2.3.2　柱塞泵的摩擦副介绍

柱塞泵的许多关键零件都处于高相对速度、高接触比压的相对摩擦工况。为提高元器件的性能和工作寿命,必须处理好这些摩擦副,通常采用如下措施。

(1)合理设计结构,减小摩擦副的比压

例如轴向柱塞泵的柱塞在缸体中做往复运动,均为具有相对运动的摩擦副。在工作中,柱塞受较大的横向力,因而摩擦副的接触比压较大。为减小其接触比压,在进行柱塞尺寸公差设计时,通常在考虑了热膨胀变形后保证摩擦副能灵活相对运动的前提下,两零件间还应保持尽可能小的间隙。这样,摩擦副的接触为面接触,避免了点接触或线接触,从而使接触比压降低。

同时,限制柱塞伸出缸体部分的长度。一般在极限情况下,柱塞伸出缸体部分的长度不超过其留在缸体内部的长度的一半。因而当柱塞承受横向力时,摩擦副的接触应力较小。为限制柱塞的横向力,斜盘式轴向柱塞泵的斜盘倾角不超过20°。与滑阀运动的液压卡紧力类似,柱塞泵的柱塞和缸体间也具有液压卡紧力。因而需通过在柱塞外圆柱表面开均压槽的办法来减小液压卡紧力。

(2)选用合适的耐磨材料和热处理方法

通常摩擦副的对磨表面都应具有较高的硬度或较好的耐磨性。例如柱塞泵的柱塞均用优质合金钢,淬火处理,而缸体则采用耐磨的合金铜。在某些场合还可以采用适当的耐磨液压油,以提高摩擦副的抗磨性能。

(3)采用静压平衡以降低摩擦副间的接触比压

例如轴向柱塞泵的柱塞⁃滑靴组件和斜盘之间存在很大的压紧力。图2⁃47为其静压平衡工作原理。当柱塞处于排油工况时,其头部液压力为p。考虑到斜盘的倾角,柱塞对斜盘的液压压紧力为F_N=πd2p/(4cosγ)。为平衡其压紧力,在柱塞和滑靴中设置一小孔,使高压油进入滑靴和斜盘间的接触面。由于小孔的节流作用,此接触面上的油压为p_N,p_N<p。考虑到滑靴和斜盘的接触面间隙的泄漏,滑靴底部的压力分布如图2⁃47所示,此处的液压力形成反推力F_Nf。只要选择适当的d₅和d₆,就能使柱塞端部的液压压紧力F_N略大于滑靴底部的液压反推力F_Nf,这就是静压平衡原理。如果由于种种原因,柱塞对于斜盘的压紧力F_N增加,则滑靴和斜盘间的油膜厚度就减小,泄漏量也因此减小,通过柱塞中间的节流孔的流量减小,节流孔两端压差降低,因而间隙处油压p_N提高,使反推力F_Nf增加,柱塞⁃滑靴达到新的平衡。正确的设计应是既能使柱塞⁃滑靴组件对斜盘的剩余压紧力(即扣除了底部的液压反推力之后的压紧力)不大,又能保持滑靴和斜盘间较小的油膜厚度,以便维持较少的泄漏,得到较高的容积效率。

同样,轴向柱塞泵的缸体和配油盘这一对摩擦副也采用静压平衡措施。由于受柱塞孔中高压的作用,旋转的缸体存在压向固定的配油盘的很大压力。采用静压平衡技术可以改善此摩擦副的受力情况。

在泵中很容易将压力油引入摩擦副,因而静压平衡的原理广泛地被采用。必须注意的是,采用此法是牺牲了元件的容积效率来换取小的接触比压。因此,在设计、制造中应权衡利弊,做到既能达到(或基本达到)静压平衡,又不过分降低容积效率。

(4)采用辅助承压面

采用了静压平衡技术,泵的摩擦副的接触比压大大降低。但是:

① 静压平衡所应用的间隙压力分布规律尚有一定近似性,实际上不可能做到完全的平衡。

② 为保持较小的间隙泄漏,摩擦副间必须维持一定的压紧力。

③ 由于系统的压力波动,或者泵在偏离工况下运行(如斜盘式轴向柱塞泵倾角的变化即造成柱塞⁃滑靴组件对斜盘的压紧力变化),静压平衡遭到部分破坏。因此,摩擦副的承磨面仍承受一定压力。从静压平衡的原理看到,此承磨面同时又是维持压力分布的密封面。如果此面磨损将会造成较大的泄漏,同时原设计的压力分布规律也将变更,引起更大的接触比压,加剧了磨损。

辅助承压面的设置目的是增加承压面积,进一步降低摩擦副的接触比压。必须说明的是,辅助承压面的任务仅为承压,不能改变静压平衡的压力分布规律而破坏原设计的静压平衡。图2⁃48为柱塞⁃滑靴组件滑靴底部的辅助承压面结构形式。图2⁃48(a)是无辅助承压面的结构。图2⁃48(b)为具有内、外辅助承压面的结构。图2⁃48(b)中通油孔6通回油,泄油槽4亦通回油。因而辅助支承不改变滑靴底部的压力分布规律,静压平衡得以保持不变。

图2⁃49为轴向柱塞泵配油盘的辅助支承结构。图中内、外密封带上有压力分布,起静力平衡作用。由于泄油槽的作用,辅助支承4上没有压力,仅起承压作用。

图2⁃50是轴向柱塞泵配油盘的动压支承结构。辅助支承做成在圆周方向上略带倾斜的小平面(如图中A—A剖面所示)。当缸体转动时,此倾斜平面产生楔形油膜,形成轴向支承力。这种结构有较大的承载能力,但是加工困难。