液压泵的本体设计.pdf

第29卷 第12期水利电力机械Vol . 29 No. 12 2007年12月WATER CONSERVANCY 受力分析;泵体设计;配流盘 中图分类号 TH137. 51 文献标识码B 文章编号 1006 - 64462007 12 - 0045 - 03 收稿日期 2007 - 10 - 30 作者简介赵娅1968 - ,女,河南镇平人,河南广播电视大学讲师,工学硕士,从事机械设计方面的教学和研究工作。 A8V107双联柱塞变量泵是用于开式回路的斜 轴式轴向柱塞变量泵,是集成型液压泵的主泵,其变 量控制是集交叉功率控制、 负流量控制和变功率控 制于一体的复合控制方式。该产品不仅能满足20 t 级挖掘机的配套需求,而且可广泛应用于起重机、 装 载机等工程机械。 1 液压泵本体结构 A8V107双联柱塞变量泵属于斜轴泵,其特殊之 处在于采用1套变量结构控制1个壳体的2台泵, 2台泵的吸入管道共用,压出管道分开。这样, 2台 流量相同的泵可以同时供油至2个液压系统,是专 门为液压挖掘机设计的。 斜轴泵可以表示为5连杆空间曲柄连杆结构 如图1所示 , 由于连杆的中心线与柱塞中心线成 一夹角,当连杆与柱塞内壁未接触时,该机构有2个 自由度,即驱动轴与缸体的转角是2个独立的变量; 当连杆与柱塞内壁接触后,该机构只有1个自由度, 即柱塞的运动仅由驱动轴转角确定。但连杆与柱塞 中心线之间的夹角随着驱动轴转角的改变而改变, 缸体转动角相对于驱动轴的转动角有滞后现象,在 某一瞬间, 5个连杆中只有要求滞后最小的连杆才与 图1 5连杆空间曲柄连杆机构原理 柱塞的内孔接触驱动缸体。斜轴泵的缸体用连杆传 动,使其所受的倾覆力矩比斜盘泵小得多,但仍需要 考虑缸体的支承问题,这是因为一方面连杆对柱塞 还有一定的侧向力,另一方面缸体与配流盘之间的 压紧力和分离力的合力点不重合,对缸体产生附加 倾覆力矩。斜轴泵的缸体支承方式有2种,分别是 轴承支承缸体和中心杆支承缸体。这里主泵采用的 中心杆支承缸体结构是斜轴泵目前广泛采用的支承 缸体的一种方式,这种结构使缸体具有良好的自位 性,但是缸体和配流盘的配流面加工比较困难。 2 液压泵的力学分析 首先根据液压泵的性能参数确定其主要的结构 46水利电力机械2007年12月 参数 1柱塞个数z∶7个。 2缸体摆角设计要求 7 ～25 。 3柱塞直径d、 主轴盘球窝分布圆直径D1、 缸 体柱塞孔分布圆直径D2的确定。 柱塞直径d 25 mm,主轴盘球窝分布圆直径 D173. 5mm,则 D2 1cosβmax 2 D1 1cos25 2 73.570.05, 缸体柱塞孔分布圆直径D2取70mm。 4缸体实际工作摆角。最小排量Qmin为73. 5 L /min,最大排量Qmax为107L /min,则实际需要的单 转排量为 qmin Qmin/n 73.5/2000 3710 -3 L /r34mL /r, qmax Qmax/n 107/2000 5410 -3 L /r54mL /r。 理论单转排量 q π 4 d 2 zD1sin β 。 考虑到泵的容积效率 η V 取 η V 90 ,则实 际摆角为 β min arcsin qmin π 4 d 2 zD1 η V arcsin 3710 -3 π 4 25 2 773.50.9 920′, β max arcsin qmax π 4 d 2 zD1 η V arcsin 5410 -3 π 4 25 2 773.50.9 249′, 即实际工作摆角为920′ ～249′,以后的计算仍以 β7 ～25为准。 5主轴盘尺寸系数K1。 K1 D1 D2 73.5 70 1.05。 6柱塞杆长度系数K2。 K2 2L D2 270.2 70 2.0057, 式中L为柱塞杆两球心之间的距离,L70. 2mm。 7柱塞杆对柱塞孔的极限倾角θ 。 sinθ R2- R1cosβ max L 70-73.5cos25 270.2 0.024, θ123, 所以,柱塞杆的椎角为140′ 。 3 传动轴以及传动齿轮设计 该主泵为集成泵,由2个斜轴泵构成,从一个传 动轴输入转矩,通过齿轮把转矩传递给另一个传动 轴。主轴盘所受的平均转矩为Marg 554 kNm,由 于泵的输入扭矩是脉动的,而且脉动率与流量脉动 率是相同的泵的流量脉动率为2. 53 ,则 MmaxMmin5542 kNm, Mmax- Mmin 5542 2.53。 所以,最大转矩为Mmax 568 kNm,当2个泵 的主轴盘的都承受最大的扭矩,而且考虑到2个泵 的结构的统一性,这样可以减少零件的种类,齿轮传 动比取为1∶1,则输入轴的最大的扭矩为2Mmax 2568 kNm 1136 kNm,把上面的数据代入专 业的设计软件,或者根据材料力学有关公式进行手 工计算,即可得出具体齿轮和传动轴的尺寸。事实 上,由于受轴承安装尺寸的影响,所计算出的轴和齿 轮的尺寸往往还需要加大,以使轴能够安装到有足 够载荷量的轴承上。 4 缸体、 配油盘支撑结构优化设计 轴向柱塞泵的缸体是一个形状特殊、 受力复杂 的零件,既要求高强度,又要求高耐磨性,因此,对强 度和材料的选择要求较高。在斜盘泵中,由于滑靴 结构尺寸的要求,缸孔之间的壁厚略大,应力稍低一 些,斜轴泵缸孔之间壁厚较小,应力较高,长期以来 都是影响这种泵压力提高的最薄弱的环节。随着轴 向柱塞泵压力和转速的提高,提高缸体的强度以防 止出现疲劳损坏是轴向柱塞泵缸体设计的重要内 容。由于缸体形状复杂,运用一般材料力学的方法 设计已经不能满足轴向柱塞泵的发展的需要,必须 寻求新的方法。 图2是缸体的结构图,共7个柱塞,假设上面为 压油腔,则有3个缸孔同时受液体压力ps作用,如 果把缸孔看作为一个假想的壁厚圆筒,圆筒的内壁 半径为r1 d 2 d为柱塞直径 , 圆筒外壁半径为 r2 r1δδ 为缸孔间最小壁厚。将相邻缸孔分布 圆展开后当作两壁厚圆筒计算的应力分布图,将两 壁厚圆筒产生的应力叠加,则由材料力学的厚壁圆 筒应力计算公式可得 第29卷第12期赵娅液压泵的本体设计47 图2 缸体的结构 σr - ps, σt1 r 2 2 r 2 1 r 2 2 - r 2 1 ps n 2 1 n 2 -1p s, σt2 2r 2 1 r 2 2 - r 2 1 ps 2 n 2 -1p s。 其中,n r2 r1 ,根据二维应力最大能量强度理 论,则最大应力为 σ 2 max σ 2 t σ 2 r -2μ σrσt, 代入计算可得 σmax 4 n 2 1 2 n 2 -1 2 -21μ n 2 3 n 2 -1 ps Kσmaxps, 式中 μ 液体在单位速度梯度下流动时单位 面积上产生的内摩擦力; Kσmax 二维应力能量最大值。 上述假定缸孔为厚壁筒的计算是一种近似计 算,不能完全反映缸体内部应力的真实情况,特别 是应力集中的情况。由于缸体受高速、 交变的高压 液体压力的作用,因此,对缸体的材料提出了一系列 的要求高强度特别是高的疲劳强度、 高耐磨性、 较好的抗气蚀性、 良好的切削加工性。 5 结束语 由于该种泵是在单独的轴向柱塞泵的基础发展 起来的,所以,普通轴向柱塞泵的设计方法都适合于 双联泵的设计,主液压泵本体的力学分析、 运动学分 析、 关键摩擦副的油膜分析都参考了斜轴式轴向柱 塞泵的设计方法。为了提高轴向柱塞泵的使用寿 命,应对轴向柱塞泵的关键摩擦副在材料、 结构方面 进行优化,提高润滑油膜的质量,改善摩擦副的减磨 抗磨性能,这也是参考了关于单轴向柱塞泵的关键 摩擦副的研究成果,并且结合双联泵的特点进行的 改进。 参考文献 [1]徐绳武.新型节能变量轴向柱塞泵[J ].液压气动与密 封, 2004, 6 32～34. [2]郭秀芳.高速开关电磁阀在位置伺服控制系统中的应 用[J ].流体传动与控制, 2004, 3 17, 18. 编辑刘芳 上接第44页舶提供干运过坝条件。设备上还装 设有感应式自动对位装置,以保证承船厢与导轨的 自动对位。 根据下水式升船机的运行状况,考虑到船厢在 水中和出水过程的水力学条件,应尽量使出入水过 程平稳,减少船厢承受的浮力和下吸力,因此不能采 用封闭结构,在满足要求的前提下它采用单腹板主 梁,并尽量减小下翼板宽度。由于这种下水式升船 机提升绳数量较多,其主纵梁和主横梁的应力分布 相对均匀,设计中主纵梁挠度控制在L/1 500内,主 横梁挠度控制在L/800内,而其许用应力也考虑了 0. 9和0. 95的折减系数。 承船厢上设置入水深度检测装置,用于检测承 船厢入水深度,当承船厢入水达到规定深度时,提升 机构停止工作;在4个吊点位置设置水平度检测装 置,当4个吊点最大高度差达到25mm时,提升机停 止工作。承船厢上还设置有锁定装置,使升船机在 长时间停用期间能将承船箱锁定于水工排架上,将 提升机构卸载。 2 结束语 随着综合利用的水利工程的发展,船闸成为世 界上主要的通航建筑物。在水电建设中,根据坝址 地形地质条件,当枢纽水头大、 过坝船只主要为客货 单船、 尺度相对较小、 要求快速过坝、 过坝运量小和 对枢纽水量有效利用的要求高时,可优先考虑采用 升船机。升船机是一种常用的通航建筑物型式。 编辑白银雷