柱塞泵滑靴卡盘与球头的相对位置及摩擦功耗

∑ Fi
ห้องสมุดไป่ตู้
= m ω2 ［ cos β + cos（ + β） + 1 R tg θ
cos（ 2 + β） + … + cos（ （ M － 1 ） + β） ］ （ 4） 当 β = 2k%时， 即当 cos β + cos（ + β ） + cos （ 2 + β） + … + cos （ （ M － 1 ） + β ） = ζ 达 到 最 大 值 时， 式（ 4 ） 可写成：
图2 Fig． 2
滑靴卡盘与球头的配合
Assembly between slipper retainer and ball guide
2
2． 1
滑靴卡盘 / 球头的位置关系及受力
滑靴卡盘和球头的位置关系
当柱塞泵工作时， 滑靴卡盘和球头会受到滑靴
和斜盘角度调整两者的影响． 2． 1． 1 滑靴对滑靴卡盘 / 球头的影响
收稿日期： 2010-10-25 * 基金项目： 国家自然科学基金资助项目 （ 50875054 ） ； 浙江大学流体传动及控制国家重点实验室开放基金资助项目 （ GZKF2008003 ） ）， mail： gongsunyi2005@ 163． com 作者简介： 孙毅（ 1979男， 博士生， 主要从事液压元件的优化与设计研究 ． EFig． 1
（ 1 ） 柱塞（ 包括滑靴） 的总惯性力 ∑ F i 单个柱塞（ 包括滑靴） 的位移惯性力可表示为 d2 s F i = ma i = m 2 = mω2 （ 3） 1 R tg θ cos β dt m 为柱塞与滑靴的质量， a i 为第 i 个柱塞的相 式中， s 为位移， t 为时间， 对加速度， ω1 为的缸体的角速 R 为柱塞孔的分布圆半径， 度， θ 为斜盘倾角， β 为从 上死点开始柱塞瞬时转过的角度 ． 故所有与吸入和压排油腔相通的柱塞的总惯性 力为
柱塞泵的弹簧力、 球头的半径、 泵的转速、 斜盘倾角以及滑靴卡盘与球头之间的材料摩擦 系数是影响二者摩擦功耗的重要参数 ． 文中还对采用不同配合材料的滑靴卡盘和球头进 行了摩擦实验， 分析和比较了滑靴卡盘和球头这对摩擦副在不同配合材料情况下的磨损 情况， 为实际工况中的材料选择提供了参考 ． 关键词： 柱塞泵； 滑靴卡盘； 球头； 相对位置； 摩擦功耗 doi： 10． 3969 / j． issn． 1000565X． 2011． 04． 015 中图分类号： TH137
Fig． 4
当柱塞泵以某一排量工作时， 斜盘的倾角保持 不变， 图 3 所示为滑靴的运动轨迹．
图4 guide
滑靴卡盘绕球头的运动轨迹
Trajectory of the slipper retainer moving around the ball
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华 南 理 工 大 学 学 报 （ 自 然 科 学 版）
图1
柱塞泵结构图
Structural drawing of axial piston pump
1 —回程弹簧； 2 —缸体； 3 —销钉； 4 —球头； 5 —柱塞； 6 —滑靴卡盘； 7 —滑靴； 8 —斜盘； 9 —传动轴
第4 期
孙毅 等： 柱塞泵滑靴卡盘与球头的相对位置及摩擦功耗
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柱塞泵， 其主要由图中所示的几部分组成 ， 其中回程 弹簧位于缸体内， 并且一直处于压缩状态． 工作原 理 如 下 ： 回 程 弹 簧 通 过 销 钉 将 弹 簧 力 作用于球头 ， 球头的另一端与滑靴卡盘配合 ， 滑靴 卡盘在球头 的 作 用 下 保 证 滑 靴 压 紧 在 斜 盘 上 ， 同 时球头与传动轴通过花键联结 ， 当柱塞泵工作时 ， 球头也随传动轴一起高速转动 ， 而滑靴卡盘则随滑 靴一同转动． 排油时柱塞被斜盘推着逐渐使密封工 作腔容积缩小， 将油液压出； 吸油时球头在回程弹簧 力的作用下通过滑靴卡盘实现柱塞的逐渐向外伸 出， 使缸体孔内密封工作腔容积不断增大 ， 产生真 空， 将油液吸入． 滑靴卡盘与球头的结构及装配情况如图 2 所示． 其中， 滑靴卡盘的中心加工成锥面， 这是因为若滑靴 卡盘采用内球体结构， 难以保证球面尺寸和形位误 差， 加工技术难度大， 工序长， 制使本高， 并且当内球 面尺寸、 形位误差超差时容易造成滑靴卡盘和球头 从而造成接触点受力过大， 导致滑 的接触为点接触， 靴卡盘变形甚至断裂， 而采用内锥体结构， 可以保证 y、 z 方向的 二者的配合属于线接触， 并且限制了 x、 移动， 滑靴卡盘只能绕 3 个轴转动．
柱塞泵滑靴卡盘与球头的相对位置及摩擦功耗
孙毅
1， 2
*
姜继海
1， 2
刘军龙
1， 2
（ 1． 哈尔滨工业大学 机电工程学院，黑龙江 哈尔滨 150080； 2． 浙江大学 流体传动及控制国家重点实验室，浙江 杭州 310027）
摘
要： 研究了柱塞泵滑靴卡盘和球头的相对位置 ． 通过分析返程弹簧力， 明晰了球头和 ， 滑靴卡盘的受力 推导出滑靴卡盘绕球头运动造成的摩擦功耗的数学表达式． 研究表明：
［6 ］ ［3-5 ］
目前国内外关于这方面的研究也 摩擦往往被忽略， ． 不多见 文中以滑靴卡盘和球头作为研究对象， 对二者 的相对位置和受力关系进行了分析， 研究了滑靴卡 盘的摆动状态， 在此基础上首次推导出二者间的摩 擦功耗， 并且对滑靴卡盘和球头采用不同材料进行 配偶实验， 为二者的配对材料的选择提供参考 ．
轴向柱塞泵依靠柱塞副、 配流副和滑靴副的共 ， 同协作实现供油 其性能和寿命与这些摩擦副息息 相关， 因此摩擦副的优化以及它们之间的油膜润滑 ［1 ］ 问题也就成了轴向柱塞泵的关键技术之一 ． 国内 外学者在上述相关领域进行了大量的研究 ． 美国普 渡大学 Monika 教授及其学生 Lasaar 通过对柱塞副 间隙处油膜动力学、 摩擦力和能量耗散的研究， 揭示 ［2 ］ 了不同形状的柱塞所受摩擦力的分布规律 ； 伯明 翰大学的 Hooke 教授等 对滑靴副油膜的压力分 并且搭建了能够检 布和承载能力开展了理论分析， 测柱塞泵滑靴副性能和油膜厚度以及高压泄漏损失 的试验台； 美国密苏里 － 哥伦比亚 大学 的 Manring 等
( ∑F )
i
max
= ζ m ω2 1 R tg θ
（ 5）
7， 9， 式中， ζ 为与柱塞个数 M 有关的系数， 当 M = 5， 11 时， 2. 25 ， 2. 88 ， 3. 51 ． 对应的 ζ = 1. 62 ， （ 2 ） 吸油柱塞所需的真空压力 ∑ F o 移动单个柱塞所需吸入力可以由式 （ 6 ） 表示： F o = % r2 p0 （ 6） 式中： r 为柱塞的半径； p0 为柱塞泵吸入油液时的真 空度， 一般令 p0 = 50 kPa．
1
滑靴卡盘 / 球头的结构及配合
图 1 所示为典型的采用回程弹簧进行吸油的
对配流副的容积效率进行了研究； 国内浙江大
［7-8 ］
学的杨华勇等 也对配流副与滑靴副润滑特性进 行了研究，并搭建了相关试验台． 然而， 柱塞泵的吸油可靠性同样决定了柱塞泵 ， 的性能 在采用回程弹簧进行吸油的柱塞泵中 ， 除了 上述的 3 个摩擦副外， 还存在另外一种摩擦， 即滑靴 卡盘和球头之间的摩擦． 由于球头依靠与滑靴卡盘 的配合间接参与柱塞的吸油过程， 因此它们之间的
∑ Fm
=
M +1 f（ F o tg θ + mω2 R ） 2
（ 8）
f 为柱塞与缸孔之间的滑动摩擦系数 ． 式中， （ 4 ） 滑靴支承面密封所需的压紧力 ∑ F n
∑ Fn
= S
M +1 εcos θ 2
（ 9）
∑ Fp
式中： S 为滑靴支承面积； ε 为滑靴支承表面密封所 需的接触比压， 一般令 ε = 50 kPa． （ 5 ） 克服滑靴倾覆所需的弹簧力 ∑ F p 柱塞泵工作过程中， 滑靴沿斜盘平面作椭圆运 动， 此时滑靴在斜盘上的角速度 ω 可用式（ 10） 表示： ω1 cos θ （ 10 ） ω= cos2 β + sin2 βcos2 θ
第 39 卷
到图4 （ a） 的位置， 所以缸体每转一周， 滑靴卡盘相 对于球头的位置都会经历从 θ 摆动到 － θ， 再从 － θ 摆动到 θ 的循环， 因此滑靴卡盘相对于球头摆动的 频率（ 周期） 与缸体的转速频率（ 周期 ） 相同， 而每一 周期内摆过的角度为斜盘倾角的 4 倍， 即 4 θ． 2 ． 1 ． 2 斜盘角度调整对滑靴卡盘的影响 当柱塞泵需要改变排量时， 斜盘倾角发生调整， 滑靴卡盘在回程弹簧的作用下， 迅速适应这个角度 的改变， 滑靴卡盘的摆角变化量 α 可由式（ 1 ） 表示： （ 1） α = θ － θ1 式中， θ 为斜盘排量改变前的角度， θ1 为斜盘排量改 变后的角度． 由于球头的位置始终不变， 而滑靴卡盘的摆角 有瞬时的改变， 因此滑靴卡盘绕球头的摆动角度发 生瞬时变化， 若柱塞泵因为工况需要而频繁改变排 量， 则球头和滑靴卡盘的位置需要频繁变化以适应 ． 在以上两种影响因素中， 滑靴对滑靴卡盘的影 响较大， 而斜盘角度调整对滑靴卡盘的影响较小 ， 但 两种影响的结果都是使滑靴卡盘绕球头摆动 ． 由于 滑靴卡盘对球头的压紧力由回程弹簧的弹力产生 ， 因此弹簧力的大小决定了滑靴卡盘与球头之间作用 力的大小．
2． 2
滑靴卡盘与球头之间的受力分析
回程弹簧的弹簧力 F 可由式（ 2 ） 表示： F ≥ 1. 15
[ ( ∑F )
i
+
max
∑ Fo + ∑ Fm + ∑ Fn + ∑ Fp
式中： 承担；
]
如果与吸入油腔相通的柱塞个数为 （ M + 1 ） / 2 ， （ 2） 则其总吸入力为可表示为 M +1 ∑ F o = 2 % r2 p0 （ 3 ） 柱塞吸油时的总摩擦力 ∑ F m （ 7）