柱塞泵設(shè)計(jì)和計(jì)算[斜盤式]

1、 目錄第1章 緒論第2章 斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 斜盤式軸向柱塞泵工作原理2.2 斜盤式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)第3章 斜盤式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析3.1 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v 3.1.3 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)4.1 柱塞受力分析4.1.1 柱塞底部的液壓力Pb4.1.2 柱塞慣性力Pg 4.1.3 離心反力Pl4.1.4 斜盤反力N4.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力P1和P24.1.6 摩擦力p1f和P2f4.2

2、柱塞設(shè)計(jì)4.2.1 柱塞結(jié)構(gòu)型式4.2.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)4.2.3 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)5.1 滑靴受力分析5.1.1 分離力Pf5.1.2 壓緊力Py5.1.3 力平衡方程式5.2 滑靴設(shè)計(jì)5.2.1 剩余壓緊力法5.2.2 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 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)6.1 配油盤受力分析6.1.1 壓緊力Py6.1.2 分離力Pf6.1.3 力平橫方程式6.2 配油盤設(shè)計(jì)6.2.1 過度區(qū)設(shè)計(jì)6.2.2 配油盤主要尺寸確定6.2.3 驗(yàn)算比壓p、比功pv第7章 缸體受力

3、分析與設(shè)計(jì)7.1 缸體地穩(wěn)定性7.1.1 壓緊力矩My7.1.2 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7.2.1 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7.3.1 通油孔分布圓半徑Rf´和面積F7.3.2 缸體內(nèi)、外直徑D1、D2的確定7.3.3 缸體高度H結(jié)論摘要 斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤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，對于斜盤式軸向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盤缸體是其重要部分，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

4、適應(yīng)高壓力高轉(zhuǎn)速的需要，配油盤與缸體直接影響泵的效率和壽命，由于配油盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對高速運(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)簡單等優(yōu)點(diǎn)，由于斜盤式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無級變量，維修方便等優(yōu)點(diǎn)，因而斜盤式軸向柱塞泵在技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢。關(guān)鍵詞 斜盤 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

5、 and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily，Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the incline

6、d dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the 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 hi

7、gh demand turning soon in high pressure 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 st

8、atic pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because

9、 the inclined dish type stalk fills 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 crock body第1章 緒論近年來，容積式液壓傳動(dòng)的高壓化趨勢，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，壽命長等優(yōu)點(diǎn)，不足之處

10、是對油液的污染敏感，濾油精度要求高，成本高等。軸向柱塞泵分為盤式柱塞泵和閥式柱塞泵，盤式軸向柱塞泵包括斜軸式軸向柱塞泵和斜盤式軸向柱塞泵。斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵相比較，各有所長斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū)動(dòng)盤結(jié)構(gòu)，使柱塞缸體不承受側(cè)向力，所以，缸體對配油盤的傾復(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。斜盤式軸向柱塞泵，由于配油盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對高速運(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

11、，并且由于軸向泵比徑向泵結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低；斜盤式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無級變量，體積小，重量輕，維修方便；因而斜盤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，所以，斜盤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。斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤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

12、載荷由缸體外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。但對于通軸式的傳動(dòng)軸穿過斜盤取消了大軸承，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；配油盤設(shè)計(jì)的好壞也直接影響泵的效率和壽命。斜盤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)中，使飛機(jī)上所

13、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 斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 斜盤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)一的方程式來描述。 斜盤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平面運(yùn)動(dòng)。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于斜盤平面相對缸體（xoy面）存在一傾斜角，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180º360º范圍內(nèi)，柱塞由下死點(diǎn)（對應(yīng)180º位置）開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大

14、，直至死點(diǎn)（對應(yīng)0º位置）止。在這個(gè)過程中，柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔內(nèi)，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在0º180º范圍內(nèi)，柱塞在斜盤約束下由上死點(diǎn)開始不斷進(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)過程中柱塞腔，1-柱塞 2-缸體 3-配油盤 4-傳動(dòng)軸 5-斜盤6-滑靴 7-回程盤 8-中心彈簧圖2-1 斜盤式軸向柱塞泵工作原理剛好與配油盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。這就是排油過程。由此可見，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)地吸油和排油。2.2 斜盤式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)1.排量、流量與

15、容積效率軸向柱塞泵排量是指缸體旋轉(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)，泵理論流量為 式中 柱塞外徑 ；柱塞橫截面積 ； 柱塞最大行程 ； 柱塞數(shù) 取Z=7； 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 ；從圖可知，柱塞最大行程為式中 柱塞分布圓直徑 ； 斜盤傾斜角 ?。凰?，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)

16、生的相對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缸體的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。即分析柱塞與缸體做相對運(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)。3.1.1 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。若斜盤傾角為，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為，并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為 ，則對應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn)角時(shí)，圖3-1 柱塞運(yùn)動(dòng)分析所以柱塞行程s為 （3-1）當(dāng)=1800時(shí)，可得最大行程為 3.1.2柱塞運(yùn)動(dòng)速度v將式（3-1）對時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度v為 （3-2） 當(dāng)及時(shí)

17、，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度為 式中 為缸體旋轉(zhuǎn)角速度，。3.1.3 柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a將式（3-2）對時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a為 （3-3）當(dāng)及時(shí)，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度為3.2 滑靴運(yùn)動(dòng)分析 研究滑靴的運(yùn)動(dòng)，主要是分析它相對斜盤平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，也即滑靴中心在斜盤平面內(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、短軸分別為長軸 短軸 設(shè)柱塞在缸體平面上 A 點(diǎn)坐標(biāo) 那么A點(diǎn)在斜盤平面 的坐標(biāo)為如果用極坐標(biāo)表示則為矢徑 極角 滑靴在斜盤平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度為由上式可見，滑靴在斜盤內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)=、時(shí)，最大（在短軸位置）為當(dāng)、時(shí)，最?。ㄔ陂L軸位置）為由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞 點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周（）的時(shí)

18、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)流量可寫成式中為柱塞截面積，。 柱塞數(shù)為Z=7,柱塞角距為，位于排油區(qū)地柱塞數(shù)為Z0，那么參與排油的各個(gè)柱塞瞬時(shí)流量為 . . 泵的瞬時(shí)流量為 （3-4） 由上式可以看出，泵的瞬時(shí)流量與缸體轉(zhuǎn)角有關(guān)，也與柱塞數(shù)有關(guān)。對于奇數(shù)（Z=7）排油區(qū)的柱塞數(shù)為Z0當(dāng)時(shí)，取，由 式（3-4）可知瞬時(shí)流量為當(dāng)時(shí)，取，由式（3-4）可得瞬時(shí)流量當(dāng)、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為當(dāng)、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見圖圖3-3 奇數(shù)柱塞泵定義脈動(dòng)率 式中為平均流量，可由瞬

19、時(shí)流量公式在 周期內(nèi)積分求平均值而得無論奇數(shù)泵還是偶數(shù)泵均為3.3.1 脈動(dòng)頻率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以3.3.2 脈動(dòng)率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以根據(jù)計(jì)算值，將脈動(dòng)率ð與柱塞Z畫成下圖的曲線 圖3-4 脈動(dòng)率ð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。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。4.1 柱塞受力分析圖4-1 柱塞受力分析作用在柱

20、塞上的力有：圖示是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。4.1.1 柱塞底部的液壓力柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力為式中為泵的排油壓力。4.1.2 柱塞慣性力Pg柱塞相對缸體往復(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mZ、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)角按余弦規(guī)律變化。當(dāng)=00和1800時(shí)，慣性力最大值為4.1.3 離心反力Pl柱塞隨缸體繞主軸作等速度圓周運(yùn)動(dòng)，有向心加速度al，產(chǎn)生的離心反力Pl通過柱塞質(zhì)量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。其值為24.1.4 斜盤反力N 斜盤反力通過柱塞球頭軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其

21、他軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負(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。4.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力P1和P2該力是接觸應(yīng)力p1 和p2產(chǎn)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)的接觸長度。因此，由垂直于柱塞軸線的徑向力和離心力引起的接觸應(yīng)力p1和p2可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。4.1.6 摩擦力P1f 和 P2f柱塞與柱塞腔之間的摩擦力Pf為式中f為摩擦系數(shù)，常取f=0.050.12。取f=0.12分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí)N、P1、和P2可以通過如下方程求得： 式中

22、柱塞最小接觸長度 ； 柱塞名義長度 ;解放程組得：式中 為結(jié)構(gòu)參數(shù)4.2 柱塞設(shè)計(jì)4.2.1柱塞結(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),有三種型式,(1)點(diǎn)接觸式柱塞,(2)線接觸式柱塞,(3)帶滑靴的柱塞.選用帶滑靴的柱塞,柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭, 稱滑靴,可繞柱塞球頭中心擺動(dòng).滑靴與斜盤間為面接觸,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柱塞中心孔,沿滑靴平面泄露,保持與斜盤之間有一層油膜潤滑,從而減少了摩擦和磨損,使壽命大大提高.目前大多采用這種形式軸向柱塞泵. 并且這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)的慣性力.采用空心結(jié)構(gòu)還可以利用

23、柱塞底部的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.空心柱塞內(nèi)可以安放回程彈簧,使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位.4.2.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1.柱塞直徑 及柱塞分布圓直徑 Df柱塞直徑、柱塞分布圓直徑Df、和柱塞數(shù)Z 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所占的弧長約為分布圓周長 的 75% , 即由此可得 式中m為結(jié)構(gòu)參數(shù).m隨柱塞數(shù)Z而定. 當(dāng)泵的理論流量和轉(zhuǎn)速根據(jù)使用工況條件選定之后,根據(jù)流量公式可得柱塞直徑為柱塞直徑 確定后,應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 Df , 即2. 柱塞名義長度L由于柱塞圓球中心作用有很大的 徑向力T,為使柱塞不致被以及保

24、持有足夠的密封長度,應(yīng)保持有最小留孔長度 ,一般取 因?yàn)?所以 因此,柱塞名義長度 l 應(yīng)滿足:式中 柱塞最大行程; 柱塞最小外伸長度,一般取 .根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù),柱塞名義長度常取: 同理 3.柱塞球頭直徑d1 按經(jīng)驗(yàn)常取 如圖圖4-2 柱塞尺寸圖 為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱而能完全進(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 ld ,一般取4.柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)形壓力槽,起均衡側(cè)向力,改善潤滑條件和存貯贓物的作用.如上圖均壓槽的尺寸常取:;寬 ; 間距.實(shí)際上,由于柱塞受到的徑向力很大,均壓槽的作用并不明顯,還容易劃傷缸體上柱塞孔壁面.因此目前許多高壓柱塞泵中并不開設(shè)

25、均壓槽.4.2.3柱塞摩擦副比壓p 、比功 pv 驗(yàn)算取柱塞伸出最長時(shí)的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值,則柱塞相對缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度 vmax 應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi),由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 pmax vmax為選用 18CrMnTiA 材料.第五章 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的接觸應(yīng)力,而且柱塞底部的高壓油液,經(jīng)柱塞中心孔 和滑靴中心孔 ,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).使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜,大大減少了相對運(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.5.1 滑靴受力

26、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力圖把滑靴壓向斜盤,稱為壓緊力;另一是由滑靴面直徑為 D1的油池產(chǎn)生的靜壓力Pf1與滑靴封油帶上油液泄露時(shí)油膜反力Pf2 ,二者力圖使滑靴與斜盤分離開,稱為分離力Pf .當(dāng)緊壓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.5.1.1 分離力Pf 圖為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖.圖4-3 滑靴結(jié)構(gòu)及分布力分布根據(jù)流體力學(xué)平面圓盤放射流可知,油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量q的表達(dá)式為若 ,則式中 為封油帶油膜厚度.封油帶上半徑為r 的任一點(diǎn)壓力分布式為若 ,則從上式可以看出 由上式可以看出，封油帶上壓力 隨半徑增大

27、而呈對數(shù)規(guī)律下降。油池靜壓分離力Pf1為總分離力Pf為5.1.2 壓緊力 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即5.1.3 力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力平衡方程式得泄流量為 5.2 滑靴設(shè)計(jì) 滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法和最小功率法選用最小功率損失法 最小功率損失法的特點(diǎn)是：選取適當(dāng)油膜厚度，使滑靴泄漏功率損失法與摩擦功率損失之和最小，保持最高功率。5.2.1 泄漏功率損失 已知滑靴在斜盤上的泄漏流量q ，。若不計(jì)吸油區(qū)的損失，則滑靴在排油區(qū)域的泄漏功率損失為 5.2.2 摩擦功率損失 滑靴在斜盤上的運(yùn)動(dòng)軌跡是橢圓，為簡化計(jì)算，近似認(rèn)為是柱塞分布圓。因此滑靴摩擦功率損失為式中

28、液體粘性摩擦力， ； u切線速度， 滑靴摩擦（支承）面積； 液體粘性摩擦應(yīng)力，為液體粘性系數(shù)，為油膜厚度。將代入上式中可得5.2.3 滑靴總功率損失 令可得最佳油膜厚度為由上式計(jì)算出的油膜厚度，可使滑靴功率損失最小，效率最高。最佳油膜厚度在范圍。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)型式滑靴的結(jié)構(gòu)型式如圖圖5-1 滑靴結(jié)構(gòu)型式 關(guān)于滑靴的結(jié)構(gòu)，應(yīng)該防止由于傾斜而引起密封帶出現(xiàn)偏磨，所以往往在密封帶外面加上一道斷開的外輔助支承面環(huán)帶。這樣，即使滑靴出現(xiàn)某些偏磨，也不會破壞滑靴的平衡設(shè)計(jì)，從而延長了滑靴的壽命。為了減小對滑靴底面的比壓，并防止由于壓力沖擊而引起滑靴底面沉凹的變形（這

29、種變形引起松靴），常常在滑靴的密封帶內(nèi)側(cè)加上一個(gè)或幾個(gè)內(nèi)輔助支承環(huán)帶，為了不影響滑靴的支承力，并使密封環(huán)帶內(nèi)側(cè)壓力迅速伸展，內(nèi)輔助支承面在圓周上是斷開的。 為了提高滑靴的拉脫強(qiáng)度，可以將滑靴的收口部位加厚?；サ那蛎鎴A柱度和橢圓度不大于0.003mm，與柱塞球頭鉚合時(shí)的徑向間隙應(yīng)不大于0.01mm，與柱塞球頭的接觸面積不小于70%?；サ牟牧峡刹捎们嚆~或高強(qiáng)度的黃銅制造。要特別注意材料中心不允許有疏松和偏析，否則容易引起疲勞強(qiáng)度損壞。5.3.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1. 滑靴外徑D2滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾斜角時(shí)，互相之間仍有一定間隙s，如圖圖5-2 滑靴外徑D2的選定滑靴外徑D2為 一般取2. 油

30、池直徑D1初步計(jì)算時(shí)，設(shè)定 3. 中心孔、及長度 節(jié)流器采用節(jié)流管時(shí)，常以柱塞中心孔作為節(jié)流裝置，如滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布圖所示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長孔流量q為式中 、細(xì)長管直徑、長度； K修正系數(shù)； 把上式帶入滑靴泄漏量公式 可得整理后可得節(jié)流管尺寸為經(jīng)多次試算得 式中 為壓降系數(shù)，。當(dāng)時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力最強(qiáng)。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數(shù) 。從 公式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞-滑靴組合，公式中無粘度系數(shù) ，說明油溫對節(jié)流效果影響較小，但細(xì)長孔的加工工藝性較差，實(shí)現(xiàn)起來有困難。第六章 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸、排油液以及承受由高

31、速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。它的設(shè)計(jì)好壞直接影響泵的效率和壽命。6.1 配油盤受力分析常用配油盤簡圖如下圖6-1 配油盤基本結(jié)構(gòu)液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而生的壓緊力Py；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力Pf。6.1.1 壓緊力壓緊力是由于處在排油區(qū)的柱塞腔中高壓油液作用在 柱塞腔底部臺階面上，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。對于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力Py1為當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力Py2為平均壓緊力Py為6.1.2 分離力Pf分離力有三部分組成。即外封油帶分離力Pf1、內(nèi)封油帶分離力

32、Pf2、排油窗高壓油對缸體的分離力Pf3對奇數(shù)柱塞泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，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)際包角比配油盤排油窗包角有所擴(kuò)大。 當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角為式中 柱塞間距角 ； 柱塞腔通油孔包角 1. 外封油帶分離力Pf1外封油帶上泄流量是源流流動(dòng)，可得外封油帶泄流量q1為2. 內(nèi)封油帶分離力Pf2內(nèi)封油帶上泄流量是匯流流動(dòng)，可得內(nèi)封油帶泄流量q2為3. 排油窗分離力Pf34. 配油盤分離力Pf總泄流量考慮到封油帶很窄，分離力也可以近似看成線性分布規(guī)律，簡化計(jì)算： 6.1.3 力平衡

33、方程式 為使缸體能與配油盤緊密貼合，保證可靠密封性，應(yīng)取壓緊力稍大于分離力。設(shè)壓緊力與分離力之差為剩余壓緊力；剩余壓緊力與壓緊力之比為壓緊系數(shù)，它表示壓緊程度。即由此可得力平衡方程式 一般取 取則 為保證泵啟動(dòng)時(shí)，缸體配油盤仍有一定的預(yù)壓緊力，常設(shè)置一軸向中心彈簧，把缸體緊壓在配油盤上。一般取彈簧力為300500N。彈簧力Pt也可按下式選取 6.2 配油盤設(shè)計(jì)配油盤設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)外封油帶尺寸、吸排油口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。6.2.1過度區(qū)設(shè)計(jì)為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過度角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱正重迭配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔

34、接通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通低壓腔時(shí)，封閉的油液會瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過渡，從而避免壓力沖擊。圖6-2 柱塞腔內(nèi)壓力變化選帶卸荷的非對稱配油盤根據(jù)式 計(jì)算出 ，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)改變壓縮角和以適應(yīng)壓力差的變化。簡單的方法是在過渡區(qū)開設(shè)減振槽。圖6-3 非對稱配油盤此時(shí)，過

35、渡區(qū)壓縮角，按柱塞腔封閉油液壓力升高或降低所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。得 柱塞腔接通減振槽過程中，減振槽兩端的壓力差是變化的。開始=0，完全接通后，取近似平均壓力差為，則通過減振槽的單位時(shí)間流量為而油液通過減振槽的單位時(shí)間是，則把上式帶入Q0式中可得減振槽的設(shè)計(jì)尺寸為 經(jīng)多次驗(yàn)算得減振槽有多種形式，如等截面的溝槽，也有變截面的三角槽6.2.2 配油盤主要尺寸確定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)，取為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足式中 Qlb泵理論流量； F2配油窗面積， v0許用吸入流速

36、，由此可得2. 封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為b1，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b1略大于b2，即當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，可得計(jì)算出的結(jié)果經(jīng)多次調(diào)整得到的為 R1=40.5 R2=37 R3=27 R4=12.56.2.3 驗(yàn)算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應(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，D6。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積F為圖6-4 配油盤主要尺寸確定式中 F1輔助支承面通油槽面積；F1=KB（R-R5）= （K為通油槽

37、個(gè)數(shù)，取K=8mm，B為通油槽寬度，取B=10mm） F2、F3吸、排油窗口面積。配油盤比壓p為式中 Py 配油盤剩余壓緊力 Pt 中心彈簧壓緊力在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算pv值，即式中為平均切線速度，第七章 缸體受力分析與設(shè)計(jì)7.1 缸體的穩(wěn)定性 在工作過的配油盤表面?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，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。7.1.1 壓緊力矩My液壓泵

38、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，壓緊力及合力作用點(diǎn)也隨變化，其相應(yīng)合力矩My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7.1.2 分離力矩Mf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數(shù)規(guī)律分布的?？烧J(rèn)為內(nèi)、外封油帶上的分離力是沿著封油帶重心弧線r2 、r1均勻分布的?；【€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

39、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為 分離力總合力作用點(diǎn)可用力平衡式求得，即得 總分離力矩7.1.3 力矩平衡方程 設(shè)壓緊力矩與分離力矩之比為力矩系數(shù)，。則力矩平衡方程為 缸體穩(wěn)定性與有很重要關(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脈動(dòng)。因此，Z=9 7.2 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，如果沒有可靠的徑向約束，缸體傾倒和偏磨仍會發(fā)生。下面將分析缸體所受徑向力和缸體穩(wěn)定性的影

40、響及缸體徑向支承形式。7.2.1 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，由于受斜盤約束受有徑向力T的作用，對缸體產(chǎn)生以H為支點(diǎn)的傾倒力矩。即式中為任一柱塞球頭中心至H點(diǎn)的距離。如圖圖7-3 徑向合力產(chǎn)生的傾倒力矩柱塞徑向合力對缸體的傾倒力矩Mt為當(dāng) 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于柱塞數(shù)Z=9的柱塞泵，有式中 徑向合力作用點(diǎn)運(yùn)動(dòng)弧長在Z軸上的投影長度。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)軸的交點(diǎn)重合于柱塞球頭與傳動(dòng)軸的交點(diǎn)

41、7.2.2 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），斜盤傾角較大（）。 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不動(dòng)，缸體傾倒后改變了原接觸面的相對位置。如果缸體發(fā)生傾倒時(shí)

42、，配油盤能自動(dòng)相應(yīng)變化，保持接觸面良好的貼合關(guān)系，即配油盤具有自位性，無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、浮動(dòng)缸體和球面配油盤等多種裝置，解決了缸體偏磨等問題。 7.3 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定7.3.1 通油孔分布圓半徑和面積F為減小油液流動(dòng)損失，通常取通油孔分布圓半徑與配油窗口分布圓半徑相等。即式中R2、R3為配油盤窗口內(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 通油孔直徑， 通油孔寬度，。7.3.2 缸體內(nèi)、外直徑D1、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)算式中為厚壁筒外徑，。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) ； 材料波桑系數(shù)，對青銅材料； 允許變形量，一般鋼質(zhì)缸