斜盤(pán)軸向柱塞泵設(shè)計(jì),軸向,柱塞,設(shè)計(jì) 斜盤(pán)式軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 摘要 現(xiàn)代液壓傳動(dòng)中，柱塞泵是使用最廣的液壓動(dòng)力元件之一，其性能好壞是影響液壓系統(tǒng)工作性能的關(guān)鍵。相對(duì)于日益提高的高壓、大流量、高功率密度、高集成度、多樣的控制形式等要求，我國(guó)的柱塞泵設(shè)計(jì)和制造已遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于世界先進(jìn)水平。 本論文在詳細(xì)分析國(guó)內(nèi)外軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)類(lèi)型及其特點(diǎn)的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一種斜盤(pán)式軸向柱塞泵，結(jié)構(gòu)緊湊合理、變量控制靈活多樣、集成性好。完成斜盤(pán)式軸向柱塞泵總裝圖及主要零件圖，并利用三維軟件Pro/E進(jìn)行三維建模，用UG完成指定零件加工仿真及數(shù)控編程。對(duì)今后進(jìn)行軸向柱塞泵的研究和設(shè)計(jì)具有較高的參考價(jià)值。 關(guān)鍵詞：斜盤(pán)式軸向柱塞泵；加工仿真；UG Abstract Modern hydraulic transmission, piston pump is the most widely used in hydraulic components, its performance is one of the hydraulic system is the effect of the key work performance. Relative to the rising high pressure, big flow, high power density, high level of integration, various control requirements, our form of piston pump design and manufacturing has lags behind the world advanced level. This thesis on detailed analysis of domestic and international axial piston pump structure based on the types and characteristics, design a kind of swash-plate axial piston pump, compact structure, variable control agile diversity, integration. Complete swash-plate axial piston pump assembly figure and main parts graph, and using three-dimensional software Pro/E 3-d modeling, complete with UG designated parts processing simulation and CNC programming. In axial piston pump research and design is of high reference value. Keywords: swash-plate axial piston pump; Machining simulation; UG目 錄 摘要 2 Abstract 3 第1章 前言 1 1.1課題背景 1 1.2液壓技術(shù)發(fā)展歷史 1 1.3 課題提出的意義 2 1.4 國(guó)內(nèi)外研究開(kāi)發(fā)水平及發(fā)展趨勢(shì) 2 第2章 斜盤(pán)式軸向柱塞泵設(shè)計(jì)方案 5 2.1 液壓泵的原理與分類(lèi) 5 2.1.1液壓泵的傳動(dòng)和工作原理 5 2.1.2 液壓泵的分類(lèi) 6 2.2 斜盤(pán)式軸向柱塞泵主體設(shè)計(jì)方案的確定 6 2.2.1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵的的基本分類(lèi)及其特點(diǎn) 6 2.2.2主體設(shè)計(jì)方案的確定 8 2.3 斜盤(pán)式軸向柱塞泵的性能參數(shù) 8 2.3.1 壓力p（單位Pa） 8 2.3.2 排量和流量 8 2.3.3 功率和效率 9 2.4斜盤(pán)式軸向柱塞泵的工作原理 10 第3章 斜盤(pán)式軸向柱塞泵基本設(shè)計(jì)及計(jì)算 13 3.1斜盤(pán)泵柱塞回程機(jī)構(gòu)的基本設(shè)計(jì) 13 3.2整體基本結(jié)構(gòu)選定 14 3.3柱塞泵的主要技術(shù)指標(biāo)及設(shè)計(jì)計(jì)算 15 3.3.1柱塞泵主要參數(shù) 15 3.3.2柱塞的直徑、行程及理論與實(shí)際排量的計(jì)算 15 3.3.3配流盤(pán)的設(shè)計(jì)計(jì)算 16 3.3.4滑靴的設(shè)計(jì)計(jì)算 24 3.3.5泵的容積效率分析 26 3.3.6缸體計(jì)算和柱塞強(qiáng)度計(jì)算 27 3.3.7定心彈簧計(jì)算 31 3.3.8傳動(dòng)軸計(jì)算 32 3.3.9軸承（7008C）壽命計(jì)算中心 32 3.3.10手動(dòng)變量機(jī)耕的設(shè)計(jì)計(jì)算 33 3.4泵的噪音來(lái)源與改進(jìn) 35 3.4.1 噪音來(lái)源分類(lèi) 35 3.4.2 摩擦副的影響因素 37 3.4.3零件材料的選擇 39 3.4.4 引發(fā)摩擦副噪聲的原因 39 3.4.5 怎樣減小摩擦來(lái)降低噪聲 40 第四章 零部件的加工仿真 41 4.1NX CAM簡(jiǎn)介 41 4.2 CAM與CAD關(guān)系 41 4.3 NX6.0 CAM編程步驟 42 4.3.1創(chuàng)建幾何體 43 4.3.2創(chuàng)建方法 43 4.3.3創(chuàng)建刀具 44 4.3.4創(chuàng)建程序 45 4.3.5創(chuàng)建操作 45 4.4 NX6.0 CAM后處理 46 4.5零件加工仿真實(shí)例題 46 4.5.1泵外殼型腔銑加工 46 4.5.2泵體法蘭的孔加工 48 總 結(jié) 51 參考文獻(xiàn) 52 致 謝 53 54 第1章 前言 1.1課題背景 隨著科學(xué)技術(shù)的高速發(fā)展，液壓傳動(dòng)在航空航天、起重機(jī)械、礦山機(jī)械和船舶等各個(gè)領(lǐng)域中，都得到了日．益廣泛的應(yīng)用。作為液壓系統(tǒng)中應(yīng)用最廣泛的動(dòng)力元件，斜盤(pán)式軸向柱塞泵是整個(gè)液壓系統(tǒng)的核心。提高斜盤(pán)式軸向柱塞泵的性能、壽命和可靠性，是改善液壓系統(tǒng)工作性能的關(guān)鍵。 當(dāng)前，斜盤(pán)式軸向柱塞泵的發(fā)展趨勢(shì)是：高壓、大流量、低噪聲、高功率密度、高集成度、多樣的控制形式以及優(yōu)良的動(dòng)態(tài)性能。例如：由于大型液壓挖掘機(jī)每單位土石方費(fèi)用遠(yuǎn)低于中小型挖掘機(jī)，因此得到迅速發(fā)展，相應(yīng)地對(duì)斜盤(pán)式軸向柱塞泵的高壓、高速和大流量要求就日益提高，而且為達(dá)到節(jié)能等要求，還需要斜盤(pán)式軸向柱塞泵的變量機(jī)構(gòu)能夠進(jìn)行靈活、可靠的控制。在容積式斜盤(pán)式軸向柱塞泵中，現(xiàn)在只有柱塞泵是能夠同時(shí)實(shí)現(xiàn)上述要求的最理想的斜盤(pán)式軸向柱塞泵。相對(duì)于當(dāng)前的應(yīng)用需求和前景，我國(guó)的柱塞泵設(shè)計(jì)和制造技術(shù)40年來(lái)卻鮮有變化，結(jié)構(gòu)老化、控制方法單一，已遠(yuǎn)遠(yuǎn)落后于國(guó)外的先進(jìn)水平。按所搜集的統(tǒng)計(jì)資料來(lái)看，盡管進(jìn)口斜盤(pán)式軸向柱塞泵價(jià)格不菲，卻由于性能優(yōu)良、可靠性高，占據(jù)了我國(guó)一半以上的市場(chǎng)份額。研制我們自己的高性能柱塞泵，不僅本身具有巨大的市場(chǎng)前景，而且對(duì)改變國(guó)外產(chǎn)品一統(tǒng)天下的現(xiàn)狀，提高我國(guó)工程機(jī)械從整機(jī)到零部件的國(guó)產(chǎn)化率，降低我國(guó)工程機(jī)械的制造成本并提高其在國(guó)際市場(chǎng)上的競(jìng)爭(zhēng)力，都有著深遠(yuǎn)的意義。 1.2液壓技術(shù)發(fā)展歷史 液壓技術(shù)應(yīng)用開(kāi)始于十八世紀(jì)末，它是隨著流體力學(xué)理論的發(fā)展而建立起來(lái)的一門(mén)新技術(shù)。早在公元前250年，希臘的著名學(xué)者阿基米德就發(fā)表了“論浮體”的論文。其后發(fā)展緩慢，直到公元1612年意大利著名科學(xué)家伽利略發(fā)表了“潛體的沉浮原理”，1643年托里西里導(dǎo)出了孔口出流公式，1650年帕斯卡發(fā)現(xiàn)了壓力傳遞原理。1686年牛頓提出了粘性流體的內(nèi)磨擦定律才為流體力學(xué)的進(jìn)一步發(fā)展奠定了新的基礎(chǔ)。此后，十八世紀(jì)中葉，丹尼爾-伯努利發(fā)現(xiàn)了流動(dòng)液體的能量守恒定律。十九世紀(jì)初納維一斯托克斯建立了粘性流體的運(yùn)動(dòng)方程、泊肅葉進(jìn)行了管內(nèi)液體流動(dòng)實(shí)驗(yàn)雷諾提出了兩種流態(tài)：層流和紊流。二十世紀(jì)伯拉修測(cè)定管內(nèi)液流磨擦系數(shù)，詹尼分析水擊現(xiàn)象的體質(zhì)，普朗特進(jìn)行邊界層流的研究等，使液體力學(xué)有了很大的發(fā)展，成為許多門(mén)學(xué)科的基礎(chǔ)理論。 液壓技術(shù)的發(fā)展、應(yīng)用和完善主要是在近幾十年。很早以前人們就己經(jīng)利用流體來(lái)驅(qū)動(dòng)簡(jiǎn)單的機(jī)械。水壓機(jī)是工業(yè)上第一次應(yīng)用液壓傳動(dòng)技術(shù)。隨著各種液壓元件的研制、發(fā)明液壓技術(shù)進(jìn)入了一個(gè)廣泛應(yīng)用、快速發(fā)展的階段。近年來(lái)，為了適應(yīng)各種場(chǎng)合的需要，液壓技術(shù)己逐步形成為一門(mén)有著廣泛的應(yīng)用領(lǐng)域和發(fā)展比較完善的應(yīng)用科學(xué)。 1.3 課題提出的意義 當(dāng)今國(guó)內(nèi)的工業(yè)社會(huì)，尚處于發(fā)展階段，所以中、重型工業(yè)占主導(dǎo)地位。而液壓傳動(dòng)因其自身獨(dú)特的特點(diǎn)被大量應(yīng)用于各中、重型業(yè)中。斜盤(pán)式軸向柱塞泵作為液壓傳動(dòng)的一個(gè)主要?jiǎng)恿Y(jié)構(gòu)，自然對(duì)其的需求量很大。CY14-1型軸向柱塞泵是目前國(guó)內(nèi)使用較多的一類(lèi)斜盤(pán)式軸向柱塞泵。因其市場(chǎng)廣闊，所以對(duì)其有開(kāi)發(fā)研究有著不錯(cuò)的前景。首先廣泛收集和查閱柱塞泵的相關(guān)資料，并進(jìn)行詳細(xì)分析和歸納總結(jié)，以確定所設(shè)計(jì)柱塞泵的基本結(jié)構(gòu)類(lèi)型；再利用液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)手冊(cè)和柱塞泵設(shè)計(jì)相關(guān)參考資料等對(duì)柱塞泵進(jìn)行具體的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)。對(duì)CY14-1型泵的設(shè)計(jì)，就是從加工工藝方面，提高性能來(lái)著手，以提高公司泵的質(zhì)量，提高市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。 1.4 國(guó)內(nèi)外研究開(kāi)發(fā)水平及發(fā)展趨勢(shì) 機(jī)械傳動(dòng)、電氣傳動(dòng)、液壓傳動(dòng)及氣壓傳動(dòng)是目前工業(yè)中最常用的幾種傳動(dòng)方式。而液壓傳動(dòng)因其工作壓力高、傳輸功率與執(zhí)行機(jī)構(gòu)的重量比較大、可以無(wú)級(jí)變速等特點(diǎn)，現(xiàn)在被廣泛地應(yīng)用于各種工程機(jī)械之中。而液壓傳動(dòng)中一個(gè)很重要的能量轉(zhuǎn)化元件——斜盤(pán)式軸向柱塞泵，更是應(yīng)用之廣泛。邵陽(yáng)維克液壓有限責(zé)任公司是全國(guó)最大產(chǎn)量的軸向柱塞泵公司，去年的泵的銷(xiāo)售額達(dá)七八千萬(wàn)，并不斷的提高，今年預(yù)計(jì)銷(xiāo)售額達(dá)到近一億。可見(jiàn)現(xiàn)在工業(yè)市場(chǎng)對(duì)于泵的需求量是相當(dāng)大的。但是，每年返回三包的泵的數(shù)量也不少，公司泵的在三包服務(wù)在一年以?xún)?nèi)。而國(guó)外的進(jìn)口泵（主要以美國(guó)和德國(guó)為主），一般三包時(shí)間都在三四年以?xún)?nèi)，有的甚至更長(zhǎng)。這也就是，為什么進(jìn)口泵能夠在價(jià)格上高于國(guó)內(nèi)價(jià)格的幾倍，甚至十倍的原因所在。另外在外型上來(lái)講，進(jìn)口泵更加美觀、更加輕巧便利。因此，在國(guó)內(nèi)，對(duì)于泵的改進(jìn)是必需的，而且還有相當(dāng)長(zhǎng)的路要走。同行業(yè)中，北京華德液壓由于引進(jìn)了德國(guó)進(jìn)口低噪音和高性能泵技術(shù)，在泵的生產(chǎn)及銷(xiāo)售中跑到了前面，他們生產(chǎn)的泵雖然價(jià)格昂貴，但是以低噪音、高性能以及外表美觀而著稱(chēng)[1]。在國(guó)外，美國(guó)PVB輕型高性能泵與西德的CY系列低噪音及高性能泵，處在世界領(lǐng)先地位，我們國(guó)內(nèi)的很多液壓廠家，都各自的引進(jìn)了相關(guān)的技術(shù)，發(fā)展生產(chǎn)。但由于技術(shù)力量的薄弱，在質(zhì)量與外觀上，缺乏競(jìng)爭(zhēng)力。據(jù)了解，現(xiàn)在國(guó)內(nèi)有很多私營(yíng)企業(yè)，寧愿花高價(jià)從國(guó)外購(gòu)置高價(jià)的進(jìn)口泵，也不愿意嘗試國(guó)內(nèi)的“本土泵”。所以，國(guó)內(nèi)泵的發(fā)展趨勢(shì)就是低噪、輕型及高性能。誰(shuí)能更快更早的掌握這種技術(shù)，誰(shuí)就能在同行業(yè)中擁有最強(qiáng)的競(jìng)爭(zhēng)力，最廣的市場(chǎng)，最高的利潤(rùn)。液壓傳動(dòng)的高壓、大流量趨勢(shì)，使柱塞泵尤其是軸向柱塞泵的應(yīng)用日益廣泛。軸向柱塞泵主要分為斜盤(pán)式和斜軸式兩大類(lèi)。兩種類(lèi)型的泵各有所長(zhǎng)，從上世紀(jì)初先后出現(xiàn)以來(lái)，就相互競(jìng)爭(zhēng)，各自都在不斷改進(jìn)和發(fā)展。 目前世界上生產(chǎn)斜軸泵的公司主要有三家：德國(guó)力士樂(lè)(Rcxroth)公司、林德(Linde)公司和瑞典的VOAC公司。如上所述，斜軸泵由于其結(jié)構(gòu)上的缺點(diǎn)和限制，排量在250ml／r以下的變量泵正逐步喪失競(jìng)爭(zhēng)優(yōu)勢(shì)，但大排量泵還非其莫屬。如力士樂(lè)公司生產(chǎn)的A7V系列泵，排量可達(dá)1000ml／r。至于斜盤(pán)泵，目前世界上則有多家公司生產(chǎn)。其中比較著名的有美國(guó)伊頓(Eaton)公司、丹尼遜(Denison)公司、德國(guó)的力士樂(lè)公司、林德公司等。斜盤(pán)式軸向柱塞泵由于配油盤(pán)與缸體、滑靴與柱塞這兩對(duì)運(yùn)動(dòng)副都采用了靜壓支承，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)，從而得到了迅速發(fā)展。 軸向柱塞泵是高技術(shù)含量的液壓元件，結(jié)構(gòu)、品種繁多，制造工藝復(fù)雜，在當(dāng)今許多液壓元件結(jié)構(gòu)發(fā)展相對(duì)穩(wěn)定的情況下，軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)、材料、變量控制方式等方面卻仍在繼續(xù)發(fā)展。目前，關(guān)于軸向柱塞泵的研究主要集中在兩方面。 其一是關(guān)于滑靴和斜盤(pán)之間、配流盤(pán)和缸體之間這兩對(duì)關(guān)鍵摩擦副的研究。 一方面從材料入手，改變材料成份或其表面處理方式，以提高材料的耐磨性和減小摩擦副的摩擦、磨損。另一方面利用靜壓支承原理對(duì)摩擦副處進(jìn)行分析，對(duì)斜盤(pán)或配流盤(pán)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)以期改善其潤(rùn)滑狀態(tài)，減小振動(dòng)，降低噪聲。例如：我國(guó)蘭州理工大學(xué)的那成烈教授對(duì)斜盤(pán)式軸向柱塞泵的配流原理進(jìn)行了改進(jìn)和創(chuàng)新，并且在此基礎(chǔ)上研究出了于1994年獲國(guó)家發(fā)明專(zhuān)利的“低噪聲軸向柱塞泵的配流盤(pán)”，通過(guò)設(shè)置配流盤(pán)的錯(cuò)配角以及采用不同的減振槽形狀等，可以同時(shí)減弱或消除配流過(guò)程中的液壓沖擊和氣蝕現(xiàn)象，并能使柱塞油缸預(yù)升、預(yù)卸壓力梯度極值的絕對(duì)值最小。 其二是變量控制方式的研究。由于電液比例閥制造成本低，對(duì)液壓油污染不敏感，使用可靠，維護(hù)簡(jiǎn)單，已在大部分領(lǐng)域取代了電液伺服閥。由電液比例閥控制的變量泵以及由它們組成的液壓系統(tǒng)完美地體現(xiàn)了電子信息技術(shù)和液壓技術(shù)的結(jié)合。如：圖1-1所示的Rexroth公司生產(chǎn)的DFE電路閉環(huán)控制柱塞泵。該泵靠?jī)蓚€(gè)單作用的柱塞3和4驅(qū)動(dòng)斜盤(pán)，即相當(dāng)于一個(gè)雙作用變量柱塞驅(qū)動(dòng)斜盤(pán)。斜盤(pán)1位置由一個(gè)螺旋角傳感器7感應(yīng)以檢測(cè)泵的排量，實(shí)時(shí)系統(tǒng)壓力值由一個(gè)壓力傳感器感應(yīng)，而電液比例控制閥閥芯9的位置由位置傳感器6感應(yīng)。響應(yīng)控制器將斜盤(pán)位置及壓力實(shí)際值與輸入命令值相比較后形成反饋信號(hào)，再根據(jù)反饋信號(hào)改變螺線管8的電流大小以改變閥芯9的位置，從而改變泵的輸出流量以及系統(tǒng)壓力，使其趨于輸入命令值。這種控制能滿(mǎn)足復(fù)雜的工作要求，不但快速、準(zhǔn)確，而且可靠性高。該泵集傳感器、放大器、電液比例閥于一身，比較典型地反映了軸向柱塞泵與電子技術(shù)的結(jié)合。 圖1-1 Rexroth公司生產(chǎn)的DFE電路閉環(huán)控制柱塞泵 第2章 斜盤(pán)式軸向柱塞泵設(shè)計(jì)方案 2.1 液壓泵的原理與分類(lèi) 2.1.1液壓泵的傳動(dòng)和工作原理 液壓傳動(dòng)原理：液壓傳動(dòng)技術(shù)的發(fā)展與流體力學(xué)的理論研究有著密切的關(guān)系，液壓傳動(dòng)技術(shù)的工作原理就是流體力學(xué)中的一個(gè)原理，稱(chēng)為巴斯噶原理。巴斯噶原理。內(nèi)容如下： (1)作用在密封容器中的靜止液體的一部分上的壓力，以相等的壓力傳遞到液體的所有部分 (2)壓力總是垂直作用于液體內(nèi)的任意表面的 (3)液體中各點(diǎn)的壓力在所有的方向上都相反 液壓泵是液壓系統(tǒng)的主要元件，同時(shí)也是液壓傳動(dòng)一個(gè)不可缺少的能量轉(zhuǎn)換裝置。斜盤(pán)式軸向柱塞泵是將原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成工作液體的壓力能，在液壓系統(tǒng)中，斜盤(pán)式軸向柱塞泵作為動(dòng)力源提供液壓傳動(dòng)所需的流量和壓力。它的工作原理是：靠密封的工作容積發(fā)生變化而進(jìn)行工作，屬于容積式泵。斜盤(pán)式軸向柱塞泵的工作原理如圖2-1所示： 1-缸體 2-偏心輪 3-柱塞 4-彈簧 5-吸油閥 6-排油閥 A-偏心輪下死點(diǎn) B偏心輪上死點(diǎn) 圖2-1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵的工作原理圖 該泵體由缸體1、偏心輪2、柱塞3、彈簧4、吸油閥5和排油閥6等組成。缸體1固定不動(dòng)；柱塞3和柱塞孔之間有良好的密封，而且可以在柱塞孔中作繭自縛軸向運(yùn)動(dòng)；彈簧4總是使柱塞頂在偏心輪2上。吸油閥5的右端（即斜盤(pán)式軸向柱塞泵的進(jìn)口）與油箱相通，左端與缸體內(nèi)的柱塞孔相通，左端（即斜盤(pán)式軸向柱塞泵的出口）與液壓系統(tǒng)相連。當(dāng)柱塞處偏心輪的下死點(diǎn)A時(shí)，柱塞底部的密封容積最?。划?dāng)偏心輪按圖示方向（順時(shí)針）旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞不斷外伸，密封容積不斷擴(kuò)大，形成真空，油箱中的油在大氣壓的作用下，推開(kāi)吸油閥內(nèi)的鋼球而進(jìn)入密封容積，這就是泵的吸油過(guò)程，此時(shí)排油閥內(nèi)的鋼球在彈簧的作用下，將出口關(guān)閉；當(dāng)偏心輪轉(zhuǎn)至上死點(diǎn)B點(diǎn)時(shí)，柱塞但出缸體最長(zhǎng)，柱塞底部的容積最大，吸油過(guò)程結(jié)束。偏心輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，柱塞不斷壓縮，密封容積不斷縮小，其內(nèi)的油液受壓，吸油閥關(guān)閉，并打開(kāi)排油閥，將油液排到斜盤(pán)式軸向柱塞泵出口，輸入液壓系統(tǒng)；當(dāng)偏心輪轉(zhuǎn)至下死點(diǎn)A與柱塞接觸時(shí)，柱塞底部密封容積最小，排油過(guò)程結(jié)束。偏心輪不斷的旋轉(zhuǎn)，就能讓斜盤(pán)式軸向柱塞泵不斷進(jìn)行吸油與排油的動(dòng)作，從而為液壓系統(tǒng)提供所需的流量與壓力[2]。 通過(guò)上述的工作過(guò)程的分析,可以得出所有斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作的必要條件： (1)吸油腔與壓油腔要互相分隔開(kāi)，并且有良好的密封性。當(dāng)柱塞上移時(shí)，排油閥6以右為吸油腔，以左為壓油腔，兩腔由排油閥隔開(kāi)；當(dāng)柱塞下移時(shí)，吸油閥5以左為壓油腔，以右為吸油腔，兩腔由吸油閥5隔開(kāi)。 (2)由吸油閥容積擴(kuò)大吸入液體；靠壓油腔容積縮小排出（相同體積的）液體。即靠“容積變化”進(jìn)行工作。 (3)吸油腔容積擴(kuò)大到極限位置后，先要與吸油腔切斷，然后再轉(zhuǎn)移到壓油腔中來(lái)；壓油腔容積縮小到極限位置后，先要與壓油腔切斷，然后再轉(zhuǎn)移到吸油腔中來(lái)。 2.1.2 液壓泵的分類(lèi) 按液壓泵中主要運(yùn)動(dòng)構(gòu)件的形狀和運(yùn)動(dòng)方式來(lái)分，有齒輪泵、螺桿泵、葉片泵、軸向柱塞泵、徑向柱塞泵等類(lèi)型。本論文主要研究討論CY14-1型軸向柱塞泵。 2.2 斜盤(pán)式軸向柱塞泵主體設(shè)計(jì)方案的確定 斜盤(pán)式軸向柱塞泵自1902年出現(xiàn)以來(lái)，至今其結(jié)構(gòu)形式和變量控制方式仍處在不斷研究和發(fā)展之中。本節(jié)旨在分析歸納其基本結(jié)構(gòu)類(lèi)型，以確定所設(shè)計(jì)斜盤(pán)泵的主體結(jié)構(gòu)方案。 2.2.1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵的的基本分類(lèi)及其特點(diǎn) 斜盤(pán)式軸向柱塞泵按其缸體的支承方式不同可分為兩大類(lèi)：軸承支承缸體的非通軸式和軸支承缸體的通軸式。 圖2-2所示即為軸承支承缸體的非通軸式軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)圖。傳動(dòng)軸8不穿過(guò)斜盤(pán)，懸臂帶動(dòng)缸體轉(zhuǎn)動(dòng)。其優(yōu)點(diǎn)是：斜盤(pán)作用在柱塞上側(cè)向力的合力，通過(guò)大軸承的中心平面，使大軸承作為缸體的支點(diǎn)，柱塞上的側(cè)向力對(duì)缸體不產(chǎn)生傾復(fù)力矩，泵的傳動(dòng)軸只傳遞扭矩而不傳遞彎矩，有效地保證了缸體和配流盤(pán)之間接觸良好。但傳動(dòng)軸懸臂布置，剛度有所降低，而且還需裝置一個(gè)轉(zhuǎn)子軸承以支承缸體，同時(shí)傳動(dòng)軸另外一端封閉，不能帶輔助泵，不能用于閉式回路液壓系統(tǒng)，也不利于提高液壓泵的集成化。 圖2-1 通軸式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu) 圖2-2所示為通軸式軸向柱塞泵。采用通軸結(jié)構(gòu)，傳動(dòng)軸穿過(guò)斜盤(pán)，兩端支承，提高了泵軸的剛度，缸體靠傳動(dòng)軸支承定位，省去了轉(zhuǎn)子軸承，不僅有利于提高轉(zhuǎn)速，以滿(mǎn)足大輸油率的要求，而且還能在另一端設(shè)置輔助泵，適應(yīng)了現(xiàn)在液壓系統(tǒng)集成化的要求。另外，通軸式柱塞泵可以采用大小不同的兩個(gè)活塞實(shí)現(xiàn)變量控制，控制方式靈活多樣，便于控制件的集成。其缺點(diǎn)是：傳動(dòng)軸支承缸體，不僅要傳遞扭矩，而且要承受柱塞側(cè)向力所產(chǎn)生的彎矩，因此不易保證泵在高壓時(shí)，缸體和配油盤(pán)能夠接觸良好。 圖2-2 通軸式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu) 2.2.2主體設(shè)計(jì)方案的確定 綜合分析兩種結(jié)構(gòu)的斜盤(pán)式軸向柱塞泵，考慮通軸式軸向柱塞泵適用范圍的局限性，以及現(xiàn)在液壓系統(tǒng)對(duì)集成化的要求日益提高，最后確定本次設(shè)計(jì)的主體結(jié)構(gòu)方案采用非通軸式軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)。至于由采用這種結(jié)構(gòu)而導(dǎo)致的缸體和配油盤(pán)不易保證良好接觸的缺點(diǎn)可以在后續(xù)設(shè)計(jì)中通過(guò)其它結(jié)構(gòu)措施予以考慮修正。 2.3 斜盤(pán)式軸向柱塞泵的性能參數(shù) 2.3.1 壓力p（單位Pa） (1)吸入壓力：泵進(jìn)口的壓力。 (2)額定壓力：在正常工作條件下，按試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)的最高壓力。 (3)最高允許壓力：按試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，超過(guò)額定壓力允許短暫運(yùn)行的最高壓力。 (4)工作壓力：泵實(shí)際工作的壓力。在實(shí)際工作中，泵的壓力是隨負(fù)載而定的。 2.3.2 排量和流量 (1)排量V：泵每轉(zhuǎn)一弧度，由幾何尺寸計(jì)算而得到的排出液體的體積，稱(chēng)為泵的排量（m3/rad 或ml/rad） (2)泵的理論流量qt：在不考慮泄漏的情況下，泵在單位時(shí)間內(nèi)排出的液體體積，稱(chēng)為泵的理論流量。設(shè)泵的角速度為ω(rad/s)[轉(zhuǎn)速為n(r/min)],則 qt =ωV (m3/s) (2.1a) 或 qt = 2πnV/60 (m3/s) (2.1b) (3)泵的瞬時(shí)流量qsh：每一瞬時(shí)的流量，稱(chēng)為泵的瞬時(shí)流量(m3/s)。一般指泵的瞬時(shí)理論流量。 (4)實(shí)際流量q：泵工作時(shí)實(shí)際排出流量，稱(chēng)為泵的實(shí)際流量。它等于泵的理論流量qt減去泄漏、壓縮等損失的流量△q(m3/s)，即 q = qt - △q (m3/s) (2.2) 通常稱(chēng)為容積損失，它與工作油的粘度、泵的密封性及工作壓力等因素有關(guān)，如圖2-3所示[3~4]。 (5)額定流量qn：泵在額定壓力和額定轉(zhuǎn)速下輸出的實(shí)際流量，稱(chēng)為泵的額定流量（m3/s）。 2.3.3 功率和效率 (1)理論輸入功率Prt：用理論流量qt (m3/s)與泵的進(jìn)出口壓差△p（N/ m3）乘積來(lái)表示，即 Prt = qt· △p （N·m/s） (2.3) 圖2-3 泵的流量q與工作壓力p的關(guān)系 (2)實(shí)際輸入功率Pr：實(shí)際驅(qū)動(dòng)泵軸所需的機(jī)械功率，稱(chēng)為泵的實(shí)際輸入功率。設(shè)實(shí)際輸入轉(zhuǎn)矩為T(mén)（N·m），輸入角速度為ω（1/s）[轉(zhuǎn)速為n（r/min）]，則 Pr = ωT （N·m/s） （2.4a） 或 Pr = 2πnT/60 （N·m/s） （2.4b） (3)理論輸出功率Pt：用理論流量qt與泵的進(jìn)出口壓力差△p的乘積來(lái)表示，即 Pt = qt· △p （N·m/s） （2.5） (4)實(shí)際輸出功率P：用實(shí)際流量q與泵的進(jìn)出口壓力差的乘積來(lái)表示，即 P = q· △p （N·m/s） （2.6） (5)容積效率ηv：泵經(jīng)過(guò)容積損失（△q）后的實(shí)際輸出功率與理論功率之比，稱(chēng)為容積效率，即 ηv = P / Pt = q· △p / qt· △p = q / qt = 1 - △q / qt （2.7a） 或 q = qtηv （2.7b） (6)機(jī)械效率ηm：泵的理論輸出功率與實(shí)輸出功率之比,稱(chēng)為泵的機(jī)械效率,即 ηm = Pt / Pr = qt· △p / Pr （2.8） ηm與相對(duì)運(yùn)動(dòng)零件間和零體與流體間的摩擦損失有關(guān)。 (7)總機(jī)械效率η：泵的實(shí)際輸出功率與實(shí)際輸入功率之比，稱(chēng)為總機(jī)械效率，即 η = P/ Pr = q· △p / Pr = qtηv· △p / Pr = qt（ηv· △p / Pr） = ηv·ηm （2.9） 由上式可知，泵的總效率等于其容積效率和機(jī)械效率的乘積。 泵的容積效率ηv、機(jī)械效率ηm、總效率η、理論流量qt、實(shí)際流量q和實(shí)際輸入功率Pr與工作壓力p的關(guān)系曲線如圖2-4所示。這種性能曲線是對(duì)應(yīng)一定品種的工作液體、某一轉(zhuǎn)速和某一溫度下作出的。由圖可知，容積效率ηv（實(shí)際流量q）隨壓力增高而減?。粰C(jī)械效率ηm開(kāi)始時(shí)迅速上升，而后變緩；總效率η始于零，且有一個(gè)最大值[5]。 總上所述及介紹，本設(shè)計(jì)的斜盤(pán)式軸向柱塞泵，其主要技術(shù)參數(shù)：額定壓力：31.5MPa；額定轉(zhuǎn)速：1500r/min；公稱(chēng)排量：63mL/r；變量形式：手動(dòng)。 2.4斜盤(pán)式軸向柱塞泵的工作原理 斜軸式機(jī)構(gòu)是一種容積式設(shè)備, 缸體內(nèi)柱塞的排列與驅(qū)動(dòng)軸成某一角度。因此成為“斜軸式”。 對(duì)于CY14-1型軸向柱塞泵來(lái)說(shuō)，它的工作原理與本章開(kāi)頭所講類(lèi)似，但由于其結(jié)構(gòu)的特殊性，其工作原理也有其特性。CY14-1型軸向柱塞泵是采用配油盤(pán)配油，缸體旋轉(zhuǎn)（與以上缸體不動(dòng)相反）的軸向柱塞泵。由于滑靴與變量頭之間，配油盤(pán)與缸體之間采用了液壓靜力平衡結(jié)構(gòu)，因而與其它類(lèi)型的泵相比較，它具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、效率高、壽命長(zhǎng)、重量輕，自吸能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)。此類(lèi)型的泵，更換馬達(dá)配油盤(pán)后，還可以作液壓馬達(dá)使用。 圖2-4 泵的性能曲線 下面就CY14-1型軸向柱塞泵工作原理與以上所講的斜盤(pán)式軸向柱塞泵對(duì)照說(shuō)明一下。 如圖2-5所示，CY14-1型軸向柱塞泵同樣也有缸體、柱塞、吸油口、排油口，另外還有傳動(dòng)軸、配油盤(pán)、變量頭、滑靴等結(jié)構(gòu)。 此泵，缸體不是固定不動(dòng)的，而是在電機(jī)帶動(dòng)傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，傳動(dòng)軸再通過(guò)花鍵與缸體配合，帶動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)因?yàn)榛ゾo貼著變量頭，所以柱塞不被拉伸和壓縮，柱塞底部的密封容積就能不斷變化，由于大氣壓力的作用使得吸油口（通過(guò)一條吸油管與油箱相連）從油箱吸油和把吸入的液壓油排出泵體送入液壓系統(tǒng)[7]。 對(duì)比一下以上泵的工作原理， CY14-1型軸向柱塞泵的優(yōu)點(diǎn)比較實(shí)出, 在國(guó)內(nèi)有很廣闊的市場(chǎng)。 圖2-5 斜軸式軸向柱塞泵工作原理簡(jiǎn)圖 第3章 斜盤(pán)式軸向柱塞泵基本設(shè)計(jì)及計(jì)算 3.1斜盤(pán)泵柱塞回程機(jī)構(gòu)的基本設(shè)計(jì) 在斜盤(pán)式軸向柱塞泵的吸入行程中，柱塞移向缸外，使其底腔因容積增大而形成負(fù)壓以吸入油液。為使柱塞不因吸入力作用而脫離斜盤(pán)，需要有一個(gè)與吸入力作用方向相反的壓緊力使其緊貼斜盤(pán)表面，比較常用的有以下兩種方法： 圖3-1 圖3-2 圖3-1所示為在每一個(gè)柱塞腔底部都設(shè)置一根回程彈簧，缺陷在于缸體每轉(zhuǎn)一周，彈簧就要被壓緊放松一次，在長(zhǎng)期交變應(yīng)力的作用下容易引起彈簧的疲勞失效，一旦失效還可能造成柱塞卡死于腔內(nèi)。 圖3-2所示結(jié)構(gòu)則只在傳動(dòng)軸上用一個(gè)中心加力彈簧，通過(guò)壓盤(pán)(回程盤(pán))將滑靴頂在斜盤(pán)表面，該彈簧預(yù)壓力還同時(shí)使配油盤(pán)和缸體之間保持預(yù)封。只要吸入力不超出設(shè)計(jì)范圍，中心彈簧就不會(huì)壓緊。圖3-1和圖圖3-2所示結(jié)構(gòu)中所采用的都是這種設(shè)計(jì)。由上分析可見(jiàn)，圖3-2所示只用一個(gè)中心加力彈簧的方案，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單而且利于延長(zhǎng)彈簧壽命，所以確定為本次設(shè)計(jì)方案。 3.2整體基本結(jié)構(gòu)選定 通過(guò)上述對(duì)于柱塞泵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的分析，在經(jīng)過(guò)對(duì)多種方案的篩選后，基本確定了所設(shè)計(jì)斜盤(pán)式軸向柱塞泵的整體結(jié)構(gòu)，泵基本結(jié)構(gòu)如圖3-3所示。其中變量控制機(jī)構(gòu)部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)采用手動(dòng)，如圖3-4所示 圖3-3柱塞泵整基本結(jié)構(gòu) 圖3-4 手動(dòng)控制變量機(jī)構(gòu) 3.3柱塞泵的主要技術(shù)指標(biāo)及設(shè)計(jì)計(jì)算 液壓泵的主要參數(shù)，是指其泵軸單轉(zhuǎn)的理論排量(或稱(chēng)為理論容積常數(shù))、工作轉(zhuǎn)速、以及額定壓力與峰值壓力等，是進(jìn)行泵結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)的依據(jù)。本節(jié)將根據(jù)有關(guān)資料和公式確定斜盤(pán)式柱塞泵設(shè)計(jì)的主要技術(shù)指標(biāo)和參數(shù)。 3.3.1柱塞泵主要參數(shù) 根據(jù)市場(chǎng)需求和我國(guó)的應(yīng)用現(xiàn)狀，確定所設(shè)計(jì)柱塞泵的主要技術(shù)指標(biāo)如下：設(shè)計(jì)一斜盤(pán)式軸向柱塞泵，其主要技術(shù)參數(shù)：額定壓力：31.5MPa；額定轉(zhuǎn)速：1500r/min；公稱(chēng)排量：63mL/r；變量形式：手動(dòng)。 3.3.2柱塞的直徑、行程及理論與實(shí)際排量的計(jì)算 柱塞的運(yùn)動(dòng)原理見(jiàn)圖3-5，當(dāng)柱塞沿斜盤(pán)每一周，完成一次吸壓油過(guò)程。 圖3-5柱塞運(yùn)動(dòng)原理圖 取柱塞直徑d=22毫米，柱塞分布圓半徑R=60毫米，斜盤(pán)的最大擺角γ=18°。 則柱塞的最大行程 Lmax=2RtgγCosωt=2×60×tg18°Cos180°=37.6毫米 柱塞相對(duì)于缸體的最大速度 Vmax= RωtgγSinωt =60×104.5×tg18°Sin90° =1970毫米/秒=1.98米/秒 柱塞運(yùn)動(dòng)的最大加速度 amax=Rω2tgγCosωt =60×104.5×tg18°Cos0° =210000毫米/秒2=210米/秒2 泵的每轉(zhuǎn)理論排量 q=Lmax z =63.25mL/r 理論流量 Qo==253升/分 實(shí)際流量 Q=Qonv=＝236升/分 傳動(dòng)功率 N===138千瓦 傳動(dòng)扭矩 M=102=102=134公斤力/米 3.3.3配流盤(pán)的設(shè)計(jì)計(jì)算 1． 設(shè)計(jì)方法的選擇 配流盤(pán)過(guò)去是采用剩余壓緊力設(shè)計(jì)法，由于剩余壓緊力很大，配流盤(pán)與缸體間不能形成必要的油膜厚度，壓力每超過(guò)20MPa，往往引起燒盤(pán)。現(xiàn)改用間歇注油的油膜擠壓效應(yīng)設(shè)計(jì)法，即從高壓腔向配流盤(pán)輔助支承面上的壓力平衡油槽（見(jiàn)圖3—6）間歇注油，在注油期間使配流盤(pán)和缸體間形成0。03毫米左右的油膜厚度。而在不注油的停油周期內(nèi)，則利用已形成的油膜的擠壓效應(yīng)，來(lái)承受缸體的剩余壓緊力，并使油膜擠薄到不小于0。01毫米以前，進(jìn)行下一次注油。這樣，就可以保持缸體和配流盤(pán)間始終在0.01~0.03毫米油膜厚度范圍內(nèi)浮動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)該磨擦副的純液體磨擦。這就有可能挫根本上解決燒盤(pán)現(xiàn)象，提高泵的工作壽命。 圖3-6配流盤(pán)結(jié)構(gòu)示意圖 1.吸油腔 2.壓油腔 3.壓力角平衡油槽 4.阻尼槽 5.通油孔 2． 配流盤(pán)的受力分析 （1）在三個(gè)柱塞壓油時(shí)的壓緊力與推開(kāi)力 壓緊力F壓=3P==9110公斤力 推開(kāi)力F推=[-]P=[-] 式中R4R3—壓油腔外密封帶的外、內(nèi)半經(jīng) R2R1—壓油腔內(nèi)密封帶的外、內(nèi)半經(jīng) C—考慮壓油腔包角及一個(gè)柱塞剛跨入壓油腔時(shí)的包角和ψ=132°+12°=144°的修正系數(shù)，此時(shí)C=0.8。 壓緊系數(shù)m=F壓/F推==1.12 剩余壓緊力F=9110-8100=1010公斤力 (2)在四個(gè)柱塞壓油時(shí)的壓張力與推動(dòng)力 F’壓=9110=12100公斤力 F’推=F推=×8100=10600公斤力 式中C’——考慮當(dāng)四個(gè)柱塞進(jìn)入壓油區(qū)時(shí)的最大包角ψ’=4×柱塞壓油窗口包角+3×柱塞壓油窗口間的包角=4×36°+3×15.4°=190°的修正系數(shù),此時(shí)C’=1.05。 壓緊系數(shù)m’==1.14 剩余壓緊力F’剩=12100-10600=1500公斤力 (3)平均剩余壓緊力 平均剩余壓緊系數(shù)m均=1.13 平均剩余壓緊力F剩、均=1250公斤力 3．壓力平衡油槽的計(jì)算 上述剩余壓緊力，用在輔助支承面上開(kāi)設(shè)壓力平衡油槽來(lái)實(shí)現(xiàn)液體靜壓平衡。為了使大專(zhuān)生產(chǎn)銷(xiāo)同槽所產(chǎn)生的推開(kāi)力的合力作用點(diǎn)，盡可能能接近缸體緊力的合力作用點(diǎn)，該槽宜盡量接近配流高低壓腔間的中心線；又考慮到原輔助支承面的寬度較窄，故壓力平衡油槽做成細(xì)長(zhǎng)的月牙形。 采取試算法，取壓油側(cè)兩壓力平衡油槽的包角各為60°，共為120°，并取槽寬為3.0毫米，槽兩側(cè)密封帶寬度各為4.0毫米，同時(shí)油進(jìn)入壓力平衡油槽前經(jīng)過(guò)阻尼槽產(chǎn)生壓降，取壓降系數(shù)=0.25，則壓力平衡油槽及其兩側(cè)密封所產(chǎn)生的推開(kāi)力為 F推= [ - ]Pα = [ - ]×320×0.25 =945公斤力 此推開(kāi)力接近于在三個(gè)柱塞壓同時(shí)的剩余壓緊力(1010公斤力)，基本上達(dá)到了靜壓平衡，因而上列尺寸選擇是合適的。須要說(shuō)明的是，這里致所以取與三個(gè)柱塞壓油工況的剩余壓緊力相平衡。是因?yàn)橄驂毫ζ胶庥筒圩⒂推陂g，有三分之二是處在三個(gè)柱塞壓油工況。 4． 阻尼槽及其他尺寸的決定 設(shè)在注油期間希望形成的油膜厚度為0。03毫米（理由見(jiàn)“最佳油膜厚度分析”一節(jié)），為了保證這個(gè)油膜厚度的形成，高壓油進(jìn)入壓力平衡油槽前，必須有適當(dāng)?shù)淖枘?。為?jiǎn)化工藝。預(yù)防堵塞，采用在配流盤(pán)上開(kāi)設(shè)60°三角形斷面的阻尼槽?，F(xiàn)計(jì)算阻尼槽的尺寸。 通過(guò)阻尼槽的流量為△Q=× 式中b、L——三角阻尼槽的邊寬和長(zhǎng)度； p、pS——泵的工作壓力和壓力平衡油槽中的壓力； μ——油的動(dòng)力粘態(tài)； Cp——考慮阻尼槽層流起始段效應(yīng)的修正系數(shù)。 從一側(cè)壓力平衡油槽排出的流量為 △Q=[ + ] =PS 式中 C1——一側(cè)壓力平衡油槽包角（60°），以弧度計(jì)，C1=1.05 K1=[ +]=39.2 按流量連續(xù)性原理，△Q=△Q1。兩式聯(lián)立整理后可得 = 令Ps/P=α（稱(chēng)為降壓系數(shù)），在設(shè)計(jì)壓力平衡油槽時(shí)已經(jīng)選定等于0.25;并已選取注油期間形成的油膜厚度δ=0.03毫米,代入上式,即可求得 Cq =174毫米-3 為了決定阻尼槽尺寸和b,必先求出修正系數(shù)Cq。該值與阻尼槽中液流雷諾數(shù)Re有關(guān)，或與修正雷諾數(shù)Se有關(guān)，按實(shí)驗(yàn)總結(jié)的經(jīng)驗(yàn)公式［1］，對(duì)60°三角阻尼槽 　　Cq=14.27+0.3936Se 而 Se=()Re Re= 中式 X——三角阻尼槽過(guò)流斷面濕潤(rùn)， X=3b； h——三角阻尼槽的平均高度； μ——阻尼槽中的平均流速； ν——油的運(yùn)動(dòng)粘度。 因此 Se=× =× 而上式通過(guò)阻尼槽的流量 △ Q==× =× =24.8×103毫米3/秒 所以 Se==×= 取單側(cè)阻尼槽長(zhǎng)度L=40毫米,相應(yīng)包角φ=28°， 則 Se=1120/40=28 故得 Cq=14.7+0.936×28=25 由此可求得阻尼槽的邊寬 S=(CqL/174)1/4=(5×40/174)1/4=5.31/4=1.54毫米 取單側(cè)阻尼槽長(zhǎng)L=40毫米(包角28°)，邊寬b=1.5毫米。 為了在注油期間通過(guò)阻尼槽向壓力平衡油槽注入高壓油，從高壓腔打斜孔至配油盤(pán)表面，此通油孔無(wú)須阻尼，取直徑為ψ2.0毫米，孔邊緣距阻尼槽邊緣為1.0毫米。在缸體底面打盲孔21個(gè)，在圓周上均勻分布（見(jiàn)圖3-7），當(dāng)盲孔轉(zhuǎn)到與配流盤(pán)上通油孔重合時(shí)，高壓油方能進(jìn)入阻尼槽，是為注油期間；當(dāng)不重合時(shí)，是為停油期間。盲孔直徑應(yīng)能同時(shí)蓋住通油孔和阻尼槽，此處取為φ6.0毫米，盲孔深度亦取為6.0毫米。盲孔的中心線應(yīng)位于M=78.0毫米處。 圖3-7缸體盲孔位置圖 為了適應(yīng)雙向工作的需要，配流盤(pán)吸油腔一側(cè)的尺寸，按壓油側(cè)對(duì)稱(chēng)處理。為使高低壓側(cè)的壓力平衡油槽不接通，間隙包角為4°。 5． 擠壓后的油膜厚度驗(yàn)算 在注油期間通過(guò)阻尼槽和壓力平衡油槽的油流形成的初始油膜厚度δ0=0.03毫米，在停止注油間將會(huì)受到壓薄，我們希望壓薄后的油漠厚度能0.01毫米左右，其值按下公式計(jì)算： 1 δ= 2Ft μπ[R84-R54-2R8R5(R82-R52)] ÷ 式中 F——停油期間配油盤(pán)承受的平均剩余壓緊力，前已算得F=F剩、均=1250公斤力。 μ——油的動(dòng)力粘度?？紤]到當(dāng)泵入口油溫50℃時(shí)，配流盤(pán)磨擦到處的油約為70℃左右。30#油在70℃時(shí)的粘度μ=15×10-8公斤力·秒/厘米。 t——停油周期，即壓緊力的作用時(shí)間?？紤]到此泵轉(zhuǎn)速較低，取每轉(zhuǎn)注油21次。即為柱塞的三倍，則t==2.9×10-3秒 將已知數(shù)據(jù)代入上式，得 δ==1.1×10-3厘米=0.011毫米 可見(jiàn),缸體與配流盤(pán)間的油膜厚度將波動(dòng)在0.011~0.03毫米左右。但實(shí)際上，當(dāng)泵在沖擊載荷下工作，在超負(fù)荷下工作，在高溫（高于50℃）下工作，在卸荷工況下工作，都仍然會(huì)產(chǎn)生缸體與配流盤(pán)的接觸，仍會(huì)有一定的磨損，因此選用耐磨的磨擦副材料是必要的。 6． 最佳油膜厚度的分析 配流盤(pán)處按漏損功率損失與磨擦功率損失之和為最小時(shí)求得的油膜厚度，稱(chēng)為最佳油膜厚度。其計(jì)算公式為[4]。 δ佳=[]1/4[]1/2 式中 p——泵的工作壓力，p=320公斤力/厘米2 ω——泵的旋轉(zhuǎn)角速度，ω=104.5弧度/秒 μ——油的動(dòng)力粘度，30#油70℃時(shí)μ=15×10-8公斤力·秒/厘米2 α——壓降系數(shù)，α=0.25 C——油腔包角修正系數(shù)，C=0.8 K1=+=39.2 K2=+=23.5 K3=[R84-R14-C（R34-R24）]=6180 將以上數(shù)據(jù)代入上式。得δ佳=[]1/4[]1/2 =2.8×10-3厘米=0.028毫米 此值在0.011~0.03毫米范圍內(nèi)，說(shuō)明實(shí)際工作的油膜厚度與最佳值是接近的。 7． 推開(kāi)力及合力作用點(diǎn)的計(jì)算 以下計(jì)算均按四個(gè)柱塞進(jìn)入壓油區(qū)的最大值來(lái)考慮。 （1） 推開(kāi)力 前已算得壓油腔及其密封帶的推開(kāi)力為 F腔=8987公斤力 壓力平衡油槽及密封帶的推開(kāi)力為F 槽=811公斤力 總推開(kāi)力F推=F腔+F槽=8987+811=9798公斤力 （2） 推開(kāi)力繞中心線的力矩 F腔所產(chǎn)生的力矩按下式[1]計(jì)算 M腔=[ - ]P =[ - ]×320=48800公斤力·厘米 F槽所產(chǎn)生的力矩為 M槽=·[ - ]P×α =[ - ]×320×0.25=1690公斤力·厘米 總推力繞中線的力矩 M推M腔+M槽=48844+1690=50490公斤力·厘米 （3）總推力合力作用點(diǎn)距中心線距離L推===4.4厘米=44毫米 8．吸壓油腔中的最大流速計(jì)算 V== ==274厘米/秒=2.74米/秒 式中 R2、R3——吸、壓油腔的內(nèi)、外半徑 ψ1——吸或壓油腔的包角，ψ1=132° ψ2——吸或壓油腔中加強(qiáng)筋所占包角，ψ2=12° γ——吸或壓油腔兩端的曲率半徑，γ=7毫米 Q——吸或壓油的最大流量，Q=250升/分 以上算出的最大平衡流速V=2.74米/秒，在一般的推薦值（2~3米/秒）的范圍內(nèi)。 9． 封油角及節(jié)流孔計(jì)算 為了減少缸體孔中的油從低壓轉(zhuǎn)向高壓時(shí)（從高壓轉(zhuǎn)向低壓時(shí)也一樣）所引起的壓力沖擊，降低泵的噪音，將配流量相對(duì)于斜盤(pán)沿泵的旋轉(zhuǎn)方向偏轉(zhuǎn)一角度α=6°，并在高、低壓腔的過(guò)渡區(qū)開(kāi)一節(jié)流孔，其直徑為dA。（見(jiàn)圖3-8） 圖3-8配流量封油角及節(jié)流孔位置圖 圖中M——M為斜盤(pán)的中心線。N——N為配流盤(pán)的中心線。A為節(jié)流孔。B為設(shè)想的缸體進(jìn)油孔，當(dāng)B孔從對(duì)稱(chēng)于M——M中心線的位置轉(zhuǎn)到與壓出腔接通的位置的過(guò)程中，在B孔中的油，一方面由于預(yù)壓縮而使壓力升高，另一方面由于泵體壓出腔的油亦通過(guò)節(jié)流孔A進(jìn)入B腔使壓力升高。當(dāng)兩者壓力升高的總和等于壓出腔的壓力時(shí)，沖擊引起的噪音將會(huì)最小。 首先來(lái)計(jì)算預(yù)壓縮使柱塞腔內(nèi)的壓力升高值△P1，設(shè)柱塞直徑d=35毫米，柱塞分布圓半徑M=58毫米，液壓油的壓縮系數(shù)β=6×10-5厘米2/公斤力，根據(jù)計(jì)算，柱塞腔內(nèi)存油體積V=60厘米3，斜盤(pán)擺角γ=18°，則當(dāng)B孔轉(zhuǎn)到與壓出腔剛接通，亦即轉(zhuǎn)過(guò) α1=12°時(shí)，預(yù)壓縮使柱塞腔內(nèi)的壓力角升高值 △ p1=== =110公斤力/厘米2 但當(dāng)B腔轉(zhuǎn)過(guò)α’=12°的過(guò)程中.同時(shí)又有壓出腔的高壓油經(jīng)過(guò)阻尼孔向B腔充油，使B腔壓力升高△p2當(dāng)B腔與壓出腔剛一接通時(shí)，壓出腔的壓力p壓應(yīng)滿(mǎn)足下條件，則沖擊最小。即p壓=△p1+△p2 由于降低噪音的效果只能對(duì)應(yīng)某一工作壓力，考慮至此泵目前多數(shù)使用單位使用的工作壓力在200~320公斤力/厘米2之間，此處取p壓=250公斤力/厘米2作為消除噪音的設(shè)計(jì)最佳點(diǎn)。由此得p2=p壓+△p1=250-110=140公斤力/厘米2 按以上要求來(lái)決定節(jié)流孔的大小。令通過(guò)節(jié)流孔的瞬時(shí)流量為dQ，B腔中的瞬時(shí)壓力為p，節(jié)流孔的面積f，流量系數(shù)為C，完成預(yù)壓縮全過(guò)程所需的時(shí)間為t。油的壓縮系數(shù)為β油密度為ρ，柱塞孔中的存油體積為V。則 △ p2== 為了簡(jiǎn)化計(jì)算，設(shè)B腔中壓力p隨時(shí)間t的變化呈線性關(guān)系，即p=p壓 將此代入上式并積分得△p2=√··t0 式中 t0=·=·=0.002秒 以△p2公斤力/厘米2，p壓=250公斤力/厘米2，β=6×10-5厘米2/公斤力，δ=90×10-8公斤力·秒2/厘米4，V=60厘米3，C=0.785[5]，代入上式，求得節(jié)流孔的面積 f=0.021厘米2 直徑 dA=0.16厘米(取dA=1.5毫米)。 3.3.4滑靴的設(shè)計(jì)計(jì)算 1．設(shè)計(jì)方法及改進(jìn)措施 本設(shè)計(jì)仍按剩余壓緊力設(shè)計(jì)法，但考慮到過(guò)去的滑靴處磨擦副易于產(chǎn)生磨損和咬死現(xiàn)象，為提高壽命和工作可靠性，設(shè)計(jì)時(shí)采取以下改進(jìn)措施： (1)低壓緊系數(shù)，盡可能減小剩余壓緊力。在斜盤(pán)擺角γ=0°時(shí)，使壓緊系數(shù)為1或稍小于1。 (2)減小密封帶寬度，以便在密封帶下面的液體壓力場(chǎng)得到充分伸展，避免油流不暢 導(dǎo)致反推力的減小和潤(rùn)滑條件的惡化。 (3)增加輔助支承面的面積，以減小接觸比壓。 (4)適當(dāng)放大柱塞頭部和滑靴中心的通油孔直徑，使其不起阻尼（節(jié)流）作用。因?yàn)樵诓捎檬Ｓ鄩壕o力設(shè)計(jì)法中，這種阻尼作用是無(wú)益的。 (5)采用耐磨性較好的磨擦副材料。 2.靴密封帶的計(jì)算 圖3-9滑靴結(jié)構(gòu)示意圖 1.外輔助支承 2.通油孔 3.卸荷槽4.密封帶 5.連通槽 6.內(nèi)輔助支承 取密封帶外徑為φ38.2毫米，內(nèi)徑為φ31.8毫米(見(jiàn)圖3-9)。則滑靴底 面產(chǎn)生的液壓推開(kāi)力的軸向分量為： F推=（）2pcosγ =（）2×320×cosγ =3080 cosγ 當(dāng)γ=0°時(shí)，F(xiàn)推=3080公斤力 當(dāng)γ=18°時(shí)，F(xiàn)‘推=3080con18°=2930公斤力 柱塞產(chǎn)生的液壓壓緊力　　 　　　　　　　　　　　　　　　　　 F壓=·p=×320=3080公斤力　 因此，在γ=0°時(shí)的壓緊系數(shù) MO===1.00 剩余壓緊力 F剩=F壓- F推=3080-3080=0 在γ=18°時(shí)的壓緊系數(shù)MO’===1.05 剩余壓緊力 F’剩=3080-2930=150公斤力 事實(shí)由于彈簧力的存在,在在γ=0°時(shí),每個(gè)柱塞仍受有=17.3公斤力的壓緊力,不會(huì)脫開(kāi)。 在γ=18°時(shí)，除存在如前述的5%的剩余壓緊力外，尚有柱塞因離心而產(chǎn)生的軸向磨擦力、柱塞運(yùn)動(dòng)的慣性力，以及柱塞因受徑向力而產(chǎn)生的軸向磨擦力。這些力都使柱塞產(chǎn)生附加壓緊力，其數(shù)值占柱塞壓緊力的百分比，可按下式估算： ε=+0.03=+0.03≈4% 式中 G —— 柱塞及滑靴的重量， G = 0.8公斤。 R —— 柱塞分布圓半徑， R= 58 毫米。 ω—— 缸體旋轉(zhuǎn)速度， ω= 104.5弧度/秒。 這樣，在γ=18ο 時(shí)的實(shí)際剩余壓緊力，約占柱塞壓緊力的9%，即M‘=1.09，其絕對(duì)值為277公斤力。 3.輔助支承面的設(shè)計(jì) 為盡可能減小接觸比壓，設(shè)計(jì)中盡可能嗇輔助支承面的面積。為此，在密封帶內(nèi)側(cè)加工二道環(huán)輔助支承面。在外側(cè)加一道環(huán)狀輔助支承面，它們之間則留有寬為1.0毫米的連通槽，為防止輔支承面起密封帶作用，每一環(huán)狀支承帶必須有一處斷開(kāi)（見(jiàn)圖3-9）。 現(xiàn)驗(yàn)算滑靴底面的最大接觸比壓。 輔助支承面及密封帶的面積共有 A= π4（4.92-4.022+3.822-3.182+2.982-2.02+1.82-1.02）=15.2厘米2 在γ=18ο 時(shí)，按剩余壓緊力占9%的最大接觸比壓為 p==18公斤力/厘米2 滑靴中心的圓周線速度V===6.1米/秒。 因此,pv=18×6.1=110公斤力·米/秒·厘米2 此值稍大于ZQAL9-4青銅的許用[pv]=100公斤力·米/秒·厘米2 4.通油孔直徑的確定 為使通油孔不產(chǎn)生阻尼作用，取柱塞頭部通油孔直徑為φ3.0毫米（原為φ1.5），滑靴中心通油孔直徑為φ1.5毫米（原為φ1.0）；滑靴選用ZQAL9-4青銅，斜盤(pán)止推板選用QT600-3球鐵，過(guò)去的實(shí)踐表明，這對(duì)磨擦副材料具有較好的耐磨性。 3.3.5泵的容積效率分析 采用在缸體和配流盤(pán)間形成一定油膜厚度的設(shè)計(jì)方法，就會(huì)帶來(lái)一定的泄漏。但這種泄漏還會(huì)引起容積效率的顯著降低，卻有利于降低泵的溫升，有利于提高泵的機(jī)械效率和總效率，有利于減少磨損和提高泵的工作壽命?，F(xiàn)對(duì)此容積效率估算如下： 1.配流盤(pán)壓油腔處的泄漏流量 按平均油膜厚度為0.02毫米，在進(jìn)口油溫為50℃，戌流盤(pán)摩擦副處油溫為70℃，30#液壓油的動(dòng)力粘度μ=15×10-8公斤力·秒/厘米2，可得泄漏流量。 △ q1=Ck2P=0.8×23.5×320=84厘米3/秒 2.壓力平衡油槽處的泄漏流量 △ q1=2C1k2P×α×=2×1.05×39.2×320× 0.25=51.0厘米3/秒 式中 C1=1.05，k1=39.2，均系取自以前的計(jì)算結(jié)果。t0——缸體每轉(zhuǎn)一圈21個(gè)盲孔向壓力平衡油槽注油的總計(jì)時(shí)間，經(jīng)計(jì)算得t0=31.4×10-3T秒。 3.輔助支承面的擠壓泄漏流量 △ q3=π（R83-R52）=π（8.42×7.32）=37.2厘米3/秒 式中 dt——停油周期。前已算得dt=2.9×10-3秒, dδ——被擠出的油膜厚度，dδ=0.003-0.001=0.002厘米 4.柱塞處的泄漏流量 柱塞直徑d=35毫米，柱塞在缸孔內(nèi)的平均密封長(zhǎng)度L=103毫米，配合間隙為0.035毫米，考慮當(dāng)進(jìn)口油溫為50℃時(shí)，柱塞磨擦副處油溫為70℃，30#油的粘度為μ=15×10-8公斤力·秒/厘米2；又因柱塞受徑向力在缸孔內(nèi)系偏心放置，則按個(gè)柱塞的總泄漏流量為： △ q4= 2.5p=3.5×2.5××320=8.9厘米3/秒 5.滑靴處的泄漏流量 由于采用剩余壓緊力設(shè)計(jì)法，理論上的泄漏流量為零。實(shí)際上滑靴底面和球窩處總有少量泄漏，但難以估算。此處忽略不計(jì)。 6.泵的總泄漏流量及容積效率 總泄漏流量△q=△q1+△q2+△q3+△q4=84+51+37.2+8.9=181.1厘米3/秒=10.86升/分 泵的容積效率nv=1-=1-=1-0.043=0.957=95.7% 考慮到由于滑靴處和配流盤(pán)背面總會(huì)有一些漏損，因此按容積效率為95%計(jì)。 3.3.6缸體計(jì)算和柱塞強(qiáng)度計(jì)算 1.缸體柱塞孔窗口的流速驗(yàn)算 設(shè)柱塞孔窗口的內(nèi)、外半徑為R1、R2，窗口的包角α0=36°，柱塞直徑D=35毫米柱塞運(yùn)動(dòng)的。 最大速度前已算得Vmax=1.97米/秒，則窗口處的最大流速： Umax===395厘米/秒=3.95米/秒 窗口的平均流速： Umax===130厘米/秒=1.30米/秒 以上數(shù)值在一般推薦值的范圍以?xún)?nèi)。 2.缸體穩(wěn)定性計(jì)算 缸體在四個(gè)柱塞或三個(gè)柱塞壓油時(shí)，其壓緊力的全力大小和作用點(diǎn)是變化的，現(xiàn)分別計(jì)算其合力作用點(diǎn)的位置軌跡（見(jiàn)圖3-10）。 當(dāng)O≤ωt≤J時(shí)，為四個(gè)柱塞壓油，其合力對(duì)y軸的力矩為： ∑My=4px=p[Rcosωt+Rcos（ωt+）]+ Rcos（ωt+）+ Rcos（ωt+） 圖3-10 缸體穩(wěn)定計(jì)算圖 化簡(jiǎn)得合力作用點(diǎn)沿X軸的坐標(biāo) x=（0.4979Cosωt-2.19069Sinωt） (3-1) 同理可得合力作用點(diǎn)沿y軸坐標(biāo) y=（00.49979Sinωt+2.19069Cosωt） (3—2) 當(dāng)≤ωt≤時(shí)，為三個(gè)柱塞壓油，其合力作用點(diǎn) 沿X軸的坐標(biāo)為 x=（1.40074Cosωt-1.75677Sinωt） (3-3) 合力作用點(diǎn)沿y軸坐標(biāo)為 y= （1.40074Sinωt+1.75677Cosωt） (3-4) 令ωt=0和ωt=π7代入式（3—1）和式（3—2），可得四柱塞壓油時(shí)合力作用點(diǎn)O1和O2的坐標(biāo)O1 O2 令ωt=和ωt=代入式(3—3)和式（3—4），可得三柱塞壓油合力作用點(diǎn)O和O的坐標(biāo) O3 O4 這樣，柱塞對(duì)缸體的合力作用點(diǎn)如圖3-11中的箭頭呈“8”字形變化，其平均值B2點(diǎn)位于y軸上。OB=3