4柱塞泵.

第四章柱塞泵——概述1、分类配流方式：端面配流、轴配流、阀配流结构特点：斜盘式和斜轴式（连杆）柱塞排列形式：轴向、径向2、特点优点：结构紧凑、比功率大、压力高、易变量缺点：对油液污染敏感、滤油精度高、加工精度高、使用维护要求高、价格高斜盘式轴向柱塞泵的结构特点CY型轴向柱塞泵（半轴型轴向柱塞泵）轴不受径向力产生的弯矩作用，有利于减小泄漏大轴承限制转速的提高第四章柱塞泵——概述通轴型轴向柱塞泵的主要结构特点：去掉了缸体外的大轴承，传动轴改为通轴轴承支点相距较远，需加粗轴的直径，以防变形。第四章柱塞泵——概述第四章柱塞泵——概述斜轴式轴向柱塞泵的结构特点无铰式成为斜轴式的主流结构，缸体角速度有周期性的波动斜轴式轴向柱塞泵的结构特点双铰式缸体运转平稳，与泵轴同步。但结构复杂，中间的万向节需较大的空间。第四章柱塞泵——概述斜轴式轴向柱塞泵的结构特点柱塞的受力情况改善，所受的侧向力极小，允许较大的弯轴角。一般25°~40°，双铰式可达45°，而斜盘泵斜盘倾角一般18°~21°。因此，斜轴泵的排量大。缸体受倾覆力矩小，缸体与配流盘贴合均匀，有利于减小泄漏。总效率略高于斜盘泵。传动轴承受较大的轴向力和径向力，需采用承载能力大的推力轴承。第四章柱塞泵——概述径向柱塞泵轴配流径向柱塞泵的工作原理排量：ezdV24π=2轴配流式径向柱塞泵结构特点配流轴配流，因配流轴上与吸、压油窗口对应的方向开有平衡油槽，使液压径向力得到平衡，容积效率较高。柱塞头部装有滑履，滑履与定子内圆为面接触，接触面比压很小。可以实现多泵同轴串联，液压装置结构紧凑。改变定子相对缸体的偏心距可以改变排量，且变量方式多样。阀配流径向柱塞泵的工作原理阀配流轴向柱塞泵结构特点：优点：良好的密封性，压力可达７０MPa，适用超高压缺点：配流阀有滞后，泵的转速不能太高（1500rpm）。变量困难。第四章柱塞泵——轴向柱塞泵一、轴向柱塞泵的工作原理：排量：)/(4V2rmLZDtgd第四章柱塞泵——轴向柱塞泵三对摩擦副的结构特点：1、滑靴与斜盘2、缸体与配流盘3、柱塞与缸体第四章柱塞泵——轴向柱塞泵1、滑靴与斜盘采用剩余压紧力的办法，将压力油引向滑靴底部，产生液压反推力去平衡压紧力第四章柱塞泵——轴向柱塞泵2、缸体与配流盘：1、受力情况：液压压紧力和中心弹簧力使缸体压向配流盘。配流盘上的压油窗口及内外密封带上的液压力企图推开缸体2、消除困油和液压冲击：阻尼孔的设置第四章柱塞泵——轴向柱塞泵3、柱塞与缸体斜盘对柱塞的作用力：轴向力由液压力平衡侧向力造成缸体倾斜（缸体与配流盘之间出现楔形缝隙，泄漏增大，加剧缸体与配流盘之间的磨损）侧向力还造成柱塞与缸体之间的磨损——限制了斜盘倾角大小及泵的排量第四章柱塞泵——轴向柱塞泵变量机构：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第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计一、柱塞运动学分析柱塞运动学分析主要是研究柱塞相对于缸体的往复直线运动规律，即分析柱塞运动的位移、速度和加速度。以上死点作为计算起点,当缸体转过任一角度时，某一柱塞球头中心由A点移至B点，此时柱塞球头中心的坐标为：第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计φRsin=φRcos=γtanφRcos=zyx－一、柱塞运动学分析运动学分析是动力学分析的基础。柱塞轴向速度和加速度：第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计γtanφRcosω==γtanφRsinω==2dtdvadtdxviiiφsin==γcosφcos=γcos=0=111RzzRyyx滑靴在斜盘上做椭圆运动，长半径R/cosγ,短半径R一、柱塞运动学分析第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计222121costan1Rzytancostantan1111yz222cossincoscosdtdhhγcosω=ωminh当=0,π时，角速度达到最小值γcosω=ωmaxh当=±π/2时，角速度达到最大值222cossincosRhh二、流量脉动第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计单个柱塞排油时的瞬时理论流量为iiiRdvdqφsinγtanω4π=4π=22iishRdRdqsintan4sintan422泵有多个柱塞，在同一时刻有几个柱塞处于排油区。它们离开上死点的转角i各不相同，故泵的瞬时理论流量为所有在排油区柱塞的瞬时流量之和。Z22泵的柱塞数为Z，则两相邻柱塞间的夹角为假如排油区中离上死点最近的一个柱塞的转角是1（012π/Z），共有m个柱塞处于排油区，则其余柱塞转角分别为2=1+2β，i=1+2(i-1)β,…m=1+2(m-1)β二、流量脉动第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计()[]βsinβsin]β)1(+φsin[γtanω4π=∑β12+φsinγtanω4π=121=12mmRdiRdqmish－－1.柱塞数为偶数的泵，m=Z/2，β=π/Z,mβ=π/2()[]()βsinφβcos=∑β12+φsin11=1－－mii()βsinφβcosγtanω4π=12－Rdqshβsinγtanω4π=2maxRdqshβtanγtanω4π=2minRdqsh)γtan2×4π(π2ω=2RZdqt()()ZZZZqqqtshshq2πtanπ=2βtanπ=βsinβcos1π==δminmax－－二、流量脉动第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计2.柱塞数为奇数的泵，01β，m=(Z+1)/2，β=π/Z()[]())2/βsin(2φ2/βcos=∑β12+φsin11=1－－mii())2/βsin(2φ2/β3cosγtanω4π=12－Rdqsh)2/βsin(γtanω8π=2maxRdqsh)2/βtan(γtanω8π=2minRdqsh)γtan2×4π(π2ω=2RZdqt()()ZZZZqqqtshshq4πtan2π=4βtan2π=)2/βsin()2/βcos(12π==δminmax－－β12β，m=(Z-1)/2())2/βsin(2φ2/βcosγtanω4π=12－Rdqsh()[]())2/βsin(2φ2/β3cos=∑β12+φsin11=1－－mii二、流量脉动第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计柱塞数为偶数的泵，=ωT=2π/Z，ω=2πn/60f=Zn/60;柱塞数为奇数的泵ωT=π/Z，f=2Zn/60;二、流量脉动ZZq2πtanπ=δ第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计柱塞数为偶数的泵柱塞数为奇数的泵ZZq4πtan2π=δZ5678910111213δq(%)4.982.531.531.020.7314.037.84.983.45二、流量脉动总结: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，有的高压柱塞泵为了减小轴承和摩擦副的载荷及PV值，采用11柱塞结构，第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计三、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的中心角，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）第四章柱塞泵——轴向柱塞泵的设计预升压过程1）柱塞本身随着缸体的转动所产生的压缩体积的瞬时值为tARVARqRvRxΔφsinγtanω=Δ∴φsinγtanω=φsinγtanω=φcosγtan-=12)高压配流窗口中的油液通过减振槽向柱塞腔内补充的体积ΔV2可根据流量公式计算：tppCAVΔρ)-(2=Δ0q02VppCAAREddpsqωρ)-(2+φsinγtanω=φ∴0VppCAAREdtdpsqρ)-(2+φsinγtanω=0则在整个预升压过程中，压力的微分方程为：ddpdtdddpdtdpV)pp(CAsintanAREddpsqωρ-2-φγω=φ00同理可得预泄压过程中，压力的微分方程为：减振槽的结构及其过流面积2tantansin211220pRA三角减振槽当abc与lhe垂直时，过流截面才取得最小值。Rp—配流盘配流窗口的中心线半径；—缸体转角；θ1—lhe与配流面夹角；θ2—∠fhg。仿真结果预升压压力曲线预卸压压力曲线仿真结果预升压压力梯度曲线预卸压压力梯度曲线四、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弹簧受静载荷，压缩量不变，不存在疲劳破坏的问题四、柱塞滑靴组件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。d、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、柱塞滑靴组件的受力分析2、滑靴的受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22maxcos1)(RmFhhl离心力的最大值为hhlhllFMmaxmax=使滑靴绕柱塞球头中心O1翻转的最大力矩为γcosω2≥2hhhdtdlRmP为了克服Mhlmax，需由回程弹簧加一个压力Pdt将滑靴压紧γcosω2≥2hhhthdlRZmP滑动摩擦力和摩擦力矩NfFhhhFMhh摩擦力不通过中心，驱使滑靴绕自身轴线转动。coskhqAFcos2khthZAP所谓“气密”就是使滑靴底部不漏气。设一个滑靴的接触面为Ah，其“气密”所需的力为σk——单位面积上所需要的气密压力，一般取σk=0.08~0.1MPa。故“气密”全部滑靴所需要的弹簧压力为四、柱塞滑靴组件的受力分析3、柱塞滑靴组的受力分析离心力液压力，高压区2RmFzl＝HpdP42轴向惯性力低压区：0cos2tgRmamFFzzgxg四、柱塞滑靴组件的受力分析3、柱塞滑靴组的受力分析柱塞与缸孔的摩擦系数为f，侧压力R1、R2所产生的摩擦力F1、F2分别为fRF11fRF22五、缸体的受力分析1、斜盘对缸体的作用力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。油压力在斜盘上引起的反力对缸体的作用力和力矩占主要成分。0)(zpNsxpZpdN8π=∑)(2syppZtgdNγ8π=∑)(2液压力对各坐标系投影和的作用力之和为)π2≤1φ≤π(21-γ4π==)π≤φ≤0(21+γ4π=∑)()π2≤1φ≤π(21-4π=)π≤φ≤0(21+4π=∑)(212212ZZZptgdZZptgdNZZZpdZZpdNssypssxp偶数柱塞奇数柱塞∑φcos4π=∑φsin4π=1=21=2miispzmiispyRpdMRpdM液压力对各坐标系的作用力矩为偶数柱塞ZZRpdMZZRpdMspzspyπsin)π-φ(sin4π=πsin)π-φcos(4π=1212对各坐标系的作用力矩为奇数柱塞)π2≤φ≤π(2πsin)2π3-φsin(8π=)π≤φ≤0(2πsin)2π-φsin(8π=)π2≤φ≤π(2πsin)2π3-φcos(8π=)π≤φ≤0(2πsin)2π-φcos(8π=11211211211