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XXXXX學(xué)校 畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 論文題目：軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 系 部： XXX 專(zhuān) 業(yè)： XXX XXXXX 班 級(jí)： XXX 學(xué)生姓名： XXXXXXX 學(xué) 號(hào)： XXXXX 指導(dǎo)教師： XXXX 2015年05月1日 摘 要 液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液的動(dòng)力元件,它是每個(gè)液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件,合理的選擇液壓泵對(duì)于液壓系統(tǒng)的減少能耗﹑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。 本設(shè)計(jì)對(duì)軸向柱塞泵進(jìn)行了分析,主要分析了軸向柱塞泵的分類(lèi),對(duì)其中的結(jié)構(gòu),例如,柱塞的結(jié)構(gòu)型式﹑滑靴結(jié)構(gòu)型式﹑配油盤(pán)結(jié)構(gòu)型式等進(jìn)行了分析和設(shè)計(jì),還包括它們的受力分析與計(jì)算以及對(duì)缸體的材料選用和校核;另外對(duì)變量機(jī)構(gòu)分類(lèi)型式也進(jìn)行了詳細(xì)的分析,比較了它們的優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn)。最后該設(shè)計(jì)對(duì)軸向柱塞泵的優(yōu)缺點(diǎn)進(jìn)行了整體的分析,對(duì)今后的發(fā)展也進(jìn)行了展望。 關(guān)鍵詞: 柱塞泵； 液壓系統(tǒng)； 結(jié)構(gòu)型式； 設(shè)計(jì)。 Abstract Liquids pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that the liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquids pressing a pump can consume a exaltation the efficiency, of the system to lower the noise, an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of dependable work all very important This design filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytic, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar,As to its win of structure,For example, the pillar fill of the slippery structure pattern ,Of the structure pattern went together with the oil dish structure patterns etc. To carry on analysis and design, also include their is analyze by dint with calculation.The material,which still has a body to the urn chooses in order to and school pit very key; Finally measure an organization classification towards change, the pattern also carried on detailed analysis and compared their advantage and weakness.That design end filled the merit and shortcoming of pump to carry on whole analysis toward the pillar to the stalk and also carried on an outlook to after-times development. Key Words：Plunger Pump; Hydraulic System; Structure Pattern; Design. 目 錄 摘 要……………………………………………………………………………………………I Abstract ……………………………………………………………………………………II緒論………………………………………………………………………………………………1 第1章 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)………………………………3 1.1直軸式軸向柱塞泵工作原理…………………………………………………………… 3 1.2直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)…………………………………………… 3 第2章直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析………………………… 7 2.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析…………………………………………………………………………7 2.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析…………………………………………………………………………… 9 2.3瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析…………………………………………………………… 10 第3章 柱塞受力分析與設(shè)計(jì)…………………………………………………………14 3.1柱塞受力分析……………………………………………………………………………14 3.2柱塞設(shè)計(jì)………………………………………………………………………………… 17 第4章 滑靴受力分析與設(shè)計(jì)………………………………………………………22 4.1滑靴受力分析…………………………………………………………………………… 22 4.2滑靴設(shè)計(jì)………………………………………………………………………………… 25 4.3滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)………………………………………………………25 第5章配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì)…………………………………………………… 31 5.1配油盤(pán)受力分析………………………………………………………………………… 31 5.2配油盤(pán)設(shè)計(jì)……………………………………………………………………………… 34 第6章缸體受力分析與設(shè)計(jì)…………………………………………………………38 6.1缸體的穩(wěn)定性……………………………………………………………………………38 6.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定………………………………………………………………38 第7章柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)………………………………………………………………41 第8章斜盤(pán)力矩分析…………………………………………………………………… 43 8.1柱塞液壓力矩………………………………………………………………………43 8.2過(guò)渡區(qū)閉死液壓力矩……………………………………………………………………44 8.3回程盤(pán)中心預(yù)壓彈簧力矩……………………………………………………… 45 8.4滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩…………………………………………………………… 46 8.5柱塞慣性力矩……………………………………………………………………… 46 8.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩…………………………………………………………47 8.7斜盤(pán)支承摩擦力矩…………………………………………………………………47 8.8斜盤(pán)與回程盤(pán)回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩……………………………………………47 8.9斜盤(pán)自重力矩………………………………………………………………………47 第9章 變量機(jī)構(gòu)…………………………………………………………………………49 9.1手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)……………………………………………………………………………49 9.2手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)………………………………………………………………………50 9.3恒功率變量機(jī)構(gòu)…………………………………………………………………………51 9.4恒流量變量機(jī)構(gòu)…………………………………………………………………………52 結(jié)論…………………………………………………………………………………………… 54 致謝…………………………………………………………………………………………… 55 參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………………………56 緒 論 隨著工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展，液壓傳動(dòng)也越來(lái)越廣，而作為液壓傳動(dòng)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(shí)現(xiàn)高壓﹑高速化﹑大流量的一種最理想的結(jié)構(gòu)，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(zhuǎn)速工況，做為按壓馬達(dá)使用。而軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)緊湊，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，故轉(zhuǎn)速較高；另外，軸向柱塞泵易于變量，能用多種方式自動(dòng)調(diào)節(jié)流量，流量大。由于上述特點(diǎn)，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機(jī)械、起重運(yùn)輸、冶金、船舶等多種領(lǐng)域。航空上，普遍用于飛機(jī)液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)中。是飛機(jī)上所用的液壓泵中最主要的一種型式。 本設(shè)計(jì)對(duì)柱塞泵的結(jié)構(gòu)作了詳細(xì)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(yīng)用于柱塞泵中，并對(duì)柱塞泵的高壓﹑高速化起到了不可估量的作用。可以說(shuō)沒(méi)有這些這些配流方式，就沒(méi)有柱塞泵。但是，由于這些配流方式在柱塞泵中的單一使用，也給柱塞泵帶來(lái)了一定的不足。設(shè)計(jì)中對(duì)軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)中的滑靴作了介紹，滑靴一般分為三種形式；對(duì)缸體的尺寸﹑結(jié)構(gòu)等也作了設(shè)計(jì)；對(duì)柱塞的回程結(jié)構(gòu)也有介紹。 柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔容積實(shí)現(xiàn)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休均為圓柱形，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(yīng)用。 柱塞式液壓泵種類(lèi)繁多，前者柱塞平行于缸體軸線(xiàn)，沿軸向按柱塞運(yùn)動(dòng)形式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類(lèi)運(yùn)動(dòng)，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑向運(yùn)動(dòng)。這兩類(lèi)泵既可做為液壓泵用，也可做為液壓馬達(dá)用。 泵的內(nèi)在特性是指包括產(chǎn)品性能、零部件質(zhì)量、整機(jī)裝配質(zhì)量、外觀質(zhì)量等在內(nèi)的產(chǎn)品固有特性，或者簡(jiǎn)稱(chēng)之為品質(zhì)。在這一點(diǎn)上，是目前許多泵生產(chǎn)廠(chǎng)商所關(guān)注的也是努力在提高、改進(jìn)的方面。而實(shí)際上，我們可以發(fā)現(xiàn)，有許多的產(chǎn)品在工廠(chǎng)檢測(cè)符合發(fā)至使用單位運(yùn)行后，往往達(dá)不到工廠(chǎng)出廠(chǎng)檢測(cè)的效果，發(fā)生諸如過(guò)載、噪聲增大，使用達(dá)不到要求或壽命降低等等方面的問(wèn)題；而泵在實(shí)際當(dāng)中所處的運(yùn)行點(diǎn)或運(yùn)行特征，我們稱(chēng)之為泵的外在特性或系統(tǒng)特性。 正如科學(xué)技術(shù)的發(fā)展一樣，現(xiàn)階段科技領(lǐng)域中交叉學(xué)科、邊緣學(xué)科越來(lái)越豐富，跨學(xué)科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產(chǎn)品的技術(shù)發(fā)展亦是如此。以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問(wèn)題，必須從電機(jī)結(jié)構(gòu)開(kāi)始，單局限于泵本身是沒(méi)有辦法實(shí)現(xiàn)的；解決泵的噪聲問(wèn)題，除解決泵的流態(tài)和振動(dòng)外，同時(shí)需要解決電機(jī)風(fēng)葉的噪聲和電磁場(chǎng)的噪聲；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機(jī)內(nèi)加設(shè)諸如泄漏保護(hù)、過(guò)載保護(hù)等措施；提高泵的運(yùn)行效率，須借助于控制技術(shù)的運(yùn)用等等。這些無(wú)一不說(shuō)明要發(fā)展泵技術(shù)水平，必須從配套的電機(jī)、控制技術(shù)等方面同時(shí)著手，綜合考慮，最大限度地提升機(jī)電一體化綜合水平。 柱塞式液壓泵的顯著缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，零件制造精度高，成本也高，對(duì)油液污染敏感。這些給生產(chǎn)、使用和維護(hù)帶來(lái)一定的困難。 第1章 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 1.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理 直軸式軸向柱塞泵主要結(jié)構(gòu)如圖1.1所示。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面始終貼著斜盤(pán)平面運(yùn)動(dòng)。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于斜盤(pán)平面相對(duì)缸體平面（xoy面）存在一傾斜角，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)。如果缸體按圖示n方向旋轉(zhuǎn)，在～范圍內(nèi)，柱塞由下死點(diǎn)(對(duì)應(yīng)位置)開(kāi)始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(diǎn)(對(duì)應(yīng)位置)止。在這過(guò)程中，柱塞腔剛好與配油盤(pán)吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內(nèi)，這是吸油過(guò)程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在～范圍內(nèi)，柱塞在斜盤(pán)約束下由上死點(diǎn)開(kāi)始不斷進(jìn)入腔內(nèi)，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點(diǎn)止。在這過(guò)程中，柱塞腔剛好與配油盤(pán)排油窗相通，油液通過(guò)排油窗排出。這就是排油過(guò)程。由此可見(jiàn)，缸體每轉(zhuǎn)一跳各個(gè)往塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和排油。 圖1.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理 1.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 給定設(shè)計(jì)參數(shù) 最大工作壓力 額定流量 =100L/min 最大流量 額定轉(zhuǎn)速 n=1500r/min 最大轉(zhuǎn)速 1.2.1 排量﹑流量與容積效率 軸向柱塞泵排量是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即 = ≈0.84(L) （1-1） 不計(jì)容積損失時(shí)，泵的理論流量為 =0.841500 =1260(L) （1-2） 式中 —柱塞橫截面積； —柱塞外徑； —柱塞最大行程； Z—柱塞數(shù)； —傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速。 泵的理論排量q為 （ml/r） （1-3） 為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算理論排量時(shí)應(yīng)按下式作校核計(jì)算： (1-4) 式中是常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無(wú)預(yù)壓力的油泵=5400；對(duì)進(jìn)口壓力為5kgf/cm的油泵=9100，這里取=9100故符合要求。 排量是液壓泵的主要性能參數(shù)之一，是泵幾何參數(shù)的特征量。相同結(jié)構(gòu)型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，對(duì)液壓元件型號(hào)命名的標(biāo)準(zhǔn)中明確規(guī)定用排量作為主參數(shù)來(lái)區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號(hào)的產(chǎn)品。 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(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(guò)改變斜盤(pán)傾斜角來(lái)實(shí)現(xiàn)。對(duì)于直軸式軸向柱塞泵，斜盤(pán)最大傾斜角～，該設(shè)計(jì)是通軸泵，受機(jī)構(gòu)限制，取下限，即。 泵實(shí)際輸出流量為 =100-3=97（ml/min） (1-5) 式中為柱塞泵泄漏流量。 軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤(pán)之間﹑滑靴與斜盤(pán)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(wú)效容積也造成容積損失。 泵容積效率定義為實(shí)際輸出流量與理論流量之比，即 = (1-6) 軸向柱塞泵容積效率一般為=0.94～0.98，故符合要求。 1.2.2 扭矩與機(jī)械效率 不計(jì)摩擦損失時(shí)，泵的理論扭矩為 (1-7) 式中為泵吸﹑排油腔壓力差。 考慮摩擦損失時(shí)，實(shí)際輸出扭矩為 (1-8) 軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤(pán)之間﹑滑靴與斜盤(pán)平面之間﹑柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對(duì)運(yùn)動(dòng)以及軸承運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的。 泵的機(jī)械效率定義為理論扭矩與實(shí)際輸出扭矩之比，即 (1-9) 1.2.3 功率與效率 不計(jì)各種損失時(shí)，泵的理論功率 (1-10) 泵實(shí)際的輸入功率為 = 泵實(shí)際的輸出功率為 (1-12) 定義泵的總 效率為輸出功率與輸入功率之比，即 (1-13) 上式表明，泵總效率為容積效率與機(jī)械效率之積。對(duì)于軸向柱塞泵，總效率一般為=0.85～0.9,上式滿(mǎn)足要求。 第2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(pán)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(xiàn)運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線(xiàn)上任一點(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(xiàn)的自轉(zhuǎn)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。2.1 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，主要是研究柱塞相對(duì)缸體的往復(fù)直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)。即分析柱塞與缸體做相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)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(chǔ)。 2.1.1 柱塞行程S 圖2.1為一般帶滑靴的軸向柱塞運(yùn)動(dòng)分析圖。若斜盤(pán)傾斜角為，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為a，并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為，則對(duì)應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn)角a時(shí)， 圖2.1 柱塞運(yùn)動(dòng)分析 (2-1) 所以柱塞行程S為 (2-2) 當(dāng)時(shí)，可得最大行程為 (2-3) 2.1.2 柱塞運(yùn)動(dòng)速度分析v 將式對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度v為 (2-4) 當(dāng)及時(shí)，，可得最大運(yùn)動(dòng)速度為 (2-5) 式中為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 。 2.1.3 柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a 將對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a為 （2-6） 當(dāng)及時(shí)，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度為 (2-7) 柱塞運(yùn)動(dòng)的行程s﹑速度v﹑加速度與缸體轉(zhuǎn)角a的關(guān)系如圖2.2所示。 圖2.2 柱塞運(yùn)動(dòng)特征圖 2.2 滑靴運(yùn)動(dòng)分析 研究滑靴的運(yùn)動(dòng)，主要是分析它相對(duì)斜盤(pán)平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，即滑靴中心在斜盤(pán)平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律（如圖2.3），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 (2-8) 短軸 設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)為 如果用極坐標(biāo)表示則為 矢徑 (2-9) 極角 滑靴在斜盤(pán)平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度為 (2-10) 由上式可見(jiàn)，滑靴在斜盤(pán)平面內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)﹑時(shí)，最大（在短軸位置）為 (2-11) 當(dāng)﹑時(shí)，最小（在長(zhǎng)軸位置）為 (2-12) 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 (2-13) 2.3 瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析 柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫(xiě)成 (2-14) 式中為柱塞橫截面積， 。 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(shí)流量為 …… …… (2-15) 泵的瞬時(shí)流量為 (2-16) 由上式可以看出，泵的瞬時(shí)流量與缸體轉(zhuǎn)角a有關(guān)，也與柱塞數(shù)有關(guān)。 圖2.3 奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量 對(duì)于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為。 當(dāng)時(shí)，取=，由泵的流量公式可得瞬時(shí)流量為 (2-17) 當(dāng)時(shí)，取，同樣由泵的流量公式可得瞬時(shí)流量為 (2-18) 當(dāng)a=0﹑﹑﹑……時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為 (2-19) 奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見(jiàn)圖2—3 我們常用脈動(dòng)率和脈動(dòng)頻率f表示瞬時(shí)流量脈動(dòng)品質(zhì)。 定義脈動(dòng)率 (2-20) 這樣，就可以進(jìn)行流量脈動(dòng)品質(zhì)分析。 2.3.1脈動(dòng)頻率 當(dāng)Z=9，即為奇數(shù)時(shí) (2-21) 2.3.2 脈動(dòng)率 當(dāng)Z=9，即為奇數(shù)時(shí) (2-22) 利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容： 表2.1 柱塞泵流量脈動(dòng)率 Z （%） 6 13.40 8 7.61 10 4.89 12 3.41 14 2.61 16 1.92 由以上分析可知： (1) 隨著柱塞數(shù)的增加，流量脈動(dòng)率下降。 (1) 相鄰柱塞數(shù)想比，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。 從中還可以看出，奇數(shù)柱塞中，當(dāng)時(shí),脈動(dòng)率已小于1%.因此,從泵的結(jié)構(gòu)考慮,軸向柱塞泵的柱塞數(shù)常取Z=7﹑9﹑11. 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)管路中不可避免地存在有液阻,流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng).這些脈動(dòng)嚴(yán)重影響了輸出流量品質(zhì),使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定,當(dāng)泵的脈動(dòng)頻率與液壓油柱及管路的固有頻率相當(dāng),就產(chǎn)生了諧振的條件,諧振時(shí)壓力脈動(dòng)可能很高,這時(shí)系統(tǒng)的構(gòu)件有極大的潛在破壞性.在一些極端情況下,幾分鐘之內(nèi)管路或附件即可達(dá)到疲勞破壞極限.液壓油的流量﹑壓力脈動(dòng)在管路或附件中激勵(lì)起高頻率的機(jī)械震動(dòng)將引起導(dǎo)致管路﹑附件及安裝構(gòu)件的應(yīng)力.液壓泵的供壓管路,一般是最容易受到破壞的部位.以上,對(duì)飛機(jī)液壓系統(tǒng)尤其重要. 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。對(duì)于壓力脈動(dòng)的幅值，在航空液壓標(biāo)準(zhǔn)中有嚴(yán)格的規(guī)定，例如航標(biāo)《變量泵通用技術(shù)條件》（HB5839—83）中規(guī)定：在任何情況下，壓力脈動(dòng)均不超過(guò)額定出口壓力的。實(shí)際上的指標(biāo)還是偏大，但由于制造工藝上的原因，壓力脈動(dòng)的指標(biāo)還不能定的很?chē)?yán)格，但降低泵的壓力脈動(dòng)無(wú)疑是今后液壓技術(shù)發(fā)展的一種趨勢(shì)。 第3章 柱塞受力分析與設(shè)計(jì) 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油﹑一周排油。柱塞在吸油過(guò)程與在排油過(guò)程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過(guò)程中的受力分析，而柱塞在吸油過(guò)程中的受力情況在回程盤(pán)設(shè)計(jì)中討論。 3.1柱塞受力分析 圖3.1是帶有滑靴的柱塞受力分析簡(jiǎn)圖。 圖3.1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 3.1.1 柱塞底部的液壓力 柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力為 (3-1) 式中為泵最大工作壓力。 3.1.2 柱塞慣性力 柱塞相對(duì)缸體往復(fù)直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線(xiàn)加速度a，則柱塞軸向慣性力為 (3-2) 式中﹑為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。 慣性力方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)和時(shí)，慣性力最大值為 (3-3) 3.1.3 離心反力 柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運(yùn)動(dòng)，有向心加速度，產(chǎn)生的離心反力通過(guò)柱塞質(zhì)量重心并垂直軸線(xiàn)，是徑向力。其值為 (3-4) 3.1.4斜盤(pán)反力N 斜盤(pán)反力通過(guò)柱塞球頭中心垂直于斜盤(pán)平面，可以分解為軸向力P及徑向力 即 (3-5) 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(duì)主軸形成負(fù)載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應(yīng)力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。 3.1.5柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力和 該力是接觸應(yīng)力和產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小于柱塞直徑及柱塞腔內(nèi)的接觸長(zhǎng)度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力引起的接觸應(yīng)力和可以看成是連續(xù)直線(xiàn)分布的應(yīng)力。 分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長(zhǎng)度，即柱塞處于上死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí)，N﹑和可以通過(guò)如下方程組求得 (3-6) 式中 ——柱塞最小接觸長(zhǎng)度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=,這里取==78mm； ——柱塞名義長(zhǎng)度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=，這里取==117mm； ——柱塞重心至球心距離，= 以上雖有三個(gè)方程，但其中也是未知數(shù)，需要增加一個(gè)方程才能求解。 根據(jù)相似原理有 又有 所以 (3-7) 將式代入求解接觸長(zhǎng)度。為簡(jiǎn)化計(jì)算，力矩方程中離心力相對(duì)很小可以忽略，得 (3-8) 將式代入可得 (3-9) 3.1.6 摩擦力和 柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為 (3-10) 式中為摩擦系數(shù)，常取=0.05～0.12，這里取0.1。 將以上兩式代入可得 (3-11) 式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)。 (3-12) 3.2柱塞設(shè)計(jì) 3.2.1柱塞結(jié)構(gòu)型式 軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，可有以下三種形式： ①點(diǎn)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(pán)為點(diǎn)接觸，其零件簡(jiǎn)單，加工方便。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損﹑剝落和邊緣掉塊，不能承受過(guò)高的工作壓力，壽命較低。這種點(diǎn)接觸式柱塞在早期泵中可見(jiàn)，現(xiàn)在很少有應(yīng)用 ②線(xiàn)接觸式柱塞，如圖3.2（b）所示。柱塞頭部安裝有擺動(dòng)頭，擺動(dòng)頭下部可繞柱塞球窩中心擺動(dòng)。擺動(dòng)頭上部是球面或平面與斜盤(pán)或面接觸，以降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓。擺動(dòng)頭與斜盤(pán)的接觸面之間靠殼體腔的油液潤(rùn)滑，相當(dāng)于普通滑動(dòng)軸承，其值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。 ③帶滑靴的柱塞，如圖3.2（c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱(chēng)滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動(dòng)?；ヅc斜盤(pán)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(guò)柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤(pán)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。目前大多采用這種軸向柱塞泵。 （a） ( b ) ( c ) 圖3.2 柱塞結(jié)構(gòu)型式 圖3.3 封閉薄壁柱塞 從圖3.2可見(jiàn)，三種型式的柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu)，以減輕柱塞重量，減小柱塞運(yùn)動(dòng)時(shí)的慣性力。采用空心結(jié)構(gòu)還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴(kuò)張變形補(bǔ)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(nèi)還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。 但空心結(jié)構(gòu)無(wú)疑增加了柱塞在吸排油過(guò)程中的剩余無(wú)效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無(wú)效容積會(huì)降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動(dòng)，影響調(diào)節(jié)過(guò)程的動(dòng)態(tài)品質(zhì)。 因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件﹑性能要求﹑整體結(jié)構(gòu)等多方面權(quán)衡利弊，合理選擇。 航空液壓泵通常采用圖3.3所式的封閉壁結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)不僅有足夠的剛度，而且重量減輕10%～20%。剩余無(wú)效容積也沒(méi)有增加。但這種結(jié)構(gòu)工藝比較復(fù)雜，需要用電子束焊接。 3.2.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) ① 柱塞直徑及柱塞分布塞直徑 柱塞直徑﹑柱塞分布塞直徑和柱塞數(shù)Z都是互相關(guān)聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長(zhǎng)約為分布圓周長(zhǎng)的75%，即 (3-13) 由此可得 式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)。隨柱塞數(shù)Z而定。對(duì)于軸向柱塞泵，其值如表3.1所示。 表3.1 Z 7 9 11 m 3.1 3.9 4.5 當(dāng)泵的理論流量和轉(zhuǎn)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 (3-14) 由上式計(jì)算出的數(shù)值要圓整化，并應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑,應(yīng)選取20mm. 柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿(mǎn)足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即 (3-15) ② 柱塞名義長(zhǎng)度l 由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力T，，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長(zhǎng)度，應(yīng)保證有最小留孔長(zhǎng)度，一般?。? 因此，柱塞名義長(zhǎng)度應(yīng)滿(mǎn)足： 式中 ——柱塞最大行程； ——柱塞最小外伸長(zhǎng)度，一般取。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，柱塞名義長(zhǎng)度常?。? 這里取 ③ 柱塞球頭直徑 按經(jīng)驗(yàn)常取，如圖3.4所示。 圖3.4 柱塞尺寸圖 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，一般取，這里取。 ④ 柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開(kāi)有環(huán)行均壓槽，起均衡側(cè)向力﹑改善潤(rùn)滑條件和存儲(chǔ)贓物的作用。均壓槽的尺寸常取：深h=0.3～0.7mm；間距t=2～10mm 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(kāi)設(shè)均壓槽。 3.2.3 柱塞摩擦副比壓P﹑比功驗(yàn)算 對(duì)于柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副，過(guò)大的接觸應(yīng)力不僅會(huì)增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應(yīng)控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長(zhǎng)時(shí)的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值，則 柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即 （3-16） 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 (3-17) 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。 表3.2 材料性能 材料牌號(hào) 許用比壓 （Mpa） 許用滑動(dòng)速度 （m/s） 許用比功 （Mpa.m/s） ZQAL9—4 30 8 60 ZQSn10—1 15 3 20 球磨鑄鐵 10 5 18 柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對(duì)于油溫高的泵更重要。同時(shí)在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來(lái)減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時(shí)油液對(duì)銅材料的腐蝕作用。 第4章 滑靴受力分析與設(shè)計(jì) 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤(pán)的接觸面﹑減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經(jīng)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(dòng)，使滑靴與斜盤(pán)之間形成一層薄油膜，大大減少了相對(duì)運(yùn)動(dòng)件間的摩擦損失，提高了機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。 4.1滑靴受力分析 液壓泵工作時(shí)，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(pán)，稱(chēng)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漏時(shí)油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤(pán)分離開(kāi)，稱(chēng)為分離。當(dāng)壓緊力與分離力相平衡時(shí)，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。下面對(duì)這組力進(jìn)行分析。 4.1.1分離力 圖1—11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(pán)放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄漏量q的表達(dá)式為 （4-1） 若，則 （4-2） 式中為封油帶油膜厚度。 封油帶上半徑為的任儀點(diǎn)壓力分布式為 （4-3） 若，則 （4-4） 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。封油帶上總的分離力可通過(guò)積分求得。 圖4.1 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布 如圖4.1，取微環(huán)面，則封油帶分離力為 （4-5） 油池靜壓分離力為 （4-6） 總分離力為 4.1.2 壓緊力 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即 4.1.3 力平衡方程式 當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿(mǎn)足下列力平衡方程式 (4-7) 即 (4-8) 將上式代入式中，得泄漏量為 (4-9) 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(pán)間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動(dòng)滑靴沿斜盤(pán)旋轉(zhuǎn)的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，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(yīng)該在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)中予以注意。 4.2 滑靴設(shè)計(jì) 滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法。 4.2.1 剩余壓緊力法 剩余壓緊力法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤(pán)表面。此時(shí)無(wú)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 = 將上式代入式中，可得滑靴分離力為 (4-10) 設(shè)剩余壓緊力，則壓緊系數(shù) ，這里取0.1。 滑靴力平衡方程式即為 用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)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(jī)械效率會(huì)降低。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長(zhǎng)的壽命。剩余壓緊力法簡(jiǎn)單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì)。 4.3 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 4.3.1滑靴結(jié)構(gòu)型式 滑靴結(jié)構(gòu)有如圖4.2所示的幾種型式。圖中（a）所示為簡(jiǎn)單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無(wú)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（a） 圖中（b）所式滑靴增加了內(nèi)﹑外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比壓，同時(shí)可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。 圖4.2（b） 圖中（c）所示的滑靴在支承面上開(kāi)設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。 圖4.2（c） 滑靴結(jié)構(gòu)型式 4.3.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 下面以簡(jiǎn)單型滑靴為例，介紹主要結(jié)構(gòu)尺寸的選擇和計(jì)算。 滑靴外徑 滑靴在斜盤(pán)上的布局，應(yīng)使傾角時(shí)，互相之間仍有一定的間隙s，如圖4.3所示。 滑靴外徑為 (4-11) 一般取s=0.2～1，這里取0.2。 油池直徑為 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定，這里取0.8. 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，取 （或）=0.8～1.5mm 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(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： 圖4.3 滑靴外徑的確定 (a) 節(jié)流器采用節(jié)流管時(shí)，常以柱塞中心孔作為節(jié)流裝置，如圖4.1所 示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量q為 (4-12) 式中 ﹑——細(xì)長(zhǎng)管直徑﹑長(zhǎng)度； K——修正系數(shù)； 把上式代入滑靴泄漏量公式可得 (4-13) 整理后可得節(jié)流管尺寸為 代入數(shù)據(jù)可以求得=1 式中為壓降系數(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(guò)寬及阻尼管過(guò)長(zhǎng)，推薦壓降系數(shù)=0.8～0.9，這里取0.8。 (a) 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4.1所示。根據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量q為 (4-15) 式中C為流量系數(shù)，一般取C=0.6～0.7。 把上式代入中，有 (4-16) 整理后可得節(jié)流孔尺寸 代入數(shù)據(jù)可以求得 以上提供了設(shè)計(jì)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(wú)粘度系數(shù)，說(shuō)明油溫對(duì)節(jié)流效果影響較小，但細(xì)長(zhǎng)孔的加工工藝性較差，實(shí)現(xiàn)起來(lái)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，油溫對(duì)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。 為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)。 第5章 配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì) 配油盤(pán)是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來(lái)的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。 5.1 配油盤(pán)受力分析 不同類(lèi)型的軸向柱塞泵使用的配油盤(pán)是有差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖5.1是常用的配油盤(pán)簡(jiǎn)圖。 液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤(pán)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；配油窗口和封油帶油膜對(duì)缸體的分離力。 1—吸油窗 2—排油窗 3—過(guò)度區(qū) 4—減振槽 5—內(nèi)封油帶 6—外封油帶 7—輔助支承面 圖5.1 配油盤(pán)基本構(gòu)造 5.1.1 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，使缸體受到軸向作用力，并通過(guò)缸體作用到配油盤(pán)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 (5-1) 當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為 (5-2) 平均壓緊力為 5.1.2 分離力 分離力由三部分組成。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(guò)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(pán)油窗包角有所擴(kuò)大，如圖5.2所示。 當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 (5-3) 當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 (5-4) 平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角為 式中 ——柱塞間距角， ； ——柱塞腔通油孔包角，這里取。 ① 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏流量是源流流動(dòng)，對(duì)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 圖5.2 封油帶實(shí)際包角的變化 (5-4) = 外封油帶泄漏量為 (5-5) ②內(nèi)封油帶分離力 內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為 (5-6) = 內(nèi)封油帶泄漏量為 (5-7) 排油窗分離力 (5-8) 配油盤(pán)總分離力 總泄漏量q為 5.2 配油盤(pán)設(shè)計(jì) 配油盤(pán)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。 5.2.1 過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤(pán)吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤(pán)采用過(guò)渡角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱(chēng)正重迭型配油盤(pán)。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤(pán)，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底壓腔時(shí)，封閉的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對(duì)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(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過(guò)渡從而避免壓力沖擊。 5.2.2 配油盤(pán)主要尺寸確定 圖5.3 配油盤(pán)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 配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時(shí)，取 （5-9） 為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿(mǎn)足 滿(mǎn)足要求。 （5-10） 式中 ——泵理論流量； ——配油窗面積，； （5-12） ——許用吸入流速，=2～3m/s。 由此可得 = （5-13） （2）封油帶尺寸 設(shè)內(nèi)封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定方法為： 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 當(dāng)配油盤(pán)受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示與分離力計(jì)算示帶入平衡方程式可得 （5-14） 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤(pán)封油帶尺寸﹑﹑﹑ 。 5.2.3 驗(yàn)算比壓p﹑比功pv 為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(pán)之間保持液體摩擦，配油盤(pán)應(yīng)有足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖5.3中的﹑。輔助支承面上開(kāi)有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤(pán)的總支承面積F （5-15） 式中 ——輔助支承面通油槽總面積； （K為通油槽個(gè)數(shù)，B為通油槽寬度） ﹑——吸﹑排油窗口面積。 根據(jù)估算： 配油盤(pán)比壓p為 （5-16） 式中 ——配油盤(pán)剩余壓緊力； ——中心彈簧壓緊力； ——根據(jù)資料取300pa； 在配油盤(pán)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(guò)大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算pv值，即 式中為平均切線(xiàn)速度，=。 （5-17） 根據(jù)資料取。 第6章 缸體受力分析與設(shè)計(jì) 6.1 缸體的穩(wěn)定性 在工作過(guò)的配油盤(pán)表面上常看到在高壓區(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與配油盤(pán)間摩擦損失增大，泄漏增加，油溫升高，油液粘性和潤(rùn)滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。 6.2 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 6.2.1 通油孔分布圓半徑和面積F 圖6.1 柱塞腔通油孔尺寸 為減小油液流動(dòng)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 （6-1） 式中﹑為配油盤(pán)配油窗口內(nèi)﹑外半徑。 通油孔面積近似計(jì)算如下（如圖6.1所示）。 （6-2） 式中 ——通油孔長(zhǎng)度，； ——通油孔寬度，； 6.2.2 缸體內(nèi)﹑外直徑﹑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6.2），即。壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。 缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 （6-3） 式中——筒外徑，。 ——缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)ZQAL9—4：=600～800 圖6.2 缸體結(jié)構(gòu)尺寸 缸體剛度