軸向柱塞泵和軸向柱塞馬達(dá)

軸向柱塞泵與軸向柱塞馬達(dá) 通常把利用柱塞底部密封空間工作的液壓泵稱為柱塞泵 柱塞泵根據(jù)柱塞與轉(zhuǎn)子的位置關(guān)系分為兩大類 一類柱塞的軸線與轉(zhuǎn)子的軸線一致 稱為軸向柱塞泵 一類柱塞沿轉(zhuǎn)子的半徑方向布置 稱之為徑向柱塞泵 軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊 單位功率體積小 重量輕 工作壓力高 容易實(shí)現(xiàn)變量和變量方式多等優(yōu)點(diǎn) 軸向柱塞泵的缺點(diǎn)是對油液污染較敏感 對油液清潔度要求較高 對材質(zhì)和加工精度要求亦較高 使用和維護(hù)要求比較嚴(yán) 價(jià)格昂貴 軸向柱塞泵廣泛應(yīng)用于在工程機(jī)械 船舶甲板機(jī)械 冶金設(shè)備 火炮和空間技術(shù)等領(lǐng)域 一 軸向柱塞泵的分類按配流方式軸向柱塞泵分為閥式配流軸向柱塞泵和配流盤配流軸向柱塞泵量 又稱為端面配流軸向柱塞泵 大類 配流盤配流的軸向柱塞泵根據(jù)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)又分為斜盤式和斜軸式兩類 斜盤式指傳動(dòng)軸軸線與缸體軸線一致 與圓盤軸線傾斜 斜軸式指傳動(dòng)軸軸線與圓盤軸線一致 與缸體軸線傾斜 斜盤式軸向柱塞泵根據(jù)傳動(dòng)軸是否穿過斜盤分為通軸式和半軸式 又稱非通軸式 穿過斜盤的稱為通軸式軸向柱塞泵 沒有穿過斜盤的稱為半軸式軸向柱塞泵 二 軸向柱塞泵的工作原理1 斜盤式軸向柱塞泵的工作原理 圖3 4 2為斜盤式軸向柱塞泵的工作原理圖 柱塞安放在缸體上均布的缸孔之中 缸體上一般均布著7 9個(gè)缸孔 配流盤兩腰形槽的對稱線與斜盤的上死點(diǎn) 此時(shí)柱塞全部伸出 和下死點(diǎn) 此時(shí)柱塞全部縮回 的連線在一個(gè)平面上 在柱塞的底部由柱塞 缸孔和配流盤形成了多個(gè)密封工作腔 由于配流盤隔墻的分隔作用這些工作腔一部分通過配流盤左邊的腰形槽與吸油口相通 一部分通過配流盤右邊的腰形槽與排由口相通 還一部分處在左右腰形槽之間的過渡區(qū)間 當(dāng)傳動(dòng)軸帶動(dòng)缸體按圖示方向旋轉(zhuǎn)時(shí) 柱塞一方面隨著缸體作圓周運(yùn)動(dòng) 一方面在斜盤和柱塞底部彈簧力的作用之下向?qū)τ诟左w作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng) 柱塞由上死點(diǎn)向下死點(diǎn)運(yùn)動(dòng)過程中 處在配流盤的左半部 在斜盤的強(qiáng)制作用下柱塞向缸孔內(nèi)縮回 柱塞底部的密封空間收縮 于是一部分液體被強(qiáng)制通過缸孔底部的小腰形槽 配流盤左邊腰形漕和排油口排出 這就是排由過程 當(dāng)住塞運(yùn)動(dòng)至下死點(diǎn)時(shí) 密封工作腔達(dá)到了最小值 排油結(jié)束 隨著缸體的旋轉(zhuǎn) 柱塞又由下死點(diǎn)向上死點(diǎn)運(yùn)動(dòng) 在彈簧力的作用下 柱塞線外伸出 柱塞底部的密封空間增大形成真空 油箱中的液體在大氣壓力的推動(dòng)之下經(jīng)過吸有管路 吸油口 配流盤右側(cè)的腰形窗口進(jìn)入密封空間 填補(bǔ)真空 當(dāng)柱塞運(yùn)動(dòng)之上死點(diǎn)密封空間達(dá)到最大值 吸油結(jié)束 由于柱塞泵油多個(gè)柱塞且在缸體圓周上是均布的 所以在任意瞬時(shí)配流盤的左側(cè)和右側(cè)腰形槽均有密封工作腔存在 于是當(dāng)缸體連續(xù)旋轉(zhuǎn)時(shí) 泵就可以連續(xù)的吸油和排油了 柱塞的行程由斜盤的傾斜角度 決定 的大小發(fā)生變化 則泵的排量發(fā)生變化 柱塞泵就成為變量泵了 2 斜軸式軸向柱塞泵的工作原理斜軸式軸向柱塞泵的柱塞通過連桿與交接盤 主軸法蘭 鉸接 并由于連桿的強(qiáng)制作用使柱塞產(chǎn)生往復(fù)運(yùn)動(dòng) 如圖3 4 3所示 法蘭傳動(dòng)軸1為輸入軸 軸的前端做成法蘭盤狀 盤上有Z個(gè)球窩 Z為柱塞數(shù) 均布在同一個(gè)圓周上 用以支承連桿2的球頭 并用壓板與法蘭盤連在一起形成球鉸 連桿2的另一端球頭鉸接在柱塞4上 柱塞裝在缸體3的柱塞缸孔中 這種泵的傳動(dòng)軸和缸體軸線傾斜一個(gè)角度 故稱斜軸式軸向柱塞泵 當(dāng)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí) 連桿2推動(dòng)柱塞在缸孔中作往復(fù)運(yùn)動(dòng) 同時(shí)連桿的側(cè)面帶動(dòng)柱塞連同缸體一起旋轉(zhuǎn) 只要設(shè)計(jì)得當(dāng) 可以使連桿2的軸線和缸孔軸線間的夾角很小 因而柱塞4上的徑向作用分力以及缸體上的徑向作用分力都很小 這對于改善柱塞和缸體間的摩擦 磨損以及減小缸體的傾覆力矩都有很大好處 由于上述徑向力的減小 傳動(dòng)軸和缸體軸線的傾角 可以做得較大 一般 max可達(dá)25 個(gè)別達(dá)40 二 軸向柱塞泵的流量計(jì)算1 斜盤泵的流量計(jì)算1 斜盤泵的排量由3 4 2可知轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)一周所有的柱塞所形成的密封工作腔都進(jìn)行了一次吸油和一次排油 柱塞由上死點(diǎn)運(yùn)動(dòng)至下死點(diǎn)完成一次排油 設(shè)柱塞的直徑為d 柱塞的分布圓直徑為D 斜盤的傾斜角度為 則由上死點(diǎn)到下死點(diǎn)時(shí)柱塞相對于缸孔運(yùn)動(dòng)的行程L為 排量q為 2 斜盤泵的理論流量Q為 2 斜軸泵的流量計(jì)算1 斜軸泵的排量q由3 4 3可以看出 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)一周 每一柱塞的排油行程L均為 所以 斜軸泵的排量為 斜軸泵的流量Q 式中L 柱塞行程 D 柱塞分布圓直徑 斜盤傾角 d 柱塞直徑 z 柱塞數(shù) n 轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)軸與缸體夾角 三 斜盤式軸向柱塞泵的常見結(jié)構(gòu)軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)形式種類較多 我國較早自行研制的有斜盤泵CY 3 40 和ZB 3 41 兩大系列 它們均屬于半軸式軸向柱塞泵 目前在工程機(jī)械等領(lǐng)域廣泛應(yīng)用著的還有Sundstarand 3 42 Dynapower 3 43 A4V 3 44 等 屬于通軸式軸向柱塞泵 下面介紹常見的軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu) 1 CY14 1B型軸向柱塞泵 如圖3 4 3所示 CY14 1B型軸向柱塞泵外觀上由前泵體 后泵體和泵蓋 或變量機(jī)構(gòu) 三部分組成 傳動(dòng)軸將原動(dòng)機(jī)的動(dòng)力輸入 通過花鍵驅(qū)動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn) 缸體上一般開有7 9個(gè)柱塞缸孔 每個(gè)缸空中均裝有一個(gè)柱塞 柱塞泵就是靠柱塞底端密封工作腔容積的變化工作的 柱塞的另一端為球頭結(jié)構(gòu) 它與滑靴上的球窩鉸接在一起 在工作時(shí)滑靴將貼在斜盤上滑動(dòng) 為了保證滑靴在工作時(shí)不脫離斜盤表面和柱塞泵吸油時(shí)柱塞向外伸出 將滑靴套入回程盤的的對應(yīng)的孔中 并通過集中返回彈簧的彈簧力將滑靴壓在斜盤上 集中返回彈簧裝在傳動(dòng)軸的部分中空的孔中 它一方面通過鋼球 回程盤將滑靴壓向斜盤 其反作用力通過套筒將缸體壓向配流盤 以保證缸底和配流盤之間的初始密封 配流盤介于缸體和前泵蓋之間 其作用是通過配流盤上的兩個(gè)腰形窗口將柱塞底部的密封工作腔與前泵蓋上的進(jìn)出油口溝通 變量機(jī)構(gòu)的作用是通過控制斜盤的傾角控制柱塞的行程達(dá)到改變泵的排量的目的 斜盤上兩個(gè)耳軸擔(dān)在變量殼體上的兩塊銅瓦上 斜盤可繞銅瓦的中心旋轉(zhuǎn) 變量活塞上的銷軸嵌入斜盤的尾槽之中 當(dāng)變量活塞上下移動(dòng)時(shí)可操縱斜盤繞銅瓦中心旋轉(zhuǎn) 改變泵的排量 另外 傳動(dòng)軸的一端支承在短柱滾子軸承和向心球面球軸承上 另一端支承在缸體上 如圖3 4 4所示 斜盤對柱塞的反作用力可分解為沿柱塞軸線方向的軸向力 和與柱塞垂直的徑向力 徑向力通過柱塞將傳遞給缸體 如不采取措施此力將傳遞給傳動(dòng)軸 分析表明出在高壓區(qū)的柱塞產(chǎn)生的徑向合力 通過缸球19的中心 并豎直向上 為此缸體外大軸承設(shè)置在圖示位置 承擔(dān)全部徑向力 使傳動(dòng)軸就可免受彎曲應(yīng)力的作用 因此半軸式軸向柱塞泵的傳動(dòng)軸往往較細(xì) 當(dāng)沖擊載荷作用在傳動(dòng)軸上時(shí) 軸的彈性變形可吸收沖擊載荷 但是由于缸體外大軸承承擔(dān)了全部的徑向力 使半軸式軸向柱塞泵的壓力和轉(zhuǎn)速的提高受到了限制 2 ZB型軸向柱塞泵 圖3 4 5 ZB型軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)基本與CY14 1型軸向柱塞泵相似 兩種結(jié)構(gòu)的不同點(diǎn)是 1 ZB泵的外觀由泵體和后泵蓋 或變量機(jī)構(gòu) 兩部分組成 因而結(jié)構(gòu)較緊湊 CY14 1B泵的泵體分為前泵體和后泵體兩部分 泵體與配流盤表面接觸處平面的加工工藝性較好 2 ZB泵的傳動(dòng)軸由軸套和芯軸兩部分組成 此結(jié)構(gòu)非常適合發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵這種震動(dòng)較大驅(qū)動(dòng)方式 因而在工程機(jī)械上應(yīng)用較為廣泛 CY14 1B泵傳動(dòng)軸為整體式結(jié)構(gòu) 3 ZB泵通過安裝在傳動(dòng)軸輸入端的彈簧將缸體拉向配流盤 保證缸底與配流盤的密封 并且缸體與 配流盤之間的預(yù)緊力可以調(diào)節(jié) 在傳動(dòng)軸另一端的集中返回彈簧保證滑靴貼在斜盤上滑動(dòng) 另外也對缸底和配流盤的密封起輔助作用 CY14 1B泵無預(yù)緊彈簧 集中返回彈簧不僅保證滑靴不脫離斜盤表面 還保證缸體對配流盤的預(yù)緊力 4 ZB泵結(jié)構(gòu)對稱能夠逆轉(zhuǎn) 可以作為液壓馬達(dá)使用 CY14 1泵不能逆轉(zhuǎn) 不能作液壓馬達(dá)使用 3 SUNDSTRAND軸向柱塞泵 圖3 4 6 該泵為通軸式軸向柱塞泵 其缸體由支承在兩個(gè)滾子軸承上的傳動(dòng)軸驅(qū)動(dòng) 泵的后端裝有輔助泵 用于操縱變量機(jī)構(gòu)和系統(tǒng)補(bǔ)油 該泵可用于閉式系統(tǒng) 缸體采用鋼基孔內(nèi)鑲銅套 配流盤端面附加 一個(gè)青銅襯板與缸制配流盤組成一對摩擦副 變量泵采用兩個(gè)直徑相等的變量缸推動(dòng)斜盤 由于變量斜盤支承在滾動(dòng)軸承上 而且變量缸直徑較大 故變量機(jī)構(gòu)操縱壓力較低 變量缸中的彈簧 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)熄火時(shí) 可使斜盤自動(dòng)回零 使泵在零偏角下啟動(dòng) 保證了車輛的安全 該泵的額定壓力和最高壓力分別為21Mpa和35Mpa 該泵為通軸式軸向柱塞泵 其缸體由支承在兩個(gè)滾子軸承上的傳動(dòng)軸驅(qū)動(dòng) 泵的后端裝有輔助泵 用于操縱變量機(jī)構(gòu)和系統(tǒng)補(bǔ)油 該泵可用于閉式系統(tǒng) 缸體采用鋼基孔內(nèi)鑲銅套 配流盤端面附加一個(gè)青銅襯板與缸制配流盤組成一對摩擦副 變量泵采用兩個(gè)直徑相等的變量缸推動(dòng)斜盤 由于變量斜盤支承在滾動(dòng)軸承上 而且變量缸直徑較大 故變量機(jī)構(gòu)操縱壓力較低 變量缸中的彈簧 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)熄火時(shí) 可使斜盤自動(dòng)回零 使泵在零偏角下啟動(dòng) 保證了車輛的安全 該泵的額定壓力和最高壓力分別為21Mpa和35Mpa 五 斜盤泵主要零件分析斜盤泵通常有滑靴與斜盤 柱塞與缸孔和缸底與配流盤三對主要的摩擦副 它們也是泵的易損部位 下面對這三個(gè)摩擦副的結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析 1 滑靴與斜盤 1 靜壓支承的概念靜壓支承是在摩擦副中引入外加有壓油液 在摩擦面上產(chǎn)生一個(gè)與負(fù)載相反的力 如果這個(gè)力與負(fù)載相平衡 那么摩擦副之間可以形成油膜而使壁面完全不接觸 如果液壓反力小于負(fù)載 雖然不能使壁面之間形成油膜而使壁面之間脫離接觸 但由于壁面之間的粗糙度可以滲入有壓液體 不僅使壓緊力大為減小 而且能起潤滑作用從而改善工作條件 前者稱為完全平衡型靜壓支承 后者稱為不完全平衡型靜壓支承 由于形成油膜 完全平衡型靜壓支承摩擦力很小 可以避免磨損 但泄漏量較大 不完全平衡型靜壓支承則基本無泄漏 但由于壁面并不完全脫離接觸 液體摩擦和固體摩擦并存 摩擦力稍大 且仍存在磨損的危險(xiǎn)性 不完全平衡型靜壓支承在液壓技術(shù)中被廣泛采用 靜壓支承可以做成各種形式 但不論他的形式如何 至少有一個(gè)油腔且油腔內(nèi)的有壓油液須從包圍油腔的壁縫泄漏 通常這個(gè)壁縫稱為節(jié)流邊 油腔內(nèi)的油液壓力和節(jié)流邊內(nèi)的壓力產(chǎn)生的力即為承載能力 由于節(jié)流邊的壓力分布規(guī)律與油腔內(nèi)的壓力分布規(guī)律有關(guān) 對于一定幾何形狀的支承的承載能力決定于油腔內(nèi)壓力 如果油腔內(nèi)的壓力不變 承載能力也就不變 但負(fù)載卻往往是變動(dòng)的 這樣油腔內(nèi)壓力不變的支承就不能適應(yīng)可變負(fù)荷 為此需采取措施 使油腔內(nèi)的壓力在一定范圍內(nèi)能隨負(fù)荷的變化而變化 其辦法就是在油腔之前裝置阻尼器 使支承具有雙重阻尼 即進(jìn)口阻尼和節(jié)流邊阻尼 前者與后者協(xié)同調(diào)節(jié)油腔內(nèi)壓力 由于通過阻尼器的流量和通過節(jié)流邊的流量是相等的 當(dāng)負(fù)載上升使油膜厚度減小 使節(jié)流邊的節(jié)流作用加強(qiáng)泄漏量減小 進(jìn)而使阻尼器壓降減小油腔內(nèi)壓力上升 重新與負(fù)載達(dá)到平衡 即由于采用了雙重阻尼 引起了油腔內(nèi)壓力的反饋?zhàn)饔?構(gòu)成一個(gè)自動(dòng)調(diào)節(jié)的閉環(huán)系統(tǒng) 使支承能適應(yīng)負(fù)載的變化 2 滑靴與斜盤間的不完全平衡型靜壓支承 如圖3 4 8所示 柱塞采用中空結(jié)構(gòu) 其球頭部位銑掉一塊 使液壓油對球頭處的球鉸潤滑 然后經(jīng)過滑靴上的阻尼小孔 進(jìn)入油室c然后經(jīng)滑靴與斜盤間的周邊縫隙進(jìn)入泵體 由于縫隙很小 液體在縫隙中的流速較小 油室的過流面積遠(yuǎn)大于縫隙處的過流面積 根據(jù)流動(dòng)液體的連續(xù)性方程可知 油室中液體的流速極小 因此可近似認(rèn)為等于零 根據(jù)液體靜力學(xué)原理 油室中所有各點(diǎn)的壓力相等 于是產(chǎn)生了圖示的液體壓力的分布規(guī)律 對滑靴形成了一個(gè)反推力 即靜壓支承 設(shè)處在高壓區(qū)的柱塞底部的壓力為p 柱塞的直徑為d 油室c的直徑為D1 滑靴直徑為D2 則作用于柱塞底部的力F為 此力將滑靴推向斜盤 導(dǎo)致滑靴和斜盤之間通過存在于它們之間的承壓油膜相互作用 根據(jù)理論力學(xué)可知 承壓油膜將產(chǎn)生對滑靴的反作用力N 反作用力N的大小與滑靴對油膜的壓緊力相等 方向相反 它由兩部分組成 承壓油膜的反推力 承壓油膜的支撐力 1 承壓油膜的反推力由于滑靴周邊縫隙的強(qiáng)大的阻尼作用 油室內(nèi)的油液壓力可近似認(rèn)為等于排油腔壓力 滑靴外密封帶上的壓力分布規(guī)律近似認(rèn)為按線性規(guī)律分布 圖4 44 所以承壓油膜的反推力N1為 2 承壓油膜的支撐力N2 又稱為剩余壓緊力 N在數(shù)值上與滑靴對油膜的壓緊力相等 方向相反 其大小為 所以 承壓油膜靠自身的強(qiáng)度和柱塞由低壓到高壓有一個(gè)擠壓過程可以承受壓力 另外油液從內(nèi)向外流動(dòng)時(shí) 由于摩擦生熱會(huì)產(chǎn)生熱膨脹 也可以承擔(dān)一定的壓力 雖然上述兩個(gè)力隨著壓力得上升因?yàn)橐后w受到壓縮而得到加強(qiáng) 但是其強(qiáng)度仍然較小 支撐力過大時(shí)將造成油膜破裂 引起滑靴和斜盤的干摩擦 導(dǎo)致 燒靴 現(xiàn)象的發(fā)生 為此設(shè)計(jì)時(shí)通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn) 取 式中m 壓緊系數(shù) 應(yīng)當(dāng)指出滑靴處的靜壓支承是一個(gè)不完全的靜壓支承 因?yàn)橥耆撵o壓支承的反推力N1應(yīng)等于壓僅力N 這是柱塞泵在結(jié)構(gòu)上是無法實(shí)現(xiàn)的 同時(shí)如果實(shí)現(xiàn)也會(huì)由于間隙過大而造成泵的容積效率過低 這是不能接受的 柱塞泵的這種近似的靜壓指承 只要適當(dāng)?shù)倪x取壓緊系數(shù) 不僅保證了泵的使用壽命還保證了泵工作時(shí)具有較高的容積效率 因此這種設(shè)計(jì)思想在泵類元件中獲得了普遍的應(yīng)用 在減小支撐力的同時(shí) 在結(jié)構(gòu)上還要采取增大接觸面積的措施 通常稱為輔助支撐面 減小接觸面積上的比壓值 為此出現(xiàn)了許多結(jié)構(gòu)種類的滑靴 圖3 4 9所示為幾種滑靴結(jié)構(gòu)的示意圖 圖3 4 9a為一般滑靴結(jié)構(gòu) 其外輔助支承面可減小支撐力產(chǎn)生的接觸比壓 圖3 4 9b所示的內(nèi)輔助支撐的好處是增加承壓面積的同時(shí)不增大滑靴的尺寸 圖3 4 9c采用了滑靴 斜盤縫隙阻尼與螺旋槽并聯(lián)的形式 2 柱塞與缸孔圖3 4 10所示泵在工作時(shí)處在高壓區(qū)的柱塞受力圖 1 斜盤對滑靴的反作用力垂直與斜盤表面的斜盤對滑靴的反作用力可分解為沿柱塞軸線方向的分力和垂直于柱塞的分力 前者與柱塞底部高壓油產(chǎn)生的推力平衡 后者使柱塞在缸孔中傾斜 2 油液壓力作用在柱塞底部的油液壓力是產(chǎn)生斜盤對滑靴的反作用力的原因 3 斜盤對滑靴的側(cè)向力產(chǎn)生 方向相反的合力為R1 R2 由力學(xué)可知 當(dāng)認(rèn)為活塞變形很小時(shí) 在側(cè)向分力Nsin 的作用下 缸孔因彈性變形所產(chǎn)生的分布應(yīng)力為 1和 2如圖所示 4 離心力 返回彈簧力和摩擦力等 在側(cè)向力的作用下 柱塞和缸孔產(chǎn)生摩擦 造成柱塞和缸孔的磨損 由于缸孔表面一般采用度銅結(jié)構(gòu) 所以通常缸孔的磨損更為嚴(yán)重 長期使用的軸向柱塞泵的缸孔由于磨損往往發(fā)生了變形 造成泵容積效率的下降 3 配流盤與缸底 圖3 7缸底與配流盤結(jié)構(gòu)示意圖 處在高壓區(qū)的柱塞底部的高壓油一方面將柱塞推向斜盤 另一方面產(chǎn)生壓緊力將缸體壓向了配流盤 配流盤高壓區(qū)腰形槽的高壓油滲入兩者的縫隙之中對缸體產(chǎn)生了反推力 雖然配流盤表面油液壓力的平均值小于高壓腔油液的壓力值 但是它的作用面積較大 有可能使反推力大于壓緊力 從而將缸體推開 造成高低壓腔的串通 泵無法工作 為了保證缸體不背推離配流盤 需要減小反推力 為此可將配流盤的外圓和內(nèi)圓各銑掉一塊環(huán)形面積 在設(shè)計(jì)時(shí)通常使壓緊力N與反推力F的比值m為 銑掉環(huán)形面積保證上式的成立 可使壓緊力稍大于反推力 由于軸向柱塞泵的壓力較高 同時(shí)缸體對配流盤剩余壓緊力 N F 的作用面積過小 僅為內(nèi)外密封帶和高低壓腰形槽之間的隔墻 造成承壓油膜的接觸比壓過大 進(jìn)而引起油膜破裂 缸底與配流盤之間產(chǎn)生干摩擦 為了防止這種現(xiàn)象的發(fā)生 配流盤采用了在不增加反推力的同時(shí) 增加配流盤與與缸底接觸面積的措施 即設(shè)置了輔助支撐面減小配流盤與缸體的接觸比壓 上圖所示的配流盤采用熱楔支承 泄油槽5使輔助支承內(nèi) 外圓均與泵體內(nèi)壓力相等 即為泄漏油壓力 當(dāng)缸體高速旋轉(zhuǎn)時(shí) 輔助之承面上一層極薄的油膜受到了很大的剪切力 由于內(nèi)摩擦力的作功 由液發(fā)熱并膨脹 以至產(chǎn)生壓力流動(dòng) 這就意味著在支承面上的壓力大于殼體內(nèi)的泄油壓力 因而產(chǎn)生推力 故稱熱楔支承 如果油液厚度變大 則油膜中速度梯度減小 剪切力隨之減小 發(fā)熱量減小 推力減小 于是缸體的壓緊歷史油膜厚度減小 所以熱楔支承在一定程度上能使油膜厚度維持在一定范圍內(nèi) 圖3 49所示為帶有動(dòng)壓支承結(jié)構(gòu)的配流盤 它的輔助支承做成略帶傾斜的小平面 圖3 39斷面A A 當(dāng)缸體轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí) 形成楔形油膜產(chǎn)生軸向推力 這種支承油較大的承載能力 但是加工較困難 泵的加工 裝配誤差可能造成缸體端面與配流盤端面的不平行 對通軸式斜盤泵來講 主軸的撓曲變形也可能造成缸體傾斜 為了使缸體和配流盤能很好的貼緊 所有的軸向柱塞泵均在結(jié)構(gòu)上采用自位措施 使配流盤 或缸體 端面自動(dòng)適應(yīng)缸體 或配流盤 端面的微量傾斜 圖3 4 13所示的球面配流盤具有良好的自位性能 即使缸體相對傳動(dòng)軸軸線有些傾斜 仍能保證缸低和配流盤表面的密合 為了保證高低壓強(qiáng)之間的密封形和防止柱塞底部的密封工作腔在由高壓到低壓 或由低壓倒高壓 的交接過程中發(fā)生液壓沖擊 柱塞底部的小腰形槽間隔角小于配流盤高低壓腔腰形槽之間的隔墻的間隔角 有些配流盤還采取使配流盤腰形槽的對稱軸線相對于斜盤上下死點(diǎn)連線沿旋轉(zhuǎn)方向轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)角度的措施 如國產(chǎn)CY14 1型軸向柱塞泵旋轉(zhuǎn)了6 實(shí)現(xiàn)在油低壓 高壓 到高壓 低壓 的過程中室密封容積在封閉的狀況下加壓 減壓 以減小由于壓力突變而造成的液壓沖擊 由于封閉加壓 減壓 時(shí)柱塞沿泵的軸線方向的行程是固定不變的 所以加減壓造成的壓力上升或下降的數(shù)值時(shí)一定的 然而液壓泵的壓力由負(fù)荷決定 這就導(dǎo)致泵的壓力與加減壓造成壓力的差別 因此僅僅依靠封閉加減壓不能很好的消除液壓沖擊 為此在封閉加減壓措施的基礎(chǔ)上 在配流盤的隔墻處通常還開設(shè)減震三角槽活減震阻尼小孔 如圖3 47 當(dāng)吸油還未結(jié)束時(shí) 通過減振槽或阻尼小孔已經(jīng)使柱塞底部的密封工作腔與排油腔微微相通 排油腔油液經(jīng)過這條通道進(jìn)入密封工作腔 使工作腔壓力上升 隨著缸體的轉(zhuǎn)動(dòng) 減振槽或減振孔的通流面積逐漸增大 阻尼作用逐漸減小 密封工作腔壓力上升速度加快 當(dāng)密封工作腔進(jìn)入排油腔時(shí)其壓力已經(jīng)基本上與排油腔壓力相等了 此措施不僅使配流盤的受力條件得到了改善 還大大的減小了由與壓力沖擊而產(chǎn)生的噪聲 采用減震槽或減震阻尼孔在排油結(jié)束轉(zhuǎn)入吸油腔的過程與前述相同 不再贅述 六 軸向柱塞泵的變量機(jī)構(gòu)軸向柱塞泵變量方便和變量的方式多也是其獲得廣泛應(yīng)用的原因 現(xiàn)代的軸向柱塞泵普遍的采用了集成結(jié)構(gòu) 泵體上通常都帶著安全法和用于控制排量的電液比例閥以及各種用于特殊目的的閥類 軸向柱塞泵的作用是 操縱斜盤傾角 斜軸泵為缸體傾角 的大小和方向 改變泵的排量 甚至泵的進(jìn)出油口 由于通過泵的排量的變化去控制執(zhí)行元件的速度的調(diào)速方式 可減小液壓系統(tǒng)的功率損失提高系統(tǒng)效率 所以變量軸向柱塞泵在大功率液壓系統(tǒng)中 如工程機(jī)械液壓系統(tǒng) 應(yīng)用較為廣泛 1 手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)如圖3 4 14所示 手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)由手輪1 鎖緊螺母2 調(diào)節(jié)螺桿3 變量活塞4 銷軸5 斜盤6和變量殼體等零件組成 2 液壓伺服變量如圖3 4 15所示為液壓伺服變量機(jī)構(gòu)的工作原理圖 一個(gè)雙邊控制閥和一個(gè)差動(dòng)液壓缸組成一個(gè)伺服系統(tǒng) 伺服活塞移動(dòng)的能源取自泵本身 當(dāng)伺服閥芯左移時(shí) A腔經(jīng)油路D與O相通 A腔因回油至油箱而壓力降低 這時(shí)由于 差動(dòng)活塞左移 改變斜盤的傾斜角度實(shí)現(xiàn)變量 直至差動(dòng)活塞移動(dòng)的距離等于伺服閥芯移動(dòng)的距離時(shí) 差動(dòng)活塞本身切斷D與O的通路而停止左移 當(dāng)伺服閥芯右移時(shí) 油路C使B腔與A腔溝通 兩腔壓力相等均為ps但是由于F1大于F2使 在ps F1 F2 的作用下 差動(dòng)活塞跟蹤伺服閥芯右移 改變斜盤的傾斜角度實(shí)現(xiàn)變量 直至差動(dòng)活塞移動(dòng)的距離等于伺服閥芯移動(dòng)的距離差動(dòng)活塞本身切斷了油路C而停止運(yùn)動(dòng) 圖3 4 15所示國產(chǎn)CCY14 1B形軸向柱塞泵機(jī)采用了這種一個(gè)雙邊控制閥和一個(gè)差動(dòng)液壓缸組成一個(gè)伺服系統(tǒng) 5 恒功率變量 圖3 55為CY14 1型軸向柱塞泵恒功率變量機(jī)構(gòu) 該變量機(jī)構(gòu)由差動(dòng)活塞2 四幅滑閥3 芯軸4 外彈簧5 內(nèi)彈簧6 調(diào)節(jié)螺釘7 外彈簧套8 內(nèi)彈簧套9 單向閥9等零件組成 四幅滑閥3裝在變量活塞2種 剛性反饋 伺服閥為雙邊控制閥 控制信號(hào)為泵的出口壓力 其工作原理是 當(dāng)滑閥3在外彈簧5與壓緊力作用下處于圖示位置時(shí) 環(huán)槽c打開 泵的壓力油徑單項(xiàng)閥1 下腔使a 通道b 環(huán)槽c進(jìn)入上腔室e 由于此時(shí)環(huán)槽g被伺服滑閥封閉 或塞上下腔壓力相等 均為p 但活塞上腔有效作用面積大于下腔有效作用面積 因此變量活塞處于最下端位置 斜盤傾角最大 即 max 泵的流量最大 當(dāng)泵的出口壓力p小于變量機(jī)構(gòu)的起調(diào)壓力p0 即 式中T0 外彈簧與緊力 d1 滑閥小徑 d2 滑閥大徑 時(shí) 變量活塞不動(dòng) 斜盤傾角為 max 當(dāng)泵的出口壓力大于變量機(jī)構(gòu)彈簧的預(yù)緊力 即 時(shí)伺服滑閥上移將環(huán)槽c封閉 滑閥中心孔與g室連通 于是活塞上腔油室e中液體經(jīng)f g 滑閥中心通孔進(jìn)入泵的殼體 然后經(jīng)泄漏油口流回油箱 于是e室油壓下降 變量活塞原有的平衡破壞 向上的推力大于向下的推力 變量活塞跟隨伺服滑閥上移并通過銷子撥動(dòng)斜盤時(shí)斜盤傾角減小 直至活塞的上移將f與g之間的通路切斷 由于e腔液體無處流動(dòng) 變量活塞停止運(yùn)動(dòng) 變量活塞移動(dòng)的距離由伺服滑閥決定 當(dāng)在壓力p下滑閥恢復(fù)平衡時(shí) 可寫出滑閥的受力平衡方程式 式中k1 外彈簧剛度 x 以預(yù)緊狀態(tài)為基準(zhǔn)的彈簧壓縮量 即在零開口狀態(tài)下滑閥的位移量 油上式可求得變量活塞的位移量為x 泵的理論流量為 式中d