斜盤式軸向柱塞泵設計說明書

1、<p><b>　?。?016屆）</b></p><p>　　本科生畢業(yè)設計說明書</p><p><b>　　軸向柱塞泵設計</b></p><p><b>　　20 12年6月</b></p><p>　　長沙學院本科生畢業(yè)設計</p><p

2、>　　63ZCY14－1B軸向柱塞泵設計</p><p>　　系 （部）：機電工程系</p><p>　　專 業(yè)：機械設計制造及其自動化</p><p>　　學 號：2008011427 </p><p><b>　　學生姓名：李躍 </b></p>&

3、lt;p>　　指導教師：伍先明 教授</p><p><b>　　2012年6月</b></p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　ZCY14-1B軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的動力元件，軸向柱塞泵是靠柱塞在（柱塞腔）缸體內的往復運動，改變柱塞腔內容積實現(xiàn)吸油和排油的，是容積式液壓泵。本文首先通

4、過給定的設計參數，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驗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封油、吸排油窗口等主要尺寸。利用軸的尺寸來計算出缸體的內徑，再根據柱塞的分布以及缸體的壁厚算出缸體的外徑，根據柱塞的行程來算出缸體的長度，然后再校核強度。最后對柱塞泵的變量機構進行選型以及一些參數的計算，最后總裝出柱塞泵。</p><p>　　關鍵詞：軸向柱塞泵，配

5、流盤，缸體，變量機構</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　ZCY14-1B axial piston pump in the hydraulic system, power components, axial piston pump is to rely on the plunger (piston chamber) cylind

6、er 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 diamet

7、er of the plunger and backhaul panel plunger size and the force and the empirical formula can draw the basic size of the slipper. Distribution </p><p>　　Keywords:Axial piston pump，Valve plate ，Cylinder，Varia

8、bles agencies </p><p><b>　　目 錄·</b></p><p><b>　　摘要I</b></p><p>　　ABSTRACTII</p><p><b>　　第1章緒論1</b></p><p><

9、b>　　1.1引言1</b></p><p>　　1.2軸向柱塞泵國內外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向1</p><p>　　第2章軸向柱塞泵性能參數4</p><p>　　2.1給定設計參數4</p><p>　　2.2確定結構參數5</p><p>　　2.3 泵軸計算與校核6</p>

10、<p>　　2.3.1功率和電機的選擇6</p><p>　　2.3.2軸的計算校核6</p><p>　　第3章直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析8</p><p>　　3.1柱塞運動學分析8</p><p>　　3.2滑靴運動分析9</p><p>　　3.3流量及流量脈動率10<

11、/p><p>　　3.4脈動率的計算11</p><p>　　第4章柱塞泵主要部件的設計、受力分析與強度計算13</p><p>　　4.1柱塞設計與受力分析13</p><p>　　4.1.1柱塞結構形式13</p><p>　　4.1.2柱塞結構尺寸設計13</p><p>　　4.1

12、.3柱塞受力分析14</p><p>　　4.2滑靴受力分析與設計17</p><p>　　4.2.1確定滑靴結構型式17</p><p>　　4.2.2結構尺寸設計17</p><p>　　4.2.3中心孔、及長度18</p><p>　　4.2.4滑靴受力分析20</p><p>

13、;　　4.3配油盤受力分析與設計23</p><p>　　4.3.1配油盤設計23</p><p>　　4.3.2配油盤受力分析25</p><p>　　4.3.3驗算比壓、比功28</p><p>　　4.4缸體設計29</p><p>　　4.4.1缸體的穩(wěn)定性29</p><p&g

14、t;　　4.4.2缸體主要結構尺寸的確定29</p><p>　　4.4.3 缸體的受力分析30</p><p>　　4.4.4缸體的強度校核31</p><p>　　4.5斜盤力矩分析32</p><p>　　4.5.1柱塞液壓力矩33</p><p>　　4.5.2過渡區(qū)閉死液壓力矩33</p&g

15、t;<p>　　4.5.3回程盤中心預壓彈簧力矩35</p><p>　　4.5.4滑靴偏轉時的摩擦力矩35</p><p>　　4.5.5柱塞慣性力矩36</p><p>　　4.5.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩36</p><p>　　4.5.7斜盤支承摩擦力矩36</p><p>　　4.5.

16、8斜盤與回程盤回轉的轉動慣性力矩36</p><p>　　4.5.9斜盤自重力矩36</p><p>　　4.6泵的變量機構37</p><p>　　4.6.1控制變量的分類37</p><p>　　4.6.2變量機構的選型37</p><p>　　4.6.3變量機構液壓缸內徑的計算39</p>

17、<p>　　4.6.4活塞桿直徑的計算39</p><p>　　4.6.5液壓缸行程s的確定40</p><p><b>　　結論42</b></p><p><b>　　參考文獻43</b></p><p><b>　　致謝44</b></p&g

18、t;<p><b>　　第1章 緒論</b></p><p><b>　　1.1引言</b></p><p>　　軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的元件和執(zhí)行元件的重要推動力，廣泛應用于工業(yè)液壓和行走液壓領域中，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軸平行的柱塞在柱塞孔來完成這項工作的往復運動的容積變化。軸向柱塞泵，結構緊湊，運

19、轉平穩(wěn)，流量均勻，噪音低，轉動慣量小，徑向尺寸小，工作壓力高，效率高，容易實現(xiàn)變量的優(yōu)勢[1]。此外，復雜結構的軸向柱塞泵，制造工藝，材料要求非常高，所以它是一個技術含量高的液壓元件。</p><p>　　1.2軸向柱塞泵國內外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向</p><p>　　對柱塞泵的研究可謂是歷史悠久，這使得大量的研究和實驗工作，都是為了提高軸向柱塞泵的流量脈動，以減少震動和噪音，國內和液壓界的

20、科學工作者研究軸向柱塞泵表明：柱塞泵的實際流量是受各種因素的影響，流量脈動是遠遠比理論流量脈動大，紋波系數與柱塞數的奇偶性無關。</p><p>　　就軸向柱塞泵柱塞數的奇偶選擇問題，中國學者王意在1982年提出了“偶數泵可以和奇數泵工作一樣好”的觀點，并在1984年，選擇九柱塞泵與他設計的八柱塞泵進行流量脈動對比測試，實驗表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德國Achen大學流體動力研究所從理論上得出：八

21、柱塞泵在受力、噪聲方面優(yōu)于九柱塞泵，模擬實驗裝置上測得結果是八樁塞泵的壓力脈動約為九柱塞泵的122％。葉敏則考慮配油盤的偏轉安裝，并對傳統(tǒng)公式進行了修正，已看不出奇數泵的流量脈動遠遠小于偶數泵。在“流體控制與機器人”96學術年會上，北京理工大學的張百海教授就通常工況下，帶有預壓縮角的軸向柱塞泵流量脈動作了分析，認為其流量脈動系數遠遠大于其固有流量脈動系數，且偶數泵和奇數泵具有相同的流量脈動頻率，但他沒有給出實驗證明。鄒駿則在九柱塞泵的基

22、礎上，設計并制造出一個八柱塞泵，對八、九柱塞泵作了仿真分析及實驗對比，認為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵[2]。此外，北京航空航天大學的王占林教授與博士生從柱塞泵的計算機輔助設計入手，對斜盤式軸向柱塞泵作了運動學分析，給出了柱塞分別處于預升壓過渡區(qū)和預減壓過渡區(qū)柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法</p><p>　　目前，國內對軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數研究較多的是甘肅工業(yè)大學的那成烈教授和安徽理工大學的許賢良

23、教授，他們以各自不同的角度對軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數進行了較深入的研究。那成烈教授在國家自然科學資助項目“軸向柱塞泵噪聲控制”的研究，軸向柱塞泵流量脈動，不僅取決于油品質量的基金會也是流體噪聲控制的主要因素之一。他對油底殼結構上的流量的脈動進行綜合分析。在他的指導下，他的很多學生對軸向柱塞泵的流量和搏動指數進行了大量的研究[3]。蘭州理工大學的那炎清研究軸向柱塞泵的流量脈動的主要因素工程噪聲控制之一，以確定軸向柱塞泵瞬時流量的影響

24、因素，為減少使用計算機模擬分析流量均勻系數。鄧斌，西南交通大學栽培要流程模擬，理論的順勢流蘇和倒灌流量進行了仿真，倒灌的流量比活塞泵的集合流量脈動，使柱塞水壓泵的流量脈動相應減少，交通入侵開始，以減少活塞強壓力脈動。分析和模擬實際流量，使用B湍流模型和簡算法的液壓油場的過程中，揭示流量的變化和柱塞室和流動窗口的三維模擬的軸向柱塞泵速度分布，并指出，對液壓軸向柱塞泵流量脈動的速度和負載壓力。</p><p>　　甘

25、肅工業(yè)大學劉淑蓮通過對對稱偏轉的油盤軸向柱塞泵流量脈動的理論分析，提出了計算流量脈動的修正公式。并用計算機仿真研究軸向柱塞裂流量脈動與柱塞奇偶數、阻尼形式及通油比例等影響因素的關系。同時對帶有橫向傾角減振機構的斜盤酌兩種結構形式的泵流量進行了分析與仿真。</p><p>　　蘭州理工大學的尹文波主要從幾何因數，即配油盤的結構對實際流量的影響進行分析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時流量脈動系數比工作介質不可壓縮時大一個數

26、量級，且與柱塞數的奇偶性無關。還指出，流搏動指數因子的彈性模量和泵靜壓柱塞數，其次是石油。安徽工業(yè)大學，徐教授從一個視圖的流動結構的流量脈動，柱塞（相鄰的兩個角）之間的偶數活塞流量特性和流量脈動的分部之間的關系分析的幾何點，（張賢亮缸徑腎形角），（腎形角度相結合的油底殼確定）。他的學生，安徽大學，劉曉華，軸向柱塞泵和非幾何因素（包括泄露）進行了理論分析，計算機模擬和實際流量脈動動態(tài)測試的幾何因素，最后得出結論：流暴力脈動，流量脈動頻率與

27、柱塞數無關的平價關系。中國礦業(yè)大學劉力國考慮油底殼的實際幾何參數，根據柱塞室給排水情況，八活塞泵流量脈動和七個柱塞泵流量脈動大致相同的結論。軸向柱塞泵泄露，國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。泵的實際流量，諾亞密蘇里-哥倫比亞英國大學之間的活塞和氣缸磨損的焦點[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，結果表明：泵浦脈沖的實際</p>

28、<p>　　德國漢堡技術大學的RolfLasaar分別從柱塞受力角度和泵的實際流量角度對斜盤式軸向柱塞泵柱塞與缸體的間隙進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；從泄漏量對流壁的影響角度：要求間隙越小越好。作者通過計算和實驗，得到了此間隙的最優(yōu)化處理模式[5]。</p><p>　　總之，軸向軸塞泵流量脈動是極其復雜，傳統(tǒng)理論力難及?；钊玫牧髁?，壓力脈動是相當復雜的，涉及到一些幾

29、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構的角度去分析軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數，而且形成了較為完善的分析計算體系[6]；至于泄漏對實際流量及脈動系數的影響，雖進行了一定的研究，但還沒一個較為完整的分析計算，更無計算公式。</p><p>　　軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結構保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方

30、法是其發(fā)展的方向。</p><p>　　第2章 軸向柱塞泵性能參數</p><p><b>　　2.1給定設計參數</b></p><p><b>　　額定工作壓力 </b></p><p><b>　　最大排量 </b></p><p><

31、;b>　　額定轉速</b></p><p>　　容積效率 </p><p>　　軸向柱塞泵幾何排量V是指缸體旋轉一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即</p><p><b>　?。?.1）</b></p><p>　　式中 ------柱塞直徑；</p><p>　

32、　------柱塞數；</p><p>　　------柱塞分布圓半徑；</p><p>　　------斜盤傾角。</p><p>　　為了避免氣蝕現(xiàn)象，在值之后，需按下式做校核計算：</p><p><b>　?。?.2）</b></p><p>　　式中：---常數，對進口無預壓力的油泵；對

33、進口壓力為的油泵</p><p><b>　　=9100。</b></p><p>　　所以主參數排量符合設計要求。</p><p><b>　　2.2確定結構參數</b></p><p>　　從泵的排量公式可以看出，柱塞直徑，分布圓半徑,柱塞數z都是泵的固定結構參數，并且當原動機確定之后傳動軸轉速

34、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現(xiàn)。</p><p>　　對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角在之間，而設計是非通軸式油泵，取上限，即。</p><p>　　柱塞數z，由泵的結構與流量脈動率來決定，從結構上考慮，是非通軸式所以一般取。</p><p>　　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系式</p&

35、gt;<p><b>　?。?.3）</b></p><p><b>　?。?.4）</b></p><p><b>　　當時， </b></p><p>　　由于上式計算出的需要圓整化，油泵中常用柱塞直徑為8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、35、&#

36、183;·····，所以應選。</p><p>　　柱塞直徑確定后，應從滿足流量的要求而確定柱塞分部圓半徑。即</p><p>　　=1.5422=33.8 mm（2.5）</p><p>　　將柱塞分布圓半徑進行圓整取mm。</p><p><b>　　柱塞行程 h</b&g

37、t;</p><p><b>　?。?.6） </b></p><p>　　將行程圓整取mm 。</p><p>　　2.3 泵軸計算與校核</p><p>　　進行軸的強度校核計算時，應根據軸的具體受載應力情況，采取相應的計算方法，并恰當地選取其許用應力。由于該軸為傳動軸，所以應該按扭轉強度條件計算，此外，對于瞬時

38、過載很大或應力循環(huán)不對稱性較為嚴重的軸，還應按峰尖載荷校核其強度，以免產生過量的塑性變形。</p><p>　　2.3.1功率和電機的選擇</p><p>　　根據排量，轉速求出理論功率</p><p><b>　?。?.7） </b></p><p>　　根據效率求出實際功率</p><p>

39、;<b>　?。?.8）</b></p><p>　　根據功率和轉速可以選擇Y250M型號電機，功率55千瓦，同步轉速。</p><p>　　2.3.2軸的計算校核</p><p>　　軸的扭轉強度條件為：</p><p><b>　?。?.9）</b></p><p>　　

40、式中-----扭轉切應力，；</p><p>　　-----軸所受的扭矩，；</p><p>　　-----軸的抗扭矩截面系數，；</p><p>　　-----軸的轉速，;</p><p>　　-----軸傳遞的功率, ;</p><p>　　-----計算截面處軸的直徑，；</p><p>

41、;<b>　　由上式可得軸的直徑</b></p><p><b>　　（2.10）</b></p><p><b>　?。?.11） </b></p><p>　　軸的材料為45鋼，取, 因此選。</p><p>　　由于泵后軸為空心軸，則有：</p><

42、;p><b>　?。?.12）</b></p><p>　　式中，即空心軸的內徑與外徑之比，通常取。</p><p><b>　　因為</b></p><p><b>　　故選擇。</b></p><p>　　因為該泵軸為傳動軸，所以支持承載扭矩，為了考慮兩者循環(huán)特性的不

43、同的影響，引入折合系數，則計算應力為</p><p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　因為扭轉切應力,因為后軸為花鍵軸，所以根據花鍵的抗扭界面系數的計算公式， 可得軸的合成強度為</p><p><b>　　故滿足強度。</b></p><p>　　第3章 直軸式軸向柱塞泵運

44、動學及流量品質分析</p><p>　　泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上任何一點的運動軌跡是一個橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產生的相對缸體繞其自身軸線的自傳運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。</p><p>　　3.1柱塞運動學分析</p><

45、p><b>　　運動規(guī)律：</b></p><p>　　當泵工作時，柱塞滑靴有兩個運動，一個是相對往復運動汽缸和其他被牽連在旋轉圓筒的運動，而這兩個運動的合成，球中心，滑靴和球窩的軌跡是一個橢圓形的中心。此外，也由于氣缸軸繞自身旋轉，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。</p><p>　　如圖3.1所示，柱塞相對于缸體的位移、速度、加速度可分別按下列各

46、式計算：</p><p><b>　?。?.1） </b></p><p>　?。?.2）（3.3）</p><p>　　圖3.1柱塞運動分析</p><p>　　柱塞運動的行程、速度、加速度與缸體轉角的關系如圖3.2所示。</p><p>　　圖3.2 柱塞運動特征圖</p>&

47、lt;p><b>　　3.2滑靴運動分析</b></p><p>　　滑靴中心在斜盤平面內的運動規(guī)律，如圖3.3所示。</p><p>　　圖3.3 滑靴運動規(guī)律分析圖</p><p>　　其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長，短軸分別為</p><p><b>　　長軸（3.4）</b></

48、p><p><b>　　短軸（3.5）</b></p><p>　　設柱塞在缸體平面上A點坐標為</p><p><b>　　（3.6）</b></p><p><b>　?。?.7） </b></p><p>　　滑靴在斜盤平面內的運動角速度為</p

49、><p><b>　?。?.8）</b></p><p>　　由上式可見，滑靴在斜盤平面內是不等角速度運動，當或時，最大（在短軸位置）為</p><p><b>　　（3.9） </b></p><p>　　當或時，最小（在長軸位置）為</p><p><b>　?。?/p>

50、3.10）</b></p><p>　　由結構可知，滑靴中心繞點旋轉一周的時間等于缸體旋轉一周的時間。因此，其平均旋轉角速度等于缸體角速度，即</p><p><b>　?。?.11）</b></p><p>　　3.3流量及流量脈動率</p><p>　　流量的計算：當油泵有z個柱塞（下列計算中z均為奇數）

51、，柱塞間的角距</p><p>　　時，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缸體的速度[cm/min]，則</p><p><b>　??；</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b>　??；</b>

52、;</p><p>　　…………………………………</p><p><b>　　。</b></p><p>　　所以，油泵總的瞬時理論流量為：</p><p>　　。 （3.12）</p><p>　　是以為周期變化的，其每秒脈動頻率為，七缸柱塞泵的流量脈動圖形

53、如圖3.4所示</p><p>　　圖3.4 流量脈動示意圖</p><p>　　當、、時，可得瞬時流量的最小值為</p><p><b>　?。?.13）</b></p><p>　　而當、、時，可得瞬時流量的最大值為</p><p><b>　　（3.14）</b><

54、;/p><p>　　油泵的平均流量可按下式計算：</p><p><b>　　（3.15）</b></p><p><b>　　3.4脈動率的計算</b></p><p><b>　　當，即為奇數時</b></p><p><b>　　（3.16）

55、</b></p><p><b>　　當為偶數時</b></p><p><b>　　（3.17）</b></p><p>　　利用以上兩式計算值，可以得到以下內容：</p><p>　　表3.1脈動率的計算值</p><p><b>　　由以上分析可知

56、：</b></p><p>　　1.隨著柱塞數量，流量脈動率也隨著增加。</p><p>　　2.相鄰柱塞數相比，奇數柱塞泵的脈動率遠小于偶數柱塞泵的脈動率，這就是軸向柱塞泵采用奇數柱塞的根本原因。</p><p>　　泵瞬時流量是一周期脈動函數。由于泵內部或系統(tǒng)管路中不可避免的存在有液阻,流量的脈動必然要引起壓力脈動。在設計液壓泵和液壓系統(tǒng)時，要考慮采

57、取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。</p><p>　　第4章柱塞泵主要部件的設計、受力分析與強度計算</p><p>　　柱塞受力是一個柱塞泵主要受力點。單柱塞與缸體旋轉一周，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。以下的重點是在返回斜盤設計討論柱塞在柱塞吸過程中的排油過程中的力學分析。</p><p>　　4.1柱塞設計與受力分析

58、</p><p>　　4.1.1柱塞結構形式</p><p>　　本設計即采用帶滑靴的柱塞形式進行設計。</p><p>　　帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動?；ヅc斜盤間為面接觸，接觸應力小，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滑，從而減少了摩擦和磨損

59、，使壽命大大提高。</p><p>　　4.1.2柱塞結構尺寸設計</p><p>　　(1) 柱塞名義長度</p><p>　　如圖4.1，應選定下列主要參數：</p><p>　　------柱塞行程</p><p>　　-----柱塞最小外伸長度</p><p>　　------柱塞最小接

60、觸長度</p><p>　　------柱塞名義長度</p><p>　　值在結構計算中以確定，一般在范圍內，而及值一般可按經驗數據來?。?lt;/p><p><b>　?。?.1）</b></p><p><b>　　（4.2）</b></p><p><b>　　而

61、。（4.3）</b></p><p><b>　　這里取</b></p><p>　　(2) 柱塞球頭直徑</p><p>　　按經驗常取，為使柱塞在排油結束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，取.</p><p><b>　　(3) 柱塞均壓槽</b>&l

62、t;/p><p>　　往往是高壓柱塞泵的柱塞表面開環(huán)形槽的壓力，因為平衡的側向壓力，并改善潤滑條件和儲存的作用。均壓槽的尺寸常取：深間距，實際上，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均壓槽。</p><p>　　4.1.3柱塞受力分析</p><p>　　圖4.1是帶有滑靴的柱塞受力圖。<

63、;/p><p>　　圖4.1 柱塞受力圖</p><p>　　在排油過程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力：</p><p><b>　　(1)液壓力</b></p><p><b>　?。?.4）</b></p><p>　　式中為泵的最大工作壓力。</p>&

64、lt;p>　　(2) 斜盤對柱塞的法向力</p><p>　　法向力N可分解為柱塞的側向分離T及柱塞的軸向分力F,</p><p><b>　　（4.5）</b></p><p><b>　?。?.6）</b></p><p>　　(3) 缸孔對柱塞的正壓力為與</p><

65、p>　　----摩擦系數，可取。</p><p>　　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，則可列出下列四個力的平衡方程式：</p><p><b>　　1)，（4.7）</b></p><p>　　2)，（4.8）3) , （4.9）</p><p

66、><b>　　(4)由相似原理</b></p><p>　?。?.10）解上列方程式可得：</p><p><b>　?。?.11）</b></p><p><b>　　令</b></p><p><b>　?。?.12）</b></p>

67、<p><b>　　則</b></p><p><b>　?。?.13）</b></p><p><b>　?。?.14）</b></p><p><b>　?。?.15）</b></p><p>　　(5) 缸孔與柱塞間的摩擦力為與<

68、/p><p>　?。?.16）（4.17）</p><p>　　（6）柱塞與缸孔間比壓的計算：一般取柱塞外伸至最大行程位置時的最大比壓作為計算比壓，則</p><p><b>　?。?.18）</b></p><p>　　（7）柱塞與缸孔間平均比功的計算：</p><p>　?。?.19）平均比功可按

69、下式計算：</p><p><b>　?。?.20）</b></p><p>　　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</p><p>　　表4.1滑靴材料的參數</p><p>　　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的厚

70、度，以減少摩擦，不使用銅材料的軟金屬材料的腐蝕，也避免高溫。</p><p>　　4.2滑靴受力分析與設計</p><p>　　4.2.1 確定滑靴結構型式</p><p>　　滑靴結構有如圖4.2所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面，結構簡單，是目前常用的一種型式。</p><p><b>　　圖4.2滑靴結構&l

71、t;/b></p><p>　　4.2.2 結構尺寸設計</p><p><b>　?。?）滑靴外徑</b></p><p>　　斜盤上的滑靴位置，應使傾角時，互相之間應有一定的間隙，如圖4.3所示。</p><p>　　圖4.3 滑靴外徑的確定</p><p><b>　　滑靴的

72、外徑為</b></p><p>　?。?.21）一般取 ，這里取0.5.</p><p><b>　?。?）油池直徑</b></p><p>　　初步計算時，可設定 ，這里取0.8</p><p><b>　?。?.22）</b></p><p>　　4.2.3中

73、心孔、及長度</p><p>　　如果用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取</p><p><b>　?。ɑ颍?lt;/b></p><p>　　如果采用靜壓支承或最小功率損失法設計滑靴，則要求中心孔（或）對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：</p><p>

74、　　（1）節(jié)流器采用截留管時，常以柱塞中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖4.2所示。根據流體力學細長孔流量q為</p><p><b>　?。?.23）</b></p><p>　　式中 、----細長管直徑、長度 ； ---修正系數。</p><p><b>　　（4.24）</b></p><p>　　

75、把上式帶入滑靴泄漏量公式 可得</p><p>　　整理后可得節(jié)流管尺寸為</p><p><b>　　（4.25）</b></p><p><b>　　帶入數據可以求得</b></p><p>　　式中a為壓降系數， 。當時，油膜具有最大剛度，承載能力最強。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦

76、壓降系數，這里取0.8</p><p>　?。?）節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔作為節(jié)流裝置，如圖4.11所示，根據流體力學薄壁孔流量q為</p><p><b>　?。?.26）</b></p><p>　　式中 為流量系數，一般取 。</p><p>　　把上式帶入 中， </p>&l

77、t;p><b>　?。?.27） </b></p><p>　　整理后可得節(jié)流孔尺寸</p><p><b>　　（4.28）</b></p><p><b>　　帶入數據可以求得</b></p><p>　　以上設計節(jié)流器的方法可以看出，前兩個方程，節(jié)流管柱塞 - 拖鞋

78、組合配方的粘度系數，表明油溫油門效應的影響較小，但少拉長孔加工技術。實施困難。滑靴中心孔的薄壁孔的粘度系數，油的溫度調節(jié)效果，油壓的穩(wěn)定，也嚴重影響油門。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。</p><p>　　高壓柱塞泵已廣泛應用于滑靴柱塞結構。不僅滑靴增加斜板的接觸面，降低接觸應力，高壓流體，封油流形成薄膜之間的拖鞋和斜板，這大大降低了相對運動之間的摩擦損失，提高機械效率。這

79、種結構能適應高壓和高速的需要</p><p>　　4.2.4滑靴受力分析</p><p>　　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生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄露時油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。當壓緊力和分離力保持平衡時，封油帶上保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊，進行分析。</p>

80、<p><b>　　分離力</b></p><p>　　圖4.4為柱塞結構與分離力分布圖。根據流體學平面圓盤放射流動可知，油液經滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄露量的表達式為</p><p><b>　?。?.29）</b></p><p><b>　　若，則</b></p><

81、;p><b>　?。?.30）</b></p><p>　　式中為封油帶油膜厚度。</p><p>　　封油帶上半徑為r的任一點壓力分布式為</p><p><b>　?。?.31）</b></p><p><b>　　若，則</b></p><p&g

82、t;<b>　?。?.32）</b></p><p>　　從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數規(guī)律下降。封油帶上總的分離力可通過積分求得。</p><p>　　圖4.4滑靴結構及分離力分布</p><p>　　如圖4.4，取微環(huán)面。則封油帶分離力為</p><p><b>　?。?.33）</b

83、></p><p><b>　　油池靜壓分離力為</b></p><p><b>　　（4.34）</b></p><p><b>　　總分離力為</b></p><p><b>　　(2) 壓緊力</b></p><p>　

84、　滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即</p><p><b>　?。?.35）</b></p><p>　　(3) 力平衡方程式</p><p>　　當滑靴受力平衡時，應滿足下列力的平衡方程式</p><p><b>　?。?.36）</b></p><p><

85、;b>　　即</b></p><p><b>　?。?.37）</b></p><p>　　將上式帶入式,得泄漏量為</p><p><b>　?。?.38）</b></p><p>　　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沿滑靴的

86、旋轉斜盤切向力。這些運動中的一些滑靴產生旋轉，均勻摩擦;滑靴傾銷產生偏磨，破壞滑靴密封，應注意滑靴的結構設計規(guī)模。</p><p>　　4.3 配油盤受力分析與設計</p><p>　　配油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的缸體傳來的軸向載荷。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。</p><p>　　4.3.1配油盤設計<

87、;/p><p>　　配油盤設計主要是確定內封油帶尺寸、吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。</p><p><b>　　(1)過渡區(qū)設計 </b></p><p>　　為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結構，稱正重迭型配油盤。配流盤的結構，柱塞，從高壓室，低壓室連接時關閉的石油將是一個瞬間膨

88、脹的沖擊壓力。高，低壓的影響之交嚴重降低質量流量脈動，造成噪音和功耗，以及周期性的沖擊載荷。對泵的使用壽命有很大影響。為了防止壓力沖擊，我們希望，當連接到高，低壓力，柱塞腔，腔壓力可以平滑過渡，以避免壓力沖擊。</p><p>　　(2)配油盤主要尺寸確定</p><p>　　圖4.5 配油盤主要尺寸</p><p>　　如圖4.5所示，求的配油盤主要尺寸如下：&l

89、t;/p><p>　　1) 配流窗口分部圓直徑</p><p>　　分布圓直徑等于或者小于柱塞分布圓直徑，即,</p><p>　　然后根據下式驗算其表面滑動速度：</p><p><b>　?。?.39）</b></p><p><b>　　取</b></p>&

90、lt;p><b>　　則</b></p><p><b>　?。?.40）</b></p><p><b>　　所以符合設計要求。</b></p><p>　　2) 配油窗口的長度與寬度</p><p>　　配油窗口長度至少可占其分布圓周圍長度的75﹪，即；</p&

91、gt;<p>　　配油窗口的寬度應按自吸工況吸入液體的許可流速來計算：</p><p><b>　　（4.41）</b></p><p>　　式中----吸入液體許可流速，一般推薦。</p><p><b>　　配流窗口外緣</b></p><p>　?。?.42）（4.43）<

92、/p><p>　　當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示于分離力計算式代入平衡方程式可得（4.44）</p><p>　　聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺</p><p><b>　　,,,.</b></p><p><b>　　,故符合要求。</b></p><p>　　4.

93、3.2配油盤受力分析</p><p>　　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構。圖4.6是常用的配油盤簡圖。</p><p>　　液壓泵工作時，高速旋轉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產生的壓緊力；配油窗口和風又打油膜對缸體的分離力。</p><p>　　1-吸油盤2-排油窗3-過渡區(qū)4-減震槽

94、</p><p>　　5-內封油帶6-外封油帶7-輔助支承面</p><p>　　圖4.6配油盤基本構造</p><p><b>　　(1) 壓緊力</b></p><p>　　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階上，事缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。</p><

95、p>　　對于奇數柱塞泵，當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為</p><p><b>　?。?.45）</b></p><p>　　當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為</p><p><b>　?。?.46）</b></p><p><b>　　平均壓緊力為</b></p

96、><p><b>　?。?.47）</b></p><p><b>　　(2) 分離力</b></p><p>　　分離力是由三個部分力組成。即外封油帶分離力，內封油帶分離力，排油窗高壓油對缸體的分離力。</p><p>　　對于奇數泵，在缸體旋轉過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數量和位置不同。封油帶的包

97、角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角有所擴大，如圖4.7所示。</p><p>　　圖4.7 封油帶實際包角的變化</p><p>　　當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為</p><p><b>　　（4.48）</b></p><p>　　當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為</p><p>&l

98、t;b>　?。?.49）</b></p><p>　　平均有個柱塞排油時，平均包角為</p><p><b>　?。?.50）</b></p><p>　　式中---柱塞間距角，;</p><p>　　---柱塞腔通油孔包角，這里取。</p><p>　?、?外封油帶分離力

99、</p><p>　　外封油帶上泄漏量是源流流動,對封油帶任意半徑上的壓力從到積分,并以代替，可得外封油帶上的分離力為</p><p><b>　　（4.51）</b></p><p><b>　　外封油帶泄漏量為</b></p><p><b>　?。?.52）</b><

100、;/p><p>　?、?內封油帶分離力</p><p>　　內封油帶上泄漏量是匯流流動，同理可得內封油帶分離力為</p><p><b>　?。?.53）</b></p><p><b>　　內封油帶泄漏量為</b></p><p>　?。?.54） ③ 排油窗分離力<

101、/p><p><b>　?。?.55）</b></p><p>　?、?配油盤總分離力</p><p><b>　　總泄露量為：</b></p><p>　　4.3.3驗算比壓、比功</p><p>　　為使配油盤的接觸應力因盡量減少和缸體和油底殼之間的液體摩擦，配油盤應該有足

102、夠的承載面積。為此設置了輔助支承面。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</p><p><b>　　（4.56）</b></p><p>　　式中---輔助支承面通油槽總面積；</p><p>　?。ㄍㄓ筒蹅€數，為通油槽寬度）；</p><p>　　、----吸、排油窗口面積</p&g

103、t;<p><b>　　根據估算：</b></p><p><b>　　配油盤比壓 P為</b></p><p><b>　?。?.57）</b></p><p>　　式中---配油盤剩余壓緊力；</p><p>　　---中心彈簧壓緊力；</p>

104、<p><b>　　---根據資料?。?lt;/b></p><p>　　在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算值，即</p><p><b>　　（4.58）</b></p><p><b>　　式中為平均切線速度</b></p><p&

105、gt;　　. （4.59）</p><p><b>　　根據資料取。</b></p><p><b>　　4.4缸體設計</b></p><p>　　4.4.1 缸體的穩(wěn)定性</p><p>　　在工作過的配油盤表面?？吹皆诟邏簠^(qū)一側有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄流增加

106、，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命。缸體是一個復雜的受力體，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</p><p>　　4.4.2缸體主要結構尺寸的確定</p><p><b>　　1) 缸體高度</b></p><p>　　從圖4.9中確定缸體高度為</p><p><b>　　

107、（4.60）</b></p><p>　　式中------柱塞最短留孔長度；</p><p>　　------柱塞最大行程；</p><p>　　------為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短；</p><p>　　------缸體厚度，一般，這里取0.5。</p><p>　　圖4.8缸體機構尺寸

108、圖</p><p>　　2) 缸體內、外直徑、與壁厚的確定</p><p>　　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，應盡量使各處壁厚一致（如圖4.8），即，壁厚初值仍由結構尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算。先取，再進行校核。</p><p>　　缸體強度可按厚壁筒驗算</p><p><b>　　（4.61）<

109、;/b></p><p>　　式中---筒外徑[];</p><p>　　---相鄰柱塞的壁厚;</p><p><b>　　---工作油壓;</b></p><p>　　--缸體材料許用應力，對：</p><p><b>　　對：</b></p><

110、;p>　　所以取，當缸體材料取用時 </p><p><b>　　符合要求。</b></p><p><b>　　則缸體的內直徑</b></p><p>　?。?.62) 缸體的外直徑</p><p><b>　　（4.63）</b></p><p&

111、gt;　　4.4.3 缸體的受力分析</p><p>　　缸體軸驅動與斜盤、滑靴和中心加力裝置驅動活塞，以實現(xiàn)吸液，力更為復雜。一個類型的液壓泵配油盤是關鍵要素，從操作的結構上來看，希望不會發(fā)生直接接觸的金屬之間的滑動表面的成膜過程中。通常所說的“缸位置”的結構，依靠浮動缸體平衡，保持理想的薄膜厚度和油底殼之間，為了獲得一個容積效率和機械效率，延長壽命的綜合指數。因此，缸體的受力是非常重要的。缸體力的作用是：受力

112、包括離心力活塞組和缸體的嚴重性;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。計算這些力，需要經過一個復雜的理論和數學推導，以及一些需要實驗驗證。</p><p>　　4.4.4缸體的強度校核</p><p>　　一般把缸體的受力，按照壁厚進行計算。設柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與缸體內圓之間的最小壁厚為，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚

113、為。計算時取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為，從圖中可知，則厚壁筒的外徑。如圖4.9所示。</p><p>　　在壓力p的作用下，筒內壁任一點的最大切向拉應力為</p><p>　?。╞ar）（4.64）</p><p><b>　　最大徑向壓應力為</b></p><p>　?。╞ar）（4.65）</p>

114、;<p>　　當缸體采用塑性材料時，用第四強度理論計算應力</p><p>　　（bar）（4.66）</p><p>　　對40Cr（經鍛打），(bar)。</p><p>　　式（4.66）代入數據后是</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　

115、　故符合條件。</b></p><p><b>　　圖4.9缸體校核圖</b></p><p>　　缸孔的徑向變形量，按下式驗算</p><p>　?。╟m） （4.67）</p><p>　　式中----材料的彈性模數，的</p><p><b>

116、　　---泊桑系數，；</b></p><p>　　---允許徑向變形量，。</p><p><b>　　代入數據后為</b></p><p><b>　?。?.68）</b></p><p>　　最后，為控制油窗孔處的油流速度，還應校核通油面積。應使通油面積滿足式</p>

117、<p><b>　?。?.69）</b></p><p>　　式中 ----窗孔處的允許通流速度，m/s。</p><p>　　從設計圖中得知通油面積，符合要求。</p><p><b>　　4.5斜盤力矩分析</b></p><p>　　直接通過泵的變量機構的直軸軸向柱塞泵用改變斜盤

118、的角度來改變輸出流量的大小。斜盤力矩的分析將對涉及的變量機構提供了依據。</p><p>　　下面就以偏心結構為例分析斜盤所受的各力矩。對于無偏心的結構只要令或b為零，推導出的公式仍然適用。</p><p>　　圖 4.9斜盤轉軸偏心結構</p><p>　　在以下的分析中，規(guī)定使斜盤傾角減小的力矩為正，反之為負。</p><p>　　4.5

119、.1柱塞液壓力矩</p><p>　　泵各柱塞受液壓作用力的合力平均值的合力作用點可以看成是通過球心平面3與缸體軸線2的交點。作用于斜盤轉軸的力矩為</p><p><b>　?。?.70）</b></p><p>　　式中柱塞液壓平均合力為</p><p><b>　　（4.71）</b><

120、/p><p>　　式中--排油腔壓力；</p><p><b>　　--吸油腔壓力；</b></p><p>　　--柱塞底部液壓力；</p><p>　　作用力壁，由圖4.10可知為</p><p><b>　?。?.72）</b></p><p>&l

121、t;b>　　所以</b></p><p><b>　?。?.73）</b></p><p>　　4.5.2過渡區(qū)閉死液壓力矩</p><p>　　此力矩與配油盤過渡區(qū)結構有關。</p><p>　　(1) 具有對稱正重迭型配油盤</p><p>　　對于柱塞數為z，配油盤過渡區(qū)具

122、有對稱壓縮角的泵（見圖4.10）；設上下點處柱塞腔壓力分別為 , ；當柱塞位于上死點過渡區(qū)時，閉死液壓平均力矩為</p><p><b>　?。?.74）</b></p><p><b>　　代入數據可得</b></p><p>　　當柱塞位于下死點過渡區(qū)時，閉死液壓平均力矩為</p><p>&l

123、t;b>　?。?.75）</b></p><p><b>　　同理可得</b></p><p>　　閉死液壓總平均力矩為</p><p><b>　　（4.76）</b></p><p>　　(2) 零重迭型配油盤</p><p><b>　　由于

124、無壓縮角，所以</b></p><p>　　圖4.10（a）配油盤過渡區(qū)結構</p><p>　　(3) 帶卸載槽非對稱正重迭配油盤</p><p>　　圖4.10（b）配油盤過渡區(qū)結構</p><p>　　設帶卸載槽的配油盤過渡區(qū)壓力角為 、（見圖4.11（b）），那么</p><p>　　（4.77）（

125、4.78）</p><p><b>　　同理可得</b></p><p>　　4.5.3回程盤中心預壓彈簧力矩</p><p><b>　　（4.79）</b></p><p>　　4.5.4滑靴偏轉時的摩擦力矩</p><p>　　當斜盤改變傾斜角時，滑靴與柱塞球鉸之間的相

126、對運動產生摩擦力矩。全部球鉸的平均摩擦力矩為 </p><p><b>　?。?.80）</b></p><p>　　式中 ----球鉸摩擦系數，。 </p><p>　　----柱塞球頭半徑。</p><p>　　設力矩方向與斜盤擺動方向相反，阻止斜盤擺動。</p><p>　　4.5.5柱塞

127、慣性力矩</p><p>　　全部柱塞慣性力矩的平均值為</p><p><b>　　（4.81）</b></p><p>　　4.5.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩</p><p>　　與計算柱塞慣性力矩的方法相同，全部柱塞摩擦力矩的平均值為</p><p><b>　?。?.82）<

128、/b></p><p>　　4.5.7斜盤支承摩擦力矩</p><p>　　全部柱塞對斜盤支承的平均摩擦力矩為</p><p><b>　?。?.83）</b></p><p>　　式中--斜盤支承處摩擦系數（采用滾動軸承時取0.005-0.010，采用滑動軸承時取0.10-0.15）；</p>&l

129、t;p>　　--斜盤支承軸半徑，取2mm。</p><p>　　該摩擦力矩與斜盤擺動方向相反，阻止斜盤擺動。</p><p>　　4.5.8斜盤與回程盤回轉的轉動慣性力矩</p><p>　　當斜盤擺動變化產生角加速度時，對斜盤轉軸的慣性力矩為</p><p><b>　?。?.84）</b></p>

130、<p>　　式中--斜盤與回程盤轉動慣量；</p><p>　　--斜盤轉動角加速度。</p><p>　　4.5.9斜盤自重力矩</p><p>　　由于斜盤與回程盤的中心不在斜盤轉軸上，則產生的自重力矩為</p><p><b>　?。?.85）</b></p><p>　　式中-

131、-斜盤與回程盤重量；</p><p>　　--斜盤與回程盤重心到斜盤轉軸的距離。</p><p>　　綜上所述，作用在斜盤上的總力矩為</p><p>　　調節(jié)機構的負載力矩應滿足下式：</p><p><b>　　（4.86）</b></p><p><b>　　4.6泵的變量機構&l

132、t;/b></p><p>　　4.6.1控制變量的分類</p><p>　　軸向柱塞泵變量機構改變擺動缸擺角的傾斜角或斜軸泵的斜盤改變輸出流量的大小和方向的直軸。變型的控制模式，可分為手動和機動，電動，液壓式，電液比例控制。按照變量的執(zhí)行機構可分為機械，液壓伺服式，液壓缸，如圖4.11所示。按照性能參數可分為恒功率型，恒壓，恒流式</p><p><b

133、>　?。╝）（b）（c）</b></p><p>　　圖4.11 變量執(zhí)行機構</p><p>　　4.6.2變量機構的選型</p><p>　　此次設計采用圖4.11（c）式的液控變量機構。</p><p>　　其變量特征如圖4.12所示：</p><p>　　1-反饋拉桿2-上端蓋3-控油口4-活