機械設計畢業(yè)論文zb227軸向柱塞泵設計

1、<p><b>　　本科畢業(yè)論文</b></p><p><b>　?。?0 屆）</b></p><p>　　ZB227軸向柱塞泵設計</p><p>　　所在學院 </p><p>　　專業(yè)班級 機械設計制造及自動化

2、 </p><p>　　學生姓名 學號 </p><p>　　指導教師 職稱 </p><p>　　完成日期 年 月 </p><p><b>　　摘要</b></p>

3、<p>　　液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的動力元件,它是每個液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件,合理的選擇液壓泵對于液壓系統(tǒng)的能耗﹑提高系統(tǒng)的效率﹑降低噪聲﹑改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要。</p><p>　　柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔內(nèi)的往復運動，造成密封容積的變化，來實現(xiàn)吸油和排油。由于柱塞泵結構緊湊，工作壓力高，效率高，容易實現(xiàn)變量等，被廣泛應用于工作壓力高，流量大而又需要調(diào)節(jié)的液壓

4、系統(tǒng)中。當然，柱塞泵也有不足之處，如結構復雜，造價較高，對油液污染敏感。直軸式軸向柱塞泵是缸體直接安裝在傳動軸上，缸體軸線與傳動軸的軸線重合，并依靠斜盤和彈簧使柱塞相對缸體往復運動而工作的軸向柱塞泵，也稱斜盤式軸向柱塞泵?！　τ谥陛S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，配油盤與缸體直接影響泵的效率和壽命，直軸式軸向柱塞泵具有結構緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕，比徑向泵結構簡單等優(yōu)

5、點，直軸式軸向柱塞泵容易實現(xiàn)變量，維修方便。 本設計對軸向柱塞泵進行了分析,主要分析了軸向柱塞泵的分類,對其中的結構,例如,柱塞的結構型式﹑滑靴結構型式﹑配油盤結構型式等進行了分析和設計,還包括它們的受力分析與計算.還有對缸體的材料選用。該設計最后對軸向柱塞泵的優(yōu)缺點進行了整體的分析,對今后的發(fā)展也進行了展望。</p><p>　　關鍵詞: 柱塞泵；柱塞；缸體；配油盤；斜盤</p><

6、p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Axial piston pump is provide certain hydraulic system discharge and pressure power components, it is each hydraulic system of the core elements indispensable, reas

7、onable selection of hydraulic pump for hydraulic system energy, improve the efficiency of system, reduce the noise, improve the working performance and guarantee system reliable work is important .</p><p>　　

8、Piston pump is relying on piston cylinder hole in the reciprocating motion, causing the change ofvolume , sealing capacity of oil absorption and to realize the soot. Because of piston pump of compact structure, high work

9、ing pressure, high efficiency and easy to implement variables, are widely used in high working pressure, byg flow and need to regulate hydraulic system. Of course, piston pump also has some shortcomings, such as complica

10、ted structure, cost is higher, on oil pollution sensitive. S</p><p>　　For straight shaft type axial piston pump plunger, sliding boots, mix the oil pan, cylinder is an important part, piston is one of the ma

11、in stress parts, oil pan and cylinder with direct influence the efficiency of pumps and life expectancy, straight shaft type axial piston pump with compact structure, parts less, the craft is good, low cost, small volume

12、, light weight, simple structure than radial pump etc, straight shaft type axial piston pump easily realize variables, easy maintenance. </p><p>　　This design of axial piston pump is analyzed, mainly analyse

13、s the axial piston pump classification, the structure, for example, piston structure type, sliding boots with structural type, such as oil pan structure types were analyzed and design, including their stress analysis and

14、 calculation of the cylinder block. And material selection and checking is a key point. This design finally to axial piston pump the advantages and disadvantages of the analysis of the whole, the future development is al

15、</p><p>　　Keyword: piston pump；piston；cylinder block；fuel distributor；swashplate</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第1章 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)1</p><p>　　1.1軸向柱塞泵的發(fā)展

16、與研究1</p><p>　　1.2直軸式軸向柱塞泵工作原理1</p><p>　　1.3直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)2</p><p>　　1.3.1排量﹑流量與容積效率3</p><p>　　1.3.2扭矩與機械效率4</p><p>　　1.3.3功率與效率4</p><p>

17、　　第2章 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量分析6</p><p>　　2.1柱塞運動學分析6</p><p>　　2.1.1柱塞行程6</p><p>　　2.1.2柱塞運動速度分析7</p><p>　　2.1.3柱塞運動加速度7</p><p>　　2.2滑靴運動分析8</p><p

18、>　　2.3瞬時流量及脈動分析9</p><p>　　2.3.1脈動頻率11</p><p>　　2.3.2脈動率11</p><p>　　第3章 柱塞受力分析與設計13</p><p>　　3.1柱塞受力分析13</p><p>　　3.1.1柱塞底部的液壓力13</p><p&

19、gt;　　3.1.2柱塞慣性力14</p><p>　　3.1.3離心反力14</p><p>　　3.1.4斜盤反力14</p><p>　　3.1.5摩擦力15</p><p>　　3.2柱塞設計16</p><p>　　3.2.1柱塞結構型式16</p><p>　　3.2.2

20、柱塞結構尺寸設計18</p><p>　　3.2.3柱塞摩擦副比壓、比功驗算19</p><p>　　第4章 滑靴受力分析與設計21</p><p>　　4.1滑靴受力分析21</p><p>　　4.1.1分離力21</p><p>　　4.1.2壓緊力22</p><p>　　4

21、.1.3力平衡方程式23</p><p>　　4.2剩余壓緊力法23</p><p>　　4.3滑靴結構型式與結構尺寸設計24</p><p>　　4.3.1滑靴結構型式24</p><p>　　4.3.2結構尺寸設計25</p><p>　　第5章 配油盤受力分析與設計28</p><

22、p>　　5.1配油盤受力分析28</p><p>　　5.1.1壓緊力29</p><p>　　5.1.2分離力29</p><p>　　5.2配油盤設計31</p><p>　　5.2.1配油盤主要尺寸確定31</p><p>　　5.2.2驗算比壓﹑比功33</p><p>

23、;　　第6章 缸體受力分析與設計35</p><p>　　6.1缸體的穩(wěn)定性35</p><p>　　6.2缸體主要結構尺寸的確定35</p><p>　　6.2.1通油孔分布圓半徑和面積35</p><p>　　6.2.2缸體內(nèi)﹑外直徑的確定36</p><p>　　6.2.3缸體高度37</p&

24、gt;<p>　　第7章柱塞回程機構設計、斜盤力矩分析38</p><p>　　7.1 柱塞回程機構設計38</p><p>　　7.2 柱塞液壓力矩40</p><p>　　7.3過渡區(qū)閉死液壓力矩41</p><p>　　7.3.1具有對稱正重迭型配油盤41</p><p>　　7.3.2零

25、重迭型配油盤41</p><p>　　7.3.3帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤42</p><p>　　7.4回程盤中心預壓彈簧力矩42</p><p>　　7.5滑靴偏轉時的摩擦力矩43</p><p>　　7.6柱塞慣性力矩43</p><p>　　7.7柱塞與柱塞腔的摩擦力矩43</p>

26、<p>　　7.8斜盤支承摩擦力矩43</p><p>　　7.9斜盤與回程盤回轉的轉動慣性力矩44</p><p>　　7.10斜盤自重力矩44</p><p>　　第8章 傳動軸的設計45</p><p>　　8.1傳動軸的理論扭矩與理論功率45</p><p>　　8.2不同支承型式傳動軸的受

27、力分析46</p><p>　　8.3支承型式分析47</p><p>　　8.4軸的結構設計47</p><p>　　8.4.1求出軸上的功率 、轉速47</p><p>　　8.4.2初步確定軸的最小直徑47</p><p>　　8.5在設計軸時需要注意的幾點48</p><p>

28、;　　8.6花鍵的校核計算49</p><p><b>　　結論51</b></p><p>　　參 考 文 獻52</p><p><b>　　致謝53</b></p><p>　　第1章 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)</p><p>　　1.1軸向柱塞泵的發(fā)

29、展與研究</p><p>　　隨著工業(yè)技術的不斷發(fā)展，液壓傳動也越來越廣，而作為液壓傳動系統(tǒng)心臟的液壓泵就顯得更加重要了。在容積式液壓泵中，惟有柱塞泵是實現(xiàn)高壓﹑高速化﹑大流量的一種最理想的結構，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、低轉速工況，做為按壓馬達使用。而軸向柱塞泵結構緊湊，徑向尺寸小，轉動慣量小，故轉速較高；另外，軸向柱塞泵易于變量，能用多種方式自動調(diào)節(jié)流量，流量大。由于

30、上述特點，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機械、起重運輸、冶金、船舶等多種領域。航空上，普遍用于飛機液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動機燃油系統(tǒng)中。是飛機上所用的液壓泵中最主要的一種型式。</p><p>　　本設計對柱塞泵的結構作了詳細的研究，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用于柱塞泵中，并對柱塞泵的高壓﹑高速化起到了不可估量的作用?？梢哉f沒有這些這些配流方式，就沒有柱塞泵。但是，由于

31、這些配流方式在柱塞泵中的單一使用，也給柱塞泵帶來了一定的不足。設計中對軸向柱塞泵結構中的滑靴作了介紹，滑靴一般分為三種形式；對缸體的尺寸﹑結構等也作了設計；對柱塞的回程結構也有介紹。</p><p>　　柱塞式液壓泵種類繁多，前者柱塞平行于缸體軸線，沿軸向按柱塞運動形式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類運動，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑向運動。這兩類泵既可做為液壓泵用，也可做為液壓馬達用。</p>&

32、lt;p>　　泵的內(nèi)在特性是指包括零部件質(zhì)量、產(chǎn)品性能、外觀質(zhì)量、整機裝配質(zhì)量等在內(nèi)的產(chǎn)品固有特性，或者簡稱之為品質(zhì)。在這一點上，是目前許多泵生產(chǎn)廠商所關注的也是努力在提高、改進的方面。而實際上，我們可以發(fā)現(xiàn)，有許多的產(chǎn)品在工廠檢測符合發(fā)至使用單位運行后，往往達不到工廠出廠檢測的效果，發(fā)生諸如過載、噪聲增大，使用達不到要求或壽命降低等等方面的問題；而泵在實際當中所處的運行點或運行特征，我們稱之為泵的外在特性或系統(tǒng)特性。 柱

33、塞式液壓泵的顯著缺點是結構比較復雜，零件制造精度高，成本也高，對油液污染敏感。這些給生產(chǎn)、使用和維護帶來一定的困難。</p><p>　　1.2直軸式軸向柱塞泵工作原理</p><p>　　軸向柱塞泵是將多個柱塞配置在一個共同缸體的圓周上,并使柱塞中心線和缸體中心線平行的一種泵。軸向柱塞泵有兩種形式,直軸式(斜盤式)和斜軸式(擺缸式),如圖1.1所示為直軸式軸向柱塞泵的工作原理,這種泵主體

34、由缸體、配油盤、柱塞和斜盤組成。柱塞沿圓周均勻分布在缸體內(nèi)。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度,柱塞靠機械裝置或在低壓油作用下壓緊在斜盤上(圖中為彈簧),配油盤2和斜盤4固定不轉,當原動機通過傳動軸使缸體轉動時,由于斜盤的作用,迫使柱塞在缸體內(nèi)作往復運動,并通過配油盤的配油窗口進行吸油和壓油。如圖3-23中所示回轉方向,當缸體轉角在π～2π范圍內(nèi),柱塞向外伸出,柱塞底部缸孔的密封工作容積增大,通過配油盤的吸油窗口吸油;在0～π范圍內(nèi),柱塞被斜

35、盤推入缸體,使缸孔容積減小,通過配油盤的壓油窗口壓油。缸體每轉一周,每個柱塞各完成吸、壓油一次。如果缸體不斷旋轉，泵便連續(xù)地吸油和排油，其排量Q為 </p><p>　　Q=AD （1-1）</p><p>　　式中 A-----------柱塞的底面積</p><p>　　D---------柱塞的分

36、布圓直徑</p><p>　　----------斜盤傾角</p><p>　　圖1.1 軸向柱塞工作原理圖</p><p>　　1-斜盤2-柱塞3-缸體4-配油盤5- 傳動軸a-吸油窗口 b-排油窗口 </p><p>　　1.3直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)</p><p><b>　　給定設計參數(shù)&

37、lt;/b></p><p><b>　　最大工作壓力 </b></p><p><b>　　額定壓力 </b></p><p>　　額定流量 =340L/min</p><p>　　額定轉速 n=1500r/min</p><p><b>　　最

38、大轉速 </b></p><p>　　斜盤最大角度 </p><p>　　1.3.1排量﹑流量與容積效率</p><p>　　軸向柱塞泵排量是指缸體旋轉一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　不計容積損失時，泵的

39、理論流量為</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中 —柱塞橫截面積；</p><p><b>　　—柱塞外徑；</b></p><p><b>　　—柱塞最大行程；</b></p><p><b>　　Z—

40、柱塞數(shù)；</b></p><p><b>　　—傳動軸轉速。</b></p><p><b>　　泵的理論排量q為</b></p><p>　　（ml/r） （1-4）</p><p>　　為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計算理論排量時應按下式作校核計算：</p><p&g

41、t;<b>　　（1-5）</b></p><p>　　式中是常數(shù)，對進口無預壓力的油泵=5400；對進口壓力為5kgf/cm的油泵=9100，這里取=9100故符合要求。</p><p>　　從泵的排量公式中可以看出，柱塞直徑﹑分布圓直徑﹑柱塞數(shù)Z都是泵的固定結構參數(shù)，并且當原動機確定之后傳動軸轉速也是不變的量。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

42、來實現(xiàn)。對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角～，該設計是通軸泵，受機構限制，取下限，即。</p><p><b>　　泵實際輸出流量為</b></p><p>　　=340-10=330（ml/min） （1-6）</p><p>　　式中為柱塞泵泄漏流量。</p><p>　　軸向柱塞泵

43、的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤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﹑柱塞腔底部無效容積也造成容積損失。</p><p>　　泵容積效率定義為實際輸出流量與理論流量之比，即 </p><p>　　= （1-7）</p><p>　　軸向柱塞泵容積效率一般為=0.94～0.

44、98，故符合要求。</p><p>　　1.3.2扭矩與機械效率 </p><p>　　不計摩擦損失時，泵的理論扭矩為</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　式中為泵吸﹑排油腔壓力差。</p><p>　　考慮摩擦損失時，實際輸出扭矩為</p><

45、;p><b>　　（1-9）</b></p><p>　　軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之間﹑柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產(chǎn)生的。</p><p>　　泵的機械效率定義為理論扭矩與實際輸出扭矩之比，即</p><p><b>　?。?-10）</b></p&g

46、t;<p>　　1.3.3功率與效率</p><p>　　不計各種損失時，泵的理論功率</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p><b>　　泵實際的輸入功率為</b></p><p><b>　?。?-12）</b></p>

47、<p><b>　　泵實際的輸出功率為</b></p><p><b>　　（1-13） </b></p><p>　　定義泵的總 效率為輸出功率與輸入功率之比，即</p><p><b>　?。?-14） </b></p><p>　　上式表明，泵總效率為容積效

48、率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效率一般為=0.85～0.9。</p><p>　　第2章 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量分析</p><p>　　2.1柱塞運動學分析</p><p>　　柱塞運動學分析，主要是研究柱塞相對缸體的往復直線運動。即分析柱塞與缸體做相對運動時的行程﹑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。</p>

49、<p><b>　　2.1.1柱塞行程</b></p><p>　　圖2.1為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。若斜盤傾斜角為，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉角為a，并以柱塞腔容積最大時的上死點位置為，則對應于任一旋轉角a時，</p><p>　　圖2.1 柱塞運動分析</p><p><b>　?。?-1）</b

50、></p><p>　　所以柱塞行程S為 （2-2）</p><p>　　當時，可得最大行程為</p><p>　　= （2-3）</p><p>　　當泵的理論流量和轉速根據(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</p><p><

51、;b>　?。?-4）</b></p><p>　　由上式計算出的數(shù)值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取20mm.</p><p>　　2.1.2柱塞運動速度分析</p><p>　　將式對時間微分可得柱塞運動速度v為</p><p><b>　?。?-5）</b></p><

52、;p>　　當及時，，可得最大運動速度為</p><p><b>　　（2-6）</b></p><p>　　式中為缸體旋轉角速度， 。 （2-7）</p><p>　　2.1.3柱塞運動加速度</p><p>　　將對時間微分可得柱塞運動加速度

53、a為</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　當及時，可得最大運動加速度為</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　柱塞運動的行程s﹑速度v﹑加速度與缸體轉角a的關系如圖2.2所示。</p><p>　　圖2.2 柱塞

54、運動特征圖</p><p><b>　　2.2滑靴運動分析</b></p><p>　　研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面內(nèi)的運動規(guī)律（如圖2.3），其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長﹑短軸分別為</p><p>　　長軸 （2-10）</p>

55、<p>　　短軸 （2-11）</p><p>　　設柱塞在缸體平面上A點坐標為</p><p><b>　　（2-12）</b></p><p>　　如果用極坐標表示則為</p><p>　　矢徑

56、 （2-13）</p><p>　　極角 （2-14）</p><p>　　滑靴在斜盤平面內(nèi)的運動角速度為</p><p><b>　　（2-15）</b></p><p>　　由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運

57、動，當﹑時，最大（在短軸位置）為</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p>　　當﹑時，最?。ㄔ陂L軸位置）為</p><p><b>　?。?-17）</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

58、角速度，即</p><p><b>　　（2-18）</b></p><p>　　2.3瞬時流量及脈動分析</p><p>　　柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成 </p><p><b>　?。?-19）</b></p><p>　　式中為柱塞橫截面積， 。

59、 （2-20）</p><p>　　泵柱塞數(shù)為9，柱塞角距（相鄰柱塞間夾角）為，位于排油區(qū)的柱塞數(shù)為，那么參與排油的各柱塞瞬時流量為</p><p><b>　　……</b></p><p><b>　　……</b></p><p>

60、<b>　?。?-21）</b></p><p><b>　　泵的瞬時流量為</b></p><p><b>　?。?-22）</b></p><p>　　由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角a有關，也與柱塞數(shù)有關。</p><p>　　圖2.3 奇數(shù)柱塞泵瞬時流量<

61、/p><p>　　對于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為。</p><p>　　當時，取=，由泵的流量公式可得瞬時流量為</p><p><b>　　（2-23）</b></p><p>　　當時，取，同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為</p><p>　　當a=0﹑﹑﹑……時，可得瞬時流量的最小值為</

62、p><p><b>　?。?-24）</b></p><p>　　奇數(shù)柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖2—3</p><p>　　我們常用脈動率和脈動頻率f表示瞬時流量脈動品質(zhì)。</p><p>　　定義脈動率 （2-25）</p>

63、<p>　　這樣，就可以進行流量脈動分析。</p><p>　　2.3.1脈動頻率 </p><p>　　當Z=9，即為奇數(shù)時</p><p><b>　?。?-26）</b></p><p><b>　　2.3.2脈動率</b></p><p>

64、　　當Z=9，即為奇數(shù)時</p><p><b>　　（2-27）</b></p><p>　　利用以上兩式計算值，可以得到以下內(nèi)容：</p><p>　　表2.1 柱塞泵流量脈動率</p><p><b>　　由以上分析可知：</b></p><p>　　隨著柱塞數(shù)的增加

65、，流量脈動率下降。</p><p>　　相鄰柱塞數(shù)想比，奇數(shù)柱塞泵的脈動率遠小于偶數(shù)柱塞泵的脈動率。這就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。</p><p>　　從中還可以看出，奇數(shù)柱塞中，當時,脈動率已小于1%.因此,從泵的結構考慮,軸向柱塞泵的柱塞數(shù)常取Z=7﹑9﹑11，所以選Z=9.</p><p>　　第3章 柱塞受力分析與設計</p><

66、;p>　　柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉一周時，半周吸油﹑一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設計中討論。</p><p><b>　　3.1柱塞受力分析</b></p><p>　　圖3.1是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。</p>

67、<p>　　圖3.1 柱塞受力分析</p><p>　　3.1.1柱塞底部的液壓力</p><p>　　柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中為泵最大工作壓力。</p><p>　　3.1.2柱塞慣性力

68、</p><p>　　柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力為</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中﹑為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。</p><p>　　慣性力方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉角a按余弦規(guī)律變化。當和時，慣性力最大值為</p><p

69、><b>　?。?-3）</b></p><p><b>　　3.1.3離心反力</b></p><p>　　柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度，產(chǎn)生的離心反力通過柱塞質(zhì)量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p

70、><b>　　3.1.4斜盤反力</b></p><p>　　斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力P及徑向力 即</p><p><b>　　（3-5）</b></p><p>　　軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其它軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應力

71、，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。</p><p><b>　　應力。</b></p><p><b>　　3.1.5摩擦力</b></p><p>　　柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為</p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　式中為摩擦系

72、數(shù)，常取=0.05～0.12，這里取0.1。</p><p>　　分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點時的位置。此時，N﹑和可以通過如下方程組求得</p><p><b>　　（3-7）</b></p><p><b>　?。?-8）</b></p><p><b

73、>　　式中 </b></p><p>　　——柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗= ，這里取==70mm；</p><p>　　——柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗= ，這里取==40mm；</p><p>　　——柱塞重心至球心距離，=</p><p>　　以上雖有三個方程，但其中也是未知數(shù)，需要增加一個方程才能求解。</p>

74、<p><b>　　根據(jù)相似原理有</b></p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　又有 （3-10）</p><p><b>　　（3-11）</b><

75、/p><p>　　所以 （3-12）</p><p>　　將式代入求解接觸長度。為簡化計算，力矩方程中離心力相對很小可以忽略，得</p><p><b>　　（3-13）</b></p><p><b>　　

76、將式代入可得</b></p><p><b>　　（3-14）</b></p><p><b>　?。?-15）</b></p><p><b>　　將以上兩式代入可得</b></p><p><b>　?。?-16）</b></p>

77、;<p><b>　　式中為結構參數(shù)。</b></p><p><b>　?。?-17）</b></p><p><b>　　3.2柱塞設計</b></p><p>　　3.2.1柱塞結構型式</p><p>　　軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結構，可有

78、以下三種形式：</p><p>　　①點接觸式柱塞，如圖3.2（a）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應力大，柱塞頭部容易磨損﹑剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應用。</p><p>　　線接觸式柱塞，如圖3.2（b）所示。柱塞頭部安裝繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接

79、觸，以降低接觸應力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當于普通滑動軸承，其值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。</p><p>　　帶滑靴的柱塞，如圖3.2（c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動?；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，沿滑靴平面泄漏，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

80、大大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。</p><p>　?。╝） ( b ) ( c )</p><p>　　圖3.2 柱塞結構型式 圖3.3 封閉薄壁柱塞</p><p>　　從圖3.2可見，三種型式的柱塞大多做成空心結構，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動時的慣性力。采

81、用空心結構還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴張變形補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)復位。</p><p>　　但空心結構無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調(diào)節(jié)過程的動態(tài)品質(zhì)。</p><p>　　因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件

82、﹑性能要求﹑整體結構等多方面權衡利弊，合理選擇。</p><p>　　3.2.2柱塞結構尺寸設計</p><p>　　柱塞直徑及柱塞分布塞直徑</p><p>　　柱塞直徑﹑柱塞分布塞直徑和柱塞數(shù)Z都是互相關聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計資料，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</p><p><b>　　（3-18）<

83、/b></p><p>　　由此可得 （3-19）</p><p>　　式中為結構參數(shù)（流量不均勻系數(shù)）。隨柱塞數(shù)Z而定。對于軸向柱塞泵，其值如表3.1所示。</p><p>　　表3.1柱塞泵流量不均勻系數(shù)與柱塞數(shù)關系</p><p>　　當泵的理論

84、流量和轉速根據(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</p><p><b>　?。?-20）</b></p><p>　　由上式計算出的數(shù)值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取20mm.</p><p>　　柱塞直徑確定后，應從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即</p><p><b>

85、　　（3-21）</b></p><p><b>　　柱塞名義長度l</b></p><p>　　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度，應保證有最小留孔長度，一般?。?lt;/p><p>　　有擺動頭，擺動頭下部可因此，柱塞名義長度應滿足：</p><p><b

86、>　?。?-22）</b></p><p>　　式中 ——柱塞最大行程；</p><p>　　——柱塞最小外伸長度，一般取。</p><p>　　根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常?。?lt;/p><p><b>　　這里取</b></p><p><b>　　柱塞球頭直徑&l

87、t;/b></p><p>　　按經(jīng)驗常取，如圖3.4所示。</p><p>　　圖3.4 柱塞尺寸圖</p><p>　　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，一般取，這里取。</p><p>　　3.2.3柱塞摩擦副比壓、比功驗算</p><p>　　對于柱塞與

88、缸體這一對摩擦副，過大的接觸應力不僅會增加摩擦副之間的</p><p>　　磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應控制在摩擦副材料（ZQAL9—4）允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則</p><p><b>　?。?-23）</b></p><p>　　柱塞相對缸體的最大運動速度應在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即<

89、/p><p><b>　?。?-24）</b></p><p>　　由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為</p><p><b>　?。?-25）</b></p><p>　　上式中的許用比壓﹑許用速度﹑許用比功的值，視摩擦副材料而定，可參考表3.2。</p><p>　　表3.2

90、 材料性能</p><p>　　根據(jù)計算所得的結果符合ZQAL9—4材料，故設計選取的材料正確。</p><p>　　第4章 滑靴受力分析與設計</p><p><b>　　4.1滑靴受力分析</b></p><p>　　液壓泵工作時，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，稱為壓緊力；另一

91、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漏時油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。當壓緊力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。</p><p><b>　　4.1.1分離力</b></p><p>　　圖1—11為柱塞結構與分離力分布圖。根據(jù)流體學平面圓盤放射流動可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄

92、漏量q的表達式為</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p><b>　　若，則</b></p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中為封油帶油膜厚度。</p><p>　　封油帶上半徑為的任儀點壓力分布式

93、為</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p><b>　　若，則</b></p><p><b>　?。?-4）</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(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力可通過積分求得。</p>

94、<p>　　圖4.1 滑靴結構及分離力分布</p><p>　　如圖4.1，取微環(huán)面，則封油帶分離力為</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　　油池靜壓分離力為</b></p><p><b>　　（4-6）</b></p&

95、gt;<p><b>　　總分離力為</b></p><p><b>　?。?-7）</b></p><p><b>　　4.1.2壓緊力</b></p><p>　　滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即</p><p><b>　?。?-8）&

96、lt;/b></p><p>　　4.1.3力平衡方程式</p><p>　　當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式 </p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　即 </p><p>　　將上式代入式中，得泄漏量為</p&g

97、t;<p><b>　　（4-10）</b></p><p>　　除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉，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，應該在滑靴結構尺寸設計中予以注意。</p><p><b&

98、gt;　　4.2剩余壓緊力法</b></p><p>　　滑靴的設計有兩種方法。一種是全靜壓平衡型滑靴設計，而另外一種是“剩余壓緊力法”。本設計采用“剩余壓緊力設計法”。</p><p>　　這種方法在國內(nèi)外的柱塞泵中普遍采用。剩余壓緊力法的實質(zhì)是將高壓油引入滑靴—斜盤摩擦副的兩滑動面之間，靠高壓油的靜壓力平衡絕大部分壓緊力，而剩余壓緊力用以保證滑靴壓緊斜盤。</p>

99、;<p>　　剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，在柱塞底部的油壓p經(jīng)中心孔直接作用于柱塞滑靴底部，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔還是滑靴中心孔，均不起節(jié)流作用。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即</p><p><b>　　=</b></p><p>　　將上式代入式中，可得滑靴分離力為</p>&l

100、t;p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　設剩余壓緊力，則壓緊系數(shù)</p><p><b>　　，這里取0.1。</b></p><p>　　滑靴力平衡方程式即為</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>

101、;　　用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0.008～0.01mm左右?；バ孤┝可?，容積效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設計。</p><p>　　4.3滑靴結構型式與結構尺寸設計</p><p>　　4.3.1滑靴結構型式</

102、p><p>　　圖4.2（a） 4.2（b） 4.2（c）</p><p>　　圖4.2 滑靴結構型式 </p><p>　　滑靴結構有如圖4.2所示的幾種型式。圖中（a）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>&l

103、t;p>　　圖中（b）所式滑壓，靴增加了內(nèi)﹑外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比同時可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。</p><p>　　圖中（c）所示的滑靴在支承面上開設了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。</p><p>　　4.3.2結構尺寸設計 </p><p>　　下面以簡單型滑靴為例，介紹主要結構

104、尺寸的選擇和計算。</p><p><b>　　滑靴外徑</b></p><p>　　滑靴在斜盤上的布局，應使傾角時，互相之間仍有一定的間隙s，如圖4.3所示。</p><p><b>　　滑靴外徑為</b></p><p><b>　　（4-13）</b></p>

105、<p>　　一般取s=0.2～1，這里取0.2。</p><p>　　油池直徑 </p><p>　　初步計算時，可設定，這里取0.8.</p><p><b>　　中心孔﹑及長度</b></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

106、><p>　?。ɑ颍?0.8～1.5mm </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>　　圖4.3 滑靴外徑的確定</p><p>　　節(jié)流器采用節(jié)流管時，常以柱塞中心孔作為節(jié)流裝置，如圖4.1所</

107、p><p>　　示。根據(jù)流體力學細長孔流量q為 </p><p><b>　?。?-14）</b></p><p>　　式中 ﹑——細長管直徑﹑長度；</p><p><b>　　K——修正系數(shù)；</b></p><p><b>　?。?-15）</b>&

108、lt;/p><p><b>　?。?-16）</b></p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　把上式代入滑靴泄漏量公式可得</p><p><b>　?。?-18）</b></p><p>　　整理后可得節(jié)流管尺寸為</p

109、><p>　　代入數(shù)據(jù)可以求得=1 </p><p>　　式中為壓降系數(shù)，。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，推薦壓降系數(shù)=0.8～0.9，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4.1所示。根據(jù)流體力學薄壁孔流量q為</p>&

110、lt;p><b>　?。?-19）</b></p><p>　　式中C為流量系數(shù)，一般取C=0.6～0.7。</p><p><b>　　把上式代入中，有</b></p><p><b>　?。?-20）</b></p><p>　　整理后可得節(jié)流孔尺寸</p>

111、;<p><b>　?。?-21） </b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)可以求得</b></p><p>　　以上提供了設計節(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，公式中無粘度系數(shù)，說明油溫對節(jié)流效果影響較小，但細長孔的加工工藝性較差，實現(xiàn)起來有困難。采用滑靴—中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù)的影響，油

112、溫對節(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。</p><p>　　為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應。事實上設計是為了防止柱塞與配流盤之間摩擦力過大，從而引起柱塞或配流盤的磨損，在滑靴與配流盤之間有一層油膜，使之有較小磨損和較高效率。</p><p>　　第5章 配油盤受力分析與設計</p><p>　　配油盤是軸向柱塞泵的關鍵零件之一，

113、它的作用是分配油液，幫助軸向柱塞泵完成吸、排油任務。</p><p>　　配油盤的設計，主要是確定內(nèi)、外密封帶，配油孔與其間隔角 ，以及輔助支撐等的有關尺寸。這部分尺寸設計是否適當，直接影響泵的噪聲、效率和壽命。</p><p>　　5.1配油盤受力分析</p><p>　　不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的，但是功用和基本構造則相同。圖5.1是常用的配油盤

114、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(chǎn)生的壓緊力；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力。</p><p>　　1—吸油窗 2—排油窗 3—過度區(qū) 4—減振槽</p><p>　　5—內(nèi)封油帶 6—外封油帶 7—輔助支承面</p><p>

115、;　　圖5.1 配油盤基本構造</p><p><b>　　5.1.1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，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 </p><p>　　對于奇數(shù)柱塞泵，當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為</p><p><b

116、>　?。?-1）</b></p><p>　　當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為</p><p><b>　　（5-2）</b></p><p><b>　　平均壓緊力為</b></p><p><b>　?。?-3）</b></p><p&

117、gt;<b>　　5.1.2分離力</b></p><p>　　對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角有所擴大，如圖5.2所示。</p><p>　　當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為</p><p><b>　?。?-4）</b></p&g

118、t;<p>　　當有個柱塞正在排油時，封油帶實際包角為</p><p><b>　　（5-5）</b></p><p>　　平均有個柱塞正在排油時，平均包角為</p><p><b>　　（5-6）</b></p><p>　　式中 ——柱塞間距角， ；</p>&l

119、t;p>　　——柱塞腔通油孔包角，這里取。</p><p><b>　　外封油帶分離力</b></p><p>　　外封油帶上泄漏流量是源流流動，對封油帶任儀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>　　圖5.2 封油帶實際包角的變化 </p><p>　　=

120、 （5-7）</p><p><b>　　外封油帶泄漏量為</b></p><p><b>　?。?-8）</b></p><p><b>　?、趦?nèi)封油帶分離力0</b></p><p>　　內(nèi)封油帶上泄漏

121、流量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力為</p><p><b>　　= </b></p><p><b>　?。?-9）</b></p><p><b>　　內(nèi)封油帶泄漏量為</b></p><p><b>　　（5-10）</b></p>

122、<p><b>　?、叟庞痛胺蛛x力</b></p><p><b>　?。?-11）</b></p><p><b>　　配油盤總分離力</b></p><p><b>　?。?-12）</b></p><p><b>　　總泄漏量

123、q為</b></p><p><b>　?。?-13）</b></p><p><b>　　5.2配油盤設計</b></p><p>　　配油盤設計主要是確定內(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。</p><p>　　5.2.1配油盤主要尺寸確定</p>&

124、lt;p>　　圖5.3 配油盤主要尺寸確定</p><p><b>　　（1）配油窗尺寸</b></p><p>　　配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑</p><p>　　配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時，取</p><p><b>　?。?-14）</b></p>

125、;<p>　　為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足</p><p>　　滿足要求。 （5-15）</p><p>　　式中 ——泵理論流量；</p><p>　　——配油窗面積，； （5-16）</p><p>　　——許用吸入流速，=

126、2～3m/s。</p><p><b>　　由此可得</b></p><p>　　= （5-17）</p><p><b>　　（2）封油帶尺寸</b></p><p>　　設內(nèi)封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定

127、方法為：</p><p>　　考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取略大于，即</p><p><b>　　（5-18）</b></p><p>　　當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式可得</p><p><b>　?。?-19）</b>

128、</p><p>　　聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸﹑﹑﹑ 。</p><p>　　5.2.2驗算比壓﹑比功</p><p>　　為使配油盤的接觸應力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。為此設置了輔助支承面，如圖5.3中的﹑。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</p><