軸向柱塞泵設(shè)計(jì)

山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 I 頁(yè) 目 錄 緒論 1 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 3 軸式軸向柱塞泵工作原理 3 軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 4 2 直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析 8 塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 8 靴運(yùn)動(dòng)分析 10 3 柱塞受力分析與設(shè)計(jì) 12 塞受力分析 12 塞設(shè)計(jì) 16 4 滑靴受力分析與設(shè)計(jì) 22 靴受力分析 22 靴設(shè)計(jì) 25 靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè) 計(jì) 26 5 配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì) 32 油盤(pán)受力分析 32 油盤(pán)設(shè)計(jì) 36 6 缸體受力分析與設(shè)計(jì) 39 體的穩(wěn)定性 39 體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 39 7 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 42 8 斜盤(pán)力矩分析 44 塞液壓力矩1M 45 卸荷槽非對(duì)稱(chēng)正重迭型配油盤(pán) 45 程盤(pán)中心預(yù)壓彈簧力矩3M 46 結(jié)論 47 參考文獻(xiàn) 48 致謝 49 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 1 頁(yè) 緒論 隨著工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展，液壓傳動(dòng)也越來(lái)越廣，而作為液壓傳動(dòng)系統(tǒng)心臟的液壓泵就顯得更加重要了。在容積式液壓泵中，惟有柱塞泵是實(shí)現(xiàn)高壓高速化大流量的一種最理想的結(jié)構(gòu)， 在相同功率情況 下 ，徑向往塞泵的徑向尺寸大、徑向力也大，常用于大扭炬、低轉(zhuǎn)速工況，做為按壓馬達(dá) 使用。而軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)緊湊，徑 向尺寸小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，故轉(zhuǎn)速較高； 另外，軸向柱塞泵易于變量，能用多種方式自動(dòng)調(diào)節(jié)流量，流 量大 。由于上述 特點(diǎn)，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機(jī)械、起重運(yùn)輸、冶金 、船舶等多種領(lǐng)域。航空上，普 遍 用于飛機(jī)液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)中。是飛機(jī)上所用的液壓泵中最主要的一種型式。 本設(shè)計(jì)對(duì)柱塞泵的結(jié)構(gòu)作了詳細(xì)的研究，在柱塞泵中有閥配流軸配流端面配流三種配流方式。這些配流方式被廣泛應(yīng)用于柱塞泵中，并對(duì)柱塞泵的高壓高速化起到了不可估量的作用。可以說(shuō)沒(méi)有這些這些配流方式，就沒(méi)有柱塞泵。但是，由于這些配流方式在柱塞 泵中的單一使用，也給柱塞泵帶來(lái)了一定的不足。設(shè)計(jì)中對(duì)軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)中的滑靴作了介紹，滑靴一般分為三種形式；對(duì)缸體的尺寸結(jié)構(gòu)等也作了設(shè)計(jì)；對(duì)柱塞的回程結(jié)構(gòu)也有介紹。 柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔容積實(shí)現(xiàn)吸油和排油的。是容積式液壓泵的一種。柱塞式液壓泵由于其主要零件柱塞和缸休均為圓柱形，加工方 便 配合精度高，密封性能好，工作壓力高而得到廣泛的應(yīng)用。 柱 塞式液壓泵種類(lèi)繁多， 前者柱塞平行于缸體軸線(xiàn)，沿軸向按柱塞運(yùn)動(dòng)形式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類(lèi)運(yùn)動(dòng)，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑 向運(yùn)動(dòng)。這兩類(lèi)泵既可做為液壓泵用，也可 做 為液壓馬達(dá)用。 泵的內(nèi)在特性是指包括產(chǎn)品性能、零部件質(zhì)量、整機(jī)裝配質(zhì)量、外觀(guān)質(zhì)量等在內(nèi)的產(chǎn)品固有特性，或者簡(jiǎn)稱(chēng)之為品質(zhì)。在這一點(diǎn)上，是目前許多泵生產(chǎn)廠(chǎng)商所關(guān)注的也是努力在提高、改進(jìn)的方面。而實(shí)際上，我們可以發(fā)現(xiàn)，有許多的產(chǎn)品在工廠(chǎng)檢測(cè)符合發(fā)至使用單位運(yùn)行后，往往達(dá)不到山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 2 頁(yè) 工廠(chǎng)出廠(chǎng)檢測(cè)的效果，發(fā)生諸如過(guò)載、噪聲增大，使用達(dá)不到要求或壽命降低等等方面的問(wèn)題；而泵在實(shí)際當(dāng)中所處的運(yùn)行點(diǎn)或運(yùn)行特征，我們稱(chēng)之為泵的外在特性或系統(tǒng)特性。 正如科學(xué)技術(shù)的發(fā)展一樣，現(xiàn)階段科技領(lǐng)域 中交叉學(xué)科、邊緣學(xué)科越來(lái)越豐富，跨學(xué)科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產(chǎn)品的技術(shù)發(fā)展亦是如此。以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問(wèn)題，必須從電機(jī)結(jié)構(gòu)開(kāi)始，單局限于泵本身是沒(méi)有辦法實(shí)現(xiàn)的；解決泵的噪聲問(wèn)題，除解決泵的流態(tài)和振動(dòng)外，同時(shí)需要解決電機(jī)風(fēng)葉的噪聲和電磁場(chǎng)的噪聲；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機(jī)內(nèi)加設(shè)諸如泄漏保護(hù)、過(guò)載保護(hù)等措施；提高泵的運(yùn)行效率，須借助于控制技術(shù)的運(yùn)用等等。這些無(wú)一不說(shuō)明要發(fā)展泵技術(shù)水平，必須從配套的電機(jī)、控制技術(shù)等方面同時(shí)著手，綜合考慮，最大限度地提升機(jī)電一體化綜合水平。 柱塞式液壓 泵的顯著缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，零件制造精度高，成本也高，對(duì)油 液 污染敏感。這些給生產(chǎn)、使用和維護(hù)帶來(lái)一定的困難。 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 3 頁(yè) 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 1 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理 直軸式軸向柱塞泵 主要結(jié)構(gòu)如圖 塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面始終貼著斜盤(pán)平面運(yùn)動(dòng)。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)， 由于斜盤(pán)平面相對(duì)缸體平面（ ） 存在一傾斜角 ， 迫使柱塞在 柱 塞腔內(nèi)作直線(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)。如果缸體按圖示 n 方向旋 轉(zhuǎn)， 在 180 360 范 圍 內(nèi)，柱塞由下死點(diǎn) (對(duì)應(yīng) 180 位置 )開(kāi)始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(diǎn) (對(duì)應(yīng) 0 位置 )止。在這過(guò)程中，柱塞腔剛好與配油盤(pán)吸油 窗 相通， 油 液被吸人 柱 塞腔內(nèi)，這是吸油過(guò)程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在 0 180 范圍內(nèi)，柱塞在斜盤(pán)約束下由上死點(diǎn)開(kāi)始不 斷進(jìn)入腔內(nèi)， 柱 塞腔容積不斷減小，直至下孔點(diǎn)止。在這過(guò)程中， 柱 塞腔剛好與配油盤(pán)排油窗相通，油液通過(guò)排油窗排出。這就是排油過(guò)程。由此可見(jiàn)，缸體每轉(zhuǎn)一跳各個(gè)往塞有半周吸油、半 周排 油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵 便 連續(xù)地吸油和 排 油。 圖 軸式軸向柱塞泵工作原理 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 4 頁(yè) 軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 給定設(shè)計(jì)參數(shù) 最大工作壓力 m 0P M 定流量 Q =100L/大流量 m a x 2 0 0 / m i 定轉(zhuǎn)速 n=1500r/大轉(zhuǎn)速 m a x 3 0 0 0 / m i 排量流量與容積效率 軸向柱塞泵排量部柱塞腔所排出油液的容積，即 2m a x m a s Z d s Z= 2( 1 9 . 5 0 . 2 ) ( 1 9 . 5 0 . 2 2 ) 94p 創(chuàng) 創(chuàng) 創(chuàng) ) 不計(jì)容積損失時(shí)，泵的理論流量2 m a b b x bQ q n d s Z n =1500 =1260(L) 式中 柱塞橫截面積； 柱塞外徑； 柱塞最大行程； Z 柱塞數(shù)； 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速。 泵的理論排量 q 為 1 0 0 0 1 0 0 0 1 0 0 7 0 . 2. 1 5 0 0 0 . 9 5n h = = =（ ml/r） 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 5 頁(yè) 為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算理論 排 量時(shí)應(yīng)按下式作校核計(jì)算： 13pn q C133000 7 0 . 2 2 0 660 式中進(jìn)口無(wú)預(yù)壓力的 油泵400；對(duì)進(jìn)口壓力為 5100，這里取100 故符合要求。 排量是液壓泵的主要性能參數(shù)之一，是泵幾何參數(shù)的特征量。相同結(jié)構(gòu)型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，對(duì)液壓元件型號(hào)命名的標(biāo)準(zhǔn)中明確規(guī)定用排量作為主參數(shù)來(lái)區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號(hào)的產(chǎn)品。 從泵的排量公式 24b x fq d D Z 中可以看出，柱塞直徑布圓直徑塞數(shù) 且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過(guò)改變斜盤(pán)傾斜角 來(lái)實(shí)現(xiàn)。對(duì)于直軸式軸向柱塞泵，斜盤(pán)最大傾斜角5 20 ，該設(shè)計(jì)是通軸泵，受機(jī)構(gòu)限制，取下限，即 15g O= 。 泵實(shí)際輸出流量gb tb QV=1007（ ml/ 式中 軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤(pán)之間 滑靴與斜盤(pán)平面之間及柱塞與柱塞腔之間的油液泄漏產(chǎn)生的。此外，泵吸油不足 柱塞腔底部無(wú)效容積也造成容積損失。 泵容積效率義為實(shí)際輸出流量 = 97 97%100=軸向柱塞泵容積效率一般為b=符合要求。 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 6 頁(yè) 不計(jì)摩擦損失時(shí)，泵的理論扭矩2 V= 6 61 2 0 . 8 4 1 0 1 . 6 1 0 ( . )2 ?式中排油腔壓力差。 考慮摩擦損失際輸出扭矩g b tb MV= 6661 . 6 1 0 0 . 2 1 0 1 . 8 1 0 ( . )? 軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤(pán)之間滑靴與斜盤(pán)平面之間柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對(duì)運(yùn)動(dòng)以及軸承運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的。 泵的機(jī)械效率定義為理論扭矩 661 1 . 6 1 0 8 8 . 9 %1 . 8 1 01t b t b t b = = = = =+?+ 功率與效率 不計(jì) 各種損失時(shí)，泵的理論功率b tb b g bN p Q n MV = 615002 1 . 8 1 0 2 8 3 ( )60 ? 泵實(shí)際的輸入功率122b r b g b b t b n M n M =61 5 0 0 12 1 . 6 1 0 2 8 2 ( )6 0 0 . 8 8 9 創(chuàng) = 泵實(shí)際的輸出功率山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 7 頁(yè) b c b g b b t b bN p Q p Q 63 1 . 6 1 0 9 5 4 2 6 7 ( ) 定義泵的總 效率 為輸出功率 12b t b b m h hp h= = =V=0 . 8 8 9 0 . 9 7 0 . 8 6? 上式表明，泵總效率為容積效率與機(jī)械效率之積。對(duì)于軸向柱塞泵，總效率一般為式滿(mǎn)足要求。 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 8 頁(yè) 2 直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析 泵在一定斜盤(pán) 傾角下工作時(shí)，柱塞一方面與缸體一起 旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運(yùn)動(dòng)，另一方面又相對(duì)缸體做往復(fù)直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線(xiàn)上任一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是 一個(gè)橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對(duì)缸體繞其自身軸線(xiàn)的自轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤(rùn)滑趨于均勻，是有利的。 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，主要是研究柱塞相對(duì)缸體的往復(fù)直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)。 即分析柱塞與缸體做相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)的行程速度和加速度，這種分 析是研究泵流量品質(zhì)和主要零件受力狀況的基礎(chǔ)。 圖 若斜盤(pán)傾斜角為 ， 柱塞分布圓半徑為缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為 a，并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為 0 ，則對(duì)應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn)角 a 時(shí)， 圖 塞運(yùn)動(dòng)分析 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 9 頁(yè) c o R a= 為 1 ( 1 c o s )s h t g R t = 80a O= 時(shí)，可得最大行程m a x 2 3 9 1 8 0 3 9 ( )t m 柱塞運(yùn)動(dòng)速度分析 v 將式1 (1 c o s )s h 對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度 . s i ns s a ft a td d d R t g ad d du w g= = = 當(dāng) 90a 及 270 時(shí)， a ，可得最大運(yùn)動(dòng)速度 m a x 15001 9 . 5 2 . 1 5 8 1 9 ( / )60fR t g t g m m su w g p O= 創(chuàng) =式中 w 為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 塞運(yùn)動(dòng)加速度 a 將 . s i ns s a ft a td d d R t g ad d d 對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)加速度 a 為 2. c o sa ft a td d t g ad d d 當(dāng) 0a 及 180 時(shí)， , 可得最大運(yùn)動(dòng)加速度2m a 9 2 1 2 9 ( / )60 t g m sw g = 創(chuàng) = 桫柱塞運(yùn)動(dòng)的行程 s速度 v加速度 a 與缸體轉(zhuǎn)角 a 的關(guān)系如圖 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 10 頁(yè) 示。 圖 塞運(yùn)動(dòng)特征圖 靴運(yùn)動(dòng)分析 研究滑靴的運(yùn)動(dòng)，主要是分析它相對(duì)斜盤(pán)平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，即滑靴中心在斜盤(pán)平面 ? 內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律（如圖 其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。橢圓的長(zhǎng)短軸分 別為 長(zhǎng)軸 2 392 4 0 . 4 ( )c o s c o s 1 5m = = =短軸 2 2 3 9 ( ) m m=設(shè)柱塞在缸體平面上 A 點(diǎn)坐標(biāo)為 a山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 11 頁(yè) 如果用極坐標(biāo)表示則為 矢徑 2 2 2 2 21 c o x y R t g a 極角 ( c o s c o s )a r c tg a 滑靴在斜盤(pán)平面 內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度h為 2 2 2c o sc o s c o s s i nh a aq g= + 由上式可見(jiàn)，滑靴在斜盤(pán)平面內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)2a 32時(shí)，h最大（在短軸位置）為 m a x c o g=1500 260 1 6 2 ( / )c o s 1 5 r a d 當(dāng) 0a 時(shí)，h最?。ㄔ陂L(zhǎng)軸位置）為 m i n 1500c o s 2 c o s 1 5 1 5 2 ( / )60h r a d sw w g p O= 創(chuàng) =由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞 o 點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周（ 2 ）的時(shí)間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間。因此， 其平均旋轉(zhuǎn)角速度等 于缸體角速度，即 1500 2 1 5 7 ( / )60ap r a d sw w p= = ?山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 12 頁(yè) 3 柱塞受力分析與設(shè)計(jì) 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油 一周排油。柱塞在吸油過(guò)程與在排油過(guò)程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過(guò)程中的受力分析，而柱塞在吸油過(guò)程中的受力情況 在回程盤(pán)設(shè)計(jì)中討論。 圖 圖 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 13 頁(yè) 塞底部的液壓力用于柱塞底部的軸向液壓力2 3 6m a x ( 2 0 1 0 ) 4 0 1 0 1 2 5 6 0 ( )44d p = 創(chuàng)創(chuàng) =式中大工作 壓力。 塞慣性力對(duì)缸體往復(fù)直線(xiàn) 運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線(xiàn)加速度 a，則柱塞軸向慣性力2 c o s 1 0 1 ( )zB z m a R t g a Ng - = - = 慣性力加速度 缸體旋轉(zhuǎn)角 律變化。當(dāng) 0a 和 180 時(shí)，慣性力最大值為 223m a x 0 . 6 1 5 0 01 9 . 5 1 0 2 1 5 2 4 3 ( )1 0 6 0P R t g t g Ng w g = 創(chuàng)創(chuàng) ? 桫 心反力向心加速度生的離心反力徑向力。其值為 2 243 9 0 7 ( )15Zt z t m a R Ng t = = = =盤(pán)反力 N 斜 盤(pán)反力通過(guò)柱塞球頭中心垂直于斜盤(pán)平面 ，可以分解為軸向力 P 及徑向力0山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 14 頁(yè) c o s 1 2 5 6 0 c o s 1 5 1 2 1 3 2 ( )s i n 1 2 5 6 0 s i n 1 5 3 2 5 0 ( )P N = ?= = ?軸向力 P 與作用于柱塞底部的液壓力它軸向力相平衡。而徑向力 T 則對(duì)主軸形成負(fù)載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應(yīng)力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。 塞與柱塞腔壁之間的 接觸應(yīng)力1慮到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小于柱塞直徑 及柱塞腔內(nèi)的接觸長(zhǎng)度。 因此，由垂直于柱塞腔的徑向力 擦 力112( ) ( 2 0 1 0 0 5 8 2 3 ) 0 . 1 2 5 9 2 . 3 ( ) p f N= + = + ?式中 f 為摩擦系數(shù)，常取 f =里取 分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長(zhǎng)度，即柱塞處于上死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí)， N10y 12s i n 0tN p p p 0001202 21 0 2 12c o s 03 3 202f p f p p l l p l f p p - - - =驏 驏- - + - - - 桫桫+ - =式中 0l 柱塞 最小接觸長(zhǎng)度 ，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)0l= ()d: ，這里取0l=2d =78 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 15 頁(yè) l 柱塞名義長(zhǎng)度 ，根據(jù)經(jīng)驗(yàn) l = (.7)d: ，這里取0l=3d =117 柱塞重心至球心距離 ，l 2 7 8 5 7 . 6 2 0 . 4l m - =以上雖有三個(gè)方程，但其中2要增加一個(gè)方程才能求解。 根據(jù)相似原理有 1 m 02 m p l 又有 1 1 m a x 0 21 ()2p p l l2 m a x 212 p l d所以 2021 222() 將式 2021 222() 代入 12s i n 0tN p p p 求解接觸長(zhǎng)度 2l 。為簡(jiǎn)化計(jì)算，力矩方程中離心力 2 20 0 0206 4 3 6 7 8 1 1 7 4 7 8 3 0 . 1 3 9 7 85 7 . 6 ( )1 2 6 6 1 2 1 1 7 6 0 . 1 3 9 6 7 8l l f d ll m ml f d -? 創(chuàng) ?= = =- - ? 創(chuàng) -?將式 2021 222() 代入12c o s 0f p f p p p 可得 1 20221( s i n ) 1() 1 + +犏 犏臌3 1( 5 7 1 0 s i n 1 5 1 2 2 . 5 ) 1 2 0 . 1 ( )2 . 5 5 7 = 創(chuàng) + ? = 桫 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 16 頁(yè) 32 22022s i n 5 7 1 0 s i n 1 5 1 2 2 . 5 5 8 2 3 ( )( ) ( 7 8 5 7 . 6 ) 11117+ 創(chuàng) += = =1 0 2 1 2 03 3 2 2zz l d dp l l p l f p f p p - - + - - - + - = 桫桫可得 1 2 5 6 0 1 0 1 0 . 1 1 . 7 8 1 2 2 . 55 7 ( )c o s s i n c o s 1 5 0 . 1 1 . 7 8 s i n 1 5b B f Nf jg j g + 創(chuàng)= = =- - ?式中 為結(jié)構(gòu)參數(shù)。 2 202222022() ( 7 8 5 7 . 6 )11117 1 . 7 8( ) ( 7 8 5 7 . 6 ) 11117+= = =塞設(shè)計(jì) 塞結(jié)構(gòu)型式 軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，可有以下三種形式： 點(diǎn)接觸式柱塞 ，如圖 a）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤(pán)為點(diǎn)接觸，其零件簡(jiǎn)單，加工方便 。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損剝落和邊緣掉塊，不能承受過(guò)高 的工作壓力，壽命較低。這種點(diǎn)接觸式柱塞在早期泵中可見(jiàn)，現(xiàn)在很少有應(yīng)用。 線(xiàn)接觸式柱塞，如圖 b）所示。柱塞頭部安裝有擺動(dòng)頭，擺動(dòng)頭下部可繞柱塞球窩中心擺動(dòng)。擺動(dòng)頭上部是球面或平面與斜盤(pán)或面接觸，以降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓。擺動(dòng)頭與斜盤(pán)的接觸面之間靠殼體腔的油液潤(rùn)滑，相當(dāng)于普通滑動(dòng)軸承，其 必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。 帶滑靴的柱塞，如圖 c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱(chēng)滑 靴，可以繞柱塞球頭中心擺動(dòng)?；ヅc斜盤(pán)間為面接觸，接觸應(yīng)力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可以通過(guò)柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤(pán)之間有一層油膜潤(rùn)滑，從而減少了摩山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 17 頁(yè) 擦和磨損，使壽命大大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。 （ a） ( b ) ( c ) 圖 柱塞結(jié)構(gòu)型式 圖 閉薄壁柱塞 從圖 見(jiàn)，三種型式的柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu)，以減輕 柱塞重量，減小柱塞運(yùn)動(dòng)時(shí)的慣性力。采用空心結(jié)構(gòu)還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴(kuò)張變形補(bǔ)償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果?？招闹麅?nèi)還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。 但空心結(jié)構(gòu)無(wú)疑增加了柱塞在吸排油過(guò)程中的剩余無(wú)效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無(wú)效容積會(huì)降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動(dòng)，影響調(diào)節(jié)過(guò)程的動(dòng)態(tài)品質(zhì)。 因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件 性能要求整體結(jié)構(gòu)等多方面權(quán)衡利弊，合理選擇。 航空液壓泵通常采用圖 式的封閉壁結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)不僅有足夠的山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 18 頁(yè) 剛度，而且 重量減輕 10% 20%。剩余無(wú)效容積也沒(méi)有增加。但這種結(jié)構(gòu)工藝比較復(fù)雜，需要用電子束焊接。 柱塞直徑柱塞分布塞直徑 都是互相關(guān)聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑分布圓周長(zhǎng) 75%，即 由此可得 9 3 . 8 20 . 7 5 0 . 7 5md ? =式中 m 為結(jié)構(gòu)參數(shù)。 m 隨柱塞數(shù) 于軸向柱塞泵，其 m 值如表 Z 7 9 11 m 泵的理論流量據(jù)流量公式可得柱塞直徑3 4 2 0 . 3z n 由上式計(jì)算出的應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑 ,應(yīng)選取20柱塞直徑從滿(mǎn)足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 24 1 . 9 5 3 9d m md t g Z = = 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 19 頁(yè) 柱塞名義長(zhǎng)度 l 由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力 T， ，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長(zhǎng)度，應(yīng)保證有最小留孔長(zhǎng)度0l，一般?。?20 (1 . 4 1 . 8 ):30 ( 2 2 :因此，柱塞名義長(zhǎng)度 l 應(yīng)滿(mǎn)足： 0 m a x m i nl l s l?+式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸長(zhǎng)度，一般取m i n 0 . 2 7 . 8zl d m m=。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，柱塞名義長(zhǎng)度常?。?20 2 :30 3 :這里取 3 1 1 7l d m m= 柱塞球頭直徑1 0 :，如圖 示。 圖 柱塞尺寸圖 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 20 頁(yè) 為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離般取 ( 0 . 4 0 . 5 5 ):，這里取0 . 5 1 9 . 5d m m= 。 柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開(kāi)有環(huán)行均壓槽，起均衡側(cè)向力改善潤(rùn)滑條件和存儲(chǔ)贓物的作用。均壓槽的尺寸常取：深 h=距t=2 10際上，由于柱塞受到的徑向力很大， 均壓槽的作用并不明顯，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開(kāi)設(shè)均壓槽。 比功對(duì)于柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副， 過(guò)大的接觸應(yīng)力不僅 會(huì)增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應(yīng)控制在 摩擦副材料允許的范圍 內(nèi)。取柱塞伸出最長(zhǎng)時(shí)的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值，則 31m a x 312 2 2 0 . 1 1 0 2 1 3 03 9 1 0 2 0 . 4 p a p M p 創(chuàng)= = = =創(chuàng)柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度 3m a x 1 9 . 5 1 0 4 . 6 6 1 5 1 0 0 . 5 5 / 8 / t g t g m s v m -= 創(chuàng) ? = 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 1m a x m a 1 0 . 5 5 1 1 . 5 5 . / 6 0 . /v R t g M p a m s p v M p a m = ? = 上式中的許用比壓 p 許用速度 v 許用比功 值，視摩擦副材料而定，可參考表 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 21 頁(yè) 材料牌號(hào) 許用比壓 p （ 許用滑動(dòng) 速度 v （ m/s） 許用比功 （ m/s） 4 30 8 60 1 15 3 20 球 磨鑄鐵 10 5 18 表 材料性能 柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對(duì)于油溫高的泵更重要。 同時(shí)在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來(lái)減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時(shí)油液對(duì)銅材料的腐蝕作用。 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 22 頁(yè) 4 滑靴受力分析與 設(shè)計(jì) 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)。滑靴不僅增大了與斜盤(pán)的接觸面減少了 接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔0d和滑靴中心孔0d，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。 由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動(dòng)，使滑靴與斜盤(pán)之間形成一層薄油膜，大大減少了相對(duì)運(yùn)動(dòng)件間的摩擦損失，提高了機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。 靴受力分析 液壓泵 工作時(shí)，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力圖把滑靴壓向斜盤(pán)，稱(chēng)為壓緊力一是由滑靴面直徑為1者力圖使滑靴與斜盤(pán)分離開(kāi)，稱(chēng)為分離壓緊力與分離力相平衡時(shí)，封油帶上將保持一層 穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。下面對(duì)這組力進(jìn)行分析。 離力 11 為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤(pán)放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄漏量 q 的表達(dá)式為 31221()6 若 0，則 31216式中 為封油帶油膜厚度。 封油帶上半徑為 r 的任儀點(diǎn)壓力分布式為 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 23 頁(yè) 21 2 221p p 若 0，則 2121 從上式可以看出， 封油帶上壓力隨半徑增大而呈對(duì)數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力 圖 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 24 頁(yè) 如圖 微環(huán)面 2則封油帶分離力22 2 2 212 2 1 1 11212 ( )2 l r p d R R P 油池靜壓分離力121 1 1 p總分離力22 25211 2 121() (1 4 1 1 ) 2 0 . 1 6 1 0 ( )142 l n2 l f p p p K = + = = ? ? 緊力 2 12560 1 3 ( )c o s 4 c o s c o s 1 5d K = = = =平衡方程式 當(dāng) 滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿(mǎn)足下列力平衡方程式 2221121()4 c o s 2 l 即 2 2112221 ) c o R 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 25 頁(yè) 將上式代入式 31216中，得泄漏量為 32 3 3 3 22 2 7 2 2 6210 . 0 0 1 2 0 . 1 1 0 ( 3 9 1 0 ) 3 ( / m i n )1 2 ( ) c o s 1 2 2 1 0 ( 1 4 1 1 ) 1 0 c o s 1 5 = =- 創(chuàng) ? 創(chuàng)除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤(pán)間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動(dòng)滑靴沿斜盤(pán)旋轉(zhuǎn)的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)， 有利于均勻摩擦； 有的可能使滑靴傾倒而產(chǎn)生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應(yīng)該在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)中予以注意。 靴設(shè)計(jì) 滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法。 余壓緊力法 剩余壓緊力法 的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤(pán)表面。 此時(shí)無(wú)論柱塞中心孔0d還是滑靴中心孔0d，均不起節(jié)流作用。靜壓油池壓力1 1p=112221 ) c o R 中，可得滑靴分離力為 22 2 2 621121() (1 4 1 1 ) 1 0 1 2 5 6 0 3 . 1 ( )142 l n2 l p 設(shè)剩余壓緊力y y fp p p ，則壓緊系數(shù) 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 26 頁(yè) 0 . 0 5 0 . 1 5 :，這里取 滑靴力平衡方程式即為 ( 1 ) ( 1 0 . 1 ) 3 . 1 2 . 7 9 ( )p N 用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 右?；バ孤┝可?，容積效率教高。但摩擦功率較大，機(jī)械效率會(huì)降低。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù) ，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長(zhǎng)的壽命。剩余壓緊力法簡(jiǎn)單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì)。 靴結(jié)構(gòu)型式 滑靴結(jié)構(gòu)有如圖 示的幾種型式。圖中（ a）所示為簡(jiǎn)單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無(wú)輔助支承面。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。 圖 a） 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 27 頁(yè) 圖中 （ b）所式滑靴增加了內(nèi)外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比壓，同時(shí)可 以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。 圖 b） 圖中（ c）所示的滑靴在支承面上開(kāi)設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。 圖 c） 滑靴結(jié)構(gòu)型式 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 28 頁(yè) 構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 下面以簡(jiǎn)單型滑靴為例，介紹主要結(jié)構(gòu)尺寸的選擇和計(jì)算。 滑靴外徑2使傾角 0 時(shí)，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖 示。 滑靴外徑22 s i n 3 9 s i n 0 . 2 4 ( )9 s m 一般取 s=1，這里取 油池直徑1設(shè)定120 : ，這里取 120 . 8 0 . 8 4 3 . 2D D m m 中心孔0d0d及長(zhǎng)度0心孔0以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取 0d（或0d） = 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔 0d（或0d）對(duì)油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度0 0 . 0 1 0 . 0 2 :。節(jié)流器有以下兩種型式： 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 29 頁(yè) /圖 滑靴外徑2（ a） 節(jié)流器采用節(jié)流管時(shí)，常以柱塞中心孔0d作為節(jié)流裝置，如圖 示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量 q 為 4010()128 bd p 式中 0d0l 細(xì)長(zhǎng)管直徑長(zhǎng)度； K 修正系數(shù)； 001 64l 16011 2 . 6 2 01 0 5山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 30 頁(yè) 01 0 5把上式代入滑靴泄漏量公式 31216可得 4 301 1201()128 6 l p p 整理后可得節(jié)流管尺寸為 4 3020112816 l n a 代入數(shù)據(jù)可以求得0d=1 0 8l 中 a 為 壓降系數(shù)，1p 。當(dāng) 2 0 73a 時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力最強(qiáng)。為不使封油帶過(guò)寬及阻尼管過(guò)長(zhǎng)，推薦壓降系數(shù) a =里取 （ b） 節(jié)流器采用節(jié)流孔時(shí)，常以滑靴中心孔0圖 據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量 q 為 2012 ()4 bd p 式中 般取 C= 把上式代入 31216中，有 2 30 11212 ()4 6 l p 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 31 頁(yè) 整理后可得節(jié)流孔尺寸 3202121. . l n r 代入數(shù)據(jù)可以求得 0 1d 上提供了 設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法。從上 兩 式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞 滑靴組合，公式中無(wú)粘度系數(shù) ，說(shuō)明油溫對(duì)節(jié)流效果影響較小，但細(xì)長(zhǎng)孔的加工工藝性較差，實(shí)現(xiàn)起來(lái)有困難。 采用滑靴 中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù) 的影響，油溫對(duì)節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。但薄壁孔加工工藝性較好。 為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng) 。 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 32 頁(yè) 5 配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì) 配油盤(pán) 是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來(lái)的軸向載荷。 它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。 油盤(pán)受力分析 不同類(lèi)型的軸向柱塞泵使用的配油盤(pán)是有差別的 ， 但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖 常用的 配油盤(pán) 簡(jiǎn)圖。 液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤(pán)之間作用有一對(duì)方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力油窗口和封油帶油膜對(duì)缸體的分離力 1 吸油窗 2 排油窗 3 過(guò)度區(qū) 4 減振槽 5 內(nèi)封油帶 6 外封油帶 7 輔助支承面 圖 配油盤(pán)基本構(gòu)造 山東科技大學(xué)繼續(xù)教育學(xué)生畢業(yè)論文用紙 第 33 頁(yè) 緊力由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)階上，使缸體受到軸向作用力，并通過(guò)缸體作用到配油盤(pán)上。 對(duì)于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有 1( 1)2 Z個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力12 2 61 m a 1. 3 9 1 0 1 2 5 6 0 2 4 1 5 0 ( )2 4 2 4y z b d p p N 當(dāng)有 1( 1)2 Z個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力22 2 62 m i 1. 3 9 1 0 1 2 5 6 0 1 9 3 2 0 ( )2 4 2 4y z b d p p N 平均壓緊力1211( ) ( 2 4 1 5 0 1 9 3 2 0 ) 2 1 7 3 5 ( )22y y yp p p N 離力外封油帶分離力1封油帶分離力2油窗高壓油對(duì)缸體的分離力。 對(duì)于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，每一瞬時(shí)參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實(shí)際包角比配油盤(pán)油窗包角0有所擴(kuò)大，如圖 示。 當(dāng)有 1( 1)2 Z個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角1為 101 1 2 2 2( 1 ) ( 9 1 )2 2 9 9 3Z a a 當(dāng)有 1( 1)2 Z個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角2