（机械电子工程专业论文）水压轴向柱塞泵配流盘静压支承的理论分析.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文 第 n 页 人 a b s t r a c t a s p e o p l e p a y m o r e a tt e n t i o n t o t h e e n v i r o n m e n t s , t h e a p p l i c a t i o n s o f t h e l u b r i c ant s y s t e m w e n t d o w n b e c a u s e o f p o l l u t i o n . t h e r e f o r e , p e o p l e a r e k e e n o n t h e w a t e r h y d r a u l i c s y s t e m i n s t e a d o f t h e l u b r i c ant s y s t e m and t h e r e s e a r c h o f w a t e r h y d r a u l i c t e c h n o l o g y h a s b e c o m e t h e a b s t r a c t q u e s t i o n f o r s t u d y . t h e t h e s i s s u i t s t h i s s i t u a t i o n . t h e w a t e r h y d r a u l i c p u m p i s t h e c e n t e r o f t h e w a t e r h y d r a u l i c s y s t e m , s o t h e d e s i g n o f w a t e r h y d r a u l i c i s v e ry c r u c i a l . u p t o n o w , t h e m o s t c o m m o n w a t e r h y d r a u l i c p u m p i s t h e a x i a l p i s t o n p u m p . i n t h e c o u r s e o f d e s i g n i n g w a t e r h y d r a u l i c a x i a l p i s t o n p u m p , w h a t w e m u s t f i r s t l y d o i s t o s o l v e t h e p r o b l e m o f l u b r i c a t i o n and t h e u s u a l m e t h o d i s t o a d o p t t h e w a t e r h y d r a u l i c ; s t a t i c b e a r i n g . t h e l u b r i c ant c o n s t i t u t i o n s o f t h e w a t e r h y d r a u l i c a x i a l p i s t o n p u m p i s as f o l l o w i n g : t h e p i s t o n and c y l i n d e r b l o c k , t h e s w as h p l a t e and s l i d i n g s h o e , t h e c y l i n d e r b l o c k and v a l v e p l a t e . wi t h t h e a c a d e m i c ana l y s i s and t h e c o m p u t a t i o n o f t h e c y l i n d e r b l o c k a n d t h e w a t e r h y d r a u l i c - s t a t i c b e a r i n g i n t h e v a l v e p l a t e , t h e t h e s i s p r o v i d e s t h e a c a d e m i c f o u n d a t i o n and t h e s t and a r d f o r t h e d e s i g n i n g t h e w a t e r h y d r a u l i c b e a r i n g o f t h e v a l v e p l a t e . a ft e r e x p o u n d i n g t h e c u r r e n t r e s e a r c h c o n d i t i o n s o f t h e w a t e r h y d r a u l i c a x i al p i s t o n p u m p a n d t h e v a l v e p l a t e , t h e t h e s i s e x p l i c a t e s t h e t e c h n o l o g y o f t h e w a t e r h y d r a u l i c - s t a t i c b e a r i n g fr o m m any s i d e s , s u c h as t h e p r i n c i p l e o f b e a r i n g , t h e c h a r a c t e r o f b e a r i n g and t h e c a p a b i l it y o f b e a r i n g . o n t h e b a s i s o f l o t s o f l it e r a t u r e a n d i n f o r m a t i o n , t h e t h e s i s s e t s u p t h e m e c h ani c s m o d u l e a ft e r ana l y z i n g t h e c y l i n d e r b l o c k . t h e t h e s i s a l s o p u t s f o r w a r d t h e m o d u l e o f d e s i g n i n g t h e w a t e r h y d r a u l i c b e a r i n g o f t h e v a l v e p l a t e , c o n n e c t in g w i t h t h e t h e o ry o f t h e w a t e r h y d r a u l i c b e a r i n g o n t h e b a s i s o f t h e b a l anc e o f t h e c y l i n d e r b l o c k . i n a d d it i o n , w i t h t h e r e f e r e n c e t o d a t a o f t h e p r a c t i c a l w a t e r h y d r a u l i c a x i a l p i s t o n p u m p , t h e t h e s i s s u m s u p t h e t e r m o f t h e m i n i m a l w a t e r f i lm t h i c k n e s s and t h e m i n i m a l p o w e r l o s s u n d e r t h e fl u i d l u b r i c a t i o n a ft e r t h e c o m p u t a t i o n o f d e s i g n i n g t h e w a t e r h y d r a u l i c - s t a t i c b e a r i n g o f t h e v a l v e b e a r i n g a n d ana l y z i n g t h e s t r u c t u r a l p a r a m e t e r o f t h e w a t e r h y d r a u l i c - s t a t i c b e a r i n g . k e y w o r d s : w a t e r h y d r a u l i c ; a x i a l p i s t o n p u m p ; h y d r a u l i c - s t a t i c b e a r i n g ; w a t e r f i l m t h i c k n e s s ; p o w e r l o s s 西南交通大学硕士研究生学位论文 第 1页 第 1 章绪论 液压作为机械行业的一大支柱，其技术随着科技的发展不断完善。当前 的液压领域中，油压系统及其技术已 趋于系统化和完善化。然而，面对社会 发展的需要，水压系统及其技术正受到人们广泛的关注。本章从水压传动的 优缺点、国内外水压研究状况、尚 待解决的技术问 题以 及水压轴向柱塞泵等 方面，对水压技术的研究进展进行了详细的阐述。 1 . 1前言 社会的发展， 要求人类赖以生存的环境是一个安全、 无污染、高度文明、 美好的环境。因此也要求科学技术向安全、生态化、艺术化、环境系统优化 的目 标发展。 自 从帕斯卡定理发明几百年来，由 于液压油具有防锈，润滑性好、粘度 大的优点，得以 广泛应用。人类利用矿物油作液压系统的工作介质，创造了 一代又一代的由 液压油传动与控制的各类主机系统，为学科，为社会生产力 的发展作出了巨大的贡献。 但是， 液压油也给人类带来污染生态环境的缺点。 最初的液压传动出现于十七世纪末，介质是水，在随后的一百多年水一 直用作传动介质。到了二十世纪，随着密封技术发展，矿物型油压以良好的 性能取代水成为主要的传动介质，推动了液压技术的发展。 七十年代 “ 石油危机”引发了西方国家研究以水基液代替矿物型液压油 作为液压传动的工作介质，由于采用水基液优越性较多，以致西方液压界认 为，水基液液压传动是八十年代液压技术的重要发展方向，在不久的将来， 水基液将成为某些工业部门 ( 如冶金、轧钢、机械制造、锻压、煤矿、塑料 注射、食品和海船等)液压传动的主要工作介质。 但八十年代石油价格的猛跌，且采用水基液代替液压油，必须对原系统 进行改造，使系统经济性变差，人们一度对水基液的兴趣下降，水基液仅使 用在一些特殊的高温场合。 近年来，随着人们对环境保护的重视，从而使人们开始更多地研究干净 的低成本矿物型液压油代替品。 7 0 年代初， 进行了 高水基液压液的研究。 合 成型高水基液压液一般由 1 0 % 左右多种化学添加剂溶于 9 0 %的去离子水组 成，虽然高水基液压液润滑性好、防锈，但是， 这 1 0 %的化学添加剂仍存在 污染问题、经济性差、不适宜于高 压系统及使用不方便等不足。 由于天然水具有无污染、来源广泛、节省能源、安全、难燃等特性，是 西南交通大学硕士研究生学位论文 第 2页 最具有潜力的介质。随着各种相关学科的发展，水压技术的某些难点也将得 到妥善的解决。因此，如何利用水作为高压液压系统的工作介质的课题引起 了人们的普遍关注，水压传动的研究己 成为当 今液压界的一大热点。 1 .2水压传动的优缺点 1优点 矿物型液压油己广泛应用于液压传动中且占据了主导地位。但由于它消 耗能源及泄漏而造成的环境污染而阻碍了 它的进一步发展。相反，天然水具 备矿物型液压油所不具备的优点: ( 1 ) 价格低廉、来源广泛、 无需运输仓储 水的价格仅为液压油的五千分之一，而且随地可取，特别是大、特大型 的液压系统，可以节省大量的矿物油，经济效益可观。 ( 2 ) 益于环保 泄漏的水无需回收，因此无环境污染，同时降低了维护费用，而泄漏的 矿物型液压油极易污染环境， 必须将其集中起来加以 处理， 同时增加了费用， 西方国家还因此进行了立法。 ( 3 ) 阻 燃性好，安全性好 水可 在高 温 环境下安 全工 作， 大大拓宽了 液 压系统的 应用 领域， 特别是 在高温场合更显示出其优越性。而矿物型液压油则易燃、易爆、安全性差。 ( 4 ) 压缩系数小 水的压缩损失比矿物型液压油降低2 5 %左右，可补偿一部分由于泄漏增 加而造成的容积损失。 ( 5 ) 简化系统 对于在水下工作的水压设备，可以不用设计回水管、水箱，液压系统大 为简化。并且系统维修方便，维护成本低。 2 .缺点 水也存在着如下明显的缺陷，这也是在研究中需要加以考虑的问题: ( 1 ) 粘性低 水在 5 0 时的 粘度为 ( 0 .5 5 - 1 ) x 1 0 b m 2 / s ， 而油的 粘度则为( 1 07 0 ) x l 0 e m 2 / s ，因此导致泵的泄漏加大。当压力相同时， 通过相同间隙的泄漏量大 约要增加 1 0 - 2 0倍，使容积效率大大降低，另外由于泄漏增加，密封间隙中 流体流速加大，对较软的金属会产生拉丝腐蚀，使漏损进一步加剧。 ( 2 )润滑性差 西南交通大学硕士研究生学位论文第 3页 水产生的水膜厚度只有矿物型液压油的 1 / 3 - 1 / 2 0 ，高 压时极易造成相互 滑动表面之间的直接接触，摩擦副无法液体润滑， 磨损加剧，使容积效率降 低，泵的寿命缩短。 ( 3 ) 气蚀性 水的汽化压力比矿物型液压油高千倍，且随着温度的升高，汽化压力上 升很快。这意味着水极易汽化和沸腾，当压力升高，就极易产生气蚀现象。 对于水压泵，易发生气蚀部位是配流盘吸、压窗口的交界处和泵的吸入口。 ( 4 ) 温度范围 水的运行温度范围是3 至5 0 c ，比矿物型液压油的一 2 0 至9 0 要窄的 多。但由于水系统粘性损失及压缩损失而产生的热量要少。同时，由于水的 比热及传导系数要比 矿物型液压油大，在相同工作条件下，水压系统温升要 小，一般比矿物型液压油系统要低 1 0 左右; ( 5 ) 腐蚀性 水具有一定的腐蚀性，会使材料表面产生复杂的物理化学反应，使之脆 弱化，强烈的磨损会剥落受损的表面组织，加速表面磨损。另外，水中的氧 化物浓度、酸性、 硬度及细菌也会对元件和系统产生影响。 尽管采用水压传动存在许多缺点，但其利远大于弊。而且随着各种相关 学科的发展，相信这些缺点将会得到很好的解决。 1 .3国内外水压研究状况d 一 川 1 . 国外研究状况 水压技术的研究，西方国家处于领先地位，在某些技术方面己经取得了 突破性的进展。 ( 1 ) 德国 德国h a u h i n c o 公司生产的e h k - 3 k系列 . t r i p l e x 柱塞泵输出 从8 l / m i n , 8 0 mp a 到 7 0 0 l / m i n , 1 5 mp a 。适用于粘度从0 .5 x 1 0 到 4 x l 0 范围内的所 有天然流体。r k p系列径向柱塞泵输出流量从3 l / m i n到2 4 0 l / m i n ，压力高 达3 2 mp a 。并且己 广泛应用于焊接机器人和金属压力成型设备中。 汉堡工业大学在陶瓷材料的应用方面走在前面， 通过对陶瓷构件进行有 限元分析，对其形状进行优化，降低拉应力。通过实验，研究最优制造加工 工艺， 确定构件的可靠性、 寿命， 以 及降低制造加工成本。 应用陶瓷材料后， 容积效率有了明显的提高。轴向柱塞马达中， 滑靴、缸体和支承盘广泛采用 陶瓷材料。 西南交通大学硕士研究生学位论文 第 4页 ( 2 ) 丹麦 月 一麦的 d a n f o s s 公司已经设计生产了一系列水压元件。由于广泛采用不 锈钢、 工程塑料、 更紧的配合， 正常工作压力达1 4 m p a ， 流量从1 5 到1 4 0 l / m i n a 而且，效率和寿命达到甚至超过矿物型液压油型液压元件。如轴向柱塞泵， 其排量从4 到8 0 m l / r ， 最大连续运转压力为1 6 m p a 。 并己 应用到一些实际系 统中，比如锻压机、食品机械等。 ( 3 )芬兰 芬兰t a m p e r e 科技大学研究水压传动技术起步比 较早， 投入的 人力也较 多，至今己形成规模，并具有一定的影响。研制成功了水压系统，采用比例 流量控制， 最高压力达4 0 mp a ，流量达 1 3 6 l / m i n 。 最新研制的比例阀，阀芯 为陶瓷材料，通过建模、仿真、对比试验及一些控制方法提高阀的性能。 ( 4 )日 本 日本的茬原研究所、三菱重工、mi y a k a w a公司、神奈川大学从事了 纯水液压传动的研究。有资料表明，纯水压泵压力可达 2 1 mp a ，转速达 1 8 0 0 r / m i n ， 容积效率为8 6 %， 总效率为8 1 % o n e s s i e 研究了应用于食品机械 的纯水压系统。此外，日本海水液压传动技术非常领先，使用深度可达 1 2 5 0 0 m. 2 . 国内研究状况 华中理工大学从八十年代初承担 “ 六五， 、 “ 七五”高水基液液压传动重 点科技攻关项目 的研究，九十年代以来在此基础上展开海水压传动技术的研 究， 于1 9 9 2 年底研制出一台单柱塞式海水液压泵样机。 随后， 开始研制海水 阀配流轴向柱塞泵，配流阀为锥阀，阀芯采用工程塑料软密封;滑靴和斜盘 摩擦副之间采用陶瓷， 完全由 海水润滑; 泵壳体和缸体的材料是铝合金6 0 6 1 , 柱塞的材料为 4 4 0 ，柱塞孔内侧衬上高强度塑料或铝基锡青铜。最大转速为 1 3 5 0 r / m i n ，出口 压力3 m p a ，最大流量9 3 1 l / m in ，容积效率为8 6 %，总效率 为8 1 %0 x 寸 于水压传动技术的研究，目 前国内尚属空白。 1 . 4尚待解决的技术问题 由于天然水介质的基本理化特性与常用的矿物型液压油有很大的差别， 使得水压元件的材料，润滑性能，密封性能和寿命与油压元件相比，会发生 很大变化。针对如下水的特点，对水压传动技术进行了基础性研究。 ( 1 ) 易腐蚀 可以通过在元件的表面覆盖新型复合材料和采用新的材料来解决。这些 西 南 交 通 大 学 硕 圭 巫 丑 壑岁些些生一一一兰二dff 新型复合材料主要是陶瓷、高强度塑料、不锈钢等， 具有耐磨、 抗腐蚀、抗 疲劳的特性。 ( 2 ) 粘性低， 润滑性差，泄漏量大 可以通过减小摩擦副的配合间隙来减小泄漏，增大容积效率，但间隙过 小会使摩擦副表面之间的磨损加大，并产生拉丝腐蚀，而且在不采用静压润 滑方式时，元件的运动摩擦副对偶面上一般很难形成液体润滑膜，很容易产 生干摩擦。所以必须研究最佳间隙的问题和提高元件的耐磨性和抗疲劳性。 另外，采用新型材料和合理的结构密封系统也是减小系统泄漏的有效途径。 ( 3 ) 气蚀化 由于气蚀是液压元件中经常发生的一个严重问题，它不仅使元件产生振 动及噪声加剧， 而且使系统刚度下降，元件寿命缩短。由于水的汽化压力比 液压油高出数千倍，水的气蚀更为突出。因此解决水压传动中的气蚀也是当 务之急。 1 . 5水压轴向 柱塞泵概述 液压泵是液压系统的动力元件，是整个液压系统的心脏，它长期工作在 重载、高速条件下，其技术水平在一定程度上代表了整个液压技术的水平。 1 .5 . 1结构形式 现在的水压泵绝大多数为轴向柱塞式，其发展总体来说经历了用油润滑 和用纯水润滑的两个阶段。 由于油的润滑特性比水要好得多，在新型材料及其加工手段尚未成熟之 前，在水压泵中，水仅作为能量和控制信号的压力载体，其轴承部位由用密 封件与高压水隔绝开来的油来润滑。此时，泵一般为阀配流轴向柱塞式，柱 塞与斜盘之间为点接触或线接触，其优点是泵的结构非常简单，性能稳定， 可靠性好，成本低;缺点是体积大，重量较重，仅适用于输出压力较低的场 合， 一般小于l o mp a ， 因为在高压状态下， 密封件磨损较快， 密封效果下降， 往往容易引起油和水的串通，而且杜塞的头部磨损也较快。 随着材料科学和加工技术的进步，陶瓷和高分子材料的性能得以大大提 高， 加工和处理也较容易， 元件的 成本下降。 此时，水压泵使用水来润滑其 所有的轴承部分，且多为端面配流轴向柱塞式，柱塞与斜盘之间为静压润滑 或混合润滑的面接触。此时， 泵的结构紧凑， 体积小， 重量轻， 输出压力高， 性能和可靠性也较好。 西南交通大学硕士研究生学位论文第 6页 1 . 5 .2工作原理 bu/ as/不 3/ / / l江 a- a b一 b rt甲爪土十十 价 1 i 月火 协 尽一 一/ 丫 夕 了 又抓公公 j v 1 - 斜盘 2 一 压盘 3 一 滑靴 4 一 柱塞 5 - 缸体 6 - 配流盘 7 一 中心弹簧 8 一 吸水窗口 9 一 压水窗口 1 0 一 减压槽 图 1 - 1 轴向柱塞泵的工作原理 如图所示缸体、柱塞及配流盘间组成了若干个密封容积v 。当斜盘、配 流盘固定，而缸体随传动轴按图示方向旋转时，图中纸面外缸体中的柱塞逐 步缩进缸体， 使密封容积v逐渐减小， v中的水经配流盘的压水窗口， 从泵 的排水口排出，完成排水过程。图中纸面内缸体中的柱塞在压盘的推动下逐 渐外伸， 使密封容积v逐渐增大而形成局部真空， 水经泵的进水口、配流盘 的吸水窗口v中，完成吸水过程。 1 .5 .3轴向柱塞泵配流状况的研究 自 端面配流轴向柱塞泵问世以来，人们就围绕着这类泵所存在的各种问 题进行了多方面的研究，如力矩传递方式、变量方程、缸体支承方式、泵内 各种零件材料的 选择、缸体的平衡方式等等:其中，轴向 柱塞泵配流状况的 研究工作己有近四十年的历史。很多液压专家、学者之所以对轴向柱塞泵配 流副的状况问题产生极大的兴趣，是因为配流副工作状况的优劣是决定着轴 向杜塞泵质量优劣的关键。 纵览国内 外轴向柱塞泵端面配流副的研究资料和成果， 理论方面的研究 _ 作可以概括为以下两个方面: 1 、轴向柱塞泵端面配流的理论研究 轴向 柱塞泵端面配流的力学分析和理论研究是进行轴向 柱塞泵设计的关 键。多年来，人们围绕着以下几个问题进行了广泛而深入的研究: 西南交通大学硕士研究生学位论文第 7页 ( 1 ) 密 封区 域的 压力 场的 分布及其变化规律; ( 2 ) 柱塞压紧力的分析与计算; ( 3 ) 缸体支承力的分析与计算; ( 4 ) 缸体轴向 力学平衡的 分析与 计算; ( 5 ) 缸体转动运动学及动力学的分析与计算; ( 6 ) 最佳水膜厚度的求解与计 算; (7 ) 热楔力、动压力的分析与计算; ( g ) 配流噪声与 冲击的 分析与 计算。 2 、轴向柱塞泵端面配流副的设计方法 轴向柱塞泵端面配流副的设计方法的优劣直接影响着液压泵的性能和寿 命。因此，轴向柱塞泵配流副的设计方法一直为液压专家尤其是泵的制造商 所关注。至今为止，人们对如下几种设计方法及其有关问题进行了研究: ( 1 ) 剩余压紧力设计方法; ( 2 ) 挤压效应设计方法; ( 3 ) 压力反馈效应设计方法; ( 4 ) 综合设计法; 西南交通大学硕士研究生学位论文 第 8页 第2 章水静压支承技术 由于水的低粘性、低润滑性，水压轴向柱塞泵存在着使用寿命短、工作 可靠性低、效率低的问题，主要原因之一是泵的缸体和配流盘这对摩擦副容 易磨损甚至烧伤。解决这个问题可从选用耐磨的摩擦副材料、在设计上保证 水膜润滑等两个方面入手。本文讨论的是第二个方面，即研究设计理论和设 计方法， 以便从设计上保证在缸体和配流盘摩擦面之间形成适当厚度的水膜， 靠这层水膜来起支承作用和润滑作用，并达到一定的密封性。常用的设计方 法有剩余压紧力设计法、挤压效应设计法、静压支承设计法等三种。本章将 针对后者，对静压支承的原理n 2 1 、 工作特征、 水膜刚度、 功率损失、水膜厚 度以及静压支承的设计进行论述。 2 . 1 静压支承原理 静压支承，是利用流体阻尼器件的合理匹配组合，使一对摩擦副之间形 成必要的流动水膜， 并利用这个水膜的压力场， 起到对外负载力的支承作用， 而水膜本身又起到对摩擦副的纯流体润滑作用。 典型的流体静压支承，由一个进口阻尼器和一个带有液腔和密封带的支 承面共同组成，如图2 - 1 所示。 密封带. fi静压腔 h 户 万 叮 泄 漏 欲 ) ( 沮 尼 器 门 .一p 图2 - 1 典型的静压支承结构 压 力为p 的 水， 通 过 进口 阻 尼 器 而 产生 压降， 在中 心 腔内 形 成压力p ,. 在几的 作 用下， 液体 通 过密 封 带 而 产生 泄 漏 流 量， 并 在 密 封带内 形 成呈 一定 变化规律的压力场。 这个压力场和中心腔内几的 压力场共同产生流体动力反 力，用以支承外负载力fi ，并在支承面间形成了 约为几微米间隙的水膜厚度 h 。 如果支承面是一对摩擦副， 就可由 水膜把摩擦副的两个固 体面隔开， 使摩 擦副在纯液体摩擦情况下工作， 从而提高 机械效率，降低温升， 减少磨损， 西南交通大学硕士研究生学位论文第 9页 延长摩擦副的工作寿命。 实现静压支承的关键问题在于:当外负载力f , 变化时，如何使支承面上 的流体动反力，即承载能力w也随之发生变化， 使二者始终保持在允许的水 膜厚度h下相平衡，既不使支承面发生固体接触，也不使支承面产生过大的 间隙而造成大量泄漏。 解决这一问题的办法是在中心腔进口前加前置阻尼器，使支承具有双重 阻尼，即前置固定阻尼和支承面密封带可变间隙阻尼的串联组合。当外负载 力增加时，破坏了与流体支承反力的平衡，支承面密封带处的水膜厚度便要 减小，与此同时，支承面的间隙处的流阻增加，泄漏量减少。由于通过前置 固定阻尼器的流量，与通过支承面密封带可变间隙阻尼的流量是相等的，当 水膜厚度减小而使泄漏流量也减小时，通过前置固定阻尼器的流量也随着减 小，因此降 低了 固定阻尼器两端的 压降， 使中心腔内的 压力a增加， 从而使 支承面的承载能力相应提高。外负载力与支承流体动反力，在新的水膜厚度 下，达到新的平衡。 由此可见，由前置固定阻尼和支承面可变间隙阻尼串联组合而成的静压 支承，具有压力反馈闭环自 动调节的功能。 2 .2工作特征 从分析阻尼器的压力一 流量特性入手，来分析静压支承的工作特性。 任何一种固定阻尼器的压力一 流量特性的一般表达式，均可写成 如= r f q ( 2 - 1 ) 式中，o p为前置阻尼器两端的 压差; 凡 为前置阻 尼器的液阻; q为通过前置阻尼器的 水流量，即泄漏流量。 任何形式的可变间隙阻尼的压力一 流量特性，一般表达式可写为 q = k y h 幼 ( 2 - 2 ) 式中 ， k y为可变间隙阻尼的泄漏系数; 为水膜的厚度。 综合图2 - 1 中静压支承的情况，对进口固定阻尼器有 p 一 p ., = r i q 对支承面可变间隙阻尼则有 q = k y h ( p 、 一 0 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第 1 0页 整理可得 _p p、= 丁一二一丁 一; 万 ) +k f i c y n - ( 2 - 3 ) 令r 声q = k ,且 考 虑 到 静 压 支 承的 输 入 压 力p 的 可 变 性， 取 无 因 次 压 力 比a = p ., l p 代入上式， 则有 1 “ = 百k h 3 ( 2 - 4 ) 无因次压力比a ，与静压支承的结构参数k和水膜厚度h 之间的既简单 而又十分重要的关系， 代表着静压支承的工作特性，称为静压支承的特性方 程。为了更清楚地表达静压支承的工作特性， 将式2 - 4 画成曲 线如图2 - 2 所 不 。 长= 2x - - k= 4 x - (c .峨 =32k 0泪只国尧因限 0 0 2不一万- 8 - 1 0 水膜厚度h ( u m ) 图2 - 2 静压支承工作特性图 由图2 - 2 可见， 静压支承的结构参数k越大，曲线越陡，说明水膜厚度 h的少量变化便会带来压力比a值的显著变化。这对适应外负载力的改变， 产生在新的水膜厚度下支承面的承载能力当然是十分有利的。这就是为什么 静压支承要求采用阻值很大的前置阻尼的原因所在。由曲线还可以看出，在 水膜厚度h 8 u m的情况下， 各种k值的a - h曲线都变得比较平坦， 适应外负载力变化的能力就不强了。因此静压支承的水膜厚度一般都选择在 h = 2 - 8 u m范围内。 2 .3水膜刚度 水膜刚度是代表静压支承水膜适应外负载力变化的能力， 它的定义是: 西 南 交 通 大 学 硕 士 r 5e 生 塾 it 3 r 一一一里竺皿 水膜厚度的每单位改 变， 所能产生的静压支承承载能力的改变量。如用数学 式表示，则水膜刚度j 可表示为 ( 2 - 5 ) 式中的 “ 一 ”号，是考虑到 d h与d w的符号总是相反，而为了保持刚度 j 始 终是正值而加进入的。 任何形状静压支承的承载能力 w均可表示为有效支承面积a 。 和中心腔 压力p s 的乘积。 附= a e p s = a . ( a p ) 根据静压支承的特征方程式，和水膜刚度的定义，可得 d w 3 a . p k h 2 j=一 = d h ( 1 + k h) ( 2 - 6 ) 由式( 2 - 7 ) 可见， 静压支承的水膜刚度， 除与有效支承面积a 。 和输入压力p 成正比外，还与水膜厚度h 和静压支承的结构参数k有关。 ( 1 ) 将k 视为常量， h 视为 变量时的 最大刚 度 这种情况是先选定了静压支承结构，以求获得最大刚度时的水膜厚度 h 值及压力比a 。 根据求极值原理， 按变量h 求导并令其等于零，即d 7 / 8 h = 0 , 得 咋j 划“ 、leseses门产 1一k 一， 2叮les又 - 儿 此即为刚度最大时，水膜厚度 其代入静压支承的特征方程式 h 与静压支承结构参数k间应满足的关系。将 即可求刚度最大时的无因次压力比a 值为 1 2 1 +k h 3 ( 2 ) 将h 视为常量， k视为变量时的最大刚度 这种情况是先选定了静压支承的设计水膜厚度，以求获得最大刚度时的 结构参数k及压力比a 。 同 理， 按变量k求导并令其等于零， 即 d 1 / 8 k = 0 , 得 此即为刚度最大时， 静压支承结构参数k与水膜厚度h 间应满足的关系。将 一 一一 一一一f ix 3 c if s * 9 f f r 1 * % it : 其代入静压支承的特征方程式，即可求刚度最大时的无因次压力比a 值为 1 1 1 “ 二 1 + k h 一 l + h n一 厄 上述两种情况的应用条件是:如果静压支承的结构己定，求其工作在何 种水膜厚度下可获得最大水膜刚度，则按第一种情况考虑;如果静压支承的 结构正待设计，则按设计要求先选出了合理的水膜厚度，求此时应选择何种 结构参数才能获得最大水膜刚度，则按第二种情况考虑。 水膜支承刚度的表达式还可写成 d 砰 j = 一= d h d ( a e a p ) _ d h d a - a e p - a月 ( 2 - 7 ) 在a 。 和p为常量的 情况下， d a / d h 就反映了 水膜的支承刚度。 而d a / d h 实际 上就是图2 = 2中曲线上各点的斜率。曲线平坦处，斜率d a / d h小，水膜的刚 度低;曲 线陡峭处， 斜率 d a / d h大，水膜的刚度大。 a = 2 / 3处，正好是各 k 值曲线的拐点，也就是刚度为最大值的点。显然它所对应的水膜厚度对不同 k值是不同的。但是，在一个既定的水膜厚度下，有众多的k值曲线通过这 个水膜厚度点，其中必有一个k值曲线在这个水膜厚度下的刚度最大， 这就 是按第二种情况考虑的a = 1 / 2 处的k 值曲线。 需要指出的是，在既定水膜厚度下， 具有最大刚度的k值，只是相对其 他k值曲线而言，并不反映它有最大刚度的绝对值。由图2 - 2 的曲线可知， 各k值曲线具有最大刚度绝对值的点，仍然在a = 2 / 3 处。因此设计静压支承 时，往往取 a = 2 1 3 . 2 .4功率损失 静压支承既然是在一对摩擦副中用一薄层流动水膜来支承外负载力，就 必然存在 着一定的 流量损失;同 时， 在摩擦副的 相 对滑动中， 即 使形成了 纯 液体润滑，也必然存在着一定的摩擦功率损失。 支承面泄漏流量为: 9 = k y h p , ( 2 - 8 ) 泄漏流量的功率损失为 p q = 9 p = 气 h 3 a p 2 ( 2 - 9 ) 摩擦副的摩擦功率损失为 西南交通大学硕士研究生学位论文 第 1 3页 ( 2 - 1 0 ) 式中，k 为水的 动力粘度; v为支承面相对滑动的线速度。 因此，总功率损失即为泄漏功率损失与摩擦功率损失之和 ， 一 、 华 + a k a h p n ( 2 - 1 1 ) 2 . 5水膜厚度 2 . 5 . 1最佳水膜厚度 所谓最佳水膜厚度，就是 指摩擦副在流量功率损失和摩擦功率损失之和 为最小时的水膜厚度。由 式2 1 1 1 可见， 摩擦功率损失与水膜厚度成反比， 而 泄漏功率损失则与水膜厚度的三次方成正比，故必存在某水膜厚度值，此时 两个功率损失之和为最小。 按求极值原理， 令a p j a h = 0 0 最佳水膜厚度h 。 为: 二 _ ( ， ; 价 。 、 告 r != 1i i1 又 3 a k 9 )l p ) ( 2 - 1 2 ) 由此可见，最佳水膜厚度h 。 除与密封带支承面积a ，可变间隙阻尼器的泄漏 系 数k 4 和 无因 次 压 力比a 等 参 数 有关 外， 还与 静 压 支 承的 运 行工 况 有关 这 个工况包括支承面处水的动力粘度u，滑动的线速度 v ，以及静压支承的输 入压力p 等。 2 .5 .2最小水膜厚度 静压支承的设计水膜厚度不能取得过小，所以 最小水膜厚度h m i。 应该满 足以下条件: ( 1 ) 要大于 二倍的 滑动 面的 粗糙 度， 不平 度和可能的 变形。 ( 2 ) 要大于工作液中 最大杂质的 颗粒直径。 ( 3 ) 要保持水膜具有较大的刚度。 遇到下列情况， 还应适当 加大上述推荐值，以 此作为设计的水膜厚度: ( 1 ) 支 承部件 偏斜或受 到 较大的 倾侧力 矩; ( 2 ) 支承的几何形状不准确，几何精度差; 西南交通大学硕士研究生学位论文第 1 4页 ( 3 ) 摩擦副的表面粗糙度大; ( 4 ) 摩擦副的材质不好; 2 . 6静压支承的设计 摩擦副的工作状况对泵的性能和寿命有着重要的影响，是水压泵设计中 的关键所在。 ( 1 ) 对机械效率的影响 摩擦副如压紧力很大，而又得不到适当的液体润滑，则机械摩擦功率损 失很大，降低了泵的机械效率。 ( 2 ) 对容积效率的影响 摩擦副间压紧力大时，虽对减小泄漏，提高容积效率有利， 但偏磨往往 造成不均匀的摩擦副间隙，导致大量泄漏和容积效率的降低。 ( 3 ) 对寿命和可靠性的 影响 如果摩擦副磨损严重，除造成机械效率和容积效率的降低外，还往往产 生摩擦副被烧坏，以 致不能工作，极大地影响到泵的工作可靠性和寿命。 水静压支承的设计方法，是能满足上述要求的较好的设计方法之一。合 理的静压支承设计应起到三个方面作用，一是支承作用，即支承强大的外负 载力;二是润滑作用，即尽可能形成液体润滑来代替干摩擦或半干摩擦;三 是密封作用，即摩擦副间不能有过大的间隙，否则容积效率太低，甚至达不 到输出的额定压力。当然，由于泵内部结构的复杂性，并不是所有的摩擦副 都适合采用水静压支承。 一 一一一一一a c 2 a ;k * g t f 5 z i * %i t 3r 第3 章数学模型的建立 本章主要包括两部分:一是对缸体的受力进行分析，建立缸体的力学模 型; 二是针对本文所讨论的配流盘静压支承结构， 建立静压支承的设计模型。 3 . 1静压支承的配流盘 配流盘静压支承结构比较复杂，但基本属于环行面的静压支承。如图 3 - 1 所示，由 起进口 阻尼作用的阻尼槽4 和压力平衡槽 3 及其两侧的密封带 形成的支承面共同组成。水从高压配流窗口2进入阻尼槽 4 ，并与压力平衡 槽3 连通，压力平衡槽及其两侧密封带处的水压力场用于平衡缸体的剩余压 紧力。当缸体的剩余压紧力增加时，缸体和配流盘间的水膜厚度减小，泄漏 减少，通过阻尼槽4的水流量减少，压降减小，使压力平衡槽内的水压力升 高，压力平衡槽及其两侧密封带处的水压力场加大，水膜厚度又增大，以 保 持水膜厚度的稳定。上述过程反之亦然。 币 羽 一上 一叮 酬 扮 土 / 才 。 泛 /5 介 丫 二 丫少 i 之东 一 旗 麟 抓丰健 乡 / 2 i 一 低从配流窗u 2 - 高扭配流窗u 3 - 压力平衡槽 4 一 阻尼梢 5 - 减压槽 图3 - 1 配流盘的结构示图 水压轴向柱塞泵的柱塞腔内，工作时不断进行高低压转换。充满低压水 的柱塞腔突然和高压配流窗口 接通时，高压水会瞬间向缸内倒流，产生液压 冲击;同时，充满高压水的柱塞腔突然和低压配流窗口 接通时，缸中的高压 水会瞬间向 低压配流窗口 膨胀， 也会产生液压冲击。 为了 消除这种有害现象， 常采用如图3 - 1 所示带有减压槽5 的非对称正遮盖配流盘。带有减压槽的配 流盘有三种形式。 如图3 - 2 所示，它们分别是负开口、 零开口 和正开口。 西南交通大学硕士研究生学位论文第 1 6页 柱塞窗孔 吸水区厂、 压 水 区 减炜僧 负开口 一 / 胜 w il_/、 压 水 区 c ) 正开口 图3 - 2 减压槽的三种开口 形式 零开口 是指柱塞窗孔刚离开压水区或吸水区就与减压槽接触。 正开口是指柱塞窗孔离开压水区或吸水区一段时间后与减压槽接触。 负开口是指柱塞窗孔还未离开压水区或吸水区就与减压槽接触。 受时间和水平所限，本文只对零开口的情况进行了讨论。 3 . 2缸体和配流盘端面结构参数标注及说明 i 一 低压侧 z - 高压侧 图3 - 3 酉 己 流盘端面结构参数标注 八 尹: 预 升、 降 压过渡区 减压槽范围 角; b :断面为正三角形的阻尼槽的宽度; b , : 从夕 轴正向 沿缸 体转向 算 起， 压力平 衡槽的 起始角 度 b 2: 从y 轴正向 沿缸体转向 算起，压力平衡槽的终止角度 第 1 7页西南交通大学硕士研究生学位论文 :配流窗口 两侧内、 外密封带的边界尺寸 ( i = 1 一 4 ) 压力平衡槽两侧内、外密封带的边界尺寸 ( i = 5 一 8 ) 飞了 /zr 缸体端面结构参数标注 :柱塞的分布圆半径 :柱塞窗孔的范围角 r俨 一 一 图3 - 4 d :柱塞的直径; a o:相邻柱塞的间隔角 3 . 3缸体的力学模型 配流盘静压支承的设计是建立在缸体平衡的基础上，因此缸体的受力状 况十分重要，必须进行详细的分析。 3 .3 . 1坐标系 要建立缸体的力学模型，支点的确定至关重要。轴向柱塞泵缸体的支承 方式可分为两种:轴承支承，适用于不通轴式柱塞泵:轴支承，适用于通轴 式柱塞泵。无论采用何种支承形式，支承力都应通过图3 - 5的坐标原点 口 ， 因此缸体的支点即。 点1 1 3 1 洲 / 。/ 衬/ 几 3_”一 州 卜斜盘 2 - 滑靴 3 一 柱塞 4 - 缸体 5配流盘 图3 - 5 坐标系示意图 一 二 醚 这 塑 进 翌 哩 全 进 鱼 丝 一v 1 8 ty l 3 .3 .2压紧力f 、压紧力矩m 如图3 - 6所示，缸体所受的压紧力由两部分组成，一部分是中心弹簧的 的预紧弹簧力只; 另一部分是由高 压侧柱塞腔内的水压力p ， 所引 起的斜盘反 力n , 在x 轴方向上的投影n . 之和构成的， 该力 将缸体压向配流盘。 n , 对o x , o y , o z 各轴均有力矩作用， 绕x 轴的力矩m 与轴的 理论驱动扭矩相平衡。 仅my 和m . 影响 缸体的 平 衡， 其合矢 量为 压 紧力 矩mo 如图3 - 6所示，柱塞窗孔与减压槽接通后，柱塞腔内的水压力在减压槽 区域内的变化是十分复杂的。在此，假定柱塞腔内的水压力在此区域内成线 性变化。 y 1 一 斜盘 2 - 柱塞 3 - 缸体 4 - 配流盘 图 3 - 6 5 - 柱塞窗孔 6 - 高压配流窗口 7 一 低压配流窗日 缸体的受力示意图 缸体所受的压紧力凡:1 1 4 1 1 5 1 f = 耐 z y,p , + f , ( 3 - 1 ) 缸体所受的压紧力矩m: m y = ,rd 2z r4一 一 i一 ); )