多排式轴向柱塞液压马达（或液压泵）设计指导书(5)

多排式轴向柱液压马达设计指导书

式中：Fs——弹簧最小预压紧力(N)；

F0——为保持滑靴与斜盘间一定接触比压所需的力(N)，可用下式计算：

F0?ZAptcos?

，由图12知：Ls?R?r，其中R是柱塞分布半径(对大

式中pt为滑靴接触比压的最小值，可取pt≥0；A为滑靴的承压面积；

Ls——Fs的力臂(mm)

号柱塞：R＝D2/2，小号柱塞：R＝D1/2)，r是滑靴的摩擦半径，r?d6/2；

Z0——低压侧柱塞数； Mi——第i个滑靴对压盘上O?轴的力矩(N?mm)

为了求出Mi，首先求低压侧第i个滑靴对压盘作用力的轴向分量。 ① 柱塞与滑靴的轴向惯性力F1i

F1i??mzR?tan?cos?i （N）

2式中： mz——柱塞与滑靴的质量，kg；

?i——柱塞的位置角，在0°～180°范围内取值，具体确定方法用前面所有

公式计算中的位置角?ji；

?——缸体的回转角速度，rad/s。

② 压油力或吸油力F2i

液压马达的压油力F2用下式计算：

F2i??d42jp'

式中：p’ ——系统回油压力；

液压泵的吸油力F2用下式计算：

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F2i???d42jpz

式中： pz——吸油腔真空度，可取pz＝0.05 MPa。

③ 因离心力而产生的柱塞缸体间摩擦力F3i

F3i??mzR?f

2式中：f——摩擦系数，f = 0.10～0.15。

④由滑靴离心力反转力矩M0引起的对压盘作用力的轴向分量F4i

由滑靴离心力反转力矩M0引起的对压盘作用力的轴向分量F4i由下式给出： F4i??mhR?ed6cos?2

式中：e——滑靴重心到柱塞球头中心的距离(mm)；

mh——滑靴的质量（kg）。

假设F1i、F2i、F3i共线，且设 Fi?F1i?F2i?F3i。如果取弹簧对压盘作用力方向为正，Fi应为负值。如果计算得到Fi?0，说明该滑靴的合力Fi压在压盘上，即可认为

Fi＝0。

在计算力臂时，假定支点固定在O?点不动，此时，第i个滑靴对压盘的诸作用力对

O?求矩，得

Mi?Fi(R?r?Rsin?i)?F4i(R?r)(1?sin?i)

＝(Fi?F4i)(R?r)??FiR?F4i(R?r)??sin?i 将上式和Ls?R?r代入力矩平衡方程式中，可得：

Z0Fs?F0??i?1???R???F?F?F?F?sin???4ii4ii??i?R?r???

将小号柱塞和大号柱塞的数据一起代入上式即可求出所需的中心弹簧预压力Fs。

也可分别对小号柱塞和大号柱塞计算，然后将计算结果相加得到中心弹簧预压力Fs。

从以上分析知，这是一个十分复繁的计算过程，为简单起见，实际设计时常常用类比方法或经验方法确定中心弹簧预压力Fs。

2.4 配流盘设计

多排式轴向柱塞马达或泵的配流部位是整个马达或泵最关键的部位之一，对液压马达或液压泵的可靠性和寿命影响很大。配流盘的设计，主要是确定配流盘的内、外密封带，配流孔与其间隔角，辅助支承等有关尺寸，这些尺寸设计是否适当，对马达或泵的寿命、效率、噪声等影响极大。

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1）配流盘型式的选择

配流盘的型式主要有：封闭加(减)压型配流盘、减振孔型配流盘和减振槽型配流盘等多种。封闭加(减)压型配流盘主要是通过合理设计间隔角参数使封闭容积中的液压油按照既定的方式增压(充满低压油的柱塞液压缸，使它在下闭止角内进行体积压缩，使油压上升至压油压力，再和压油腔接通)和减压(充满高压油的柱塞液压缸，使它在下闭止角内进行体积膨胀，使油压下降至吸油压力，再和吸油腔接通)，以防止或消除液压冲击。这种方式对工作压力的变化没有适应性，因此，它适用于定量泵配流盘的设计。减振孔型配流盘和减振槽型配流盘的工作原理相似，可使柱塞液压缸在闭止升(释)压过程中，同时通过减振孔(槽)，向缸中慢慢引入(出)部分高压油，使缸中油压逐渐向待接通的油腔过渡。此外，减振孔(槽)可以使配流盘的抗冲击性能适应于变工况，如果按最优方法设计，可在变工况情况下完全消除配流冲击及由此而引起的噪音。与减振槽(三角槽)型配流盘不同，减振孔型配流盘无法像减振槽配流盘通过按恒定变化规律变化的变过流截面实现减振，它只是一种恒过流截面的减振装置，但是，减振孔的设计较三角槽简单，加工也方便易行。

虽然这里讨论的多排式轴向柱塞马达或柱塞泵属于定量系统，但由于多排式轴向柱塞马达或柱塞泵在工作过程中要应用排数的组合实现变速或变量，这种变速或变量将会在一定程度上影响工作压力的变化。为了适应这种速度或压力变化，多排式轴向柱塞马达或柱塞泵选用减振孔型配流盘较为合适。 2）间隔角及减振阻尼孔尺寸设计

① 两腰形槽之间的间隔角?的设计

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设柱塞腔油液的容积为V，压力由p0升至pe(允许压力在额定压力范围内波动)所需的压缩量为?V，对应的柱塞位移量为?x，缸体的回转角(加压范围角)为??1，如图13所示(为了清楚表示大号柱塞与小号柱塞间隔角等角度的不同，将大小号配流窗孔各显示一部分)。 则 又 而 所以

?V???d244p?p0?p ?V?V??V?eEE??x???d2R?tan?(1?cos??1)???d82R?tan????1

2V?V0???d42(2?R?tan?)???d42?2?R?tan?

?2?(pe?p0)?2?V0????1?arccos?1??1???2E??d?R?tan?????

式中 V0——柱塞在下死点处（全缩时）柱塞腔内残留的容积，mm3 ，用下式计算：

V0???d42?h

式中 h为柱塞包含将缸体腰形孔体积折算后的死容积长度，mm ；

E——油液的弹性模量(Pa)，E＝(1.4～2)×109 Pa；

p0——低压腔的压力(Pa)； pe——高压腔的压力(Pa)。

同理可得减压范围角??2为

?4V0(pe?p0)???2?arccos?1?? 2E?dRtan???1

由于采用减振孔型配流盘以消除油击时，通常假定机械封闭升压和阻尼孔升压各起一半作用，因此，计算时用V代替式(33)中的V，??＝??1。分别用小号、大号柱塞

2的数据代入上式即可求得对应的??。配流盘上大小号柱塞各自两腰形槽之间的间隔角

?可用下式计算：

???0???

式中?0的确定方法详见下面讨论。 ②减振阻尼孔尺寸的确定

经推导，减振阻尼孔的直径dk和长度lk（参阅图13）有以下关系：

dklk4?128?????V??E????10?5

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式中：V——柱塞上死点处(柱塞全伸时)柱塞腔的容积，mm3 ； dk——减振阻尼孔直径，mm ； lk ——减振阻尼孔长度mm ；

??——缸体加压范围角，单位：rad 。其余符号同前面。

为了避免污染物堵塞阻尼孔，阻尼孔直径dk的不应小于0.4 mm，但不能太大，否则，由此计算得出的阻尼孔长度偏大，从而增大了配流盘的尺寸。 3） 配流孔及密封带尺寸的设计

配流盘密封带的设计主要是确定内外两排配流孔各自的密封带尺寸，如图14所示。 ① 配流盘的压紧系数??

多排式轴向柱塞马达或柱塞泵的受力与单排式相同，因此，在对多排式轴向柱塞马达或柱塞泵进行受力分析时可直接采用单排时式受力分析结果进行叠加。由于摩擦力和油压反推力、反推力矩的模是转角?的函数；而斜盘对缸体的轴向压紧力?Npx和力矩的模只和油压有关；惯性力等又与倾角?有关，故一般缸体所受的力和力矩(不考虑辅助支承力PA和MA)之和不可能为零，加之油压反推力Pfm与配流盘和缸体间的油膜厚度

?p无关，所以为了缸体稳定通常把轴向压紧力?Npx设计得比油压反推力Pfm大一些，

两者的比值??称为配流盘的压紧系数。

对于双排式轴向柱塞马达或泵，轴向压紧力应等于斜盘对大小号柱塞的轴向压紧力之和，同理，油压反推力也应等于各自的油压反推力之和。

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