 面相对转子内表面倾斜，造成较大的容积损失和机械损失。 柱塞的运动直接受转速的影响，转速的增加，使得柱塞的速度和加速度都越来 越大。而压力的增大，不会影响柱塞的运动。 在目前泵设定的公称转速为18 0 0 r m i n 的条件下，不会出现滑靴与定子脱空， 在该前提下再提高转速和压力也不会脱空。 通过对泵中重要摩擦副分析得出：转速和压力的增大，都会加速滑靴的磨损。 要保证滑靴底面在高速滑动中，摩擦损失较小，要减少底面对定子内表面的接触力， 为此要合理设计静压支承和选择摩擦表面的材料。这样即使增大泵的压力和转速， 对滑靴的摩擦损失影响都不会太大。 1 5 连杆柱塞组件的设计及分析 第三章连杆柱塞组件的设计及分析 本章从液压泵的结构、高速滑动摩擦副摩擦磨损、关键零部件的受力状态和关 键零部件的抗疲劳能力这几个方面考虑它们对泵的压力和转速的影响。 新型径向柱塞泵之所以成为高性能的液压源，首要一点就是将旧式径向柱塞泵 的柱塞与定子之间点接触改进为滑靴与定子面接触，并应用静压支承原理，大大降 低接触比压，从而提高工作压力和工作速度。 由于径向柱塞泵的径向尺寸较大，滑靴与定子摩擦副滑动速度高，因此径向柱 塞泵的滑靴静压平衡设计课题显得十分重要，关系到泵的效率和使用寿命。 3 1 滑靴的静压支承设计原理 液压元件中的摩擦副1 1 1 在承载能力、泄漏损失和摩擦损失等方面要求很高，摩 擦副要能承受负载，又要摩擦力小，就要在摩擦副中形成具有一定压强的油膜。油 膜内压强的产生有两种方式：一种是由壁面的相对运动和锲形缝隙形成，另一种是 由外加有压油液形成。前面要求有一定的相对运动速度，称为动压支承，如果速度 太小，就无法承受负载，所以它受到了一定的限制。后者没有运动速度的要求，所 以称为静压支承，它不仅能满足低速重载的情况，也能适应于超高转速的要求，缺 点是需要外加油压源，而且泄漏量稍大，但在液压元件中往往可以利用其本身所具 有的有压油液，所以采用静压支承是有良好条件的。 静压支承【l l 】是在摩擦副中引入外加有压油液，在摩擦面产生一个与负载相反的 力，如果这个力与负载相平衡，那么摩擦副之间可以形成油膜而使壁面完全不接触。 如果液压反力小于负载，虽然不能使壁面之间形成油膜而使壁面脱离接触，但由于 壁面间的粗糙度可以渗入有压油液，不仅可使压紧力大为减少，而且能起润滑作用 而改善了工作条件。前者称为完全平衡型静压支承，后者则为不完全平衡型静压支 承。由于形成油膜，完全平衡型静压支承摩擦力很小，可以避免磨损，工作可靠， 但是不可避免地要有一定的泄漏损失。不完全平衡型静压支承则基本上无泄漏，但 由于避免不完全脱离接触，液体摩擦和固体摩擦同时并存，摩擦阻力稍大，且仍存 在磨损的危险性。 所谓静压支承设计【1 2 】，系指合理设计密封带尺寸使之靠静压支承，滑靴与定子 之间的剩余压紧力在5 以内。 连杆、柱塞组件结构如图3 - 1 所示。 1 7 j b p - 4 0 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究 图3 - 1 连杆、柱塞组件结构 由图知柱塞腔的工作压力p 。作用在柱塞底面，并通过柱塞小孔和连杆内孔到达 滑靴盘面，再通过滑靴密封带间隙逐渐到常压后由泄油沟槽外泄。 滑靴与定子之间为弧面接触，但根据液压作用原理，曲面的受压面积为曲面间 平面的投影面积，因此可用投影面计算盘面的静压支承尺寸，如图3 - 2 所示。 图中为连杆盘面腔室半径，厂 为密封带外半径，h 为泄油间隙，p 。为腔室压 力，p 为密封带任意一点的压力。 根据缝隙流理论，间隙间流动为层流：g = 1 2 生p l 办3 6 ( 3 - 1 ) f 一r l l 二 3 影 终一 彦 d + p s 图3 - 2 盘面的静压支承尺寸 式中g ：流量h ：间隙卸：压差 b ：间隙宽度 卢：动力粘度 ，：间 隙长度。 由于间隙间压力沿半径方向下降( 外泄) ： 竽：一牢 取6 ：2 7 r ，则 ，dr 1 8 连杆柱塞组件的设计及分析 尘：一皇罢或勿：一6 p 了q 三办 d rr c r h 1 z r h 3r 弦= 一孵吾咖 p ：一等h 边界条件1 c - tr = 磐r 2 , p m = ! l z r h 3 2 当，= 处，压力为盘面腔室压力见 p 。：掣h l 垒 见2 翥m 昔石，l ，： p ：警：蒜l n r 2 ， 1 h 1 垒 乩n ( 3 2 ) ( 3 3 ) ( 3 4 ) ( 3 - 5 ) 即压力按对数曲线分布逐渐下降外泄，这样盘面静压支承力由两部分组成；盘面腔 室部分和沿对数曲线下降部分。 f = “r p 胁+ r 以砌p 扩o 】 6 ， 式中：d 妒：盘面角度微分 l ：p r d r = l ：j 尝s r d r 一1 r 2 2 一，2 l = = 一- 4l n r 2 一i n n 一譬厂2 1 r p ，砌= 譬，2 。 f = 1h r 2 吃2 - 乩r z _ 2 1 i 见却 万只2 一，2 ， = i 见盖i ni 高r l2 一 一1 i l 用盘面密封带内径西和外径以表示： 1 9 m 咝槲 分 吒一厂 h h 咖一槲 咖一祈 = i i p 连杆、柱塞组件受力分析状况如图3 3 所示。 图3 - 3 连杆、柱塞组件受力分析图 图中r 为定子内径，a 为转子旋转中心，0 2 定子中心，0 球铰中心和柱塞质 心，g 连杆质心，西为转子自上死点开始的转角，p 连杆摆角，转子角速度，b 为 连杆质心至球铰距离。 力的分析： 滑靴自上死点起，站在泵的传动轴的背面看，转子以角速度c o 逆时针旋转，在 转角为妒的瞬时，连杆、柱塞组件受以下力的作用： 静压支承力目方向指向定子中心d 2 ，液压力c 沿柱塞轴线向上，柱塞离心力 e 作用点为0 ，方向与c 相同，连杆离心力巧作用点为g 点，方向与目相反。 连杆球头与柱塞球窝存在摩擦矩m ，连杆滑靴与定子之间摩擦力c ，方向与 转向相反。 另外由于转子为动系，连杆、柱塞组件在动系中做相对加速运动，根据理论力 学原理还存在相对加速度a r ，牵连加速度a t 和哥式加速度，并由此产生相对运动 惯性力只= 一m a , ，牵连惯性力c = - m 和哥式惯性力e = - m a k 相对运动惯性力可按下式矢量和计算： 2 0 连杆柱塞组件的设计及分析 m a ，= f + e + e ( 3 - 8 ) 式中：m 为连杆或柱塞质量，y f 为诸外力矢量和。 由于连杆、柱塞的质量较小，经计算相对运动惯性力为f ( 柱塞作用于滑靴。 的力) 的2 左右，所以在静压平衡设计中可忽略不计。 3 3 滑靴静压平衡设计 在传统的液压泵摩擦副设计中【1 2 】，一般采用剩余压紧力设计方法，其基本思想 是使滑靴所受的压紧力适当大于摩擦副间油膜产生的分离力，既要求有合适的剩余 压紧力，以保证摩擦副在较小的接触比压下运转，又互不脱开。即柱塞腔的高压油 通过柱塞中心孔进入滑靴底部，产生一定的液压反推力。这样滑靴所承受的不是柱 塞腔的总作用力，而是这个总作用力与液压反推力之差，即所谓的剩余压紧力。利 用剩余压紧力设计方法设计的液压泵，其摩擦副中，液体摩擦和干摩擦同时存在， 属于边界润滑。使用这种方法设计的摩擦副的润滑情况视剩余压紧力大小、力矩平 衡好坏、表面加工精度、相对速度高低以及油膜强度强弱而定。 在这种设计方法中，由于滑靴底部与柱塞腔之间不存在阻尼孔，所以油膜厚度 的滞后较静压支承设计方法较小；而且由于剩余压紧力设计方法中摩擦副在较小的 接触比压下运转，所以摩擦副处的油膜厚度比较薄，滑靴与定子之间的泄漏量减小。 但是剩余压紧力设计方法也存在一些缺点：由于接触比压的存在，造成滑动面 舢 值的增加，而且摩擦副间的磨损功率损失较大，而摩擦功率损失绝大部分转化为热 能，热能的一部分使油温升高，造成油的品质下降，其次，由于油膜很薄，使得摩 擦副的表面加工精度要求比较高。所以剩余压紧力设计方法一般用于齿轮泵、叶片 泵和一些柱塞泵的摩擦副设计中。这种设计方法的关键，在于正确确定剩余压紧力 的大小，一般推荐剩余压紧力与压紧力之比，即剩余压紧系数。剩余压紧系数的确 定原则是：从力矩平衡出发，保证摩擦副运动件在不倾斜、不偏磨的条件下，适当 紧压固定件而不脱开。剩余压紧力设计法已经在轴向柱塞泵的滑靴与斜盘摩擦副设 计上得到广泛应用，效果良好，它的压紧力系数a ，一般取0 9 - - 0 9 5 。径向柱塞 泵由于滑动速度高，建议取a 0 9 5 ，经实践证明也是成功的。 ( 1 ) 剩余压紧力设计法【1 2 1 按图3 3 将诸力向0 20 轴线投影，则压紧力系数为： f a = l 一0 9 5 ( 3 - 9 ) ( c + 乃) c o s 0 + e 2 1 j b p 4 0 型径向柱塞泵公称转速和额定压力的确定因素研究 实例：按4 0 r a l r 径向柱塞泵滑靴静压平衡设计尺寸计算剩余压紧力系数，滑 靴盘面尺寸如图3 - 4 所示。 滑靴盘面的设计为了泵的结构紧凑，并使泄油顺畅和充分润滑各摩擦部位，设 计成略微不完整盘面，而绝大部分仍为圆形盘面，所占角度为4 a ，残缺部分所占 角度为4 口，因泄漏流为径向辐射流，所以精确计算时要对式( 3 7 ) 变形修正。 设残缺部分静压支承力为r ，圆形部分为r ： 一 o 卢= c o s - 1 二兰，占整圆周比例为0 0 3 7 6 。入 茬 ? 一 、 一一7 一 杨a 拿。 田 o l 易 卜弋 弋i 么， n j 网 一 b f n i 4 厂6 了a - p , 图3 - 4 滑靴盘面尺寸 丽2 8 2 4 2 c o s 2 卢 1 l i l 旦 西c o s f l d 0 日l = 0 0 7 0 5 6 p , x 1 0 。3 a ：s i i l l 旦，4 a 占整个圆周比例为0 8 4 9 6 2 8 8 f n 2 - 0 8 丁4 9 6 z p , a ：一a ； ，吐 m 于 d l 目2 = o 4 0 6 8 p , x l o 。3 目= 目l + r 2 = 4 7 7 3 6 p , x l o 连杆柱塞组件的设计及分析 如果忽略微小残缺部分，直接用( 3 - 7 ) 式计算，则r = 4 7 8 8p ，x 1 0 一，相对误 差仅为0 3 ，因此在设计时也可直接套