液压泵的本体设计.pdf

第29卷第12期
水利电力机械
NQ.12
2007年12月
WATER CONSERVANCY& ELECTR C POW ER MACH NERY
Dec 2007
液压泵的本体设计
The body design of hydrau lic pump
赵娅
可南广播电视大学,河南郑州45000)
摘要:树液泉进行了运动分析和受力分析,在此基佛上対液压泉各个部件进行了设计山计算,す要是传动
轴、传动齿轮的设计以及缸体、配流盘支撑结构的优化设计。解决了将多台泵集成在一起的传动链布局和受
力优化设计问题,既可保证各零部件有足够的强度、府命和良好的加.1艺性,又可使液压泵的结构紧湊,以
便安装和维修。
关键词:液压;受力分析;狠体设计:配流盘
中图分类号:TH137
文献标识码:B
文章编号:1006-6446(2007)12-0045-03
A8V107双联柱塞变量泵是用丁开式回路的斜
軸式轴向塞变量泵,是集成型液爪泵的主泵,其变
量制是集交义功率控制、负流量控制和变功率控
制」一体的复合控制方式。该产品不似能满足20t
级挖掘机的配套需求,而且.可广泛应用于起重机、装
载机等稈机械
1液压泵本体结构
A8V107双联柱塞变量泵属」斜轴泉,其特殊之
图15连杆空间曲柄连杄机构原理
处在于:采用1套变量结构控制1个売体的2泵,忭楽的内孔接触驱动体。斜轴泵的缸『体用连杆传
2台泉的吸入管道共用、下出管道分开。这样,2台剥,使其所受的倾覆力矩比斜盘泉小得多,但仍需要
流量相同的泵可以同时供汕至2个液压系统、是专考虑缸体的支承间题这是为一方面连杆对杜塞
j为液压挖掘机设计的。
还有一定的侧向力,另一方而缶体与配流盘之间的
斜轴泉可以表示为5连杆空间曲枘连杆结构压紧力和分离力的合力点不重合,对缸体产生附加
如图1所示),由于连杆的中心线与柱塞中心线成働覆力矩。斜轴泵的缸体文承方式有2种,分別是
一文角,当连杆与寒内壁未接触时、该机构有2个。轴承文承缸体和中心杆承缸体。这里主泵采用的
自出度,即驱动轴軸与「体的转角是2个独立的变量:中心杆支承缸体结构是斜轴集目前广泛采用的支承
当连杆与柱塞内壁接触后该机构具有1个自由度、缸体的一和方式,这利结构使体具有良好的自位
即杜塞的运动仪由豕动轴转角确定。但连杆与柱塞件,但是缸体和配流盘的配流面川工比较因难。
中心线之间的夹角随着兆动轴转角的改变角改变,2液压泵的力学分析
缶体转动角相对于驱动轴的转动角有滯后现象,在
某瞬问,5个连杆中只有要求滞后最小的连杆才与
首先根据液压泵的性能参数确定其主要的结构
收稿日期:2007
作者简介:赵?(1968-),女,河南镇平人,河南广番电视大学讲师,1学倾上:,从事机械设计方面的教学和研究作。
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2007年12月
(1)柱塞个数x:7个
所以,柱塞的椎角为1'40。
(2)缶缸体摆角设计要求:7"~25°。
(3)柱塞直径小十轴盘球篱分布圆直径D1、3传动轴以及传动齿轮设计
体柱塞孔分布圆直径D2的确定。
该主为集成泵,由2个斜轴泵构成,从一个传
柱塞直径d=25mm,主轴盘球篱分布圆直径动轴输入转矩,通过齿轮把转矩传递给另ー个传动
の1=73.5mm,则
轴。主轴盐所受的平均转矩为Mm=554N?m,山
1co5×735-7005,
于泵的输入扭矩是脉动的,而且脉动率与流量脉动
卒是相同的泉的流量脉动率为253%),则
缶[体柱塞孔分布圆自径D2取70m
MS-I M-554 X2 KN
(4)缸体实际工作摆角。最小排量Qa为735
Lmin,最大排量Qn…为107L/min,则实际需要的单
554X2
转排暈为
所以,最大转矩为M。…=568kN·m,当2个泵
ωn-Cmn/m-735/2000
内主轴盘的都承受最大的扭矩.而且考虑到2个泵
37×10L/r-34mL/r
的结构的统一性,这样可以减少零件的种类,齿轮传
nax/n-107/2000
动比取为1:1,则输入轴的最人的扭矩为2Mn=
54×10?L/r54mL/r。
2×568kN?m=1136N?m,把上面的数据代入安
哩论单转排量
业的设计软件,或者根据材料力学有关公式进行丁
タ-×d×xXD, X sinbe
计算,即可得出具体齿轮和传动轴的尺寸。事实
上,出于受轴承安装尺寸的影响,所计算出的轴和齿
考虑到泵的容积效率n取n=90%),则实轮的尺寸往往还需要加人、以使轴能够安装到有足
际摆角为
修载荷量的轴承上。
4缸体、配油盘支撑结构优化设计
轴向忙塞泵的缸体是一个形状特殊、受力复杂
37×10
arc sirπ
-920:的零件,既要求高强度,又要求高耐暦性,肉此,对强
X25×7×73.5×Q
度利材料的选择要求较高。在斜盘泵中,山丁滑靴
结构尺寸的要求,缸孔之间的壁厚略人,应力稍低
arcsin工xa
f×zXの,
些,斜轴泵缸孔之间厚较小,应力较高,长期以米
都是影响这种泉压力提高的最薄弱的环节。随着轴
54×10
向柱塞泵压力和转速的提高提高缸体的强度以防
arc sin元
X25X7×73.5×Q
止出现疲劳损坏是轴向柱塞泵缸体设计的重要内
?实际工作摆角为920~249以后的计算仍以容。由」缸体形状复杂,运用一般材料力学的方法
=7~25为准。
设计已经不能满足轴向柱塞泵的发展的需要,必须
5)主轴盘尺寸系数K。
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
压油胫,则有3个缸孔同时受液体压力作用,如
(6)柱塞杅长度系数k
果把缶孔看作为一个假想的壁厚圆筒,圆筒的内壁
K
20057,
半径为=4(d为柱塞直径),圆筒外壁半径为
式中:L为柱塞杯两球心之间的距离、L=702m。6-16(6为缶[孔间最小肇厚)。将相邻缶[孔分布
(7)柱塞杆对柱塞孔的柲限倾角θ
圆展丌后当作两壁厚圆筒计算的应力分布图,将两
sin6、、R2-R1Cosn
壁厚圆筒牛的应力登川,则巾材料力学的厚壁圆
0024,
2×702
筒应力计算公式可得
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