斜盤式軸向柱塞泵設(shè)計(jì)說明書

1、（20 16 屆）本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書軸向柱塞泵設(shè)計(jì)系部： 機(jī)電工程系 專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 生 姓 名： 李躍 班 級(jí)： 4班 學(xué)號(hào) 2008011427指導(dǎo)教師姓名： 伍先明 職稱 教授 最終評(píng)定成績(jī) 20 12 年 6 月長(zhǎng)沙學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)63ZCY141B軸向柱塞泵設(shè)計(jì)系 （部）： 機(jī)電工程系 專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化學(xué) 號(hào)： 2008011427 學(xué)生姓名： 李躍 指導(dǎo)教師： 伍先明 教授 20 12 年 6 月南華大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)摘 要ZCY14-1B軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的動(dòng)力元件，軸向柱塞泵是靠柱塞在（柱塞腔）缸體內(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

2、的，是容積式液壓泵。本文首先通過給定的設(shè)計(jì)參數(shù)，得出了柱塞的直徑和回程盤上的分布圓半徑，利用柱塞的尺寸以及受力和經(jīng)驗(yàn)公式可以得出滑靴的基本尺寸。利用分布圓半徑從而確定的配流盤上的內(nèi)封油、吸排油窗口等主要尺寸。利用軸的尺寸來計(jì)算出缸體的內(nèi)徑，再根據(jù)柱塞的分布以及缸體的壁厚算出缸體的外徑，根據(jù)柱塞的行程來算出缸體的長(zhǎng)度，然后再校核強(qiáng)度。最后對(duì)柱塞泵的變量機(jī)構(gòu)進(jìn)行選型以及一些參數(shù)的計(jì)算，最后總裝出柱塞泵。關(guān)鍵詞：軸向柱塞泵，配流盤，缸體，變量機(jī)構(gòu)ABSTRACTZCY14-1B axial piston pump in the hydraulic system, power components,

3、axial piston pump is to rely on the plunger (piston chamber) cylinder reciprocating motion, and change the plunger cavity volume suction and discharge of oil,is a positive displacement hydraulic pump. Firstly, the given design parameters obtained distribution on the radius of the diameter of the plu

4、nger and backhaul panel plunger size and the force and the empirical formula can draw the basic size of the slipper. Distribution radius in order to determine the valve plate on the inner seal oil, the main dimensions of the suction oil window. Shaft size to calculate the inner diameter of the cylin

5、der, according to the distribution of the plunger and the cylinder wall thickness calculated cylinder diameter, stroke of the plunger to calculate the length of the cylinder, and then check the strength. Finally, the piston pump variable institutions by the line selection, as well as some of the par

6、ameters of the calculation, the final assembly of the piston pump.Keywords: Axial piston pump，Valve plate ，Cylinder，Variables agencies 目 錄·摘 要IABSTRACTII第1章 緒論11.1引言11.2軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向1第2章 軸向柱塞泵性能參數(shù)42.1給定設(shè)計(jì)參數(shù)42.2確定結(jié)構(gòu)參數(shù)52.3 泵軸計(jì)算與校核62.3.1功率和電機(jī)的選擇62.3.2軸的計(jì)算校核6第3章 直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析83.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析83.

7、2滑靴運(yùn)動(dòng)分析93.3流量及流量脈動(dòng)率103.4脈動(dòng)率的計(jì)算11第4章 柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)、受力分析與強(qiáng)度計(jì)算134.1柱塞設(shè)計(jì)與受力分析134.1.1柱塞結(jié)構(gòu)形式134.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)134.1.3柱塞受力分析144.2滑靴受力分析與設(shè)計(jì)174.2.1 確定滑靴結(jié)構(gòu)型式174.2.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)174.2.3 中心孔、及長(zhǎng)度184.2.4滑靴受力分析204.3 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)234.3.1配油盤設(shè)計(jì)234.3.2配油盤受力分析254.3.3驗(yàn)算比壓、比功284.4缸體設(shè)計(jì)294.4.1 缸體的穩(wěn)定性294.4.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定294.4.3 缸體的受力分析314.4

8、.4缸體的強(qiáng)度校核314.5斜盤力矩分析334.5.1柱塞液壓力矩334.5.2過渡區(qū)閉死液壓力矩344.5.3回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩364.5.4滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩364.5.5柱塞慣性力矩364.5.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩364.5.7斜盤支承摩擦力矩374.5.8斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩374.5.9斜盤自重力矩374.6泵的變量機(jī)構(gòu)374.6.1控制變量的分類374.6.2變量機(jī)構(gòu)的選型384.6.3變量機(jī)構(gòu)液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算394.6.4活塞桿直徑的計(jì)算404.6.5液壓缸行程s的確定41結(jié) 論42參考文獻(xiàn)43致 謝44IV 南華大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 第1章 緒論1.1引言軸向柱塞泵

9、是液壓系統(tǒng)中的元件和執(zhí)行元件的重要推動(dòng)力，廣泛應(yīng)用于工業(yè)液壓和行走液壓領(lǐng)域中，是使用最廣泛的現(xiàn)代液壓元件。軸向柱塞泵是利用與傳動(dòng)軸平行的柱塞在柱塞孔來完成這項(xiàng)工作的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的容積變化。軸向柱塞泵，結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻，噪音低，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，徑向尺寸小，工作壓力高，效率高，容易實(shí)現(xiàn)變量的優(yōu)勢(shì)1。此外，復(fù)雜結(jié)構(gòu)的軸向柱塞泵，制造工藝，材料要求非常高，所以它是一個(gè)技術(shù)含量高的液壓元件。1.2軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向?qū)χ玫难芯靠芍^是歷史悠久，這使得大量的研究和實(shí)驗(yàn)工作，都是為了提高軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)，以減少震動(dòng)和噪音，國(guó)內(nèi)和液壓界的科學(xué)工作者研究軸向柱塞泵表明：柱塞泵的實(shí)際流量是

10、受各種因素的影響，流量脈動(dòng)是遠(yuǎn)遠(yuǎn)比理論流量脈動(dòng)大，紋波系數(shù)與柱塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。就軸向柱塞泵柱塞數(shù)的奇偶選擇問題，中國(guó)學(xué)者王意在1982年提出了“偶數(shù)泵可以和奇數(shù)泵工作一樣好”的觀點(diǎn)，并在1984年，選擇九柱塞泵與他設(shè)計(jì)的八柱塞泵進(jìn)行流量脈動(dòng)對(duì)比測(cè)試，實(shí)驗(yàn)表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德國(guó)Achen大學(xué)流體動(dòng)力研究所從理論上得出：八柱塞泵在受力、噪聲方面優(yōu)于九柱塞泵，模擬實(shí)驗(yàn)裝置上測(cè)得結(jié)果是八樁塞泵的壓力脈動(dòng)約為九柱塞泵的122。葉敏則考慮配油盤的偏轉(zhuǎn)安裝，并對(duì)傳統(tǒng)公式進(jìn)行了修正，已看不出奇數(shù)泵的流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于偶數(shù)泵。在“流體控制與機(jī)器人”96學(xué)術(shù)年會(huì)上，北京理工大學(xué)的張百海教授

11、就通常工況下，帶有預(yù)壓縮角的軸向柱塞泵流量脈動(dòng)作了分析，認(rèn)為其流量脈動(dòng)系數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于其固有流量脈動(dòng)系數(shù)，且偶數(shù)泵和奇數(shù)泵具有相同的流量脈動(dòng)頻率，但他沒有給出實(shí)驗(yàn)證明。鄒駿則在九柱塞泵的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)并制造出一個(gè)八柱塞泵，對(duì)八、九柱塞泵作了仿真分析及實(shí)驗(yàn)對(duì)比，認(rèn)為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵2。此外，北京航空航天大學(xué)的王占林教授與博士生從柱塞泵的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)入手，對(duì)斜盤式軸向柱塞泵作了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，給出了柱塞分別處于預(yù)升壓過渡區(qū)和預(yù)減壓過渡區(qū)柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法，對(duì)柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶數(shù)柱塞泵的流量脈動(dòng)相差無幾的結(jié)論。目前，國(guó)內(nèi)對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)研究較多的是甘

12、肅工業(yè)大學(xué)的那成烈教授和安徽理工大學(xué)的許賢良教授，他們以各自不同的角度對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)進(jìn)行了較深入的研究。那成烈教授在國(guó)家自然科學(xué)資助項(xiàng)目“軸向柱塞泵噪聲控制”的研究，軸向柱塞泵流量脈動(dòng)，不僅取決于油品質(zhì)量的基金會(huì)也是流體噪聲控制的主要因素之一。他對(duì)油底殼結(jié)構(gòu)上的流量的脈動(dòng)進(jìn)行綜合分析。在他的指導(dǎo)下，他的很多學(xué)生對(duì)軸向柱塞泵的流量和搏動(dòng)指數(shù)進(jìn)行了大量的研究3。蘭州理工大學(xué)的那炎清研究軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)的主要因素工程噪聲控制之一，以確定軸向柱塞泵瞬時(shí)流量的影響因素，為減少使用計(jì)算機(jī)模擬分析流量均勻系數(shù)。鄧斌，西南交通大學(xué)栽培要流程模擬，理論的順勢(shì)流蘇和倒灌流量進(jìn)行了仿真，倒灌的

13、流量比活塞泵的集合流量脈動(dòng)，使柱塞水壓泵的流量脈動(dòng)相應(yīng)減少，交通入侵開始，以減少活塞強(qiáng)壓力脈動(dòng)。分析和模擬實(shí)際流量，使用B湍流模型和簡(jiǎn)算法的液壓油場(chǎng)的過程中，揭示流量的變化和柱塞室和流動(dòng)窗口的三維模擬的軸向柱塞泵速度分布，并指出，對(duì)液壓軸向柱塞泵流量脈動(dòng)的速度和負(fù)載壓力。甘肅工業(yè)大學(xué)劉淑蓮?fù)ㄟ^對(duì)對(duì)稱偏轉(zhuǎn)的油盤軸向柱塞泵流量脈動(dòng)的理論分析，提出了計(jì)算流量脈動(dòng)的修正公式。并用計(jì)算機(jī)仿真研究軸向柱塞裂流量脈動(dòng)與柱塞奇偶數(shù)、阻尼形式及通油比例等影響因素的關(guān)系。同時(shí)對(duì)帶有橫向傾角減振機(jī)構(gòu)的斜盤酌兩種結(jié)構(gòu)形式的泵流量進(jìn)行了分析與仿真。蘭州理工大學(xué)的尹文波主要從幾何因數(shù)，即配油盤的結(jié)構(gòu)對(duì)實(shí)際流量的影響進(jìn)行分

14、析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時(shí)流量脈動(dòng)系數(shù)比工作介質(zhì)不可壓縮時(shí)大一個(gè)數(shù)量級(jí)，且與柱塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。還指出，流搏動(dòng)指數(shù)因子的彈性模量和泵靜壓柱塞數(shù)，其次是石油。安徽工業(yè)大學(xué)，徐教授從一個(gè)視圖的流動(dòng)結(jié)構(gòu)的流量脈動(dòng)，柱塞（相鄰的兩個(gè)角）之間的偶數(shù)活塞流量特性和流量脈動(dòng)的分部之間的關(guān)系分析的幾何點(diǎn)，（張賢亮缸徑腎形角），（腎形角度相結(jié)合的油底殼確定）。他的學(xué)生，安徽大學(xué)，劉曉華，軸向柱塞泵和非幾何因素（包括泄露）進(jìn)行了理論分析，計(jì)算機(jī)模擬和實(shí)際流量脈動(dòng)動(dòng)態(tài)測(cè)試的幾何因素，最后得出結(jié)論：流暴力脈動(dòng)，流量脈動(dòng)頻率與柱塞數(shù)無關(guān)的平價(jià)關(guān)系。中國(guó)礦業(yè)大學(xué)劉力國(guó)考慮油底殼的實(shí)際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞室給排水情況，八活

15、塞泵流量脈動(dòng)和七個(gè)柱塞泵流量脈動(dòng)大致相同的結(jié)論。軸向柱塞泵泄露，國(guó)外研究人員是在活塞與氣缸之間的泄漏在成的摩擦損失更感興趣。泵的實(shí)際流量，諾亞密蘇里-哥倫比亞英國(guó)大學(xué)之間的活塞和氣缸磨損的焦點(diǎn)4。Manring討論和撕裂所帶來的泄漏和泵油入侵前的過渡地帶提高，以及七八九活塞泵的流量和理論流程圖比較，結(jié)果表明：泵浦脈沖的實(shí)際流量比理論脈動(dòng)較大，偶數(shù)泵數(shù)據(jù)顯示比奇數(shù)的泵。薩斯喀徹溫大學(xué)，加拿大麗澤梁研究與壓力控制伺服閥用于模擬高頻率響應(yīng)磨損軸向柱塞泵磨損的活塞和氣缸之間的軸向柱塞泵的活塞和氣缸之間的泄漏和控制算法。模擬了各種不同層次的柱塞磨損測(cè)量泄漏。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，與實(shí)際磨損的活塞泵，脈動(dòng)流壁面壓

16、力波動(dòng)的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)是相當(dāng)一致的，這為進(jìn)一步深入研究提供基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。德國(guó)漢堡技術(shù)大學(xué)的RolfLasaar分別從柱塞受力角度和泵的實(shí)際流量角度對(duì)斜盤式軸向柱塞泵柱塞與缸體的間隙進(jìn)行了較為詳盡的分析，從柱塞所受摩擦力角度：要求間隙取大者；從泄漏量對(duì)流壁的影響角度：要求間隙越小越好。作者通過計(jì)算和實(shí)驗(yàn)，得到了此間隙的最優(yōu)化處理模式5?？傊?，軸向軸塞泵流量脈動(dòng)是極其復(fù)雜，傳統(tǒng)理論力難及?；钊玫牧髁?，壓力脈動(dòng)是相當(dāng)復(fù)雜的，涉及到一些幾何因素和非幾何因素，仍未能定性。更沒有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起的作用和地位。業(yè)界更多地偏向于從配油盤結(jié)構(gòu)的角度去分析軸向柱塞泵的實(shí)際

17、流量及脈動(dòng)系數(shù)，而且形成了較為完善的分析計(jì)算體系6；至于泄漏對(duì)實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)的影響，雖進(jìn)行了一定的研究，但還沒一個(gè)較為完整的分析計(jì)算，更無計(jì)算公式。軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結(jié)構(gòu)保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。第2章 軸向柱塞泵性能參數(shù)2.1給定設(shè)計(jì)參數(shù)額定工作壓力 最大排量 額定轉(zhuǎn)速 容積效率 軸向柱塞泵幾何排量V是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即 （2.1）式中 -柱塞直徑； -柱塞數(shù)； -柱塞分布圓半徑； -斜盤傾角。為了避免氣蝕現(xiàn)象，在值之后，需按下式做校核計(jì)算： （2.2）式中：-常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無預(yù)壓力的油泵；對(duì)進(jìn)口壓力為的油泵=9100。 所以

18、主參數(shù)排量符合設(shè)計(jì)要求。2.2確定結(jié)構(gòu)參數(shù)從泵的排量公式可以看出，柱塞直徑，分布圓半徑,柱塞數(shù)z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速也是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角來實(shí)現(xiàn)。對(duì)于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角在之間，而設(shè)計(jì)是非通軸式油泵，取上限，即。柱塞數(shù)z，由泵的結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)率來決定，從結(jié)構(gòu)上考慮，是非通軸式所以一般取。柱塞直徑和柱塞分布圓半徑R 從下列排量公式可得和的關(guān)系式 （2.3） （2.4）當(dāng)時(shí)， 由于上式計(jì)算出的需要圓整化，油泵中常用柱塞直徑為8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、35、·&#

19、183;····，所以應(yīng)選。柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分部圓半徑。即 =1.5422=33.8 mm （2.5）將柱塞分布圓半徑進(jìn)行圓整取mm。柱塞行程 h （2.6） 將行程圓整取mm 。2.3 泵軸計(jì)算與校核進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力。由于該軸為傳動(dòng)軸，所以應(yīng)該按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，此外，對(duì)于瞬時(shí)過載很大或應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性較為嚴(yán)重的軸，還應(yīng)按峰尖載荷校核其強(qiáng)度，以免產(chǎn)生過量的塑性變形。2.3.1功率和電機(jī)的選擇 根據(jù)排量，轉(zhuǎn)速求出理論功率 （2.7） 根據(jù)效率求出實(shí)際

20、功率 （2.8） 根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速可以選擇Y250M型號(hào)電機(jī)，功率55千瓦，同步轉(zhuǎn)速。2.3.2軸的計(jì)算校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為： （2.9）式中 -扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，； -軸所受的扭矩，； -軸的抗扭矩截面系數(shù)，； -軸的轉(zhuǎn)速，; -軸傳遞的功率, ; -計(jì)算截面處軸的直徑，；由上式可得軸的直徑 （2.10） （2.11） 軸的材料為45鋼，取, 因此選。由于泵后軸為空心軸，則有： （2.12）式中 ，即空心軸的內(nèi)徑與外徑之比，通常取。因?yàn)楣蔬x擇。因?yàn)樵摫幂S為傳動(dòng)軸，所以支持承載扭矩，為了考慮兩者循環(huán)特性的不同的影響，引入折合系數(shù)，則計(jì)算應(yīng)力為 （2.13）因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力,因?yàn)楹筝S為花鍵軸，所以根據(jù)花

21、鍵的抗扭界面系數(shù)的計(jì)算公式， 可得軸的合成強(qiáng)度為故滿足強(qiáng)度。第3章 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，使柱塞軸線上任何一點(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傳運(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)分析運(yùn)動(dòng)規(guī)律：當(dāng)泵工作時(shí)，柱塞滑靴有兩個(gè)運(yùn)動(dòng)，一個(gè)是相對(duì)往復(fù)運(yùn)動(dòng)汽缸和其他被牽連在旋轉(zhuǎn)圓筒的運(yùn)動(dòng)，而這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，球中心，滑靴和球窩的軌跡是一個(gè)橢圓形的中心。此外，也由于氣缸軸繞自身旋轉(zhuǎn)，此運(yùn)動(dòng)使柱

22、塞的磨損和潤(rùn)滑趨于均勻，是有利的。如圖3.1所示，柱塞相對(duì)于缸體的位移、速度、加速度可分別按下列各式計(jì)算： （3.1） （3.2） （3.3）圖3.1柱塞運(yùn)動(dòng)分析柱塞運(yùn)動(dòng)的行程、速度、加速度與缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖3.2所示。圖3.2 柱塞運(yùn)動(dòng)特征圖3.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析滑靴中心在斜盤平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖3.3所示。 圖3.3 滑靴運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析圖其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。橢圓的長(zhǎng)，短軸分別為 長(zhǎng)軸 （3.4） 短軸 （3.5）設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)為 （3.6） （3.7） 滑靴在斜盤平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度為 （3.8）由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)或時(shí)，最大（在短軸位置）為 （3.9

23、） 當(dāng)或時(shí)，最?。ㄔ陂L(zhǎng)軸位置）為 （3.10）由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周的時(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 （3.11）3.3流量及流量脈動(dòng)率流量的計(jì)算：當(dāng)油泵有z個(gè)柱塞（下列計(jì)算中z均為奇數(shù)），柱塞間的角距 時(shí)，如令、.分別為各排油柱塞瞬間的理論流量， 、.分別為各柱塞的相對(duì)缸體的速度cm/min，則；。所以，油泵總的瞬時(shí)理論流量為： 。 （3.12）是以為周期變化的，其每秒脈動(dòng)頻率為，七缸柱塞泵的流量脈動(dòng)圖形如圖3.4所示圖3.4 流量脈動(dòng)示意圖當(dāng)、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為 （3.13）而當(dāng)、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為 （3.14）油泵的平均流量

24、可按下式計(jì)算： （3.15）3.4脈動(dòng)率的計(jì)算當(dāng)，即為奇數(shù)時(shí) （3.16）當(dāng)為偶數(shù)時(shí) （3.17）利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容：表3.1 脈動(dòng)率的計(jì)算值Z5678910114.8913.92.537.81.534.981.23由以上分析可知：1.隨著柱塞數(shù)量，流量脈動(dòng)率也隨著增加。2.相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率遠(yuǎn)小于偶數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率，這就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。泵瞬時(shí)流量是一周期脈動(dòng)函數(shù)。由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免的存在有液阻,流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng)。在設(shè)計(jì)液壓泵和液壓系統(tǒng)時(shí)，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動(dòng)，避免引起諧振。第4章 柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)、

25、受力分析與強(qiáng)度計(jì)算柱塞受力是一個(gè)柱塞泵主要受力點(diǎn)。單柱塞與缸體旋轉(zhuǎn)一周，吸油半周，排油一周。柱塞在吸氣過程中和放油過程中是受力是不一樣的。以下的重點(diǎn)是在返回斜盤設(shè)計(jì)討論柱塞在柱塞吸過程中的排油過程中的力學(xué)分析。4.1柱塞設(shè)計(jì)與受力分析4.1.1柱塞結(jié)構(gòu)形式本設(shè)計(jì)即采用帶滑靴的柱塞形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動(dòng)?；ヅc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及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄露，保持與斜盤之間有一層油膜潤(rùn)滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。4.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)(1) 柱塞名義長(zhǎng)度

26、 如圖4.1，應(yīng)選定下列主要參數(shù)： -柱塞行程-柱塞最小外伸長(zhǎng)度 -柱塞最小接觸長(zhǎng)度 -柱塞名義長(zhǎng)度值在結(jié)構(gòu)計(jì)算中以確定，一般在范圍內(nèi)，而及值一般可按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)來?。?（4.1） （4.2）而 。 （4.3）這里取 (2) 柱塞球頭直徑按經(jīng)驗(yàn)常取，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，取.(3) 柱塞均壓槽往往是高壓柱塞泵的柱塞表面開環(huán)形槽的壓力，因?yàn)槠胶獾膫?cè)向壓力，并改善潤(rùn)滑條件和儲(chǔ)存的作用。均壓槽的尺寸常?。荷铋g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設(shè)均壓槽。

27、4.1.3柱塞受力分析圖4.1是帶有滑靴的柱塞受力圖。圖4.1 柱塞受力圖在排油過程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力：(1)液壓力 （4.4）式中 為泵的最大工作壓力。(2) 斜盤對(duì)柱塞的法向力法向力N可分解為柱塞的側(cè)向分離T及柱塞的軸向分力F, （4.5） （4.6）(3) 缸孔對(duì)柱塞的正壓力為與 -摩擦系數(shù)，可取 。如忽略柱塞的離心力、慣性力、滑履與斜盤間的摩擦力和柱塞與缸孔的配合間隙，并假定柱塞與缸孔間的比壓按直線分布，則可列出下列四個(gè)力的平衡方程式：1) ， （4.7）2) ， （4.8）3) , （4.9）(4) 由相似原理 （4.10）解上列方程式可得： （4.11） 令 （4

28、.12） 則 （4.13） （4.14） （4.15） (5) 缸孔與柱塞間的摩擦力為與 （4.16） （4.17）（6）柱塞與缸孔間比壓的計(jì)算：一般取柱塞外伸至最大行程位置時(shí)的最大比壓作為計(jì)算比壓，則 （4.18）（7）柱塞與缸孔間平均比功的計(jì)算： （4.19）平均比功可按下式計(jì)算： （4.20）各種缸孔及滑靴材料的許用比壓、許用速度、許用比功的值，以摩擦副材料而定，可參考表4.1表4.1 滑靴材料的參數(shù)材料牌號(hào)許用比壓許用滑動(dòng)速度平均許用比功 30086001503200耐磨鑄鐵100518柱塞與缸上的摩擦變形，不宜使用不同的材料，更重要的是油溫過高的泵。油在銅鋼表面鍍適當(dāng)?shù)暮穸龋詼p少摩

29、擦，不使用銅材料的軟金屬材料的腐蝕，也避免高溫。4.2滑靴受力分析與設(shè)計(jì)4.2.1 確定滑靴結(jié)構(gòu)型式滑靴結(jié)構(gòu)有如圖4.2所示為簡(jiǎn)單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。圖4.2滑靴結(jié)構(gòu)4.2.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)（1）滑靴外徑斜盤上的滑靴位置，應(yīng)使傾角時(shí)，互相之間應(yīng)有一定的間隙，如圖4.3所示。圖4.3 滑靴外徑的確定滑靴的外徑為 （4.21）一般取 ，這里取0.5.（2）油池直徑初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 ，這里取0.8 （4.22）4.2.3 中心孔、及長(zhǎng)度如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，?。ɑ颍┤绻捎渺o壓支承或最小功率

30、損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔（或）對(duì)油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度 ，節(jié)流器有以下兩種型式：（1）節(jié)流器采用截留管時(shí)，常以柱塞中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖4.2所示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量q為 （4.23）式中 、-細(xì)長(zhǎng)管直徑、長(zhǎng)度 ； -修正系數(shù)。 （4.24） 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 （4.25） 帶入數(shù)據(jù)可以求得 式中a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(zhǎng)，推薦壓降系數(shù)，這里取0.8（2）節(jié)流器采用節(jié)流孔時(shí)，常以滑靴中心孔作為節(jié)流裝置，如圖4.11所示，根據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量q為 （4.26）式中 為流

31、量系數(shù)，一般取 。把上式帶入 中， （4.27） 整理后可得節(jié)流孔尺寸 （4.28）帶入數(shù)據(jù)可以求得以上設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法可以看出，前兩個(gè)方程，節(jié)流管柱塞 - 拖鞋組合配方的粘度系數(shù)，表明油溫油門效應(yīng)的影響較小，但少拉長(zhǎng)孔加工技術(shù)。實(shí)施困難?；ブ行目椎谋”诳椎恼扯认禂?shù)，油的溫度調(diào)節(jié)效果，油壓的穩(wěn)定，也嚴(yán)重影響油門。然而，薄壁孔加工過程中更好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)。高壓柱塞泵已廣泛應(yīng)用于滑靴柱塞結(jié)構(gòu)。不僅滑靴增加斜板的接觸面，降低接觸應(yīng)力，高壓流體，封油流形成薄膜之間的拖鞋和斜板，這大大降低了相對(duì)運(yùn)動(dòng)之間的摩擦損失，提高機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓和高速的需要4.2.4滑靴受

32、力分析 液壓泵工作，有一組方向相仿的作用力。首先，在柱塞底部的壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力，另一是由滑靴面直徑為的油池產(chǎn)生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄露時(shí)油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。當(dāng)壓緊力和分離力保持平衡時(shí)，封油帶上保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊，進(jìn)行分析。(1) 分離力圖4.4為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量的表達(dá)式為 （4.29） 若 ，則 （4.30）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 （4.31）若 ，則 （4.32）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

33、帶上總的分離力可通過積分求得。圖4.4滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布如圖4.4，取微環(huán)面。則封油帶分離力為 （4.33）油池靜壓分離力為 （4.34）總分離力 為(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 （4.35）(3) 力平衡方程式 當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力的平衡方程式 （4.36）即 （4.37）將上式帶入式,得泄漏量為 （4.38）除了上述的主要作用，滑靴還有其他的作用。滑靴與斜盤之間的摩擦，球窩摩擦引起的離心力帶動(dòng)沿滑靴的旋轉(zhuǎn)斜盤切向力。這些運(yùn)動(dòng)中的一些滑靴產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)，均勻摩擦;滑靴傾銷產(chǎn)生偏磨，破壞滑靴密封，應(yīng)注意滑靴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)模。4.3 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配油

34、盤是軸向柱塞泵主要零件之一，可以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。4.3.1配油盤設(shè)計(jì)配油盤設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)封油帶尺寸、吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。(1)過渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。配流盤的結(jié)構(gòu)，柱塞，從高壓室，低壓室連接時(shí)關(guān)閉的石油將是一個(gè)瞬間膨脹的沖擊壓力。高，低壓的影響之交嚴(yán)重降低質(zhì)量流量脈動(dòng)，造成噪音和功耗，以及周期性的沖擊載荷。對(duì)泵的使用壽命有很大影響。為了防止壓力沖擊，我們希望，當(dāng)連接到高，低壓力，柱塞腔，腔壓力

35、可以平滑過渡，以避免壓力沖擊。(2)配油盤主要尺寸確定圖4.5 配油盤主要尺寸如圖4.5所示，求的配油盤主要尺寸如下：1) 配流窗口分部圓直徑分布圓直徑等于或者小于柱塞分布圓直徑，即,然后根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度： （4.39）取 則 （4.40）所以符合設(shè)計(jì)要求。2) 配油窗口的長(zhǎng)度與寬度配油窗口長(zhǎng)度至少可占其分布圓周圍長(zhǎng)度的75，即；配油窗口的寬度應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來計(jì)算： （4.41）式中 -吸入液體許可流速，一般推薦。 配流窗口外緣 （4.42） （4.43）當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示于分離力計(jì)算式代入平衡方程式可得 （4.44）聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油

36、帶尺,.,故符合要求。4.3.2配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵的配油盤有一定的差異，但具有相同的功能和基本結(jié)構(gòu)。圖4.6是常用的配油盤簡(jiǎn)圖。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(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；配油窗口和風(fēng)又打油膜對(duì)缸體的分離力。1-吸油盤 2-排油窗 3-過渡區(qū) 4-減震槽5-內(nèi)封油帶 6-外封油帶 7-輔助支承面 圖4.6配油盤基本構(gòu)造(1) 壓緊力 壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)階上，事缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。對(duì)于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為 （4.45）當(dāng)有 個(gè)柱

37、塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為 （4.46）平均壓緊力為 （4.47）(2) 分離力 分離力是由三個(gè)部分力組成。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排油窗高壓油對(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)際包角比配油盤油窗包角有所擴(kuò)大，如圖4.7所示。圖4.7 封油帶實(shí)際包角的變化當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 （4.48）當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 （4.49）平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角為 （4.50）式中 -柱塞間距角，; -柱塞腔通油孔包角 ，這里取。 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏量是源流流動(dòng),對(duì)封油帶任意半徑上的壓

38、力從到積分,并以代替，可得外封油帶上的分離力為 （4.51） 外封油帶泄漏量為 （4.52） 內(nèi)封油帶分離力 內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為 （4.53） 內(nèi)封油帶泄漏量為 （4.54） 排油窗分離力 （4.55） 配油盤總分離力 總泄露量為：4.3.3驗(yàn)算比壓、比功為使配油盤的接觸應(yīng)力因盡量減少和缸體和油底殼之間的液體摩擦，配油盤應(yīng)該有足夠的承載面積。為此設(shè)置了輔助支承面。輔助支承面上開有寬度為的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積為 （4.56）式中 -輔助支承面通油槽總面積； （通油槽個(gè)數(shù)，為通油槽寬度）；、-吸、排油窗口面積根據(jù)估算：配油盤比壓 P為 （4.57

39、） 式中 -配油盤剩余壓緊力；-中心彈簧壓緊力；-根據(jù)資料??；在配油盤和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算值，即 （4.58）式中 為平均切線速度 . （4.59） 根據(jù)資料取。4.4缸體設(shè)計(jì)4.4.1 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(huì)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(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4.4.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定1) 缸體高度 從圖4.9中確定缸體高度為 （4.60）式中 -柱塞最短留孔長(zhǎng)度； -柱塞

40、最大行程； -為便于研磨加工，留有的退刀槽長(zhǎng)度，盡量取短； -缸體厚度，一般 ，這里取0.5。圖4.8缸體機(jī)構(gòu)尺寸圖2) 缸體內(nèi)、外直徑、 與壁厚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（如圖4.8），即，壁厚初值仍由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。先取，再進(jìn)行校核。缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 （4.61）式中 -筒外徑; -相鄰柱塞的壁厚; -工作油壓; -缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)： 對(duì)： 所以取，當(dāng)缸體材料取用時(shí) 符合要求。則缸體的內(nèi)直徑 （4.62 ) 缸體的外直徑 （4.63）4.4.3 缸體的受力分析缸體軸驅(qū)動(dòng)與斜盤、滑靴和中心加力裝置驅(qū)動(dòng)活塞，

41、以實(shí)現(xiàn)吸液，力更為復(fù)雜。一個(gè)類型的液壓泵配油盤是關(guān)鍵要素，從操作的結(jié)構(gòu)上來看，希望不會(huì)發(fā)生直接接觸的金屬之間的滑動(dòng)表面的成膜過程中。通常所說的“缸位置”的結(jié)構(gòu)，依靠浮動(dòng)缸體平衡，保持理想的薄膜厚度和油底殼之間，為了獲得一個(gè)容積效率和機(jī)械效率，延長(zhǎng)壽命的綜合指數(shù)。因此，缸體的受力是非常重要的。缸體力的作用是：受力包括離心力活塞組和缸體的嚴(yán)重性;油底殼額外的壓縮彈簧力，徑向力（軸或圓筒外徑軸承）;斜盤推力和摩擦力的推力和油底殼的摩擦。計(jì)算這些力，需要經(jīng)過一個(gè)復(fù)雜的理論和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，以及一些需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。4.4.4缸體的強(qiáng)度校核一般把缸體的受力，按照壁厚進(jìn)行計(jì)算。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為。計(jì)算時(shí)取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為，從圖中可知，則厚壁