大排量斜盤(pán)式軸向柱塞泵

1、目錄第1章 緒論第2章 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理2.2 斜盤(pán)式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 第3章 斜盤(pán)式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析4.1 柱塞受力分析4.1.14.1.24.1.34.1.44.1.54.1.63.1 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析3.1.1柱塞行程 s3.1.2柱塞運(yùn)動(dòng)速度 v3.1.3柱塞運(yùn)動(dòng)加速度 a3.2 滑靴運(yùn)動(dòng)分析3.3 瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析3.3.1脈動(dòng)頻率3.3.2脈動(dòng)率第4章 柱塞受力分析與設(shè)計(jì)柱塞底部的液壓力 Pb 柱塞慣性力 Pg 離心反力 Pl 斜盤(pán)反力 N柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力 Pl和P2 摩擦力 p1f 和 P2f4.

2、2 柱塞設(shè)計(jì)柱塞結(jié)構(gòu)型式4.2.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)423柱塞摩擦副比壓p、比功pv驗(yàn)算第5章 滑靴受力分析與設(shè)計(jì)分離力 Pf 壓緊力 Py 力平衡方程式5.1 滑靴受力分析5.2 滑靴設(shè)計(jì)5.2.15.2.2剩余壓緊力法 最小功率損失法5.3 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)5.3.1滑靴結(jié)構(gòu)型式5.3.2結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)第6章 配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì)6.1 配油盤(pán)受力分析6.1.1壓緊力 Py6.1.2分離力 Pf6.1.3力平橫方程式6.2 配油盤(pán)設(shè)計(jì)6.2.1過(guò)度區(qū)設(shè)計(jì)6.2.2配油盤(pán)主要尺寸確定6.2.3驗(yàn)算比壓P、比功pv第7章 缸體受力分析與設(shè)計(jì)7.1 缸體地穩(wěn)定性7.1.1壓緊力矩 My7

3、.1.2分離力矩 Mf7.1.3力矩平衡方程7.2 缸體徑向力矩和徑向支承徑向力和徑向力矩7.2.2 缸體徑向力支承型式7.3 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定731通油孔分布圓半徑Rf '和面積F7.3.2 缸體內(nèi)、外直徑 D、D2的確定7.3.3 缸體高度 H結(jié)論摘要斜盤(pán)式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件， 斜盤(pán)式軸向柱塞泵是靠柱 塞在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔內(nèi)容積實(shí)現(xiàn)吸油和排油的，是容積式 液壓泵，對(duì)于斜盤(pán)式軸向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盤(pán)缸體是其重要部分，柱 塞是其主要受力零件之一，滑靴是高壓柱塞泵常采用的形式之一，能適應(yīng)高 壓力高轉(zhuǎn)速的需要，配油盤(pán)與缸體直接影響泵的效率和壽命，由于配

4、油盤(pán)與 缸體、滑靴與柱塞這兩對(duì)高速運(yùn)動(dòng)副均采用了一靜壓支承，省去了大容量止 推軸承，具有結(jié)構(gòu)緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕，比 徑向泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)，由于斜盤(pán)式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變量，維修方 便等優(yōu)點(diǎn)，因而斜盤(pán)式軸向柱塞泵在技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢(shì)。關(guān)鍵詞 斜盤(pán) 柱塞泵 滑靴 缸體AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system ，The inclined dish type and axial pump with a pilla

5、r is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contentsof cavity to realize the oil of inhaling with line up oily ，Is a capacity type liquid to press the pump.Fill to pillar to pumpfor the inclined dish type stalk the pillar f

6、ill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills isit sufferthe one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high p

7、ressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The provi

8、nce went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft isgood, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fil

9、ls to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crockbody第 1 章 緒論近年來(lái)，容積式液壓傳動(dòng)的高壓化趨勢(shì)，使柱塞泵尤其軸向柱塞泵的采用 日益廣泛。 軸向柱塞泵主要有結(jié)構(gòu)緊湊， 單位功率體積小， 重量輕，壓力高， 變量機(jī)構(gòu)布置方便，壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，不足之處是對(duì)油液的污染敏感，濾油精 度要求高，成本高等。軸向柱

10、塞泵分為盤(pán)式柱塞泵和閥式柱塞泵，盤(pán)式軸向 柱塞泵包括斜軸式軸向柱塞泵和斜盤(pán)式軸向柱塞泵。斜盤(pán)式與斜軸式軸向柱塞泵相比較，各有所長(zhǎng)斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū) 動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)， 使柱塞缸體不承受側(cè)向力， 所以，缸體對(duì)配油盤(pán)的傾復(fù)可能性小， 有利于柱塞副與配油部位工作，另外，允許的傾角大，可是，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工 藝性差，需要使用大容量止推軸承，因而高壓連續(xù)工作時(shí)間往往受到限制， 成本高。斜盤(pán)式軸向柱塞泵，由于配油盤(pán)與缸體、滑靴與柱塞這兩對(duì)高速運(yùn) 動(dòng)副均采用了一靜壓支承， 省去了大容量止推軸承， 具有結(jié)構(gòu)緊湊， 零件少， 工藝性好，成本低，體積小，重量輕等優(yōu)點(diǎn)，從而使該泵獲得了迅速發(fā)展， 并且由于軸向泵比徑向泵結(jié)

11、構(gòu)簡(jiǎn)單，制造成本低；斜盤(pán)式軸向柱塞泵容易實(shí) 現(xiàn)無(wú)級(jí)變量，體積小，重量輕，維修方便；因而斜盤(pán)式軸向柱塞泵比較其他 泵在技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢(shì)，所以，斜盤(pán)式軸向柱塞泵在不斷地改進(jìn)和 發(fā)展，其發(fā)展方向是：擴(kuò)大使用范圍、提高參數(shù)、改善性能、延長(zhǎng)壽命、降 低噪聲，以適應(yīng)液壓技術(shù)不斷發(fā)展的要求。斜盤(pán)式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤(pán)式軸向柱塞泵是靠柱塞 在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔內(nèi)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體均為圓柱形，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。軸向柱塞泵有非通軸和通軸兩種。非通軸式的徑向載荷由缸體外

12、周的大軸 承所平衡以限制缸體的傾斜，因此傳動(dòng)軸只傳遞扭矩，軸徑小，由于存在缸 體的傾斜力矩，因而制造精度較高，否則易損壞配油盤(pán)。但對(duì)于通軸式的傳 動(dòng)軸穿過(guò)斜盤(pán)取消了大軸承， 徑向載荷由傳動(dòng)軸支撐， 并且重量輕、 體積小、 零件種類(lèi)少，可以串聯(lián)輔助泵便于集成化，缸體傾斜力矩由主軸承受，因而 轉(zhuǎn)動(dòng)軸徑大。柱塞是斜盤(pán)式軸向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高壓柱塞泵常 采用的形式之一，能適應(yīng)高壓力高轉(zhuǎn)速的需要；配油盤(pán)設(shè)計(jì)的好壞也直接影 響泵的效率和壽命。斜盤(pán)式軸向柱塞泵被廣泛使用與工程機(jī)械、 起重運(yùn)輸、 冶金 、航空、 船 舶等都種領(lǐng)域，在航空中普遍用于飛機(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)

13、中，使飛機(jī)上所用的液壓泵中最主要的一種形式，尤其是在煤炭行業(yè) 的高壓重載液壓系統(tǒng)中，更是得到廣泛應(yīng)用。第二章 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理各種柱塞泵的運(yùn)動(dòng)原理都是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的演變，因而，它們的運(yùn)動(dòng)和 動(dòng)力分析就可以用統(tǒng)一的方程式來(lái)描述。斜盤(pán)式軸向柱塞泵主要結(jié)構(gòu)如圖（ 2-1 ）。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴 低面始終貼著斜盤(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（xoy面）存在一傾斜角丫，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復(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)

14、始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至死點(diǎn)（對(duì)應(yīng)0°位置）止。在這個(gè)過(guò)程中，柱塞腔剛好與配油盤(pán)吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔內(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。在這個(gè)過(guò)程中柱塞 腔，1- 柱塞 2- 缸體 3- 配油盤(pán) 4- 傳動(dòng)軸 5- 斜盤(pán)6- 滑靴 7- 回程盤(pán) 8- 中心彈簧圖2-1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理剛好與配油盤(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)一周，各個(gè)柱塞有半周吸油，半周排油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)， 泵便連續(xù)地吸油和排

15、油。2.2斜盤(pán)式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)1.排量、流量與容積效率軸向柱塞泵排量qb是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即不計(jì)容積損失時(shí)，泵理論流量Qib為式中dz 柱塞外徑dz=24mm ；Fz 柱塞橫截面積 Fzd；0.024 = 452.4mm2 ；44Smax 柱塞最大行程 ；Z 柱塞數(shù) 取Z=7；nb 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nb =1500r/min ；從圖可知，柱塞最大行程為式中Df 柱塞分布圓直徑Df = 74mm ；斜盤(pán)傾斜角取=18 ； 所以，泵的理論流量是 泵的實(shí)際輸出流量 泵容積效率為泵的機(jī)械效率為mb =90%所以，泵的總效率為容積效率與機(jī)械效率之積，第三章斜盤(pán)式軸向柱塞泵

16、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)直線運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使 柱塞軸線上一點(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。3.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，主要是研究柱塞相對(duì)缸體的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。即分析柱塞 與缸體做相對(duì)運(yùn)動(dòng)是的行程、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)。柱塞行程s下圖為一般帶滑靴的軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)分析圖。若斜盤(pán)傾角為丫，柱塞分布圓半徑為Rf，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為a，并以柱塞腔容

17、積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置0為0 ，則對(duì)應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn)角a時(shí)，圖3-1柱塞運(yùn)動(dòng)分析 所以柱塞行程s為(3-1 )s 二 htg 二 Rf (1 - cos： )tg當(dāng)a =1800時(shí)，可得最大行程Smax為將式(3-1 )對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度V為dsv =dt詈齊巳tg sn(3-2)當(dāng):=90°及2700時(shí)，sin；: h，1，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度Vmax為式中為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， =- t柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a將式（3-2）對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a為dv a 二dtdv da da dt二 Rf 2tg cos：(3-3)當(dāng)-0°及180°時(shí)，cos二1，可得最大運(yùn)

18、動(dòng)加速度amax為3.2滑靴運(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，也即滑靴中心 在斜盤(pán)平面xo'y'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2Rf2 37長(zhǎng)軸2b -0 = 77.38mmcosY cos18°短軸2a=2Rf -2 37 =74mm設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)那么A點(diǎn)在斜盤(pán)平面 xo'y'的坐標(biāo)為如果用極坐標(biāo)表示則為矢徑 Rh = x2 y2 二 Rf、1 tg2 cos2:極角 J - arctg （cos cos ：）滑靴在斜盤(pán)平面xo'y'內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度k為由上式可見(jiàn)

19、，滑靴在斜盤(pán)內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)a =1、-時(shí)，最2 2大（在短軸位置）為當(dāng):=0、二時(shí)，7最小（在長(zhǎng)軸位置）為由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周（2二）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3.3瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫(xiě)成 2 2 2式中Fz為柱塞截面積，F(xiàn)zdz（0.024） = 452.4mm。44柱塞數(shù)為Z=7,柱塞角距為n -=，位于排油區(qū)地柱塞數(shù)為 Zo,那么Z 7參與排油的各個(gè)柱塞瞬時(shí)流量為泵的瞬時(shí)流量為Zo -1= FzRf tgsin 比 sin(：ZZ二）nsinZ(3-4)由上式可以看出，泵的瞬時(shí)流量

20、與缸體轉(zhuǎn)角 對(duì)于奇數(shù)（Z=7）排油區(qū)的柱塞數(shù)為Zo:-有關(guān)，也與柱塞數(shù)有關(guān)。JI JT當(dāng)0時(shí)，取ZoZ Z - 1=4，由式（3-4 ）可知瞬時(shí)流量為時(shí)，取z。Z -1w3，由式（3-4）可得瞬時(shí)流量當(dāng):=0、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為Z Z當(dāng)、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為2Z 2Z奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見(jiàn)圖圖3-3奇數(shù)柱塞泵定義脈動(dòng)率、=竝 Qlmn = 0.0025QtpTT式中 Qtp為平均流量，可由瞬時(shí)流量公式在£周期內(nèi)積分求平均值而得無(wú)論奇數(shù)泵還是偶數(shù)泵均為脈動(dòng)頻率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以 f =2Z n = 2 7 1500r/mi n =21000脈動(dòng)率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以根

21、據(jù)計(jì)算值，將脈動(dòng)率e與柱塞Z畫(huà)成下圖的曲線圖3-4脈動(dòng)率e與柱塞數(shù)Z關(guān)系曲線由以上分析可知：（1）隨著柱塞數(shù)的增加，無(wú)論偶數(shù)柱塞泵還是奇數(shù)柱塞泵，流量脈動(dòng)率 都下降。（2）相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)流量遠(yuǎn)小于偶數(shù)柱塞泵的脈動(dòng) 率。第四章柱塞受力分析與設(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、 半周排油。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。4.1柱塞受力分析圖示是帶有滑靴的柱塞受力分析簡(jiǎn)圖。圖4-1柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：柱塞底部的液壓力Pb柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力Pb為式中Pb為泵的排油壓力。柱塞慣性力Pg柱塞相對(duì)缸

22、體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線加速度a,則柱塞軸向慣性力Pg為式中m、GZ為柱塞和滑靴的總質(zhì)量和總重量慣性力Pg方向與加速度a方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng) a =00和1800時(shí)，慣性力最大值為離心反力Pi柱塞隨缸體繞主軸作等速度圓周運(yùn)動(dòng)，有向心加速度ai，產(chǎn)生的離心反力P通過(guò)柱塞質(zhì)量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。其值為GZ2P = mZalRfg斜盤(pán)反力N斜盤(pán)反力通過(guò)柱塞球頭軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力Pb及其他軸向力相平衡。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。柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力R和P2該力是接觸應(yīng)力P1和P2產(chǎn)

23、生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小 于柱塞直徑及柱塞在柱塞腔內(nèi)的接觸長(zhǎng)度。因此，由垂直于柱塞軸線的徑向 力T和離心力P引起的接觸應(yīng)力pi和P2可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。摩擦力Pif和P2f柱塞與柱塞腔之間的摩擦力 Pf為圖6-2柱塞腔內(nèi)壓力變化 選帶卸荷的非對(duì)稱(chēng)配油盤(pán)根據(jù)式邊1總*計(jì)算出j=152 二 20在泵的結(jié)構(gòu)尺寸確定后，取決于吸排有壓力差的大小。在實(shí)際工況條件下, 泵排油壓力常隨負(fù)載改變而變化。要避免在新工況條件下的壓力沖擊，應(yīng)改 變壓縮角厶：1和上以適應(yīng)壓力差的變化。簡(jiǎn)單的方法是在過(guò)渡區(qū)開(kāi)設(shè)減振 槽。圖6-3非對(duì)稱(chēng)配油盤(pán)此時(shí)，過(guò)渡區(qū)壓縮角，按柱塞腔封閉油液壓力升高或降低所

24、必須的體積壓 縮量的50%計(jì)算；而減振槽按余下地50%計(jì)算。coar =1 _(12Vo兀 d；RftgYPb 一 p0Ey柱塞腔接通減振槽過(guò)程中，減振槽兩端的壓力差Up是變化的。開(kāi)始p=0, 完全接通后巾二Pb - Po，取近似平均壓力差為1 p，則通過(guò)減振槽的單位時(shí)間流量為而油液通過(guò)減振槽的單位時(shí)間是二，則©把上式帶入Qo式中可得減振槽的設(shè)計(jì)尺寸為經(jīng)多次驗(yàn)算得d0 = 2mml0 = 12mm減振槽有多種形式，如等截面的溝槽，也有變截面的三角槽622配油盤(pán)主要尺寸確定1. 配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑Df配油窗口包角%，在吸排油窗口包角相等時(shí)，取為避

25、免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足式中Qib泵理論流量；F2配油窗面積，f20（r2 - r2 ）2V0許用吸入流速，Vo =23m/s由此可得2. 封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為bi,外封油帶寬度為b2.考慮到外封油帶處于大半徑，在加上離心力的作用，泄流量比內(nèi)封油帶泄 流量大，取bi略大于b2,即當(dāng)配油盤(pán)受力平衡時(shí)，可得計(jì)算出的結(jié)果經(jīng)多次調(diào)整得到的為R i=40.5 R 2=37 R 3=27 R 4=12.5驗(yàn)算比壓p、比功pv為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(pán)之間保持液體摩擦， 配油盤(pán)應(yīng)有足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如下圖中D5, C6。輔助支承面上開(kāi)有寬度為B的通油槽，起

26、卸荷作用。配油盤(pán)的總支承面積F為圖6-4配油盤(pán)主要尺寸確定式中 F i輔助支承面通油槽面積；Fi=KB( R-RO =8漢10(55 -45) = 800mm2( K 為通油槽個(gè)數(shù)，取 K=8mm B為通油槽寬度，取B=10mmF 2、F3吸、排油窗口面積。配油盤(pán)比壓p為式中=Py 配油盤(pán)剩余壓緊力P t 中心彈簧壓緊力在配油盤(pán)和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過(guò)大而 磨損，應(yīng)驗(yàn)算pv值，即n7式中Vp為平均切線速度，Vp (D4 D) (25 1101.48m/s第七章缸體受力分析與設(shè)計(jì)7.1 缸體的穩(wěn)定性在工作過(guò)的配油盤(pán)表面?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與

27、配油盤(pán)間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤(rùn)滑性下 降，而影響到泵的壽命。缸體是一個(gè)復(fù)雜的受力體，造成偏磨的原因，除了 可能有受力不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。下面就缸體受到的主要力矩進(jìn)行穩(wěn)定 性分析。壓緊力矩M液壓泵工作時(shí)，由于處于排油區(qū)的柱塞數(shù)量和位置隨缸體轉(zhuǎn)角：變化，壓緊力Py及合力作用點(diǎn)也隨：變化，其相應(yīng)合力矩 M也要隨轉(zhuǎn)角變化。因?yàn)檫x用九柱塞泵，排油區(qū)可能有四個(gè)或五個(gè)柱塞。下圖是五個(gè)柱塞排油 時(shí)柱塞位置。為了便于分析，把每個(gè)柱塞的壓緊力看成是單位為1的集中載荷。圖7-1壓緊力合力作用點(diǎn)位置總壓緊力矩為分離力矩M因?yàn)榉蛛x力由三個(gè)部分組成，在內(nèi)、外封油帶上的壓力分布是按對(duì)數(shù)規(guī)律分布的

28、。可認(rèn)為內(nèi)、外封油帶上的分離力是沿著封油帶重心弧線宀、ri均勻分布的。弧線的包角仍為 %，弧線的半徑，如圖所示，分別圖7-2分離力合力作用點(diǎn)從數(shù)學(xué)可知，弧線重心矩為由此可得外，內(nèi)封油帶分離力臂為排油窗的油壓力是均布的，因此其分離力合力作用點(diǎn)可用求排油窗扇行面積重心來(lái)求得。數(shù)學(xué)上環(huán)扇面積重心矩為由此可得排油窗分離力力臂oh3為分離力總合力作用點(diǎn)C3可用力平衡式求得，即Pf2oh1 Pf2oh2 Pf3oh3得oc2Pf總分離力矩 Mf 二 PfOg =67 10.2 = 684N m力矩平衡方程設(shè)壓緊力矩My與分離力矩Mf之比為力矩系數(shù)， 叫yM f則力矩平衡方程為M y = M f缸體穩(wěn)定性與

29、 '有很重要關(guān)系， '偏大偏小都可以造成缸體傾倒偏磨，直接影響泵輸出油液壓力大約有1015%脈動(dòng)。因此，Z=9=1.07 1.2取 =1.147.2 缸體徑向力矩和徑向支承上面分析了由軸向的壓緊力和分離力引起的壓緊力矩和分離力矩，通過(guò)選 擇力矩系數(shù)使得缸體軸向穩(wěn)定。但僅此是不夠的，因此缸體還受到徑向力作 用，如果沒(méi)有可靠的徑向約束，缸體傾倒和偏磨仍會(huì)發(fā)生。下面將分析缸體 所受徑向力和缸體穩(wěn)定性的影響及缸體徑向支承形式。徑向力及徑向力矩從柱塞受力分析知道，在排油區(qū)的柱塞，由于受斜盤(pán)約束受有徑向力T的作用，對(duì)缸體產(chǎn)生以H為支點(diǎn)的傾倒力矩。即式中l(wèi)i為任一柱塞球頭中心至 H點(diǎn)的距離。

30、如圖圖7-3徑向合力產(chǎn)生的傾倒力矩柱塞徑向合力對(duì)缸體的傾倒力矩 Mt為= 18.34 (112.8 2 117.36 2 121.92 2 131.04 2 126.48)= 20.29 103 N m7 +1當(dāng)7廠二4個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，徑向合力最大。若忽略柱塞慣性力、摩 擦力等因素的影響，則柱塞最大徑向合力為對(duì)于柱塞數(shù)Z=9的柱塞泵，有 z= 0.25Rftg =0.25 37 tg18 = 3mm式中忌一徑向合力作用點(diǎn)運(yùn)動(dòng)弧長(zhǎng)在 Z軸上的投影長(zhǎng)度。綜上所述，要保證缸體不因徑向力作用產(chǎn)生傾倒，必須根據(jù)徑向力大小及 作用點(diǎn)變動(dòng)情況選擇可靠的徑向支承。安裝位置應(yīng)使支承軸承平面中心與傳 動(dòng)軸的交

31、點(diǎn)重合于柱塞球頭與傳動(dòng)軸的交點(diǎn)722 缸體徑向力支承型式選用缸體外支承在柱塞徑向合力中心位置上設(shè)置一缸體外徑大軸承，如圖圖7-4缸體外支承型式缸體傳動(dòng)的徑向力全部由缸體外徑軸承支承。這種形式的主要優(yōu)點(diǎn)是傳動(dòng)軸只起傳扭作用，不承受彎矩，因而軸和軸承 的設(shè)計(jì)條件可以大大改善。同時(shí)，缸體支承剛度高，多次裝配重復(fù)性好。由于徑向軸承外徑大，造成泵的外徑尺寸也大，重量增加，徑向支承還限 制了泵轉(zhuǎn)速的提高。缸體中心的傳動(dòng)軸尺寸較小，缸體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)更緊湊。柱塞分布圓直徑較小, 柱塞數(shù)較少(常取Z=7)，斜盤(pán)傾角較大(Ymax=18°2O0 )。由前面分析可知，缸體傾倒造成偏磨的原因是因?yàn)榕溆捅P(pán)不動(dòng)，缸

32、體傾倒 后改變了原接觸面的相對(duì)位置。如果缸體發(fā)生傾倒時(shí)，配油盤(pán)能自動(dòng)相應(yīng)變 化，保持接觸面良好的貼合關(guān)系，即配油盤(pán)具有自位性，無(wú)疑可以避免缸體 偏磨和泄漏。為此從結(jié)構(gòu)上采取措施，出現(xiàn)了浮動(dòng)配油盤(pán)、浮動(dòng)缸體和球面 配油盤(pán)等多種裝置，解決了缸體偏磨等問(wèn)題。7.3 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定通油孔分布圓半徑Rf和面積Fa為減小油液流動(dòng)損失，通常取通油孔分布圓半徑 R；與配油窗口分布圓半徑rf相等。即式中R2、R3為配油盤(pán)窗口內(nèi)、外半徑。通油孔面積近似計(jì)算如下圖7-5柱塞腔通油孔尺寸式中 I：. 通油孔直徑，I：. ：“dZ =24mmb_ 通油孔寬度，b_ ： 0.5dZ =0.5 24 = 12mm。

33、732缸體內(nèi)、外直徑D、D2的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量一致，應(yīng)盡量使各 處壁厚一致，壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算 圖7-5缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算式中dw為厚壁筒外徑，dw二dZ J： =24 16 = 40mm。缸體剛度也按厚壁筒校驗(yàn)，其變形量為式中 E 缸體材料彈性系數(shù) E =110 109N /m2 ；丿材料波桑系數(shù)，對(duì)青銅材料 J = 0.32 0.35 ；-允許變形量，一般鋼質(zhì)缸體取 ：、遼0.0065mm，青銅則取二.：乞 0.0048mm。當(dāng)壁厚確定后，可依次定出 D、D27.3.3 缸體高度H如上圖中可確定缸體高度 H為式中I。柱塞最短留孔長(zhǎng)度；Smax 柱塞最大行程；13 為便于研磨加工，留有的退刀槽長(zhǎng)度，盡量最短；14 缸底厚度，一般取 I4 =(0.4 0.6)dz =0.5 24=12mm結(jié)論四年的大學(xué)生活即將結(jié)束，在這四年里我學(xué)會(huì)了不少的東西，無(wú)論在學(xué)習(xí) 上、生活中、思想上都有很大的轉(zhuǎn)變，從一開(kāi)始帶著父母的殷切希望，懷著 充實(shí)自我，掌握一技之長(zhǎng)，為以后找工作，實(shí)現(xiàn)自己的人生價(jià)值的目標(biāo)作努 力，到最后考研進(jìn)一步接觸社會(huì)，學(xué)到一些從理論上學(xué)不到東西，增加了許 多經(jīng)驗(yàn)，這一切的成果都離不開(kāi)眾多可敬師長(zhǎng)諄諄教導(dǎo)、不厭其煩的