轴向柱塞马达配流盘的优化设计
毕业设计---轴向柱塞泵设计
XX学院毕业设计题目轴向柱塞泵的设计系别专业班级姓名学号指导教师日期设计任务书设计题目：轴向柱塞泵的设计设计要求系统介绍轴向柱塞泵的概况、原理与结构形式；并详细地分析讨论了轴向柱塞泵的主要性能，主要零部件地制造工艺，以及柱塞泵的使用维护知识。
进行计算机辅助设计和绘图的训练，熟练地掌握了AutoCAD的操作指令。
设计进度要求第一周：确定题目、搜集资料及前期准备工作；第二周：工件基本类型与工艺性分析；第三周：整体及部分零件尺寸计算；第四周：其他零部件的设计和绘制结构尺寸图；第五周：毕业论文电子稿的录入，绘制主要零件和装配图；第六周：毕业论文的校核、修改；第七周：打印装订和毕业答辩；指导教师（签名）：摘要液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件，它是每个液压系统中不可缺少的核心元件，合理的选择液压泵对于液压系统的能耗、提高系统的效率、降低噪声、改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。
本设计对轴向柱塞泵进行了分析，主要分析了轴向柱塞泵的分类，对其中的结构，例如，柱塞的结构型式、滑靴结构型式、配油盘结构型式进行了分析和设计，还包括的它们的工作原理、加工工艺。
最后还介绍了它的常见损坏原因以及使用与维护的方法。
这样能更好的提高生产效率，使操作维修更加方便。
本次设计对轴向柱塞泵进行了详细的介绍，在学到更多知识的同时开发了自身的潜能，对专业知识的实用性和重要性有了更深的认识！关键词：柱塞泵滑靴配油盘目录设计任务书 (I)摘要 (II)概述 (1)1 轴向柱塞泵演化历程 (2)2 轴向柱塞泵的工作原理及分类 (5)2.1 基本工作原理 (5)2.2斜盘式轴向柱塞泵 (5)2.3 斜轴式轴向柱塞泵 (6)3 轴向柱塞泵的结构、使用与维修 (8)3.1 柱塞泵的结构 (8)3.2 供油形式 (10)3.3 液压泵用轴承 (10)3. 4 三对磨擦副检查与修复 (11)3.4.1 柱塞杆与缸体孔 (11)3.4.2 滑靴与斜盘 (12)3.4.3 配流盘与缸体配流面的修复 (13)3.5 使用注意事项 (14)4 轴向柱塞泵的泵油原理 (15)4.1进油过程 (15)4.2回油过程 (16)4.3 国产系列柱塞式喷油泵 (16)5 轴向柱塞泵的加工工艺 (18)5.1斜盘式轴向柱塞泵的工作原理 (18)5.2柱塞泵损坏原因 (19)5.3修复措施 (19)结论 (21)致谢 (22)参考文献 (23)概述轴向柱塞泵是液压系统中重要的动力元件和执行元件，广泛地应用在工业液压和行走液压领域，是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。
《非对称轴向柱塞泵配流机理研究》范文
《非对称轴向柱塞泵配流机理研究》篇一一、引言非对称轴向柱塞泵作为一种高效、稳定的液压传动装置，广泛应用于各种工业领域。
其配流机理的研究对于提高泵的工作效率、稳定性和可靠性具有重要意义。
本文旨在深入探讨非对称轴向柱塞泵的配流机理，分析其工作原理及影响因素，以期为泵的设计和优化提供理论依据。
二、非对称轴向柱塞泵概述非对称轴向柱塞泵是一种利用柱塞在缸体内部往复运动，实现液体吸入和排出的液压泵。
其特点在于柱塞与缸体之间的相对位置及运动关系呈现出非对称性，使得泵在工作过程中能够产生更高的压力和流量。
三、配流机理分析1. 工作原理非对称轴向柱塞泵的配流机理主要涉及柱塞的运动、进油口和出油口的控制以及配流盘的作用等方面。
当柱塞在缸体内往复运动时，通过配流盘的引导，使液体在进油口和出油口之间流动。
配流盘的设计应保证液体在流动过程中受到的阻力最小，从而实现高效、稳定的配流。
2. 影响因素（1）配流盘设计：配流盘的设计对非对称轴向柱塞泵的配流效果具有重要影响。
合理的配流盘设计能够使液体在进油口和出油口之间顺畅流动，减少流动阻力，提高泵的工作效率。
（2）柱塞运动：柱塞的运动速度和加速度对配流过程也有一定影响。
当柱塞运动速度和加速度合理时，能够使液体在进油口和出油口之间实现更好的配流效果。
（3）液压油性质：液压油的粘度、温度和可压缩性等性质也会影响非对称轴向柱塞泵的配流效果。
在选择液压油时，应考虑其性质对泵性能的影响。
四、实验研究为了进一步研究非对称轴向柱塞泵的配流机理，我们进行了系列实验。
通过改变配流盘设计、柱塞运动参数以及液压油性质等因素，观察泵的配流效果和工作性能。
实验结果表明，合理的配流盘设计和柱塞运动参数能够显著提高泵的配流效果和工作效率。
此外，选择合适的液压油也能进一步提高泵的性能。
五、结论与展望通过对非对称轴向柱塞泵配流机理的研究，我们深入了解了其工作原理及影响因素。
合理的配流盘设计、柱塞运动参数以及液压油性质的选择对于提高泵的配流效果和工作性能具有重要意义。
柱塞泵滑靴收口工艺以及滑靴 、配油盘磨损原因分析及其改善方法
尼 节流, 因此 油液注入或流出缸孔 的流量变化比较平稳, 因而缸孔内 的压力变化也比节流孔式的平缓, 对工况变化具有较好的适应性。
• 4.配流盘带有单向阀的结构形式
• 在配流盘上装有两个高阻尼单向阀。在从吸油腔到排 油腔段, 利用两个单向阀抑制低压油突然与高压油接通 瞬间导致高压油从排油区进入柱塞腔形成流量倒灌及压 力冲击现象。只有当柱塞腔压力油的压力与排油腔的压 力相等时, 打开单向阀, 柱塞腔才能向排油腔排油, 避免 了压力正超调, 进而抑制压力脉动, 以减少流体运动所产 生的噪声。采用该结构, 噪声等级有明显的降低。
2.滑靴工作原理图：
滑靴上的液压反推力=柱塞对滑靴的压紧力 FN（包括液压力{主} 摩擦力惯性力），则 称为静压平衡滑靴。
泵运行时，工作腔压力发生波动，引起 支撑油膜的压力场变化。FN就可能因柱塞 运动摩擦力的变化或斜盘倾角的变化产生 变动，因此为了使滑靴的液压平衡，必须 同时使得滑靴油腔中的压力也发生相对的 变化——方法是在工作腔到滑靴底腔的油 道中设置阻尼小孔。滑靴底腔的油压力pn 就为工作腔压力p与阻尼小孔压降差(pn=p△p)。所以当FN↗，滑靴和斜盘的油膜厚 度↙，泄漏量↙，通过阻尼孔的流量和阻尼 孔两端压降↙。因此滑靴底腔压力↗，反推 力↗，滑靴达到新平衡。
滑靴、柱塞的Байду номын сангаас验
1.滑靴的一般结构
• 滑靴常见的结构形式：
• a.1.密封带 2. 通油环 b.1.外辅助支撑 2.泄油槽 3.密封带 4.内辅助支撑 5.通油孔
• c.1.外密封带 2.环形油槽 3.内密封带 4.阻尼槽
• a为滑靴的一般结构. b中增加了内外辅助支撑，减小 了接触比压，增设辅助支撑不会改变滑靴底部的压力 分布情况。好处是增加了承压面积而又不增大滑靴尺 寸。c采用的滑靴、斜盘缝隙阻尼与螺旋槽阻尼并联的 形式，属于按静压平衡原理设计的结构.
配流盘定位设计对强度的影响研究
机床与液压
Ｍ ＡＣＨＩ ＮＥ Ｔ０ＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬ ２ １３ ． ２
ＤＯＩ ０ ３ ６ ／．ｓｎ １ ０ ：１ ． ９ ９ ｊｉｓ． ０ １—３ ８ ． ０ １ ２ ． ２ ８ １２ １ ．２ ０４
中，由于配流副一般都是在高压下工作 ，作用在 配流 副零部件上 的高压油产生 的压力将使零 件产生弹性变 形 。但是 ，由于配 流盘 的结构 复杂 ，传 统的分析方法
往往 不能准确反映工作时实际变形状态 ，要进行相关 研究工作 ，应 当采用有限元方法 。 配流盘在 马达 中的定位方式是 根据 实际工作状况 来确定 的。文 中研究 了配 流盘的两种不 同定位方式对 其工 作时强度的影响 ，并对其应力 、应变进行 了对 比 分析 ，为今 后高 压轴 向 马达 （ ）的配 流盘 定位 设 泵 计提供 了参考 。
１ 有 限元 模型 的建 立 作者介绍两种配流盘 在马达 中的定 位方式 ，第一
种定位方式 为 ：以一 圆柱 销孔作 周 向定位 ，配流盘 内 圈径 向定 位 ，轴向定位依靠配流盘背面与马达壳体实 现 。第二种定位方式为 ：一销孔周 向定位 ，配流盘外 圈径 向定位 ，轴 向定 位依靠 底部 端面 与壳体 实现 。
收 稿 Ｆ期 ：２ １ ０ ｔ ０ ０— ４—１ ９
Ｓ ｉｙ ｎ ＨＩＪｎ ａ
（ ｎｎ Ｒ ｉ ａ ｒｆｓｉ ａ Ｔ ｃ ｎ ｌ ｙＣ ｌ ｇ ，Ｚ ｕｈ ｕＨ ｎ ｎ４ ２ ０ ，Ｃ ｉａ Ｈｕ ａ ａ ｗ ｙＰｏ ｓ ｎｌ ｅｈ ｏｏ ｏｌ ｅ ｈ ｚｏ ｕ ａ １０ １ ｈｎ ） ｌ ｅ ｏ ｇ ｅ
Ａ ｓｒｃ：Ｔ ｅｍ ｉ ｅｅｒｈｏｊ ｔ ａ ｈ ｏｔ ｌｅｏ ｘａ ｐｓ ｎｍ ｔ ． Ａｍ ｎ ｔ ｉｅｅｔ ｏｉｏｉｇｗ ｙ ｆ ｈ ｏ ｂ ｔａｔ ｈ ａｎｒｓａｃ ｂｅ ｓｔｅｐｒ ｐａ ｆａｉｌ ｉｏ ｏ ｒ ｉｉｇａ ｄｆ ｒｎ ｐ ｓｉ ｎ ａｓｏ ｅｐｒ ｃｗ ｔ ｔ ｏ ｆ ｔｎ ｔ ｔ
斜盘式轴向柱塞泵的设计
摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件,斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动,改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的,是容积式液压泵,对于斜盘式轴向柱塞泵来说柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分,柱塞是其主要受力零件之一,滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一,能适应高压力高转速的需要,配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命,由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承,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,比径向泵结构简单等优点,由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量,维修方便等优点,因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势.关键词：斜盘柱塞泵滑靴缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system,The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity,in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily,Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, paring the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words：the inclined dish pillar pump slippery boot crock body目录摘要IAbstract I第一章绪论1第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数12.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理22.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2排量、流量与容积效率2第三章斜盘式轴向柱塞泵运动学与流量品质分析33.1 柱塞运动学分析3柱塞行程s3柱塞运动速度v43.1.3 柱塞运动加速度a43.2 滑靴运动分析43.3 瞬时流量与脉动品质分析53.3.1 脉动频率63.3.2 脉动率6第四章柱塞受力分析与设计64.1 柱塞受力分析6P64.1.1 柱塞底部的液压力b4.1.2 柱塞惯性力P g64.1.3 离心反力P l74.1.4 斜盘反力N74.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P274.1.6 摩擦力P1f 和 P2f74.2 柱塞设计8柱塞结构型式84.2.2 柱塞结构尺寸设计8柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算10第五章滑靴受力分析与设计105.1 滑靴受力分析105.1.1 分离力P f 105.1.2 压紧力y P 115.1.3 力平衡方程式115.2 滑靴设计125.2.1 泄漏功率损失V N ∆125.2.2 摩擦功率损失m N ∆125.2.3 滑靴总功率损失N ∆125.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计135.3.1 滑靴结构型式135.3.2 结构尺寸设计13第六章配油盘受力分析与设计146.1 配油盘受力分析146.1.1 压紧力y P 156.1.2 分离力P f 156.1.3 力平衡方程式166.2 配油盘设计176.2.2 配油盘主要尺寸确定186.2.3 验算比压p 、比功pv 19第七章缸体受力分析与设计197.1 缸体的稳定性197.1.1 压紧力矩M y 207.1.2 分离力矩M f 207.1.3 力矩平衡方程207.2 缸体径向力矩和径向支承217.2.1 径向力与径向力矩217.2.2 缸体径向力支承型式227.3 缸体主要结构尺寸的确定22R和面积Fα227.3.1 通油孔分布圆半径'f7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定227.3.3 缸体高度H23结论23参考文献24第一章绪论随着工业技术的不断发展,液压传动也越来越广,而作为液压传动系统心脏的液压泵就显得更加重要了.在容积式液压泵中,惟有柱塞泵是实现高压﹑高速化﹑大流量的一种最理想的结构,在相同功率情况下,径向往塞泵的径向尺寸大、径向力也大,常用于大扭炬、低转速工况,做为按压马达使用.而轴向柱塞泵结构紧凑,径向尺寸小,转动惯量小,故转速较高；另外,轴向柱塞泵易于变量,能用多种方式自动调节流量,流量大.由于上述特点,轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域.航空上,普遍用于飞机液压系统、操纵系统与航空发动机燃油系统中.是飞机上所用的液压泵中最主要的一种型式.泵的内在特性是指包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观质量等在内的产品固有特性,或者简称之为品质.在这一点上,是目前许多泵生产厂商所关注的也是努力在提高、改进的方面.而实际上,我们可以发现,有许多的产品在工厂检测符合发至使用单位运行后,往往达不到工厂出厂检测的效果,发生诸如过载、噪声增大,使用达不到要求或寿命降低等等方面的问题；而泵在实际当中所处的运行点或运行特征,我们称之为泵的外在特性或系统特性.从销售角度看,推销产品即是在推销泵的内在特性；而关注泵的外特性则是生产厂商不仅是推销产品,而是在推销泵站〔成套项目〕.从使用角度看,好的产品必定是适合运行环境的产品而非出厂检测判别的产品.斜盘式与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,使柱塞缸体不承受侧向力,所以,缸体对配油盘的倾复可能性小,有利于柱塞副与配油部位工作,另外,允许的倾角大,可是,结构复杂,工艺性差,需要使用大容量止推轴承,因而高压连续工作时间往往受到限制,成本高.斜盘式轴向柱塞泵,由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承,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,径向尺寸小,转动惯量小,故转速较高；另外,轴向柱塞泵易于变量,能用多种方式自动调节流量,流量大.由于上述特点,轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域.航空上,普遍用于飞机液压系统、操纵系统与航空发动机燃油系统中,是飞机上所用的液压泵中最主要的一种型式.所以,斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展,其发展方向是：扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声,以适应液压技术不断发展的要求.第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变,因而,它们的运动和动力分析就可以用统一的方程式来描述.斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图〔2-1〕.柱塞的头部安装有滑靴,滑靴低面始终贴着斜盘平面运动.当缸体带动柱塞旋转时,由于斜盘平面相对缸体〔xoy 面〕存在一倾斜角γ,迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动.如果缸体按图示n 方向旋转,在180º~360º范围内,柱塞由下死点〔对应180º位置〕开始不断伸出,柱塞腔容积不断增大,直至死点〔对应0º位置〕止.在这个过程中,柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通,油液被吸入柱塞腔内,这是吸油过程.随着缸体继续旋转,在0º~180º范围内,柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内,柱塞腔容积不断减小,直至下孔点止.在这个过程中柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通,油液通过1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理排油窗排出.这就是排油过程.由此可见,缸体每转一周,各个柱塞有半周吸油,半周排油.如果缸体不断旋转,泵便连续地吸油和排油.2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2.2.1排量、流量与容积效率轴向柱塞泵排量b q 是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油液的容积,即z s d Z s F q z Z b max 2max 4π== 〔2.1〕不计容积损失时,泵理论流量lb Q 为b Z b b lb Zn s d n q Q max 24π== 〔2.2〕式中 Z d ―柱塞外径 mm d z 24=；Z F ―柱塞横截面积 224.452024.044mm d F z z =⨯=⨯=ππ；m ax s ―柱塞最大行程 ；Z ―柱塞数 取Z=7；b n ―传动轴转速 min /1500r n b =；从图可知,柱塞最大行程为式中 f D ―柱塞分布圆直径 mm D f 74=；γ―斜盘倾斜角 取 18=γ；所以,泵的理论流量是泵的实际输出流量泵容积效率Vb η为泵的机械效率为%90=mb η所以,泵的总效率为容积效率与机械效率之积,第三章 斜盘式轴向柱塞泵运动学与流量品质分析泵在一定斜盘倾角下工作时,柱塞一方面与缸体一起旋转,沿缸体平面做圆周运动,另一方面又相对缸体做往复直线运动.这两个运动的合成,使柱塞轴线上一点的运动轨迹是一个椭圆.此外,柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转运动,此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀,是有利的.3.1 柱塞运动学分析柱塞运动学分析,主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动.即分析柱塞与缸体做相对运动是的行程、速度和加速度,这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础.柱塞行程s图<3-1>为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图.若斜盘倾角为γ,柱塞分布圆半径为f R ,缸体或柱塞旋转角为α,并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为00 ,则对应于任一旋转角α时,图3-1 柱塞运动分析所以柱塞行程s 为γαγtg R htg s f )cos 1(-== 〔3.1〕当α=1800时,可得最大行程m ax s 为柱塞运动速度v将式〔3-1〕对时间微分可得柱塞运动速度v 为αγωsin tg R dtda da ds dt ds v f === 〔3.2〕 当090=α与0270时,1sin ±=α,可得最大运动加速度m ax v 为式中 α 为缸体旋转角速度,t αω=.3.1.3 柱塞运动加速度a将式〔3-2〕对时间微分可得柱塞运动加速度a 为da dv dt dv a ==αγωcos 2tg R dtda f = 〔3.3〕 当00=α与0180时,1cos ±=α,可得最大运动加速度m ax a 为3.2 滑靴运动分析研究滑靴的运动,主要是分析它相对斜盘平面的运动规律,也即滑靴中心在斜盘平面'''y o x 内的运动规律如图〔3-1〕,其运动轨迹是一个椭圆.椭圆的长、短轴分别为长轴 mm R b f38.7718cos 372cos 220=⨯==γ 短轴 mm R a f 7437222=⨯==设柱塞在缸体平面上 A 点坐标那么A 点在斜盘平面 '''y o x 的坐标为如果用极坐标表示则为矢径 αγ2222cos 1tg R y x R f h +=+=极角 )cos (cos αγθarctg =滑靴在斜盘平面'''y o x 内的运动角速度k ω为由上式可见,滑靴在斜盘内是不等角速度运动,当α=2π、π23时,k ω最大〔在短轴位置〕为 当0=α、π时,k ω最小〔在长轴位置〕为 由结构可知,滑靴中心绕 O 点旋转一周〔π2〕的时间等于缸体旋转一周的时间.因此其平均旋转角速度等于缸体角速度,即3.3 瞬时流量与脉动品质分析柱塞运动速度确定之后,单个柱塞的瞬时流量可写成式中z F 为柱塞截面积,2224.452024.044mm d F Z Z =⨯==）（ππ.柱塞数为Z=7,柱塞角距为722ππθ==Z ,位于排油区地柱塞数为Z 0,那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为泵的瞬时流量为ZZ Z Z Z tg R F f Z ππαπγωsin )1sin(sin00-+=〔3.4〕由上式可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角α有关,也与柱塞数有关.对于奇数〔Z=7〕排油区的柱塞数为Z 0 当70ππα=≤≤Z 时,取4210=+=Z Z ,由 式〔3-4〕可知瞬时流量为 当7227ππαππ=≤≤=Z Z 时,取3210=-=Z Z ,由式〔3-4〕可得瞬时流量 当0=α、Zπ、Z π2、……时,可得瞬时流量的最小值为 当Z 2πα=、Z 23π、……时,可得瞬时流量的最大值为 奇数柱塞泵瞬时流量规律见图<3-3>图3-3 奇数柱塞泵定义脉动率 0025.0min max =-=tpt t Q Q Q δ 式中tp Q 为平均流量,可由瞬时流量公式在2π周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为3.3.1 脉动频率因为奇数柱塞泵,所以21000min /1500722=⨯⨯==r Zn f3.3.2 脉动率因为奇数柱塞泵,所以根据计算值,将脉动率ð与柱塞Z 画成如图〔3-4〕的曲线图3.4 脉动率ð与柱塞数Z 关系曲线由以上分析可知：〔1〕随着柱塞数的增加,无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵,流量脉动率都下降. 〔2〕相邻柱塞数相比,奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率.第四章 柱塞受力分析与设计柱塞是柱塞泵主要受力零件之一.单个柱塞随缸体旋转一周时,半周吸油、半周排油.柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的.4.1 柱塞受力分析图〔4-1〕是带有滑靴的柱塞受力分析简图.图4-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：4.1.1 柱塞底部的液压力b P柱塞位于排油区时,作用于柱塞底部的轴向液压力b P 为KN p d P b Z b 25.14105.31024.044622=⨯⨯⨯==）（ππ<4.1>式中b p 为泵的排油压力.4.1.2 柱塞惯性力P g柱塞相对缸体往复直线运动时,有直线加速度a,则柱塞轴向惯性力P g 为αγωcos 2tg R gG a m P f ZZ g -=-= <4.2> 式中m Z 、G Z 为柱塞和滑靴的总质量和总重量.惯性力P g 方向与加速度a 方向相反,随缸体旋转角α按余弦规律变化.当α=00和1800时,惯性力最大值为γωtg R gG P f zg 2max =<4.3> 4.1.3 离心反力P l柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动,有向心加速度a l ,产生的离心反力P l 通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线,是径向力.其值为ωf Zl Z l R gG a m P == 2<4.4>4.1.4 斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头γcos N P = <4.5>γsin N T = <4.6>轴向力P 与作用于柱塞底部的液压力b P 与其他轴向力相平衡.而径向力T 则对主轴形成负载扭矩,使柱塞受到弯矩作用,产生接触应力,并使缸体产生倾倒力矩.4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P 1和P 2柱塞在柱塞腔内的该力是接触应力p 1 和p 2产生的合力.考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径与接触长度.因此,由垂直于柱塞轴线的径向力T 和离心力l P 引起的接触应力p 1和p 2可以看成是连续直线分布的应力.4.1.6 摩擦力P 1f 和 P 2f柱塞与柱塞腔之间的摩擦力P f 为f P P P f )(21+= <4.7>式中f 为摩擦系数,常取f=0.05~0.12.取f=0.12分析柱塞受力,应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度,即柱塞处于死点时的位置.此时N 、P 1、和P 2可以通过如下方程求得： 式中 0l — 柱塞最小接触长度 mm l 540=；l — 柱塞名义长度 mm l 74=; 解放程组得：式中 82.314.23)4.2354(14.23)4.2354(1)(1)(22222222022220=--+-=--+-=l l l l l l φ 为结构参数 4.2 柱塞设计4.2.1柱塞结构型式轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞.根据柱塞头部结构,有三种型式,<1>点接触式柱塞,<2>线接触式柱塞,<3>带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一个摆动头, 称滑靴,可绕柱塞球头中心摆动.滑靴与斜盘间为面接触,接触应力小,能承受较高的工作压力.高压油液还可以通过柱塞中心孔,沿滑靴平面泄露,保持与斜盘之间有一层油膜润滑,从而减少了摩擦和磨损,使寿命大大提高.目前大多采用这种形式轴向柱塞泵. 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞重量,减小柱塞运动的惯性力.采用空心结构还可以利用柱塞底部的高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙,取得良好的密封效果.空心柱塞内可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位.4.2.2 柱塞结构尺寸设计1.柱塞直径 Zd 与柱塞分布圆直径 D f<本人有该设计的装配图和零件图,若有需要加 970108624,将助你通过设计>柱塞直径Z d 、柱塞分布圆直径D f 、和柱塞数Z 是互相关联的.根据统计资料,在缸体上各柱塞孔直径Z d 所占的弧长约为分布圆周长f D π的75% ,即 由此可得 π75.0Zd D m Zf ≈=式中m 为结构参数.m 随柱塞数Z 而定.当泵的理论流量lb Q 和转速b n 根据使用工况条件选定之后,根据流量公式可得柱塞直径Z d 为柱塞直径 Z d 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 D f ,即 2. 柱塞名义长度L由于柱塞圆球中心作用有很大的 径向力T,为使柱塞不致被以与保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取因为 a MP p 5.31= 所以 mm d l Z 5425.20==因此,柱塞名义长度 l 应满足: 式中 m ax s — 柱塞最大行程;m in l — 柱塞最小外伸长度,一般取 Z d l 2.0min =.根据经验数据,柱塞名义长度常取: 同理 mm l 96244)2.4~2.3(=⨯== 3.柱塞球头直径d 1按经验常取 mm d d Z 18)8.0~7.0(1== 如图〔4-2〕图4-2 柱塞尺寸图为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 l d ,一般取 4.柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽,起均衡侧向力,改善润滑条件和存贮赃物的作用.如上图均压槽的尺寸常取:mm mm h 8.08.0~3.0取=;宽mm mm b 6.07.0~3.0取= ; 间距mm mm t 1010~2取=.实际上,由于柱塞受到的径向力很大,均压槽的作用并不明显,还容易划伤缸体上柱塞孔壁面.因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽.4.2.3柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则柱塞相对缸体的最大运动速度 v max 应在摩擦副材料允许范围内, 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 p max v max 为 选用 18CrMnTiA 材料.第五章 滑靴受力分析与设计目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构.滑靴不仅增大了与斜盘的接触应力,而且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 '0d 和滑靴中心孔0d ,再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中.由于油液在封油带环缝中的流动.使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜,大大减少了相对运动件间的摩擦损失,提高了机械效率.这种结构能适应高压力和高转速的需要.5.1 滑靴受力分析液压泵工作时,作用于滑靴上有一组方向相反的力.一是柱塞底部液压力力图把滑靴压向斜盘,称为压紧力y p ;另一是由滑靴面直径为 D 1的油池产生的静压力P f1与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力P f2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为分离力P f .当紧压力与分离力相平衡时,封油带上将保持一层稳定的油膜,形成静压油垫.5.1.1 分离力P f图〔4-3〕为柱塞结构与分离力分布图.图4-3 滑靴结构与分布力分布根据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量q 的表达式为12213ln 6)(R R p p q μπδ-=〔5.1〕若02=p ,则1213ln 6R R p q μπδ=〔5.2〕式中 δ 为封油带油膜厚度.封油带上半径为r 的任一点压力分布式为1(p p r =2222ln ln)p rR r R p +- 〔5.3〕 若02=p ,则 从上式可以看出由上式可以看出,封油带上压力 随半径增大而呈对数规律下降.21121221212)(ln2R p R R R R p P f ππ--=〔5.4〕油池静压分离力P f1为1211p R P f π= 〔5.5〕 总分离力P f 为KNp R R R R P P P f f f 2.70105.3105.225.31ln210)05.225.31(ln 2)(6622112212221=⨯⨯⨯-=-=+=ππ 〔5.6〕5.1.2 压紧力y P滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力b p 引起的,即5.1.3 力平衡方程式当滑靴受力平衡时,应满足下列力平衡方程式得泄流量为5.2 滑靴设计滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度,使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损失之和最小,保持最高功率.5.2.1 泄漏功率损失V N ∆已知滑靴在斜盘上的泄漏流量q ,.若不计吸油区的损失,则滑靴在排油区域的泄漏功率损失为mlR R p d q p N b z b V 17118cos 05.225.3105.024105.3101.0cos )(24212263212232=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-==∆）（πγμδπ 〔5.7〕5.2.2 摩擦功率损失m N ∆滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆,为简化计算,近似认为是柱塞分布圆.因此滑靴摩擦功率损失为ωδμπτf m R uR R u F N )(2122-==∆ 〔5.8〕式中 τF —液体粘性摩擦力, δμπτuR R F )(2122-=；u —切线速度,ωf R u =)(2122R R -π—滑靴摩擦〔支承〕面积；δμu—液体粘性摩擦应力,μ为液体粘性系数,δ为油膜厚度.将ωf R u =代入上式中可得5.2.3 滑靴总功率损失N ∆令,0)(=∂∆∂δN 可得最佳油膜厚度0δ为 由上式计算出的油膜厚度,可使滑靴功率损失最小,效率最高.最佳油膜厚度在mm 03.0~01.00=δ范围.5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式滑靴的结构型式如图〔5-1〕图5-1 滑靴结构型式关于滑靴的结构,应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨,所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带.这样,即使滑靴出现某些偏磨,也不会破坏滑靴的平衡设计,从而延长了滑靴的寿命.为了减小对滑靴底面的比压,并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形〔这种变形引起松靴〕,常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带,为了不影响滑靴的支承力,并使密封环带内侧压力迅速伸展,内辅助支承面在圆周上是断开的.为了提高滑靴的拉脱强度,可以将滑靴的收口部位加厚.滑靴的球面圆柱度和椭圆度不大于0.003mm,与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于0.01mm,与柱塞球头的接触面积不小于70%.滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造.要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析,否则容易引起疲劳强度损坏.5.3.2 结构尺寸设计1. 滑靴外径D 2滑靴在斜盘上的布局,应使倾斜角0=γ时,互相之间仍有一定间隙s,如图〔5-2〕图5-2 滑靴外径D 2的选定滑靴外径D 2为一般取mm s mm s 6.01~2.0==取 2. 油池直径D 1初步计算时,设定 mm D D 05.225.317.0)7.0~6.0(21=⨯==3. 中心孔0d 、'0d 与长度0l节流器采用节流管时,常以柱塞中心孔'0d 作为节流装置,如滑靴结构与分离力分布图所示.根据流体力学细长孔流量q 为K l p p d q b 014'0128)(μπ-=〔5.9〕 式中 0d 、0l ——细长管直径、长度； K ——修正系数；'0641l d R K e ζ+= 〔5.10〕 把上式带入滑靴泄漏量公式 1213ln 6R R p q μπδ=可得整理后可得节流管尺寸为经多次试算得 mm d 2.10=mm l 5.220= 式中α 为压降系数,bp p 1=α.当667.032==α时,油膜具有最大刚度,承载能力最强.为不使封油带过宽与阻尼管过长,推荐压降系数 9.0~8.0=α.从b p R R K l d ααμδ-=1ln 612812304'0 公式中可以看出,采用节流管的柱塞-滑靴组合,公式中无粘度系数μ ,说明油温对节流效果影响较小,但细长孔的加工工艺性较差,实现起来有困难.第六章 配油盘受力分析与设计配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一,用以隔离和分配吸、排油液以与承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷.它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命.6.1 配油盘受力分析常用配油盘简图如图〔6-1〕图6-1 配油盘基本结构液压泵工作时,高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力P y ；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力P f .6.1.1 压紧力y P压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在 柱塞腔底部台阶面上,使缸体受到轴向作用力,并通过缸体作用到配油盘上.对于奇数柱塞泵)7(=Z ,当有4)1(21=+Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y1为KNp p d Z P y b Z y 57105.31024.0421742162max21=⨯⨯⨯⨯+==+=ππ 〔6.1〕当有3)1(21=-Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y2为KNp p d Z P y b Z y 7.42105.311020421742163min22=⨯⨯⨯⨯⨯+==-=）（ππ 〔6.2〕平均压紧力P y 为6.1.2 分离力P f分离力有三部分组成.即外封油带分离力P f1、内封油带分离力P f2、排油窗高压油对缸体的分离力P f3对奇数柱塞泵,在缸体旋转过程中,每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同,封油带的包角是变化的.实际包角比配油盘排油窗包角0φ有所扩大.当有4)1(21=+Z 个柱塞排油时,封油带实际包角1ϕ为当有3)1(21=-Z 个柱塞排油时,封油带实际包角2ϕ为平均有2Z个柱塞排油时,平均包角p ϕ为式中 α― 柱塞间距角 512==Zπα；0α― 柱塞腔通油孔包角 450=α1. 外封油带分离力P f1外封油带上泄流量是源流流动,可得2221222112ln4)(R p R R R R P p b p f ϕϕ--=b p 〔6.3〕 外封油带泄流量q 1为2131ln 12R Rp q bp μδϕ=〔6.4〕2. 内封油带分离力P f2内封油带上泄流量是汇流流动,可得b pb p f p R p R R R R P 2321242322ln4)(ϕϕ++-=〔6.5〕内封油带泄流量q 2为4332ln 12R R p q bp μδϕ=〔6.6〕3. 排油窗分离力P f3b pf p R R P )(223223-=ϕ 〔6.7〕4. 配油盘分离力P fb p f f f f p R R R R R R R R P P P P )ln ln (4432423212221321---=++=ϕ 〔6.8〕总泄流量l q考虑到封油带很窄,分离力也可以近似看成线性分布规律,简化计算：6.1.3 力平衡方程式为使缸体能与配油盘紧密贴合,保证可靠密封性,应取压紧力稍大于分离力.设压紧力与分离力之差为剩余压紧力y P ∆；剩余压紧力y P ∆与压紧力y P 之比为压紧系数ϕ,它表示压紧程度.即y y y fy P P P P P ∆=-=ϕ 〔6.9〕由此可得力平衡方程式y f P P )1(ϕ-= 一般取1.0~05.0=ϕ 取1.0=ϕ则 KN P y 4.74=为保证泵启动时,缸体配油盘仍有一定的预压紧力,常设置一轴向中心弹簧,把缸体紧压在配油盘上.一般取弹簧力为300~500N.弹簧力P t 也可按下式选取6.2 配油盘设计配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以与辅助支承面各部分尺寸.6.2.1．过度区设计为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封,大多数配油盘采用过度角1α大于柱塞腔通油孔包角0α的结构,称正重迭配油盘.具有这种结构的配油盘,当柱塞从低压腔接通高压腔时,柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲压力b p ∆；当柱塞从高压腔接通低压腔时,封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力0p ∆.这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质,产生噪音和功率消耗以与周期性的冲击载荷.对泵的寿命影响很大.为防止压力冲击,我们希望柱塞腔在接通高低压时,腔内压力能平缓过渡,从而避免压力冲击.图6-2 柱塞腔内压力变化选带卸荷的非对称配油盘根据式 y b f Z E p p tg R d V 0201)21(21cos -+-=∆γπα 〔6.10〕 yb f Z E p p tg R d V 020241cos --=∆γπα 〔6.11〕。
基于AMESim的斜盘轴向柱塞马达特性研究
２０１９年３月第４７卷第５期机床与液压ＭＡＣＨＩＮＥＴＯＯＬ＆ＨＹＤＲＡＵＬＩＣＳＭａｒ ２０１９Ｖｏｌ ４７Ｎｏ ５ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ ｉｓｓｎ １００１－３８８１ ２０１９ ０５ ００３本文引用格式：武明恩，王兆强，罗一平，等．基于ＡＭＥＳｉｍ的斜盘轴向柱塞马达特性研究［Ｊ］．机床与液压，２０１９，４７（５）：１０－１４．ＷＵＭｉｎｇ ｅｎ，ＷＡＮＧＺｈａｏｑｉａｎｇ，ＬＵＯＹｉｐｉｎｇ，ｅｔａｌ．ＳｉｍｕｌａｔｉｏｎｏｎｔｈｅＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＭｏｔｏｒＢａｓｅｄｏｎＡＭＥＳｉｍ［Ｊ］．ＭａｃｈｉｎｅＴｏｏｌ＆Ｈｙｄｒａｕｌｉｃｓ，２０１９，４７（５）：１０－１４．收稿日期：２０１７－１０－３１基金项目：国家自然科学基金青年科学基金资助项目（５１５０５２７２）；流体动力与机电系统国家重点实验室开放基金资助项目（ＧＺＫＦ⁃２０１５１４）作者简介：武明恩（１９９２ ），男，硕士研究生，主要从事液压技术方面的科研工作㊂Ｅ－ｍａｉｌ：ｗｍｅ０００＠１２６ ｃｏｍ㊂基于ＡＭＥＳｉｍ的斜盘轴向柱塞马达特性研究武明恩１，王兆强１，罗一平１，徐彦飞１，杨俭２（１ 上海工程技术大学机械与汽车工程学院，上海２０１６２０；２ 上海工程技术大学城市轨道交通学院，上海２０１６２０）摘要：分析斜盘轴向柱塞马达的力矩损失和泄漏损失，利用ＡＭＥＳｉｍ软件平台建立斜盘轴向柱塞马达的液压系统模型㊂在相同工况条件下，通过调节配流盘三角形阻尼槽的结构参数，得到液压系统模型仿真曲线，依据仿真结果：在进出油转换过程中，斜盘轴向柱塞马达的压力冲击不超过入口压力；以减小压力冲击和流量脉动为目标，优化了斜盘轴向柱塞马达配流盘三角形阻尼槽的结构参数㊂关键词：ＡＭＥＳｉｍ；斜盘；柱塞马达；脉动中图分类号：ＴＨ１３７ＳｉｍｕｌａｔｉｏｎｏｎｔｈｅＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＭｏｔｏｒＢａｓｅｄｏｎＡＭＥＳｉｍＷＵＭｉｎｇ ｅｎ１，ＷＡＮＧＺｈａｏｑｉａｎｇ１，ＬＵＯＹｉｐｉｎｇ１，ＸＵＹａｎｆｅｉ１，ＹＡＮＧＪｉａｎ２（１ ＳｃｈｏｏｌｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌａｎｄＡｕｔｏｍｏｔｉｖｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＳｈａｎｇｈａｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＳｃｉｅｎｃｅ，Ｓｈａｎｇｈａｉ２０１６２０，Ｃｈｉｎａ；２ ＳｃｈｏｏｌｏｆＵｒｂａｎＲａｉｌＴｒａｎｓｉｔ，ＳｈａｎｇｈａｉＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇＳｃｉｅｎｃｅ，Ｓｈａｎｇｈａｉ２０１６２０，Ｃｈｉｎａ）Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅｓｗａｓｈｐｌａｔｅａｘｉａｌｐｉｓｔｏｎｍｏｔｏｒｔｏｒｑｕｅｌｏｓｓａｎｄｌｅａｋａｇｅｌｏｓｓｗｅｒｅａｎａｌｙｚｅｄ，ａｎｄｔｈｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｓｙｓｔｅｍｍｏｄｅｌｏｆｔｈｅｓｗａｓｈｐｌａｔｅａｘｉａｌｐｉｓｔｏｎｍｏｔｏｒｗａｓｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄｂｙｕｓｉｎｇＡＭＥＳｉｍ．Ｕｎｄｅｒｔｈｅｓａｍｅｗｏｒｋｉｎｇｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ，ｔｈｅｈｙｄｒａｕｌｉｃｓｙｓｔｅｍｍｏｄｅｌｓｉｍｕ⁃ｌａｔｉｏｎｃｕｒｖｅｓｗｅｒｅｏｂｔａｉｎｅｄｂｙａｄｊｕｓｔｉｎｇｔｈｅｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｔｈｅｔｒｉａｎｇｕｌａｒｄａｍｐｉｎｇｇｒｏｏｖｅ．Ａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅｓｉｍｕｌａｔｉｏｎｒｅｓｕｌｔｓ，ｉｔｉｓｋｎｏｗｎｔｈａｔｄｕｒｉｎｇｔｈｅｃｏｎｖｅｒｓｉｏｎｏｆｔｈｅｉｎｌｅｔａｎｄｏｕｔｌｅｔｏｉｌ，ｔｈｅｐｒｅｓｓｕｒｅｉｍｐａｃｔｏｆｔｈｅｓｗａｓｈｐｌａｔｅｔｙｐｅａｘｉａｌｐｉｓｔｏｎｍｏｔｏｒｄｏｅｓｎｏｔｅｘｃｅｅｄｔｈｅｉｎｌｅｔｐｒｅｓｓｕｒｅ．Ｔｏｒｅｄｕｃｅｔｈｅｐｒｅｓｓｕｒｅａｎｄｆｌｏｗｐｕｌｓａｔｉｏｎ，ｔｈｅｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｔｈｅｔｒｉａｎｇｕｌａｒｄａｍｐｉｎｇｇｒｏｏｖｅｏｆｔｈｅｖａｌｖｅｐｌａｔｅｗｅｒｅｏｐｔｉｍｉｚｅｄ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ＡＭＥＳｉｍ；Ｓｗａｓｈｐｌａｔｅ；Ｐｉｓｔｏｎｍｏｔｏｒ；Ｐｕｌｓａｔｉｏｎ０㊀前言斜盘轴向柱塞马达是行走机构中的动力元件，在动力系统中因其体积小㊁输出功率大，被广泛应用于履带式车辆㊁挖掘机等工程机械领域［１］㊂随着工程机械液压传动与控制技术的发展，对行走马达的性能提出了更高的要求，主要体现在转速㊁压力㊁扭矩㊁噪声等方面㊂因此降低噪声和优化性能成为研究斜盘轴向柱塞马达的重要课题［１－２］㊂ＡＭＥＳｉｍ是一种新型的图形化的工程应用仿真软件，用户在单一平台上可以建立多学科领域的系统模型㊂该软件在建立液压系统的数学模型时，充分考虑了液压油的物理特性及液压元件的非线性特性㊂沈阳航空航天大学的刘明明等［３］利用ＡＭＥＳｉｍ分析了斜盘倾角对轴向柱塞泵腔内压力及泄漏的影响；西南交通大学的张燃等人［４］利用ＡＭＥＳｉｍ软件仿真了轴向柱塞泵的脉动特性；北京工业大学的杨立洁等［５］研究了柱塞副间隙㊁出口背压等参数发生变化，对斜盘轴向柱塞海水马达输出转速㊁转矩的变化及脉动的影响；太原理工大学的闫政等人［６］利用ＡＭＥＳｉｍ软件对变转速变排量双控轴向柱塞泵脉动特性及噪声进行了研究㊂考虑斜盘轴向柱塞马达的使用工况不同于斜盘轴向柱塞泵，本文作者分析了斜盘轴向柱塞马达的力矩损失和泄漏损失，建立了斜盘轴向柱塞马达的ＡＭＥＳｉｍ液压系统仿真模型，优化了配流盘三角形阻尼槽的结构参数［７－８］㊂１㊀三维模型的建立建立了九柱塞式定量斜盘轴向柱塞马达的三维模型，如图１所示：排量为５３ｍＬ／ｒ，最大工作压力３５ＭＰａ，额定工作压力３１ ５ＭＰａ，最高转速４５００ｒ／ｍｉｎ，额定转速３０００ｒ／ｍｉｎ，通轴式㊂通过分析计算得到斜盘轴向柱塞马达的主要结构参数，见表１㊂图１㊀斜盘轴向柱塞马达三维模型表１㊀斜盘轴向柱塞马达的主要结构参数参数名称参数值柱塞直径ｄ／ｍｍ１８斜盘倾角θ／（ʎ）１７柱塞分布圆半径Ｒｆ／ｍｍ４０柱塞节流孔直径ｄｔ／ｍｍ１柱塞节流孔长度ｌｔ／ｍｍ１２配流盘腰形槽半宽度ｒ／ｍｍ５滑靴的封油带外径ｒ２／ｍｍ１３．５滑靴的封油带内径ｒ１／ｍｍ１０．５配流盘内密封带内径Ｒ１／ｍｍ３２配流盘内密封带外径Ｒ２／ｍｍ３５配流盘外密封带内径Ｒ３／ｍｍ４５配流盘外密封带外径Ｒ４／ｍｍ４９配流盘腰形槽中心角α／（ʎ）１３５柱塞最小含接长度ｌｍｉｎ／ｍｍ３０２㊀液压系统仿真模型的建立２ １㊀马达力矩模型马达在工作时，存在各种力矩损失［９］，关系式如下：Ｔ０＝Ｔ１＋Ｍｃｆ＋Ｔｖ（１）式中：Ｔ０为马达的总力矩输出；Ｔ１为马达有效负载；Ｍｃｆ为马达的机械摩擦力矩损失；Ｔｖ为黏性阻尼产生的力矩损失㊂Ｍｃｆ＝Ｔｆ＋Ｔｓ＝ＣｃｆｑΔｐ（２）式中：Ｔｆ为库仑摩擦损失；Ｔｓ为轴承的滚动摩擦损失；Ｃｃｆ为马达的机械摩擦力矩系数，通常取０ ０１０ ０４；ｑ为马达的理论排量；Δｐ为马达的进出口压力差㊂Ｔｖ＝Ｃｖω＝（Ｃｖ１＋Ｃｖ２＋Ｃｖ３＋Ｃｖ４）ω（３）式中：Ｃｖ为马达的综合黏性阻尼系数；Ｃｖ１为柱塞副的黏性阻尼系数；Ｃｖ２为滑靴副的黏性阻尼系数；Ｃｖ３为配流副的黏性阻尼系数；Ｃｖ４为缸体㊁主轴和壳体的黏性阻尼系数，可依据试验测得㊂马达缸体的转动惯量㊁黏性阻尼系数和产生的库仑摩擦损失分别由ＵＧ运动仿真㊁式（３）和式（２）计算得到㊂２ ２㊀马达流量模型马达内部主要存在的泄漏：柱塞副的泄漏㊁配流副的泄漏以及滑靴副的泄漏，同时也需考虑压缩流量损失㊂柱塞副泄漏可以看作偏心环形缝隙泄漏［８］，泄漏流量公式为ｑｖ１＝πｄδ３１１２ηｌ１（１＋１ ５ε２）Δｐ（４）式中：Δｐ为柱塞腔内与马达壳体的压差；ｌ１为柱塞与缸体之间的接触长度；δ１为柱塞和缸体柱塞腔的径向间隙；ε为相对偏心率；η为油液的动力黏度㊂如图２所示为压差Δｐ为１ＭＰａ时，保持其他参数不变，单独改变柱塞直径ｄ㊁油液动力黏度η和柱塞和柱塞腔径向间隙δ１对泄漏量ｑｖ１的影响㊂随着柱塞直径的增加，泄漏量略有增加；随着油液动力黏度的增加，泄漏量略有减小；随着柱塞和缸体柱塞腔的径向间隙δ１增大，泄漏量增加，且影响较为明显㊂图２㊀不同参数对柱塞副泄漏流量ｑｖ１的影响滑靴的结构如图３所示，根据平行圆盘缝隙间的层流理论，滑靴副泄漏流量［９］为ｑｖ２＝πｄ４ｔδ３２Δｐη［６ｄ４ｔｌｎ（ｒ２／ｒ１）＋１２８δ３２ｌｔ］（５）式中：δ２为滑靴副的油膜厚度㊂图４为压差Δｐ为１ＭＰａ时，保持其他参数不变，单独改变滑靴副油膜厚度㊁柱塞节流孔直径或长度对柱塞副泄漏量ｑｖ２的影响㊂在柱塞节流孔直径为０ ２０ ８ｍｍ时，随着节流孔直径的增大，泄漏量明显增大；柱塞节流孔长度减小，泄漏量略有增加，且不明显；滑靴副间隙增加，泄漏显著增加㊂㊃１１㊃第５期武明恩等：基于ＡＭＥＳｉｍ的斜盘轴向柱塞马达特性研究㊀㊀㊀图３㊀滑靴副结构示意图图４㊀配流副结构参数对泄漏量ｑｖ２的影响由于静压支承作用，配流副的泄漏流量［８］为ｑｖ３＝αδ３３Δｐ１２η［１ｌｎ（Ｒ４／Ｒ３）＋１ｌｎ（Ｒ２／Ｒ１）］（６）式中：δ３为配流副的油膜间隙㊂压缩损失泄漏流量［８］ｑｖ４为ｑｖ４＝ｑ㊃Δｐｋ（７）式中：Δｐ为柱塞腔的压力变化值；ｋ为液压油的体积弹性模量㊂选用变长度㊁有偏心㊁带泄漏和黏性阻尼的柱塞模型，其泄漏流量由式（４）确定㊂滑靴副和配流副的泄漏则通过ＡＭＥＳｉｍ中的液阻模型表示，泄漏流量ｑｖ２和ｑｖ３分别由式（５）和（６）确定㊂在液滴模型中，考虑油液的压缩性，即可得到压缩损失流量ｑｖ４，由式（７）确定㊂部分系统参数见表２，其系统模型［１０－１１］如图５所示㊂表２㊀子模型及参数参数名称参数值马达的理论排量ｑ／（ｃｍ３㊃ｒ－１）５３黏性阻尼系数Ｃｖ／（Ｎ㊃ｍ㊃ｍｉｎ㊃ｒ－１）０．０２机械摩擦力矩损失Ｍｃｆ／（Ｎ㊃ｍ）０．３柱塞与柱塞腔的径向间隙δ１／ｍｍ０．０１相对偏心率ε０滑靴副的油膜厚度δ２／ｍｍ０．０２配流副的油膜厚度δ３／ｍｍ０．０２液压泵转速ｎ／（ｒ㊃ｍｉｎ－１）３０００液压泵排量ｑ１／（ｃｍ３㊃ｒ－１）５３图５㊀九柱塞马达液压系统仿真模型２ ３㊀配流盘数学模型柱塞腔腰形槽和配流盘槽口之间形成的过流面积Ｓ是影响柱塞马达流体流动特性的一个重要参数，直接影响配流效果和压力流量脉动㊂过流面积Ｓ随着柱塞腔腰形槽和配流盘槽口之间位置关系变化而变化，与缸体转角呈分段函数关系㊂配流盘及三角形阻尼槽结构如图６和图７所示，过流面积Ｓ计算公式［１２－１４］如下㊂柱塞腔腰形槽开始与配流盘阻尼槽连通时，过流面积公式如下：Ｓ＝Ｒｒφｓｉｎθ１ａｒｃｔａｎ（Ｒφｔａｎθ１ｔａｎθ２／ｒ）（８）式中：Ｒ为三角槽分布圆半径；φ为柱塞相对配流盘上死点的位置角；θ１为三角槽深度角；θ２为三角槽宽度角㊂图６㊀配流盘及三角槽结构示意图㊃２１㊃机床与液压第４７卷图７㊀缸体旋转过程中柱塞腔与配流盘的相对位置随着缸体的转动，柱塞腔腰形槽与配流盘腰形槽连通，此时过流面积为橄榄球形状：Ｓ＝（φＲｆ－２ｒ）φＲｆｒ－（φＲｆ）２４＋２ｒ２ａｒｃｔａｎφＲｆ－２ｒ２ｒ＋πｒ２（９）式中：Ｒｆ为柱塞分布圆半径㊂之后，柱塞腔腰形槽和配流盘腰形槽交叠区域随着缸体转动而不断增大：Ｓ＝πｒ２＋２ｒ（φ－２Δα）Ｒｆ（１０）式中：Δα为配流盘腰形槽半圆端包角㊂柱塞腔腰形槽与配流盘腰形槽完全接通后，过流面积达到最大值：Ｓ＝πｒ２＋２ｒ（α－２Δα）Ｒｆ（１１）式中：α为单柱塞腔腰形槽包角㊂将设置的三角槽的深度角和宽度角及其他结构参图８㊀单柱塞的过流面积Ｓ数代入三角槽公式，使用Ｐｙｔｈｏｎ实现得到配流盘的过流面积㊂以深度角３０ʎ和宽度角４５ʎ为例，由于配流盘左右对称，显示１８０ʎ内配流盘过流面积变化如图８所示㊂３ 仿真结果分析３ １㊀三角槽结构参数的等效转换由于ＡＭＥＳｉｍ配流盘模型中的节流阀的开口量是以百分比表示的，因此按照相应比例对过流面积数据进行转化［１５］，其中三角槽的深度角θ１为３０ʎ㊂图９为三角阻尼槽宽度角θ２为３０ʎ㊁４５ʎ㊁６０ʎ和７５ʎ的过流面积等效系数㊂设计的斜盘轴向柱塞马达负载最常见范围为７０８０Ｎ㊃ｍ，因此仿真模型选择负载为７５Ｎ㊃ｍ㊂对马达液压模型进行仿真，绘制斜盘轴向柱塞马达单柱塞腔内压力和流量变化的运行曲线㊂图９㊀配流盘的过流面积等效系数３ ２㊀三角槽结构对斜盘轴向柱塞马达压力流量特性的影响斜盘轴向柱塞马达在回油腔排完油后，由回油腔（低压区）向进油腔（高压区）转动，当柱塞腔与配流盘减振槽相连通时，进油腔的油压远远大于柱塞腔油压，油液经减振槽流入柱塞腔内，进油腔的油液压力逐渐升高并推动柱塞沿着缸体的轴向方向运动，在油液压力的作用下，柱塞向远离配流盘方向运动，柱塞腔容积变大，由于柱塞惯性和减振槽过流面积变化等影响，压力先下降再逐步上升至稳定区域，形成压力冲击［８］㊂㊀㊀由图１０和表３可知：宽度角越大，瞬时压力冲击越小，宽度角为３０ʎ时压力冲击最大，压力冲击幅度为５ ６ＭＰａ；宽度角为４５ʎ时压力冲击幅度为１ ９ＭＰａ；宽度角为６０ʎ时的压力冲击幅度为０ ７ＭＰａ；宽度角为７５ʎ时压力冲击最小，压力冲击幅度为０ １ＭＰａ，此时轴向柱塞马达的压力脉动最小㊂图１０㊀柱塞腔内压力变化曲线表３㊀不同宽度角下的压力冲击参数宽度角／（ʎ）压力冲击峰值ｐｍａｘ／ＭＰａ压力冲击谷值ｐｍｉｎ／ＭＰａ压力冲击幅度／ＭＰａ３０９．１３．５５．６４５５．２３．３１．９６０２．５１．８０．７７５０．９０．８０．１㊀㊀由图１１和表４知：宽度角为３０ʎ时的流量脉动均较大，流量脉动率在１７％左右；宽度角为７５ʎ时，流量脉动率为１６％左右；宽度角为４５ʎ和６０ʎ时，流量脉动率在１３％左右㊂㊃３１㊃第５期武明恩等：基于ＡＭＥＳｉｍ的斜盘轴向柱塞马达特性研究㊀㊀㊀图１１㊀出口流量变化曲线表４㊀不同宽度角下的流量脉动参数宽度角／（ʎ）最大瞬时流量Ｑｍａｘ／（Ｌ㊃ｍｉｎ－１）最小瞬时流量Ｑｍｉｎ／（Ｌ㊃ｍｉｎ－１）流量Ｑｍｅａｎ／（Ｌ㊃ｍｉｎ－１）流量脉动率／％３０１７６１４９１６２１７４５１７２１５１１６２１３６０１７２１５１１６２１３７５１７８１５２１６２１６㊀㊀综合压力脉动和流量脉动两个因素，配流盘三角槽宽度角参数值选用６０ʎ㊂采用相同方法可得深度角选用３０ʎ㊂由于篇幅受限，文中不再一一列出仿真曲线㊂４㊀结论（１）分析了斜盘轴向柱塞马达的力矩损失和泄漏损失，创建了基于ＡＭＥＳｉｍ的液压系统仿真模型，分析了配流盘三角形阻尼槽结构参数对斜盘轴向柱塞马达的性能影响㊂（２）依据仿真结果，斜盘轴向柱塞马达的压力冲击最大值不超过入口压力，未来需要实验验证和机制研究㊂在负载为７５Ｎ㊃ｍ时，通过对比分析不同三角形阻尼槽的结构参数，当斜盘轴向柱塞马达配流盘的三角形阻尼槽深度角３０ʎ㊁宽度角６０ʎ时，压力冲击幅度为０ ７ＭＰａ，流量脉动率为１３％，此时斜盘轴向柱塞马达的综合性能最佳㊂参考文献：［１］王兆强．斜盘式柱塞行走马达配流盘的球冠形微观织构引起缸体振动的机理研究［Ｄ］．杭州：浙江大学，２０１４．［２］曾祥彬．轴向柱塞马达变量机构及配流特性的研究［Ｄ］．福州：福州大学，２０１４．［３］刘明明，石宏，黄笑飞．基于ＡＭＥＳｉｍ的某型航空发动机轴向柱塞泵特性仿真［Ｊ］．沈阳航空航天大学学报，２０１１，２８（４）：２２－２６．ＬＩＵＭＭ，ＳＨＩＨ，ＨＵＡＮＧＸＦ．ＣｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓＳｉｍｕｌａｔｉｏｎｏｆＳｗａｓｈＰｌａｔｅＡｘｉａｌＰｕｍｐｏｆａｎＡｅｒｏ⁃ｅｎｇｉｎｅｗｉｔｈＡＭＥＳｉｍ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＳｈｅｎｙａｎｇＡｅｒｏｓｐａｃｅＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，２０１１，２８（４）：２２－２６．［４］张燃，刘桓龙，柯坚，等．基于ＡＭＥＳｉｍ的斜盘式轴向柱塞泵脉动特性分析［Ｊ］．机床与液压，２０１２，４０（１５）：１１８－１３２．ＺＨＡＮＧＲ，ＬＩＵＨＬ，ＫＥＪ，ｅｔａｌ．ＣｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓＳｉｍｕｌａｔｉｏｎｏｆＳｗａｓｈｐｌａｔｅＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＰｕｍｐＢａｓｅｄｏｎＡＥＭＳｉｍ［Ｊ］．ＭａｃｈｉｎｅＴｏｏｌ＆Ｈｙｄｒａｕｌｉｃｓ，２０１２，４０（１５）：１１８－１３２．［５］杨立洁，聂松林，尹帅，等．基于虚拟样机技术的海水柱塞马达输出特性的仿真分析［Ｊ］．液压与气动，２０１５（７）：２８－３０．ＹＡＮＧＬＪ，ＮＩＥＳＬ，ＹＩＮＳ，ｅｔａｌ．ＳｉｍｕｌａｔｉｏｎＢａｓｅｄｏｎＶｉｒ⁃ｔｕａｌＰｒｏｔｏｔｙｐｅＭｏｄｅｌｉｎｇｆｏｒＯｕｔｐｕｔＣｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆＳｅａ⁃ｗａｔｅｒＰｉｓｔｏｎＭｏｔｏｒ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＨｙｄｒａｕｌｉｃｓ＆Ｐｎｅｕｍａｔｉｃｓ，２０１５（７）：２８－３０．［６］闫政，权龙，黄家海．变转速变排量双控轴向柱塞泵脉动特性及噪声研究［Ｊ］．机械工程学报，２０１６，５６（１６）：１７６－１８４．ＹＡＮＺ，ＱＵＡＮＬ，ＨＵＡＮＧＪＨ．ＣｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆＰｕｌｓａｔｉｏｎａｎｄＮｏｉｓｅｉｎｔｈｅＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＰｕｍｐｗｉｔｈＤｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔａｎｄＳｐｅｅｄＣｏｍｐｏｕｎｄＣｏｎｔｒｏｌ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉ⁃ｎｅｅｒｉｎｇ，２０１６，５６（１６）：１７６－１８４．［７］闫玉庆，师占群，郑琳．基于ＡＭＥＳｉｍ的轴向柱塞泵流量脉动影响因素分析［Ｊ］．液压与气动，２０１４（２）：１０４－１０８．ＹＡＮＹＱ，ＳＨＩＺＱ，ＺＨＥＮＧＬ．ＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＩｎｆｌｕｅｎｃｅＦａｃ⁃ｔｏｒｓｆｏｒＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＨｙｄｒａｕｌｉｃＰｕｍｐＦｌｏｗＦｌｕｃｔｕａｔｉｏｎＢａｓｅｄｏｎＡＭＥＳｉｍ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＨｙｄｒａｕｌｉｃｓ＆Ｐｎｅｕｍａｔｉｃｓ，２０１４（２）：１０４－１０８．［８］马吉恩．轴向柱塞泵流量脉动及配流盘优化设计研究［Ｄ］．杭州：浙江大学，２００９．［９］胡敏．锥形缸体斜盘式轴向柱塞泵设计研究［Ｄ］．兰州：兰州理工大学，２０１１．［１０］ＫＩＭＪＨ，ＪＥＯＮＣＳ，ＨＯＮＧＹＳ．ＣｏｎｓｔａｎｔＰｒｅｓｓｕｒｅＣｏｎ⁃ｔｒｏｌｏｆａＳｗａｓｈＰｌａｔｅＴｙｐｅＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＰｕｍｐｂｙＶａｒｙｉｎｇＢｏｔｈＶｏｌｕｍｅｔｒｉｃＤｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔａｎｄＳｈａｆｔＳｐｅｅｄ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｒ⁃ｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＰｒｅｃｉｓｉｏｎＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇａｎｄＭａｎｕｆａｃｔｕｒ⁃ｉｎｇ，２０１５，１６（１１）：２３９５－２４０１．［１１］张一，高有山，权龙．四配流窗口轴向柱塞泵仿真与分析［Ｊ］．液压气动与密封，２０１６，３６（３）：１８－２１．ＺＨＡＮＧＹ，ＧＡＯＹＳ，ＱＵＡＮＬ．ＳｉｍｕｌａｔｉｏｎａｎｄＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＰｕｍｐｗｉｔｈＦｏｕｒＤｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎＷｉｎｄｏｗｓ［Ｊ］．ＨｙｄｒａｕｌｉｃｓＰｎｅｕｍａｔｉｃｓ＆Ｓｅａｌｓ，２０１６，３６（３）：１８－２１．［１２］那成烈．三角槽节流口面积的计算［Ｊ］．甘肃工业大学学报，１９９３，１９（２）：４５－４８．ＮＡＣＬ．ＤｅｔｅｒｍｉｎａｔｉｏｎｏｆｔｈｅＳｅｃｔｉｏｎａｌＡｒｅａｏｆＴｒｉａｎｇｌｅＴｈｒｏｔｔｌｅＣｈａｎｎｅｌ［Ｊ］．ＪｏｕｒｎａｌｏｆＧａｎｓｕＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈ⁃ｎｏｌｏｇｙ，１９９３，１９（２）：４５－４８．［１３］那成烈．轴向柱塞泵可压缩流体配流原理［Ｍ］．北京：兵器工业出版社，２００３．［１４］凌鹏，权龙，黄伟男．配流盘结构对轴向柱塞泵压力流量特性影响的参数化研究［Ｊ］．液压与气动，２０１３（１２）：８９－９２．ＬＩＮＧＰ，ＱＵＡＮＬ，ＨＵＡＮＧＷＮ．ＴｈｅＰａｒａｍｅｔｒｉｚａｔｉｏｎＳｔｕｄｙｏｎｔｈｅＩｎｆｌｕｅｎｃｅｏｆＶａｌｖｅＰｌａｔｅＳｔｒｕｃｔｕｒｅｏｎｔｈｅＰｒｅｓｓｕｒｅａｎｄＦｌｏｗＣｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｏｆＡｘｉａｌＰｉｓｔｏｎＰｕｍｐ［Ｊ］．ＣｈｉｎｅｓｅＨｙｄｒａｕｌｉｃｓ＆Ｐｎｅｕｍａｔｉｃｓ，２０１３（１２）：８９－９２．［１５］梁全，谢基晨，聂利卫．液压系统ＡＭＥＳｉｍ计算机仿真进阶教程［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２０１６．（责任编辑：张艳君）㊃４１㊃机床与液压第４７卷。
CY轴向柱塞泵特性仿真及缸体结构优化
CY轴向柱塞泵特性仿真及缸体结构优化一、引言随着机械行业的不断发展，液压冲压成型技术越来越受到重视。
作为冲压成型中关键设备之一的液压机，液压泵作为其核心元件，不断升级和优化，成为提高液压机性能的关键所在。
在液压泵中，CY轴向柱塞泵因其高压大流量、高效节能的特点，在近30年来不断得到发展和改进。
本文将从CY轴向柱塞泵的工作原理、性能特点及其缸体结构优化入手，进行深入研究，探讨CY轴向柱塞泵的发展趋势。
二、CY轴向柱塞泵的工作原理CY轴向柱塞泵主要由泵体、活塞、导向盘、驱动轴和出口阀等部分组成。
其工作原理是：泵体中轴向排列对称的若干个泵腔通过压力平衡隔板相分割。
在导向盘支持下，由曲轴驱动转子使柱塞沿气缸内壁的梳形固定轴向配合面上运动，并在压力作用下以柱塞脚同时挤压工作油封闭于泵腔内部进行工作;在泵腔容积自然减小导致内腔压力升高时，由吸油口处进油使活塞部件后退，形成油液进入;加压部位为使活塞前移部位，使泵腔压缩，将油液推至出口；同时，出口阀的阀芯被压，阀门打开，油液从此排出。
三、CY轴向柱塞泵的性能特点CY轴向柱塞泵在液压机中应用广泛，其性能特点主要有以下几点：1.高压大流量：CY轴向柱塞泵具有高压大流量的特点，大大提高了液压机和液压系统的效率，同时也为单缸运行提供了更稳定的液压功率输出。
2.高效节能：CY轴向柱塞泵采用多个泵腔排列组合而成，能够充分利用机械能，通过机械传动直接将输入输出，从而减少了液力传递的损失，提高了机械能的利用率。
3.结构紧凑：CY轴向柱塞泵的结构紧凑，整机体积小，不仅方便安装，而且可靠性高，使用寿命长，同时也方便后期维修。
4.噪音低：CY轴向柱塞泵采用流量控制技术，有效控制了油液的流动速度，使得整个液压系统的工作更加平稳、噪音更小。
四、CY轴向柱塞泵的缸体结构优化CY轴向柱塞泵缸体结构是影响泵的整体性能的重要因素之一。
缸体结构的合理优化可以提高泵的效率和寿命，降低运行噪声。
优化方案：1. 采用高精度数控加工设备进行缸体加工处理，确保缸体表面的平整度和垂直度。
轴向柱塞泵和轴向柱塞马达
4A
5 隔墙 A A
D d
轴向柱塞泵的工作原理
斜盘式轴向柱塞泵的工作 原理
γ
a
b
A
隔墙
1-斜 盘 2-柱 塞 3-缸 体 4-传 动 轴 5-配 流 盘
图3-4-2为斜盘式轴向柱塞泵的工作原理图。柱塞安放 在缸体上均布的缸孔之中（缸体上一般均布着7～9个 缸孔），配流盘两腰形槽的对称线与斜盘的上死点（此 时柱塞全部伸出）和下死点（此时柱塞全部缩回）的连 线在一个平面上。在柱塞的底部由柱塞、缸孔和配流盘 形成了多个密封工作腔，由于配流盘隔墙的分隔作用这 些工作腔一部分通过配流盘左边的腰形槽与吸油口相通； 一部分通过配流盘右边的腰形槽与排由口相通；还一部 分处在左右腰形槽之间的过渡区间。
五．斜盘泵主要零件分析
斜盘泵通常有滑靴与斜盘、柱塞与缸孔和缸底与配流盘三对主要的 摩擦副，它们也是泵的易损部位。下面对这三个摩擦副的结构进行 分析。
滑靴与斜盘
一．静压支承的概念
静压支承是在摩擦副中引入外加有压油液，在摩擦面上产生一个 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之间脱离接触，但由于壁面之 间的粗糙度可以渗入有压液体，不仅使压紧力大为减小，而且能 起润滑作用从而改善工作条件。前者称为完全平衡型静压支承， 后者称为不完全平衡型静压支承。
二．轴向柱塞泵的流量计算
三．斜盘泵的流量计算
四．斜盘泵的排量
○ 由3-4-2可知转子转动一周所有的柱塞所形成的密封工作腔都进 行了一次吸油和一次排油。柱塞由上死点运动至下死点完成一次 排油。设柱塞的直径为d、柱塞的分布圆直径为D、斜盘的倾斜 角度为γ，则由上死点到下死点时柱塞相对于缸孔运动的行程L 为
轴向柱塞泵马达技术的发展演变
杨华勇 张斌 徐兵
（浙江大学流体传动及控制国家重点实验室 杭州 310027）
摘要：轴向柱塞泵/马达在发展过程中的技术演变进行了详细介绍，并对其发展走向进行分析。针对轴向柱塞泵/ 马达的主要问题，阐述了国内外的研究现状。介绍了在计算机技术和电子测量技术进步的基础上应运而生的轴向 柱塞泵/马达的新技术、新方法。最后针对我国柱塞泵/马达的发展的情况，提出了一些要求，并进行了展望，指 出只要紧跟国际潮流、不断在技术和方法上创新，我国的轴向柱塞泵/马达技术将迎头赶上、在我国现代化建设中 继续扮演重要的角色。 关键词：轴向柱塞泵/马达 虚拟样机 模型泵 发展演变 中图分类号：TH137.7
参考泵的 壳体面
优化泵的 筋板结构
x 平面上的结构噪声 N/dB
频率 f/Hz
图 7 减振结构减振效果对比
1.3 电液变排量控制技术 轴向柱塞泵/马达的变量控制方式多种多样，按
照操纵方式不同，有手动、电动、比例、伺服等， 按照是否有反馈可以分为开环和闭环控制，闭环控 制又有恒压、恒流、恒功率和负载敏感的适应性控 制等等，轴向柱塞泵的控制方式的优劣已经成了衡 量其品质的一个重要指标，但变量控制也存在着一 些问题，这些问题的改善和解决也是轴向柱塞泵/ 马达的一项重要技术。
图4 新型Floating Cup轴向柱塞泵
从最初用于低压排水到现在高压甚至超高压的 驱动方式，柱塞泵的性能得到了巨大的提升，应用 也越来越广。 1.2 分类比较与发展趋势
按照配流方式来分，轴向柱塞泵/马达可以分为 阀配流式和端面配流式，但是阀配流由于靠单向阀 来实现配流，无级变量困难、自吸能力差、不可逆， 因此其应用越来越少，本文将不作详细介绍。
柱塞轴衬 ΔD=12μm
柱塞泵设计与计算(斜盘式)
目录绪论斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数斜盘式轴向柱塞泵工作原理斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析柱塞运动学分析柱塞行程s柱塞运动速度v柱塞运动加速度a滑靴运动分析瞬时流量及脉动品质分析脉动频率脉动率柱塞受力分析与设计柱塞受力分析柱塞底部的液压力P b柱塞惯性力P g离心反力P l斜盘反力N柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P2摩擦力p1f和P2f柱塞设计柱塞结构型式柱塞结构尺寸设计柱塞摩擦副比压p、比功pv验算滑靴受力分析与设计滑靴受力分析分离力P f压紧力P y力平衡方程式滑靴设计剩余压紧力法最小功率损失法滑靴结构型式与结构尺寸设计滑靴结构型式结构尺寸设计配油盘受力分析与设计配油盘受力分析压紧力P y分离力P f力平横方程式配油盘设计过度区设计配油盘主要尺寸确定验算比压p、比功pv缸体受力分析与设计缸体地稳定性压紧力矩M y分离力矩M f力矩平衡方程缸体径向力矩和径向支承径向力和径向力矩缸体径向力支承型式缸体主要结构尺寸的确定通油孔分布圆半径R f´和面积Fα缸体内、外直径D1、D2的确定缸体高度H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力零件之一，滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，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，比径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。
关键词斜盘柱塞泵滑靴缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system，The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily，Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crock body第1章绪论近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。
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第６期（总第３１期） ２００８年Ｉ１月
Ｐ．ｉ，ａ－￣ 揎副
Ｆｌｕｉｄ Ｐｏｗｅｒ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ａｎｄ Ｃｏｎｔｒｏｌ Ｎｏ．６（Ｓｅｒｉａｌ Ｎｏ．３１）
ＮＯＶ．２０ｏ８
轴向柱塞马达配流盘的优化设计 石金艳王国志柯坚于兰英刘晓红 （西南交通大学新型驱动技术中心 四川成都６１００３１）
摘要：采用流体计算软件ＳＴＡＲ—ＣＤ，以可压缩流体为工作介质，对轴向柱塞马达配流盘进行了优化设计，设计一种 了低噪声的配流盘，为回转马达配流盘的设计提供了很好的参考价值。 关键词：轴向柱塞马达；配流盘；可压缩流体；噪声；ＣＦＤ
中图分类号：ＴＨｌ３７ 文献标识码：Ｂ 文章编号：１６７２—８９０４（２００８）０６—００２０一ＯＯ４ 引 言 本文研究轴向柱塞马达为轴向柱塞马达，轴向 柱塞马达的结构噪声与流体噪声主要是在配流过 程中产生的。轴向柱塞马达的柱塞液压缸，工作时 不断进行高低压转换。充满低压油的柱塞液压缸突 然和高压油腔接通时，高压油会瞬间向缸中倒流， 产生液压冲击和噪声；同样，充满高压油的柱塞液 压缸突然和低压油腔接通时，缸中的高压油瞬间流 向低压腔，也会产生液压冲击和噪声。对于同一个 马达，工作压力越高，柱塞腔与配流窗口接通初期 减压槽（孔）两端的压差越大，液压冲击现象越剧 烈，严重时还会在配流盘表面和柱塞窗孔表面出现 明显的麻点和很深的蜂窝状蚀坑，同时伴有剧烈的 噪声。 由于柱塞马达的配流噪声和配流盘结构直接 有关，因此，为了消除这种有害现象，通过对配流盘 的结构进行合理设计，可以达到降低配流噪声的目 的 １解析假定 由于液压元件内油液的实际流动是非常复杂 的三维流动现象，为了满足数值解析的可行性，必 须对实际的物理模型进行一定的简化。考虑到影响 流体流动的因素有主次之分，可以在问题允许的计 算误差范围内，考虑主要因素而忽略次要因素，对 实际模型做一些基本假定： １）在高压轴向柱塞马达配流过程中，由于液压 油的可压缩性对柱塞腔内的压力超调量和回油冲 击影响比较大，在数值计算过程中需要考虑液压油 的可压缩性； 收稿日期：２００８—０７—２４ 作者简介：石金艳，西南交通大学在读硕士生，专业机电一体化，主 要研究方向：液压传动与控制。 ２）假定液压油为粘性牛顿流体。即液压油的动 力粘度 是恒定的，不随速度梯度的变化而变化； ３）计算中假定在系统内部流体无热传导现象； ４）假定为单相流，即当压力结果出现负值后， 原连续性方程仍然适用。 考虑液压油的可压缩性，将其物理参数设定为 表１中的参数。
表１液压油的物理参数（４０℃） 介质类型 ４０号液压油 参考密度 ８７０（ｋｇ・ｍ ） 动力粘度 ０．０２６１（Ｐａ・Ｓ） 弹性模数 １ １００（ＭＰａ） 空气分离压力 ４０００（Ｐａ）
２计算条件 在数值计算的过程中，对模型作如下设置： １）对于所有的模型均采用ｋ－ｅ紊流方程进行 数值计算，求解离散方程组时采用瞬态模型的ＰＩＳＯ 算法。 ２）根据回转马达的实际工作情况和ＣＦＤ解 析、建模方便，确定对应计算空间的边界条件为： ①在配流盘吸油窗口与管路连接的表面上，将 高压边界设为马达的工作压ｐ１＝３２．４ＭＰａ； ②在配流盘排油窗１５１与管路连接的表面上，将 低压边界设为大气压力ｐ２＝Ｏ； ③将紧邻流体的所有固体壁面设定为固体壁 面边界，用壁面函数法处理； ④由于柱塞配流窗孔和配流盘配流窗口内流 体网格比较复杂，滑移界面不能保持一一对应，故 在实现轴向柱塞马达缸体旋转时采用任意滑移界 面法。为此，需要在滑移界面设定关联边界，将配流 盘配流窗口内流体上的界面设为静止关联边界，将 柱塞窗孔内流体上的界面设为运动关联边界。为了 ２００８年１１月 石金艳：轴向柱塞马达配流盘的优化设计 ２１ 计算精确性，靠近关联边界的区域网格应予以细 化。 ３）设置瞬态参数 回转马达几何模型的主要参数如表２所示。 本模型模拟的缸体转动速度为１８００ｒｐｍ，缸体的旋 转行程为４Ｏ。，在求解过程中设置计算时间间隔 为０．００８３３ｍｓ，由计算可得计算时间步为：
．； ６＿一一一 ——一：４４０ ～ ｈ．ｔ Ｉ ８００×３６０，６０×０ ００８３３３
对瞬态计算所得的数据结果按每５步的频率输出。 表２回转马达几何模型主要参数 参数 数值 柱塞数／个 ９ 斜盘倾角ｄ １６。 柱塞配流窗孔范围角 ２８ 柱塞分布圆半径Ｒ／ｍｍ ４５ 减压槽范围角 １４．７ 工作压力ｐ／ＭＰａ ３２．４ 入口压力ｐ２／ＭＰａ ０ 转速ｎ／ｒ １８０ｏ
４）编辑ｅｖｅｎｔ事件文件和ｇｒｉｄ文件 移动网格技术的应用是以单元和顶点随时间 的变化为前提的，它的实现过程分为两步。第一步， 编辑ｅｖｅｎｔ事件，处理各时间点静止区域和运动区 域网格的连接；下一步，编辑ｇｒｉｄ文件，处理移动部 分单元顶点位置随时间的变化。此时必须保证网格 和顶点的位移与滑移速度以及ｅｖｅｎｔ事件中的各时 间步一一对应，否则将出现网格单元内流体产生负 体积的错误，以致计算无法进行。按步骤３）设置的 瞬态参数编辑整个模拟过程的ｅｖｅｎｔ事件文件和 ｇｒｉｄ文件，在每一个计算时间间隔 内单元顶点的 角位移为△ １＝ｎ・Ａｔ＝１８００ｘ３６０／６０ｘＯ．００８３３３ｘ１０ ＝ ０．０９。
３几何模型的建立与网格划分 由于本文的回转马达的柱塞数为９，马达腔内 的流场分布是以缸体转动４０。为周期的循环变化流 场。为了节省计算时间，因此，论文中仅研究单个柱 塞处于预压缩区附近的４０。缸体转角周期范围内的 流场分布。通过数值计算得到了缸体转动过程中马 达体内的压力分布变化和速度分布变化。 优化前的配流盘的外形如图１所示，运用ＣＦＤ 软件进行流体分析时，只需考虑流体部分的流动，
根据这一原则，仅取流体区域来建立计算模型。 本论文的计算模型是在Ｉ－ＤＥＡＳ里完成建模并 划分网格后再导人ＳＴＡＲ—ＣＤ中进行计算的。这里 给出优化后的计算模型的建立与网格划分，如图２ 所示。
图１配流盘的外形图
图２计算模型网格划分 在本文中建立两种不同结构形式的配流盘模 型，如图３所示，分别为仅带Ｖ型阻尼槽配流盘和 带Ｖ型阻尼槽和两个圆台小孔的配流盘，两种不同 结构形式的配流盘模型网格划分分别如图４、图５ 所示。
图５ Ｖ型槽和两小孔配流盘网格划分图 溢体秸动与控戋吐 ２００８年第６期 ． 槽内的最高速度和最低压力。以带Ｖ型阻尼槽和两 ４ ＣＦＤ解析 个圆台小孔的配流盘为例，回转马达旋转过程中不
在ＳＴＡＲ—ＣＤ中，将两种不同结构形式的配流 同缸体转角对应的马达腔体的速度和压力分布如 盘分别对其进行ＣＦＤ解析，并监控柱塞窗口和减压 图６和图７所示。
妒＝２．７ ＝１５．３。 ＝２７．３ 图６不同时刻马达腔体的速度分布
＼・ ＝３９．６
＝２．７ ＝１５．３ ＝２７．３ ＝ 图７不同时刻马达腔体的压力分布
大量研究表明，配流噪声是在柱塞腔与压油腔 接通后的油液回冲阶段形成的。因此，数值计算时 应该主要考虑缸体转动过程中，缸体与配流盘压油 腔接通后的油液回冲阶段初期，柱塞窗口和减压槽 附近的最低压力和最高速度的变化。柱塞窗口以及 减压槽内的最低压力和最高速度随缸体转角的变 图８柱塞窗口内的最低压力 。 如 ’玉体 暂 ¨ 缸体转】｜ ｔ【Ｉ 图ｌＯ减压槽内的最低压力 ＭＰａ） ３５００Ｅ＊ＯＢ ３ＺＯＳＥ＋ＯＢ ：９ｌ ７￡＋０８ ＺＢＺ５Ｅ＋０８ ２３３，３Ｅ＊０８ ０ ｚＥ＊０８ １ ７５０￡＋０８ ¨Ｓ８Ｅ＋０ａ １１６７Ｅ．０８ ６７５０Ｅ＋０７ ５￣３３Ｅ・０７ ２ ７Ｅ＊０７ １ Ｏｅ 化曲线分别如图８，图９，图１０和图１１所示。 通过分析图８至图１ｌ中可以得出，在柱塞窗口与 减压槽接通的瞬问，出现瞬时油液回冲现象，形成 高速射流。柱塞窗口和减压槽内的最低压力急剧下 降，最高速度急剧增大，达到峰值后又缓慢恢复到 原来的值。
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图９柱塞窗口内的最高速度
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图ｌ１减压槽内的最高速度 （下转第２６页）
０ ４ ７１ ５ ９ ２ ３ ０ ７ Ｓ ２ 瑚ｍ懈 ｍｍｍ；兰㈣ Ⅲ 赢体秸动与控副 ２００８年第６期 温时，处于紊流状态，流速较高，温升集中在节流口 处；低温时，处于层流状态，主要为液体的摩擦损 失。 （３）选取磁性材料时，需要考虑涡流、磁滞以及 线圈电阻热功耗导致的线圈发热以及环境温度的 影响，包括永磁体的居里点温度和软磁材料的温度 特性等。 参考文献 ［１］李洪人．液压控制系统【Ｍ】．国防工业出版社，１９８１． 【２］工程材料实用手册编辑委员会．工程材料实用手册【Ｍ】．中 国标准出版社，２００２
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Ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｆ Ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｏｎ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｓｅｒｖｏｖａｌｖｅ ＹＩＮ Ｙａｏ——ｂａｏ ＸＩＡＯ Ｑｉ－ｘｉｎ ＹＡＮ Ｓｈｉ－ｍｉｎ Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ ｃｌｅａｒａｎｃｅ ａｎｄ ｉｔｓ ｃｈａｎｇｅ ｏｆ ｐａｒｔｓ ｏｆ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｅｒｖｏｖａｌｖｅ ｏｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ａｒｅ ｉｎｔｒｏ－ ｄｕｃｅｄ．Ｔｈｅ ｆｌｏｗ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ ａｎｄ ｔｈｅ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｆｌｏｗ ｆｉｅｌｄ ｉｎｓｉｄｅ ｔｈｅ ｓｅｒｖｏｖａｌｖｅ ａｒｅ ａｎａｌｙｚｅｄ．Ｔｈｅ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｆ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｏｉｌ，ｔｈｅ ｍａｇｎｅｔｉｃ ｅｌｅｍｅｎｔ ａｎｄ ｓｏｆｔ ｍａｇｎｅｔｉｃ ｍａｔｅｒｉａｌｓ ｏｎ ｔｈｅ ｓｅｒｖｏｖａｌｖｅ ａｒｅ ａｎａｌｙｚｅｄ． Ｋｅｙ Ｗｏｒｄｓ：ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｓｅｒｖｏｖａｌｖｅ ｃｌｅａｒａｎｃｅ ｆｌｏｗ ｆｉｅｌｄ ＣＦＤ
（上接第２２页） 同时从图８至图１ １中还可以看出，两种不同 结构配流盘的压力场、速度场分布十分类似，变化趋 势基本相同；不同的就是压力值、速度值的大小。从 图中可以看出，仅带Ｖ型阻尼槽配流盘柱塞窗口的 最低压力和最高速度的变化梯度，以及减压槽内的 最低压力和最高速度的变化梯度要比带Ｖ型阻尼 槽和两个圆台ｚＪ，ＴＬ的配流盘的大得多。仅带Ｖ型阻 尼槽配流盘的柱塞窗口和减压槽内的最低压力的 峰值要比带Ｖ型阻尼槽和两个圆台小孔的配流盘 的低，并且柱塞窗口和减压槽内的最高速度的峰值 也要高，但是他们的稳态值基本是一致的。 对于回转马达来说，流体压力和速度变化的梯 度越大，则产生的压力冲击就越大，这样对回转马 达产生的噪声就越大。更严重的是，如果流体中压 力突然降低产生的气泡被带到高压区溃灭，还会发 生空蚀，这就会大大降低回转马达的寿命。因此，带 Ｖ型阻尼槽和两个圆台小孔的配流盘要好。 ・＋”＋・・＋”＋”＋・・＋ ４结论 通过对两种不同预压区结构的配流盘分别进 行ＣＦＤ解析，并对柱塞窗口和减压槽内的最低压力 和最高速度进行对比，得出带Ｖ型阻尼槽和两个圆 台小孔的配流盘比仅带Ｖ型阻尼槽配流盘要更好 一些，在使用过程中产生的噪声要小，而且发生空 蚀的可能性小，回转马达的寿命可以得到提高，这 对回转马达配流盘的设计有一定的参考价值。 参考文献 【ｒ］邓斌，王金诺，安维胜，柯坚等．水压柱塞泵的噪声及影响因 素分析【Ｊ］．机床与液压，２００２，（６）：１５０—１５４ 【２］林静，孙明智．轴向柱塞泵配流盘结构对流量脉动的影响 ［Ｊ］．流体传动与控制，２００７，（５）：３２—３５ 【３］３刘晓红，于兰英，刘桓龙，柯坚．高压轴向柱塞泵配流空蚀特 性的评价ｆＪ１．机械科学与技术，２００８，３（２７）：４１６—４２０ ［４］那成烈．轴向柱塞泵可压缩流体配流原理【Ｍ】．北京：兵器 工业出版社，２００３ 【５】李壮云．液压元件与系统［Ｍ Ｅ京：机械工业出版社，１９９９