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附錄1 軸向活塞泵 軸向活塞泵是一種典型的同軸的泵，它的汽缸和傳動軸是平行的（如圖4—13），它的往復運動被一個平板形凸輪帶動，也叫擺動盤，傾斜盤，或旋轉斜盤。這個盤位于一個平面穿過主動軸和汽缸筒的同一軸線所以不能旋轉。在定量泵中，凸輪盤必須要嚴格的安裝在合適的位置上結果它與汽缸筒的中心線以垂線方向傾斜25度的角度交叉。變量傳輸的軸向柱塞泵的設計是有意圖的所以凸輪盤與汽缸筒中心線的正交處角度的變化范圍在0o到20o或25o到一或兩側。每個活塞桿的末端被用來與凸輪盤相接觸因為汽缸體和活塞的裝配同傳動軸一起旋轉。這引起了活塞在汽缸內的互換。活塞的長度是與角度成比例的這個角度是凸輪盤的位置與汽缸筒中心線垂直方向的角度。 一個變化的軸向柱塞泵是一個傾向軸的類型如圖4-14。這種型式的泵沒有傾斜的凸輪盤類似于同軸的泵。取而代之，汽缸體軸不同于傳動軸。連桿的末端保留在圓盤上面的孔內這樣與傳動軸一起旋轉。氣缸體隨傳動端一起旋轉在傳動軸與汽缸體活塞桿的通用交叉點的帶動下。為了去改變泵的排量，氣缸體和閥盤被連接好并且整個裝置是搖動的在一對裝備樞軸的周圍放在泵房上。 軸向活塞泵的動作是由萬向接頭或鏈接促成的。圖4-15是一系列的圖那些是舉例說明在泵的操作過程中怎樣使用萬向接頭。 首先搖桿臂被安裝在水平桿上（看圖4-15.圖片A）臂被一個銷釘連接在桿狀物上所以能來回的搖動，就象圖B所示。接下來，一個環(huán)放在桿狀物的周圍來保護搖桿臂，所以環(huán)可以左右來回轉如圖C所示。這樣可以提供你可能需要的在同一時間不同位面變化比例時的兩個旋轉運動。搖桿臂能在一弧形內來回搖擺并且環(huán)能同時在另一弧形內前后的搖擺，在平面內以一個恰當的角度這個平面使搖桿臂旋轉。 下一個在總裝中增加一個傾斜的平面。這個傾斜的平面放在桿狀物軸心傾斜的位置上，象圖4-15中圖D 描述的那樣。搖桿臂在這時傾斜的位置與傾斜盤是同一位置，所以基本上是與傾斜盤上平行的。這個環(huán)也是平行的，它與傾斜盤相接觸。環(huán)的位置與搖桿臂是有關聯的而且是無法改變的，從圖4-15C可知。 從4-15E中可知，桿體裝完以后，仍然在一水平位置，使其直角轉彎旋轉。搖桿臂仍然和傾斜盤在同一位置上而且正交于桿狀物的軸線。環(huán)可以在搖桿銷上旋轉，與搖桿臂相比它能改變自己的位置，但是他必須要保持平行，并且要與傾斜盤相接觸。 圖4-15F 所示桿狀物在另一個直角拐彎處被旋轉。這些零部件處于同一位置如圖D所示，但是同搖桿臂的末端一起翻轉。環(huán)仍然承擔著反向的傾斜盤。 當桿繼續(xù)旋轉時，伴隨各自相互關聯的變化和環(huán)總是對盤施加壓力使搖桿臂和環(huán)轉變它們的支點。 圖4-45G 所示有一個附加輪子的裝置，這個輪子是豎直放置并固定在軸上，所以它和軸一起旋轉。另外，兩桿A 和B ，松散的連接在傾斜的環(huán)上并伸出穿過兩個直的洞相互對立的安裝在輪子上。因為桿是旋轉的，固定的輪一直垂直的轉向桿。傾斜的環(huán)一直隨桿一起旋轉而且一直保持傾斜的狀態(tài)，之后始終保持著與傾斜盤的接觸。提到的圖G，沿著桿A從傾斜環(huán)到固定輪的距離比沿著桿B的距離要重要的多。 隨著使總裝的旋轉，然而，沿著桿A 的距離隨著把它的尖端放在傾斜環(huán)上并向固定輪附近移動而減小，沿著桿B 時會增加。這些變換會繼續(xù)直到旋轉一半以后，在此刻桿的初始位置被翻轉。當另一半旋轉后，兩個桿將再次回到其初始位置。當總裝旋轉時，桿將在固定輪子的孔內來回的移動。這就是軸向活塞泵的工作方式。為了使泵持續(xù)工作，活塞安放在桿的末端，超出固定輪的一側插入汽缸內。桿必須與活塞和輪子被球窩接頭相連。由于旋轉裝配，每個活塞在它的缸體內來回運動。吸入和排出的路線已經計劃好，所以當活塞頭和缸體之間的空間逐漸增大時液體進入汽缸內，當活塞向反向移動時汽缸的另一部分在旋轉。 泵的主要部分包括傳動軸，活塞，汽缸體，閥和沖洗金屬板等。它們是二對端在閥體上，這些端口直接對著汽缸體。液體被活塞的往復運動使其從一端吸入從另一端口排出。 同軸的變量的軸向柱塞泵—當傳動軸旋轉時，它的活塞和汽缸體也一起旋轉。旋轉斜盤傾斜放置當活塞桿，活塞，缸體，和旋轉斜盤一起旋轉時引起活塞在液缸體中的來回移動。（活塞桿、氣缸體、旋轉斜盤的組合有時會涉及到由于旋轉式組合或者裝配）由于活塞在氣缸體內的互換，液體從一端吸入從另一端排出。 如圖4-13所示，活塞A在其底部。當活塞A旋轉到活塞B的位置時，它將在它的氣缸內繼續(xù)向上移動，在整個行程過程中強迫液體從廢液排出口排出，當其他的旋轉回到其原始位置時，活塞的行程在汽缸內是向下的，這種情況在汽缸內引起了一個低壓區(qū)域。汽缸的進口處和儲層兩者間在壓力上的差異致使液體從進口端流入汽缸。因為每個活塞都在連續(xù)的執(zhí)行一樣的操作，所以液體在不斷的被吸入腔膛穿過入口然后被釋放從腔膛進入系統(tǒng)。這一動作提供了一個穩(wěn)定的沒有規(guī)律的流動的液體。 知道旋轉斜盤的傾斜或角度能確定活塞在汽缸內往復移動的距離，因此，可以控制泵的排量。 當旋轉斜盤在桿的垂直位置時，泵的活塞不能進行互換旋轉，因此不可能有抽吸動作的發(fā)生。當旋轉斜盤傾斜到遠離直角的位置時，活塞開始互換液體可以來回的抽取。 自從這種類型的各種各樣的泵被角度式的擺動箱體所替換后，必須要采取一些措施去控制這種角度式的替換。各種各樣的方法被采用去控制這種動作—手動的，電動的，氣動的或水力的。 另一種典型的軸向活塞泵，有時提到作為一種同軸的泵，通常被提到作為一種能量泵，這種泵是可用的不論是在定排量的還變排量型式的。 兩個主要的功能均能被這種定量型式的泵的內在部分所體現出來。這些功能是指機械驅動和流動的置換。 這個機械的驅動機構如圖4-16所示。在這種型式的泵中，活塞和滑塊不能旋轉?；钊\動導動由每個活塞桿旋轉期間凸輪的旋轉取代每個活塞全部的凸輪傳動所引起?；钊哪┒烁郊右粋€通過一個自由中心支點和變化無常的凸輪表面接觸的一個搖晃的盤支撐。當旋轉導動凸輪高的一側壓低一側的搖晃盤時，另一側的搖晃盤將被壓縮到同等的數量，活塞也跟著一起移動。兩個爬行盤被用來減少凸輪旋轉時的磨損。 一個流體排水量的示意圖如圖4-17所示。流動被活塞的軸向運動所取代。當活塞在各自的液缸體內徑移動時，壓力打開止回閥，一些液體在壓力的作用下流過去。組合的后部壓力和止回閥的彈簧壓力的強度要接近。當閥的位置接近他的最主要位置時，低壓范圍內柱塞返回汽缸內引起流體流動是水進入汽缸的結果。 柱塞變量泵的內部特性如插圖4-18。泵的操作類似于定量的往復泵，然而，泵能提供自動的調節(jié)輸出量變化的額外功能。 這個功能受水壓系統(tǒng)壓力的制約。例如：我們采用一個定量泵3000psi，提供流量為3000psi的系統(tǒng)。因為系統(tǒng)壓力接近，假定2850psi,泵開始卸載（系統(tǒng)的流量較小時）和完全卸載（零流量）在3000psi。 壓力調節(jié)和流動被內在的自動調節(jié)流量運輸的系統(tǒng)需求所控制。 旁路系統(tǒng)用來提供自身的潤滑油，特別是當泵在快速運轉時 ，旁路活塞孔的響聲是每次活塞恰好到達最前端所傳播的聲響與旁路通道的聲響相結合。這種泵有少量的來自旁路通道的液體返回儲料器并且提供一個流量可持續(xù)變化的一種泵。次泵通道的設計是有意圖的，它可以阻止使用沖壓油箱過程中較大的背壓。 附錄2 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 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 第3章 斜盤式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析 3.1 柱塞運動學分析 3.1.1 柱塞行程s 3.1.2 柱塞運動速度v 3.1.3 柱塞運動加速度a 3.2 滑靴運動分析 3.3 瞬時流量及脈動品質分析 3.3.1 脈動頻率 3.3.2 脈動率 第4章 柱塞受力分析與設計 4.1 柱塞受力分析 4.1.1 柱塞底部的液壓力Pb 4.1.2 柱塞慣性力Pg 4.1.3 離心反力Pl 4.1.4 斜盤反力N 4.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力P1和P2 4.1.6 摩擦力p1f和P2f 4.2 柱塞設計 4.2.1 柱塞結構型式 4.2.2 柱塞結構尺寸設計 4.2.3 柱塞摩擦副比壓p、比功pv驗算 第5章 滑靴受力分析與設計 5.1 滑靴受力分析 5.1.1 分離力Pf 5.1.2 壓緊力Py 5.1.3 力平衡方程式 5.2 滑靴設計 5.2.1 剩余壓緊力法 5.2.2 最小功率損失法 5.3 滑靴結構型式與結構尺寸設計 5.3.1 滑靴結構型式 5.3.2 結構尺寸設計 第6章 配油盤受力分析與設計 6.1 配油盤受力分析 6.1.1 壓緊力Py 6.1.2 分離力Pf 6.1.3 力平橫方程式 6.2 配油盤設計 6.2.1 過度區(qū)設計 6.2.2 配油盤主要尺寸確定 6.2.3 驗算比壓p、比功pv 第7章 缸體受力分析與設計 7.1 缸體地穩(wěn)定性 7.1.1 壓緊力矩My 7.1.2 分離力矩Mf 7.1.3 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 缸體主要結構尺寸的確定 7.3.1 通油孔分布圓半徑Rf′和面積Fα 7.3.2 缸體內、外直徑D1、D2的確定 7.3.3 缸體高度H 結論 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的往復運動，改變柱塞腔內容積實現吸油和排油的，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，能適應高壓力高轉速的需要，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動副均采用了一靜壓支承，省去了大容量止推軸承，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)點，由于斜盤式軸向柱塞泵容易實現無級變量，維修方便等優(yōu)點，因而斜盤式軸向柱塞泵在技術經濟指標上占很大優(yōu)勢。 關鍵詞 斜盤 柱塞泵 滑靴 缸體 Abstract The 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 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 inclined 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 high 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 static 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 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構緊湊，單位功率體積小，重量輕，壓力高，變量機構布置方便，壽命長等優(yōu)點，不足之處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動盤結構，使柱塞缸體不承受側向力，所以，缸體對配油盤的傾復可能性小，有利于柱塞副與配油部位工作，另外，允許的傾角大，可是，結構復雜，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動副均采用了一靜壓支承，省去了大容量止推軸承，具有結構緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕等優(yōu)點，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構簡單，制造成本低；斜盤式軸向柱塞泵容易實現無級變量，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經濟指標上占很大優(yōu)勢，所以，斜盤式軸向柱塞泵在不斷地改進和發(fā)展，其發(fā)展方向是：擴大使用范圍、提高參數、改善性能、延長壽命、降低噪聲，以適應液壓技術不斷發(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的往復運動，改變柱塞腔內容積實現吸油和排油的。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周的大軸承所平衡以限制缸體的傾斜，因此傳動軸只傳遞扭矩，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軸穿過斜盤取消了大軸承，徑向載荷由傳動軸支撐，并且重量輕、體積小、零件種類少，可以串聯輔助泵便于集成化，缸體傾斜力矩由主軸承受，因而轉動軸徑大。 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，能適應高壓力高轉速的需要；配油盤設計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械、 起重運輸、冶金 、航空、 船舶等都種領域，在航空中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，使飛機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，更是得到廣泛應用。 第二章 斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數 2.1 斜盤式軸向柱塞泵工作原理 各種柱塞泵的運動原理都是曲柄連桿機構的演變，因而，它們的運動和動力分析就可以用統(tǒng)一的方程式來描述。 斜盤式軸向柱塞泵主要結構如圖（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動。當缸體帶動柱塞旋轉時，由于斜盤平面相對缸體（xoy面）存在一傾斜角γ，迫使柱塞在柱塞腔內作直線往復運動。如果缸體按圖示n方向旋轉，在180o~360o范圍內，柱塞由下死點（對應180o位置）開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至死點（對應0o位置）止。在這個過程中，柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔內，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉，在0o~180o范圍內，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入腔內，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這個過程中柱塞腔， 1-柱塞 2-缸體 3-配油盤 4-傳動軸 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，缸體每轉一周，各個柱塞有半周吸油，半周排油。如果缸體不斷旋轉，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 1.排量、流量與容積效率 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 不計容積損失時，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 取Z=7； ―傳動軸轉速 ； 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 ??； 所以，泵的理論流量是 泵的實際輸出流量 泵容積效率為 泵的機械效率為 所以，泵的總效率為容積效率與機械效率之積， 第三章 斜盤式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析 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轉運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。 3.1 柱塞運動學分析 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是的行程、速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質和主要零件受力狀況的基礎。 3.1.1 柱塞行程s 下圖為一般帶滑靴的軸向柱塞泵運動分析圖。若斜盤傾角為γ，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉角為α，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α時， 圖3-1 柱塞運動分析 所以柱塞行程s為 （3-1） 當α=1800時，可得最大行程為 3.1.2柱塞運動速度v 將式（3-1）對時間微分可得柱塞運動速度v為 （3-2） 當及時，，可得最大運動加速度為 式中 為缸體旋轉角速度，。 3.1.3 柱塞運動加速度a 將式（3-2）對時間微分可得柱塞運動加速度a為 （3-3） 當及時，，可得最大運動加速度為 3.2 滑靴運動分析 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，也即滑靴中心在斜盤平面內的運動規(guī)律（如圖），其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長、短軸分別為 長軸 短軸 設柱塞在缸體平面上 A 點坐標 那么A點在斜盤平面 的坐標為 如果用極坐標表示則為 矢徑 極角 滑靴在斜盤平面內的運動角速度為 由上式可見，滑靴在斜盤內是不等角速度運動，當α=、時，最大（在短軸位置）為 當、時，最?。ㄔ陂L軸位置）為 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 3.3 瞬時流量及脈動品質分析 柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成 式中為柱塞截面積，。 柱塞數為Z=7,柱塞角距為，位于排油區(qū)地柱塞數為Z0，那么參與排油的各個柱塞瞬時流量為 ……. ……. 泵的瞬時流量為 （3-4） 由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角有關，也與柱塞數有關。 對于奇數（Z=7）排油區(qū)的柱塞數為Z0 當時，取，由 式（3-4）可知瞬時流量為 當時，取，由式（3-4）可得瞬時流量 當、、、……時，可得瞬時流量的最小值為 當、、……時，可得瞬時流量的最大值為 奇數柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖 圖3-3 奇數柱塞泵 定義脈動率 式中為平均流量，可由瞬時流量公式在 周期內積分求平均值而得無論奇數泵還是偶數泵均為 3.3.1 脈動頻率 因為奇數柱塞泵，所以 3.3.2 脈動率 因為奇數柱塞泵，所以 根據計算值，將脈動率e與柱塞Z畫成下圖的曲線 圖3-4 脈動率e與柱塞數Z關系曲線 由以上分析可知： （1）隨著柱塞數的增加，無論偶數柱塞泵還是奇數柱塞泵，流量脈動率都下降。 （2）相鄰柱塞數相比，奇數柱塞泵的脈動流量遠小于偶數柱塞泵的脈動率。 第四章 柱塞受力分析與設計 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、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 圖示是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。 圖4-1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 4.1.1 柱塞底部的液壓力 柱塞位于排油區(qū)時，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 柱塞相對缸體往復直線運動時，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，隨缸體旋轉角α按余弦規(guī)律變化。當α=00和1800時，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動，有向心加速度al，產生的離心反力Pl通過柱塞質量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。其值為 2 4.1.4 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他軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產生接觸應力，并使缸體產生傾倒力矩。 4.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力P1和P2 該力是接觸應力p1 和p2產生的合力。考慮到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小于柱塞直徑及柱塞在柱塞腔內的接觸長度。因此，由垂直于柱塞軸線的徑向力和離心力引起的接觸應力p1和p2可以看成是連續(xù)直線分布的應力。 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，常取f=0.05~0.12。取f=0.12 分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于死點時的位置。此時N、P1、和P2可以通過如下方程求得： 式中 — 柱塞最小接觸長度 ； — 柱塞名義長度 ; 解放程組得： 式中 為結構參數 4.2 柱塞設計 4.2.1柱塞結構型式 軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞.根據柱塞頭部結構,有三種型式,(1)點接觸式柱塞,(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擺動頭, 稱滑靴,可繞柱塞球頭中心擺動.滑靴與斜盤間為面接觸,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,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構,以減輕柱塞重量,減小柱塞運動的慣性力.采用空心結構還可以利用柱塞底部的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.空心柱塞內可以安放回程彈簧,使柱塞在吸油區(qū)復位. 4.2.2 柱塞結構尺寸設計 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Z 是互相關聯的.根據統(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 由此可得 式中m為結構參數.m隨柱塞數Z而定. 當泵的理論流量和轉速根據使用工況條件選定之后,根據流量公式可得柱塞直徑為 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 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 以及保持有足夠的密封長度,應保持有最小留孔長度 ,一般取 因為 所以 因此,柱塞名義長度 l 應滿足: 式中 — 柱塞最大行程; — 柱塞最小外伸長度,一般取 . 根據經驗數據,柱塞名義長度常取: 同理 3.柱塞球頭直徑d1 按經驗常取 如圖 圖4-2 柱塞尺寸圖 為使柱塞在排油結束時圓柱而能完全進入柱塞腔,應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離 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均壓槽. 4.2.3柱塞摩擦副比壓p 、比功 pv 驗算 取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值,則 柱塞相對缸體的最大運動速度 vmax 應在摩擦副材料允許范圍內, 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 滑靴受力分析與設計 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構.滑靴不僅增大了與斜盤的接觸應力,而且柱塞底部的高壓油液,經柱塞中心孔 和滑靴中心孔 ,再經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.使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜,大大減少了相對運動件間的摩擦損失,提高了機械效率.這種結構能適應高壓力和高轉速的需要. 5.1 滑靴受力分析 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的油池產生的靜壓力Pf1與滑靴封油帶上油液泄露時油膜反力Pf2 ,二者力圖使滑靴與斜盤分離開,稱為分離力Pf .當緊壓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. 5.1.1 分離力Pf 圖為柱塞結構與分離力分布圖. 圖4-3 滑靴結構及分布力分布 根據流體力學平面圓盤放射流可知,油液經滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄露量q的表達式為 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 隨半徑增大而呈對數規(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 當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式 得泄流量為 5.2 滑靴設計 滑靴設計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是：選取適當油膜厚度，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 滑靴在斜盤上的運動軌跡是橢圓，為簡化計算，近似認為是柱塞分布圓。因此滑靴摩擦功率損失為 式中 —液體粘性摩擦力， ； u—切線速度， —滑靴摩擦（支承）面積； —液體粘性摩擦應力，為液體粘性系數，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 滑靴結構型式與結構尺寸設計 5.3.1 滑靴結構型式 滑靴的結構型式如圖 圖5-1 滑靴結構型式 關于滑靴的結構，應該防止由于傾斜而引起密封帶出現偏磨，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，即使滑靴出現某些偏磨，也不會破壞滑靴的平衡設計，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（這種變形引起松靴），常常在滑靴的密封帶內側加上一個或幾個內輔助支承環(huán)帶，為了不影響滑靴的支承力，并使密封環(huán)帶內側壓力迅速伸展，內輔助支承面在圓周上是斷開的。 為了提高滑靴的拉脫強度，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，與柱塞球頭鉚合時的徑向間隙應不大于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度損壞。 5.3.2 結構尺寸設計 1. 滑靴外徑D2 滑靴在斜盤上的布局，應使傾斜角時，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. 油池直徑D1 初步計算時，設定 3. 中心孔、及長度 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，如滑靴結構及分離力分布圖所示。根據流體力學細長孔流量q為 式中 、——細長管直徑、長度； K——修正系數； 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 經多次試算得 式中 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，推薦壓降系數 。 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 ，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，實現起來有困難。 第六章 配油盤受力分析與設計 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速旋轉的缸體傳來的軸向載荷。它的設計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 配油盤基本結構 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 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。 對于奇數柱塞泵，當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力Py1為 當有個柱塞處于排油區(qū)時，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、內封油帶分離力Pf2、排油窗高壓油對缸體的分離力Pf3 對奇數柱塞泵，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，封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤排油窗包角有所擴大。 當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為 當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為 平均有個柱塞排油時，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，可得 外封油帶泄流量q1為 2. 內封油帶分離力Pf2 內封油帶上泄流量是匯流流動，可得 內封油帶泄流量q2為 3. 排油窗分離力Pf3 4. 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，簡化計算： 6.1.3 力平衡方程式 為使缸體能與配油盤緊密貼合，保證可靠密封性，應取壓緊力稍大于分離力。設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，它表示壓緊程度。即 由此可得力平衡方程式 一般取 取則 為保證泵啟動時，缸體配油盤仍有一定的預壓緊力，常設置一軸向中心彈簧，把缸體緊壓在配油盤上。一般取彈簧力為300~500N。彈簧力Pt也可按下式選取 6.2 配油盤設計 配油盤設計主要是確定內外封油帶尺寸、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)設計 為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數配油盤采用過度角大于柱塞腔通油孔包角的結構，稱正重迭配油盤。 具有這種結構的配油盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內封閉的油液會受到瞬間壓縮產生沖壓力；當柱塞從高壓腔接通低壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產生沖擊壓力。 這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質，產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，腔內壓力能平緩過渡，從而避免壓力沖擊。 圖6-2 柱塞腔內壓力變化 選帶卸荷的非對稱配油盤 根據式 計算出 ， 在泵的結構尺寸確定后，取決于吸排有壓力差的大小。在實際工況條件下，泵排油壓力常隨負載改變而變化。要避免在新工況條件下的壓力沖擊，應改變壓縮角和以適應壓力差的變化。簡單的方法是在過渡區(qū)開設減振槽。 圖6-3 非對稱配油盤 此時，過渡區(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%計算；而減振槽按余下地50%計算。 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間流量為 而油液通過減振槽的單位時間是，則 把上式帶入Q0式中可得減振槽的設計尺寸為 經多次驗算得 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，取 為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足 式中 Qlb―泵理論流量； F2―配油窗面積， [v0]―許用吸入流速， 由此可得 2. 封油帶尺寸 設內封油帶寬度為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，泄流量比內封油帶泄流量大，取b1略大于b2，即 當配油盤受力平衡時，可得 計算出的結果經多次調整得到的為 R1=40.5 R2=37 R3=27 R4=12.5 6.2.3 驗算比壓p、比功pv 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為通油槽個數，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構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算pv值，即 式中為平均切線速度， 第七章 缸體受力分析與設計 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)一側有明顯的偏磨現象，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。下面就缸體受到的主要力矩進行穩(wěn)定性分析。 7.1.1 壓緊力矩My 液壓泵工作時，由于處于排油區(qū)的柱塞數量和位置隨缸體轉角變化，壓緊力及合力作用點也隨變化，其相應合力矩My也要隨轉角變化。 因為選用九柱塞泵，排油區(qū)可能有四個或五個柱塞。下圖是五個柱塞排油時柱塞位置。為了便于分析，把每個柱塞的壓緊力看成是單位為1的集中載荷。 圖7-1 壓緊力合力作用點位置 總壓緊力矩為 7.1.2 分離力矩Mf 因為分離力由三個部分組成，在內、外封油帶上的壓力分布是按對數規(guī)律分布的?？烧J為內、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 從數學可知，弧線重心矩為 由此可得外，內封油帶分離力臂為 排油窗的油壓力是均布的，因此其分離力合力作用點可用求排油窗扇行面積重心來求得。 數學上環(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 設壓緊力矩與分離力矩之比為力矩系數，。 則力矩平衡方程為 缸體穩(wěn)定性與有很重要關系，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。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，對缸體產生以H為支點的傾倒力矩。即 式中為任一柱塞球頭中心至H點的距離。如圖 圖7-3 徑向合力產生的傾倒力矩 柱塞徑向合力對缸體的傾倒力矩Mt為 當 個柱塞處于排油區(qū)時，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Z=9的柱塞泵，有 式中 ―徑向合力作用點運動弧長在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生傾倒，必須根據徑向力大小及作用點變動情況選擇可靠的徑向支承。安裝位置應使支承軸承平面中心與傳動軸的交點重合于柱塞球頭與傳動軸的交點 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)點是傳動軸只起傳扭作用，不承受彎矩，因而軸和軸承的設計條件可以大大改善。同時，缸體支承剛度高，多次裝配重復性好。 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速的提高。 缸體中心的傳動軸尺寸較小，缸體結構設計更緊湊。柱塞分布圓直徑較小，柱塞數較少（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為配油盤不動，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，配油盤能自動相應變化，保持接觸面良好的貼合關系，即配油盤具有自位性，無疑可以避免缸體偏磨和泄漏。為此從結構上采取措施，出現了浮動配油盤、浮動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 缸體主要結構尺寸的確定 7.3.1 通油孔分布圓半徑和面積Fα 為減小油液流動損失，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、外半徑。 通油孔面積近似計算如下 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、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，應盡量使各處壁厚一致，壁厚初值可由結構尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算 圖7-5 缸體結構尺寸 缸體強度可按厚壁筒驗算 式中為厚壁筒外徑，。 缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為 式中 E — 缸體材料彈性系數 ； — 材料波桑系數，對青銅材料； [] — 允許變形量，一般鋼質缸體取，青銅則取。 當壁厚確定后，可依次定出D1、D2 7.3.3 缸體高度H 如上圖中可確定缸體高度H為 式中 — 柱塞最短留孔長度； — 柱塞最大行程； — 為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量最短； — 缸底厚度，一般取 結論 四年的大學生活即將結束，在這四年里我學會了不少的東西，無論在學習上、生活中、思想上都有很大的轉變，從一開始帶著父母的殷切希望，懷著充實自我，掌握一技之長，為以后找工作，實現自己的人生價值的目標作努力，到最后考研進一步接觸社會，學到一些從理論上學不到東西，增加了許多經驗，這一切的成果都離不開眾多可敬師長諄諄教導、不厭其煩的耐心講解傳授，以及許多同學、朋友的坦誠相見]砥勵共勉；加上自己對本專業(yè)有一定的興趣，特別是在畢業(yè)設計期間，大家更是同心努力希望自己把設計搞好，因為這是四年大學生活最后的收尾工作，它是我們平時對我們所學的課程理解，接受能力，熟知程度，以及記憶能力的一個體現，在這四年中，從基礎課到專業(yè)課四五十門，但這都是零散的，成塊吸收。而最終的畢業(yè)設計就是把這些零散、成塊的知識有條理、系統(tǒng)化，綜合運用。達到檢驗所學程度的目的，既是對綜合運用知識的能力的培養(yǎng)，又是為將來走上工作崗位的做的一次實戰(zhàn)模擬。 斜盤式軸向柱塞泵對我來說并不是完全陌生的，但是知道的僅限于在課本中學到的，它是液壓系統(tǒng)中的能源元件，作用是向系統(tǒng)提供一定壓力和流量的油液，是把機械能轉換成液壓能的裝置，與馬達正好相反，分為斜盤式和斜軸式兩種，血盤式軸向柱塞泵的傳動軸中心線與缸體中心線重合，滑靴是按靜壓軸承原理設計的，缸體中的壓力油經柱塞球頭中間小孔流入滑靴油室，使滑靴和斜盤形成液體潤滑，改善柱塞頭部和斜盤的接觸情況。而對于它的詳細結構并不知道多少，在設計中才知道，其詳細原理，斜盤式軸向柱塞塞泵是靠柱塞在柱塞腔內的往復運動，改變柱塞腔容積實現吸油和排油的，并且它在現實中有很廣泛地應用，因此，我在這期間學會了以前我沒學到的東西，特別是，不止是學會怎樣設計這個泵，而是學會了如何運用所學的知識，應用于你的設計中去，不是單一的設計一件東西，要靈活運用，舉一反三，能運用到別地設計中去，不過，在設計上還有很多缺陷，需要進一步完善，希望各位領導和老師提出意見，批評指正，使以后不在犯同樣的錯誤，不斷成熟，進步，在一次感謝各位領導和老師的不倦悔和熱心幫助。 參考文獻 1 東北工學院《機械零件設計手冊》編寫組.《機械零件設計手冊》下冊.第二版. 冶金工業(yè)出版社.葛志祺.1990年6月：161頁至225頁 2 《機械設計手冊》聯合編寫組.《機械設計手冊》下冊.第二版（修訂）. 化學工業(yè)出版社.1983年7月：114頁至138頁 3 上海煤礦機械研究所.《液壓傳動設計手冊》.上海人民出版社.1976年8月：197頁至229頁 305頁至317頁 573頁至577頁 4 陳榕林.《最新機械設計制造常用數據與新舊標準對照手冊》.科學技術文獻出版社. 1995年 5 徐灝.《機械設計手冊》第四版.機械工業(yè)出版社. 1988年 6 雷天覺 7 徐繩武.《柱塞式液壓泵》.機械工業(yè)出版社.1985年 8 翟培祥.《斜盤式軸向柱塞泵設計》.煤炭工業(yè)出版社.1978年 9 李玉琳.《液壓元件與系統(tǒng)設計》.北京航空航天大學出版社.1991年