机械毕业设计79斜盘式轴向柱塞泵

1 摘要 轴向柱塞泵的优点在于高压、高效率、容易实现变量并且变量形式多， 单位功率的重量轻等特点，因而它广泛应用于压铸、船舶、矿山、采煤、工 程机械等工业部门。恒压控制斜盘轴向柱塞泵对于节能更具有明显的效果， 广泛用于保压系统中，对缺乏能源的社会更具有积极的意义。 本次设计的致系列恒压变量控制轴向柱塞泵的机构型式是参照日本油研 公司的致系列柱塞泵，严格按照轴向柱塞泵的工作原理对泵的主要零件进行 设计计算，包括强度计算以及变量机构的设计计算。通过运动学分析，计算 了泵的瞬时流量，并用 MATLAB仿真软件绘出了瞬时流量曲线，分析了变量 结构的动态响应性能。经过分析计算，验证了泵的变量机构参数的合理性。 关键词：轴向柱塞泵运动学；变量机构；仿真 2 ABSTRACT The axial position pump merit lies in: The high efficiency, is easy realize the variable and variable way more , the specific power weight is light and so on the merit . Thus is widely applies to the compression costing, ships, mines industry sector and so on project machinery. The constant pressure controls on project machinery. The constant pressure controls on slanting plate axial position pump to have the tangible effect regarding the energy conservation, it widely applies to guarantee presses in the system, its widely application lades the energy regarding at present the society to have the positive significance. Reference to the basic configuration of the A series constant pressure control variable axial position pump of Japan Yuken company .The pump construction and the variable mechanism has been determined, which this paper are concerned the transient delivery of the pump has been calculated. The pump and the instant discharge was attained with the MATLAB simulation software. The dynamic characteristic of the mechanism response performance has been analyzed. Base on above analysis, we have confirmed the design parameter of the pump and the variable mechanism rational, which take theory basic for the design. Key words: axial position pump, kinematics, Variable mechanism, simulatio 3 目录 摘要 .1 ABSTRACT.2 目录 .3 第一章 绪论 .5 1.1 课题研究的意思 .5 1.2 液压泵的发展状 .5 1.2.1 国内发展状况 .5 1.2.2 国外发展情况 .6 1.3 液压泵的应用 现况 .6 1.4 斜盘式轴向柱塞泵 .7 1.4.1 斜盘式轴向柱塞泵的概况 .7 1.4.2 斜盘式轴向柱塞泵的发展趋势：高压化 .7 1.4.3 斜盘式轴向柱塞泵的工作原理 .8 1.5 恒压控制轴向柱塞泵 .8 1.5.1 恒压控制轴向柱塞泵的工作原理 .8 1.5.2 恒压控制轴向柱塞泵的工作特性 .9 1.6 A 系列恒变量泵的压控制轴向柱塞泵的工作原理 .10 1.7 A37 变量轴向柱塞泵的设计参数 .11 第二章 运动学分析 .12 2.1 柱塞在缸孔中的运动规律及泵的排量 .12 2.2 柱塞与滑靴的运动分析 .16 第三章 动力学分析 .20 3.1 柱塞、滑靴的受力分析 .20 3.2 斜盘的受力分析 .22 3.3 缸体的受力分析 .25 3.4 泵轴受力 .31 第四章 主要零件的设计计算 .34 4.1 柱塞的设计计算 .34 4.1.1 柱塞的尺寸设计 .34 4.1.2 柱塞摩擦副比压 pv比压 pv验算 .36 4.2 滑靴的设计计算 .40 4.2.1 滑靴的结构形式和尺寸设计 .40 4.2.2 滑靴的比压 ps，比功 psv验算 .41 4.3 回程盘的设计计算 .42 4.4 缸体的设计 .45 4.4.1 缸体的设计计算 .45 4.4.2 缸体强度的计算 .46 4.4.3 缸体基本尺寸的设计 .46 4.4.4 缸体通油窗口的设计 .47 4.5 配流盘 的设计计算 .48 4.5.1 配流盘预升压角，预卸荷角的确定 .49 4 4.5.2 配流盘结构的确定 .51 4.6 斜盘上的止推板的尺寸设计 .55 4.7 泵轴的设计 .55 4.7.1 轴径的确定 .55 4.7.2 泵轴的校核 .57 4.8 中心弹簧的设计 .59 4.9 复位弹簧的计算 .62 第五章 变量机构的设计计算 .63 5.1 恒压控制变量泵的工作原理 .63 5.2 恒压控制变量泵的工作特性 .64 5.3 恒压控制变量泵调压弹簧和阀芯结构参数的确定 .64 5.4 变量机构性能分析及仿真 .65 参考文献 .73 外文文献 .74 外文翻译译文 .84 致谢 .91 5 第一章绪论 1.1 课题研究的意义 20 世纪 60 年代以来，随着原子能、航空航天科技、微电子技术的发展， 液压技术在更深更广泛的领域得到了发展。在液压系统中，液压泵是整个液 压系统的心脏，液压泵质量的好坏关系到整个液压系统能否正常工作。液压 泵一旦出故障，轻者影响液压设备的正常使用，重者会引起整个液压系统的 瘫痪，致使液压设备无法正常工作，造成严重的经济损失。因此，用户对液 压泵提出了更高的要求，为此，我们应加强液压泵的开发和生产力度来满足 市场的需求。 现在生产能力在全世界范围内迅速提高，市场经济的大潮正在将越来越 多的国家带入世界经济范围内。发达国家生产出来的液压泵相对我国的液压 泵来说更加稳定、可靠，造成我国大多数大型工程采用国外产品，而放弃本 国产品，对我国的液压泵行业造成了不利影响。其中主要因素还在于设计制 造技术的落后。因此，对泵的设计和制造技术的要求也己经提高到了一个新 的层次。只有加大对液压泵的开发和生产力度，才能提高我国产品在全世界 内的竞争力。 1.2 液压泵的发展状况 1.2.1 国内发展状况 1986 年试制了 PV23 泵样机。 1987 年在美国 Sundstrand 公司通过试验检测认可。 1989 年开始批量生产。现在我国通轴泵的研制己由测绘仿制发 展到消化引进技术，采用国内制造的手段实现国产化的时期。这一时期的主 要工作是提高产品的质量，设计新产品，扩大使用范围，使我国通轴泵生产 的 发 展 跟 上 国 外 的 发 展 步 伐 。 6 1.2.2 国外发展的状况 美国 Sundstrand 公司于 60 年代初期试制成功 20 系列通轴泵， 1996 年 正式投入生产； 1997 年开始大量生产，该公司在日本和欧洲均设有子公司。 目前生产能力己达 40 万台，各类型的通轴泵纷纷问世。美国 Dynapower 公 司所生产的通轴泵也有广泛应用。一些原先生产斜盘泵的著名公司如美国大 的 Denision 公司，英国的 Lueas 公司，甚至主要生产叶片泵的美国 Vickers 公司都相继开发出通轴泵的新产品。 70 年代以后，通轴泵在闭式系统中的 优越性日益为人们所重视。一些生产斜盘泵的厂商如德国的 Rexroth 公司集 团的 Hydromatic 和 Brining haus 公司 、 Linde 公司、瑞士的 VonRou 公司 等也陆续开发出通轴泵，它们认为：采用通轴泵和斜盘马达所组成的闭式系 统将是最具有发展前途的元件匹配。 今后在液压泵方面的研究课题主要是进一步的低成本化、高可靠型、高 压化、低噪声以及故障检测预报技术。对于泵的高压化问题，日本川崎公司 列出了五个课题展开研究： （ 1)泵的结构强度 （ 2)泵的耐烧结性 （ 3)轴承 及密封的寿命 （ 4） 气蚀 （ 5） 噪声 1.3 液压泵的应用现状 在液压传动系统中，将机械能转换成压力能的元件叫做液压泵。它是液 压传动的心脏，其作用是为液压系统提供足够的压力油，它的性能将直接影 响到整个系统甚至整个设备的质量。 从世界各国及我国的应用来看， 齿轮泵 、柱塞泵、和叶片泵呈三足鼎立 之势，近年代并无明显的变化，随着液压传动领域中，特别是低功率传动领 域中电传动的进入，柱塞泵的应用优势凸现，斜盘式轴向柱塞泵由于其配流 盘和缸体、滑靴和柱塞这两对高速运动副均采用了静压支撑。省去了大容量 的止推轴承，具有结构紧凑，零件少、工艺性好、成本低、体积小、重量轻 等优点，从而该泵的应用越来越广泛。一些原来生产斜轴式柱塞泵的厂商也 转向生产斜盘式轴向柱塞泵。由于斜盘式轴向柱塞泵体积小、重量轻、变量 机构简单、惯性小、较适用于移动设备与自动控制系统，如工程机械、矿山 。 7 1.4 斜盘式轴向柱塞泵 1.4.1 斜盘式轴向柱塞泵的概况 轴向柱塞泵依其配流方式有阀式和盘式之分，阀式轴向柱塞泵由于吸排 油阀的滞后现象，限制了泵轴的转速不能高于 1500r/min 左右，再加上变 量困难及阀式配油使泵失去了液压机械的可逆性，所以变量型液压泵主要是 盘式配油的轴向柱塞泵。 斜盘式和斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长，斜轴式轴向柱塞泵采用 了驱动盘结构，使柱塞缸不能承受侧向力，所以，缸体对配流盘的倾覆可能 性小，有利于柱塞副与配油部位工作，另外允许的倾角大，（一般情况，作 泵时倾角可以最大为 25。，作液压马达时倾角最大可为 30。）。但其机构复 杂，工艺性差，需要使用大容量的止推轴承，因而高压连续工作时间往往受 到限制。斜盘式轴向柱塞泵由于配流盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动 副均采用了静 压支撑，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑、零件少、工 艺性好、成本低、体积小、重量轻等优点，从而使该型号的泵获得了迅速的 发展。 目前，斜盘式轴向柱塞泵的连续工作压力大多数在 21-36MPa范围，其 峰值压力为 28-40MPa， 转速在 3000 严 / min 以下，容量常数大都在300_500ml /r以下，近年来由于材料技术的发展，己经有 2 0 0 ml/r严的泵出现了。 1.4.2 斜盘式轴向柱塞泵的发展趋势：高压化 当前，轴向柱塞泵的发展趋势是：高压化、高速化、大流量化。要实现 这些目标的关键问题之一是要合理设计轴向柱塞泵中的各种类型的摩擦副， 使之形成适当的油膜，以提高柱塞泵的工作效率和寿命。配流副是轴向柱塞 泵中最关键的摩擦副之一，也是最容易磨损失效的部件。因此，为了设计性 能优良的高压、高速、大流量轴向柱塞泵，研 究 配 流 副 的 润 滑 特 性 机 理 是 十 分 重 要 的 。 8 1.4.3 斜盘式轴向柱塞泵的工作原理 斜盘式轴向柱塞泵，由斜盘、滑靴、柱塞、配流盘。具体工作原理 ：缸 体通过花键固定在传动轴上，在缸体上有 7个轴向柱塞孔，孔中装有柱塞， 缸体端部是紧压在与壳体固定的配流盘上，这样，柱塞孔、柱塞和配流盘之 间形成了 7个密封的工作容积。柱塞的球头上装有滑靴、滑靴上压有回程盘 并通过弹簧力将滑靴压在斜盘上，只要斜盘与旋转轴之间的夹角年不为零， 在传动轴驱动缸体旋转时，柱塞一方面在随缸体旋转，另一方面在缸体内作 往复运动，各密封工作容腔的大小发生变化。因此，在这类泵中有三对摩擦 畐副 ： 柱塞与柱塞孔 滑靴与斜盘 缸体与配流盘，这些摩擦副的作用有三 个，一是其密封作用，滑动面的摩擦副构成一个密封面，否则高压油的大量 泄漏，降低了容积效率，甚至不能建立起所需要的压力；二是起润滑作用， 滑动面相对运动，如果不能形成必要的润滑条件，摩擦副会很快磨损，甚至 烧结；三是起力的传递作用。摩擦副一方面将很大的力传给另一方，而力的 大小一般是和泵的负载所建立的压力成正比。 图 1-1 轴向柱塞泵的工作原理图 1.5 恒压控制轴向柱塞泵 1.5.1 恒压控制轴向柱塞泵的工作原理 9 恒压控制轴向柱塞泵可向系统提供一个恒压源。下图为恒压控制轴向柱塞泵的工作原理 图 ： PB PB Pc p b) 特性曲线 图 1-2 恒压变量泵 当变量活塞向右运动时，变量泵符号的带箭头斜线受变量活塞的推动变 得更陡了，表示泵的排量减小了，图示的泵为内控式，如液压系统为阻力负 载，泵的输出量过大，会引起系统压力 P 增加。此时，控制滑阀端部的液压 力大于调压弹簧力而使阀芯右移，压力油进入变量活塞的左端。变量活塞的 右端始终通压力油，变量活塞两端承压面积差产生的液压推力推动泵的变量 机构，使变量泵的排量减小，因而输出流量减小，泵的工作压力也随之降低， 当滑阀关闭，变量活塞停止运动，变量过程结束，泵的工作压力稳定在调定 值。同理，如系统压力下降，变量机构使泵的输出流量增加，工作压力回升 到调定值，调节调压弹的预紧力，即可以调节泵的工作压力，如弹簧也可由 比例电磁铁代替，控制阀为电液比例阀 ，原理上可组成电液比例恒压控制泵， 泵的工作压力与比例电磁铁的输入电流成正比 1.5.2 恒压控制轴向柱塞泵的工作特性 10 恒压控制轴向柱塞泵的特性曲线如上图所示，其恒压误差一般在调定工作压力的 2% 3%左右，从图可以看出，泵在低压工作时，调压弹簧的力使 控制滑阀处于最左端，变量活塞左端通油箱，因此泵处于最大排量工况。随 着泵的工作压力的升高，其容积效率降低，因而输出流量略有减少，使特性 曲线略向下倾斜。当泵的工作压力达到调节弹簧调的额定值（例如 pi)后， 控制阀动作，使系统所需要的流量（即泵的输出流量）从最大值到零流量之 间变化时，泵的工作压力基本不变，所以流量一压力特性曲线基本垂直于横 坐标，当系统要求的流量为零（即泵的出口堵死时 ） 泵在很小的排量下工作， 此时排出的流量正好等于泵的调定压力P1 时的泄露泵的工作力仍为 P1 。 1.6 A系列恒压变量泵的控制轴向柱塞泵的工作原理 轴向柱塞泵是靠电动机带动泵轴，而泵轴与缸体为花键连接，驱动缸体 旋转，使均布于缸体的七个柱塞绕泵轴轴线转动，每个柱塞头部均有一个滑 靴，中心弹簧通过顶针作用于中心球铰上，滑靴压紧于与轴线成一倾角平并 支承于变量机构的斜盘上，缸体旋转时，柱塞随缸体转动的同时，相对于缸 体作往复运动，完成吸油和排油工作，中心弹簧通过挡圈将缸体紧于配流盘 上，起预密封作用。 轴向柱塞泵的排量流量调节是通过改变斜盘的倾角，从而改变柱塞的行 程来改变排量与流量的，恒压变量轴向柱塞泵能在输出流量变化的情况下基 本保持其调定的输出压力恒定，而泵的输出压力在一定范围内可以任意调节， 适用于节流调速，保压等液压油源。 泵的最大输出压力可以通过压力调节螺钉调节。当系统的压 力上升至超 过泵的调节压力值时，压力油推动阀芯右移（如下图所示 ） 则压力油进入到 图示液压缸的无杆腔端，在压差的作用下推动活塞左移，从而改变泵的排量， 降低流量，使泵的输出流量与维持系统压力在泵的调定压力值附近所需要的 流量相匹配。反之，则相反。而在实际中，如装配图中所示，在压力调节螺 钉的上腔外接压力油管道，其油压始终为工作压力（即从泵的排油口处引一 油路管道），当系统的压力升高到过弹簧的调定值后，油压将推动阀芯左移， 则压力油进入到流量调节活塞的左腔，从而推动活塞向右移动，即可推动斜 盘偏转，即斜盘的倾角 减小，使泵的排量减小，流量减小，致使泵的输出压 力下降，维持在原 11 来调定的压力值左右。反之，当系统的压力下降，并小于 泵的调定压力时，阀芯在调压弹簧的作用下右移，此时流量调节活塞的左腔 与低压油腔（即泵内腔）相通，在流量调节活塞与复位弹簧的作用下斜盘的 倾角变大，使泵的输出流量增加，使系统的压力增加并维持在泵的压力在调 定值附近 。 1.7 A37变量轴向柱塞泵的设计参数 公称压力 P=16MPa几何排量 V=36.8ml / r 额定转速 n=1500r / min 12 第二章 运动学分析 2.1 柱塞在缸孔中的运动规律及泵的排量 图 2-1 如图 2-1 所示，当柱塞由最大外伸位置 A（即上死点），随缸体 转过角后，柱塞球头中心移至 B 点，设坐标原点如图 2-1 右所示， 则柱塞球头中心点 B 在 OZ 轴上的移动距离为 S=-Rtan cos （ 2-1) 式中： R 为柱塞分布圆半径 斜盘的倾角 为缸体转角 将上式对时间求导，可得柱塞相对缸体周轴向移动的速度： V=dsdt(2-2) 柱塞相对缸体的轴向加速度为： a=dwdt=w2Rtan sin (2-3) 式中： =d /dt 为缸体旋转运动的角速度 13 当 00,表示柱塞排油 当 2 时， V0，表示柱塞吸油 单个柱塞排油时的瞬时理论流量为： Q =4 d2Rwtan sin0(2-4) 由于泵有多个柱塞数，在同一瞬间有几个柱塞处于排油区。它们离开上 死点的转角 各不相同，故泵的瞬时理论流量为所有在排油区柱塞的理 论瞬时流量之和 1miiQsh Q （ 2-5） 式中： m 为排油区的柱塞数 将（ 2-4）代入（ 2-5）中可得 21t a n s i n4 m iiQ s h d R w (2-6) 设泵的柱塞数位 Z，则相邻柱塞间的夹角为 22Z（ 2-7） 假如在排油区中离死点最近的一个柱塞的转角位1，1 20 Z， 则以下几个活塞距上死点的转角： 2 1 1 12 , . . . . . . . . . . . . 2 ( 1 ) . . . . . . . . . . 2 ( 1 )imim 则式中（ 2-6）可写为 2 11t a n s i n 2 ( 1 ) 4 miQ s h d R w i （ 2-8） 由数学推演可得： （ 2-9） 对 于柱塞数 Z 为偶数的泵， 1 ,2mz可得 111s i n 2 ( 1 ) s i ns i n 2 ( 1 ) s i nmiii 14 1111c o s ( )2s i n 2 ( 1 ) 1s i n2mii 1111s i n ( )2s i n 2 ( 1 ) 1s i n2mii 1113s i n ( )2c o s 2 ( 1 ) 12 s i n2mii (2-10) (2-11) 对于柱塞个数 Z 为奇数的泵，当1 10 m ( 1 ) ,2 z 时 ， （ 2-12） （ 2-13） 则 (2-14) (2-15) 因而可得柱塞为偶数时的 瞬时流量为 21c o s ( )t a n4 s i nQ s h d R w （ 2-16） 最大瞬时流量 2m a x t a n() 4 s i nQ s h d R w （ 2-17） 最小瞬时流量 2m i n( ) t a n c o t4Q s h d R w （ 2-18） 轴向柱塞泵的平均理论流量 1113c o s ( )2s i n 2 ( 1 ) 12 s i n2mii 112 m ( 1 ) ,2 z 当 时 ， =111c o s ( )s i n 2 ( 1 ) s i nmii 111s i n ( )c o s 2 ( 1 ) s i nmii 15 60t nqQ (2-19) 式中 tQ为泵的平均理论流量 2 m /tQs为n 为 泵的转速 n为 r/min q 为泵的理论流量 单位为 m3/r 根据（ 2-1）可得 2 t a n22n wQ d z R（ 2-20） 流量脉动系数为m a x m i n( ) ( ) t a n 2s h s hQtQQQ z z （ 2-21） 柱塞数位奇数时，瞬时流量为 10 时（ 2-22） 102时（ 2-23） 最大瞬时流量为 最小瞬时流量为 2m i n 1( ) t a n c o t82Q s h d R w 此时的流量脉动系数为 ta n24zz 121c o s ( )2t a n14 2 s i n2Q s h d R w123c o s ( )2t a n14 2 s i n2Q s h d R w2m a xt a n()18 s i n2Q s h d R w16 图 2-2 Z 为奇数时轴向柱塞泵瞬时流量 表 2-1 轴向柱塞泵的流量不均匀系数 上表表示斜盘式轴向柱塞泵的流量不均匀系数与柱塞数的关系。 显然，奇数柱塞明显优于柱塞相近的偶数柱塞。 由表还可以看出：随着柱塞数的增加， aQ值减小。然而， 当 柱塞数较大时， OQ值的减小不显著，因此在该柱塞的设计中取 Z=7. 2.2 柱塞与滑靴的运动分析 斜盘式 轴向柱塞泵在工作时，其柱塞和滑靴作两个主运动：一个是沿缸体轴 线的 相对缸体的往复移动；一个是与缸体一起旋转。 Z 5 6 7 8 9 10 11 12 13 100Q4.98 14.03 2.53 7.81 1.53 4.98 1.02 3.45 0.73 17 图 2-2 滑靴与柱塞球头中心沿斜盘平面的运动分析图 如图 2-2 所示，滑靴与柱塞球头中心 A 之绝对运动轨迹的参数方程为： s i n ; s i nc o sRX R y 由上式我们可以得知，此运动轨迹为一个椭圆，其长轴与短轴分别为： 如为变量型液压泵。最其最大轴为 : m a x m a xc o sRa (2-24) 图 2-3 椭圆椭圆运动轨迹 滑靴由于沿斜盘平面作椭圆运动，所以在与压盘一起绕 Z 轴旋转时作 径向移动，其位移量： ;c o sRa b R18 02Dp （ 2-25） 上式中 p 滑靴球心（即滑靴与柱塞球头中心） 运动轨迹的向径， (2-26) 0D为压盘滑靴颈部的分布圆直径，常取： 0 m a x m a x1( 1 )c o sD a b R （ 2-27） 将上式（ 2-9） 、（ 2-10）代入到式（ 2-8）可以得到： （ 2-28） 分析上式可得，当 的绝 对值取到最大。 即：m a xm a x m a x1 c o s2 c o sR (2-29） 向径 p 与椭圆长轴半径之夹角（即与 y 轴的夹角）为 t a n c o s t a nxy 所以， a r c t a n ( c o s t a n ) （ 2-30） 因此，滑靴球心绕 O 点的旋转角速度为 2 2 2c o sc o s c o s s i nsddt （ 2-31） 由上式我们可以得到，当 3 .22 s 、 时 ， 取 到 最 大 值 ，其值为： m a x m a xc o ss （ 2-32） 而当s0 . . . . . . . 、 时 ， 取 到 最 小 值 ， 其 值 为 ：m a x m a xc o ss （ 2-33） 22 2 22c o ss i nc o sp x y 220 m a x2 m a x1 c o sc o s( s i n )2 c o s 2 c o sDpR m a x 30 = = 0 222 或 者 及 、 、 、 、 时 ， 19 由结构可以知道，滑靴球心绕 0点旋转一周的时间等于缸体旋转一 周的时间。因此，其平均角速度等于缸体的角速度， 即： sm ea n 顺便指出，柱塞与滑靴除了上述的相对运动与牵连运动以外，还可 能由摩擦而产生的绕其自身轴线的转动，这无论对于均匀磨损还是改 善 润滑 都是有益的。 20 第三 章 动力学分 析 轴向柱塞泵处于高压下运动，因此各零件承受较大的载荷。泵的 主要零部件的受力分析是泵设计计算的基础。 3.1柱塞、滑靴的受力分析 (一）排油区滑靴组受力 图 3-1 柱塞的受力 1.柱塞底部液压力 24pF d p2.斜盘对柱塞滑靴组件的反作用力 FN，它可以分解为沿柱塞轴向的 分 力 Fp和垂直于主轴的分力 FF . 3.缸体柱塞孔对柱塞的反作用力 由于存在力F， 产生缸体柱塞孔对柱塞的反作用力。因为柱塞和缸 孔的配合间隙很小，可以近似地认为缸孔是变量很小旳无间隙滑动，缸 孔对柱塞的反作用力呈三角形分布，如图 3-1 所示，其合力分别为1RF 和2RF，根据三角形相似关系可知： 如图 3-1 所示：在排油区，柱塞滑靴组件主要承受以下几种力： 21 12 2212:RRF F L L4. 由于径向力 FR1和 FR2所 产 生 的 摩 擦 力 F 1 和 F2 ,1 1 2 2,RRF fF F fF此时 f 是 柱 塞 运 动 的 摩 擦 系 数 。 5. 柱塞滑靴组件作往复运动大的惯性力， apF m a，式中 mp为柱塞滑靴 组件的质量， a为柱塞轴向移动的加速度，柱塞处于最外伸向斜盘，与液 压力 F/相同。位置，受力最恶劣，此时 ， 0, p = 0， 2 t a napF m R， 力的方向指 向斜盘，与液压力 PF相同。 其它，如柱塞回程弹簧力，柱塞滑靴组件离心力，滑靴和斜盘的摩 擦力等都很小，可以忽略不计。 根据上述的受力分析 ， 可以列出柱塞在最外伸位置时，柱塞组件的力平衡 方程： 221 2 2 1122212121 2 1 212c o s ( ) f t a n 04( ) ( ) ( ) 03 3 2s i n 0RRN R R pR R R RN R RF L F LL L LF F F d p m RLL dF L l F L f F FF F F （ 3-1） l为柱塞最外伸时，柱塞和缸孔的配合长度 R为柱塞分布圆直径 d为柱塞的直径 mp为柱塞、滑靴组件大的质量 f为柱塞、缸体、摩擦副的摩擦系数 w为缸体旋转角速度 r为斜盘的倾角 P为泵的排出压力 (二）柱塞的回程 22 当缸体旋转时，处于吸油区的柱塞外伸，即柱塞回程，此时， 柱塞头部的滑靴必须始终贴紧斜盘。 可以采用辅助油泵使柱塞回程 :辅助油泵供油给主泵的吸油口， 等使柱塞回程，为使主泵不吸空，供油泵的流量一般要比主泵的流 保证工作腔在吸油工况下具有一定的压力可以克服摩擦力、惯性力 量大 10%-15%。 3.2斜盘受力分析 轴向柱塞泵的主要优点之一是排量可变，斜盘式轴向柱塞泵可 以通过调节斜盘倾角 r改变泵的排量，为改变其斜盘倾角 r，需克 服以下诸力： (一）斜盘支撑轴颈处的摩擦力矩tM在两个轴上可以摆动来改变倾角 ，当柱塞在液压力 p的作用 下通过滑靴压在斜盘上时，不计运动摩擦力的影响。 斜盘上所受到的正压力为： 24 c o sN pFd （ 3-2） 泵工作时，平均有半数柱塞处于高压，因而斜盘受到的总柱塞 推力为： 28 c o sN d zpF （ 3-3） NF力与操作斜盘摆动的控制力 F0 一起组成定间隙力系，在 轴承上产生支点反力 FA和 FB，当斜盘摆动时，轴承处的摩擦力矩为 1 ()ABM R f F F (3-4) 式中： R 为斜盘轴径半径 f为轴承摩擦系数 (二）倾角 变化时，斜盘及其组件的惯性力矩 23 22 2MIt (3-5) I表示斜盘及其一起转动的组件对斜盘支承轴的转动惯性 距。 M2与斜盘转动角加速度成正比。因此对泵流量的动态过程有密切 关系表式中负号表示力矩 M2的方向与斜盘摆动角速度方向相 反。 如果缸体柱塞孔道与配流盘的高低压油槽间为正遮盖，遮盖角 2d (图 3-3-a)，并假定在转角 为 0 d 时工作容腔中压力 02, = d 0PPP P P 在 时 ，一个柱塞的液压力对斜盘摆动轴线 造成的力矩为 图 3-2 配流盘结构和柱塞工作腔内的液压压力变化规律 根据图（ 3-2-a）的压力变化图， 可得此柱塞泵在泵主轴转一周时的 平均力矩为： 2222 2m a x 22s i n1 c o s4 c o s 2 c o sxdXn dd R p dd R pM 22c o s / ( 4 c o s )XM d R p24 231212c o s ( 1 ) 4 c o smXid R pM M zz 泵平均有一半的柱塞处于高压，所以总的液压力矩为 ： (3-6) (三 )柱塞液压力对斜盘摆动轴的力矩3M如图 3-4 所示， 如泵的吸油压力为零， 则柱塞上液压力对斜盘摆 动轴线 X轴的力矩为： (3-7) 即此力矩是平均值为零的脉动力矩。 图 3-3 柱塞液压力对斜盘转轴的力矩 上述结果是基于缸体柱塞孔道与配流盘的高低压油槽间零遮盖的 场合。图 （ 3-2-c)表示了此情况及柱塞孔工作腔中压力与此柱塞转角的关系。 假如配流槽具有阻尼槽，则柱塞工作腔压力变化如 （ 3-2-b)图所 示： 222s i n4 c o sd R p dM 25 2232s i n8 c o sd R p z dM (N ) 0ZP 可得出： （ 3-8） 上面两式中负号表示力矩方向是斜盘倾角 减小。由于计算中对遮盖区 工作容腔中的压力变化作了种种假设，所以计算结果是近似的。 (四）控制力矩cM操纵斜盘改变其倾斜角的控制力矩为c c cM F L式中：cF为控制力 cL为控制力cF对斜盘转动轴线的距离，即控制力臂 3.3缸体的受力分析 通常的 “ 缸体自位式 ” 结构，是靠缸体的浮动和平衡来维持它 与配流盘间的理想油膜厚度，以取得合适的容积效率和机械效率并 延长使用寿命。 。 故缸体的受力状况十分重要。 作用在缸体上的力有 ： 质量力， 包括柱塞组的离心力和缸体的 重力；径向支撑力（由缸体外径向轴承或轴产生 )斜盘推力和摩擦力， 配流盘的推力和摩擦力 。 现仅对其中较大的作用力分析如下 。 一 、 斜盘对缸体的作用力 斜盘对滑靴的摩擦力通过柱塞组传递到缸体上；此外，斜盘对 柱塞的垂直反力 N 中，包括了侧向力 R和 R2及离心力 F1引起的摩擦 力，返程弹簧力和油压力 PH等在斜盘上所引起的反力。为了简化问 题，现只考虑油压力 PH斜盘反力 NP对缸体的作用力与力矩。 对应图（ 3-1)所采用的坐标系， NP对各坐标系投影和的平均 值为 2() 8p x HN d P 2( ) t a n8p y HN d P NP对各坐标的力矩之和 ,MN x N y N zMM和 分 别 为 ：26 2224 s i nN N z N y HRdM M M Pz 211t a n s i n 2 ( 1 ) 42mN x H iM d R P i (3-9) 1.当 z为偶数时，1 20,z借助式（ 2-10）得 12 c o s ( )t a n4s i nN x HzM d R Pz (3-10） 同理可得： 12 c o s ( )4 s i nN y HzM d R Pz （ 3-11） 122c o s ( )t a n4 c o ss i nx z HR zM d R Pz （ 3-12） 式中1为以 y轴正向为起点，沿旋转方向夹角为最小的柱塞的 相位角。 通过上述三式的分析可以看出，NXM和NyMy相对转角 1 是脉 动的，与流量的脉动规律类似 : NzM则是正负交替的波形。NxM x与 传动轴的理论驱动力矩大小相等，方向相反且互相平衡NyMy和 NzM则对缸体产生相对配流盘的倾覆力矩zM，考虑 21(cos ) 近似 于 1，联系式（ 3-11)， (3-12)可以看出，NM是平面回转矢量的模 （ 近似为常数），其回转角速度和回转方向与 w相同，其回转幅角 为z至z，其模 为： (3-13) 2.当 z 为奇数时