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. 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(shù) 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(shù) 第3章 斜盤式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)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(zhì)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(nèi)、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(nèi)的往復運動，改變柱塞腔內(nèi)容積實現(xiàn)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(xiàn)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(jīng)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(xiàn)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(jīng)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(shù)、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(nèi)的往復運動，改變柱塞腔內(nèi)容積實現(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(lián)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(shù) 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(nèi)作直線往復運動。如果缸體按圖示n方向旋轉，在180~360范圍內(nèi)，柱塞由下死點（對應180位置）開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至死點（對應0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(nèi)，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉，在0~180范圍內(nèi)，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入腔內(nèi)，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(shù) 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(shù) 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(zhì)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(chǎn)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(zhì)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(nèi)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(nèi)的運動角速度為 由上式可見，滑靴在斜盤內(nèi)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(zhì)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(shù)為Z=7,柱塞角距為，位于排油區(qū)地柱塞數(shù)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(shù)有關。 對于奇數(shù)（Z=7）排油區(qū)的柱塞數(shù)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(shù)柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖 圖3-3 奇數(shù)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(nèi)積分求平均值而得無論奇數(shù)泵還是偶數(shù)泵均為 3.3.1 脈動頻率 因為奇數(shù)柱塞泵，所以 3.3.2 脈動率 因為奇數(shù)柱塞泵，所以 根據(jù)計算值，將脈動率與柱塞Z畫成下圖的曲線 圖3-4 脈動率與柱塞數(shù)Z關系曲線 由以上分析可知： （1）隨著柱塞數(shù)的增加，無論偶數(shù)柱塞泵還是奇數(shù)柱塞泵，流量脈動率都下降。 （2）相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動流量遠小于偶數(shù)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4-1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 圖示是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。 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(zhì)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(chǎn)生的離心反力Pl通過柱塞質(zhì)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(chǎn)生接觸應力，并使缸體產(chǎn)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(chǎn)生的合力?？紤]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(nèi)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(shù)，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(shù) 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(jù)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(nèi)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(shù)Z 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 由此可得 式中m為結構參數(shù).m隨柱塞數(shù)Z而定. 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 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(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù),柱塞名義長度常取: 同理 3.柱塞球頭直徑d1 按經(jīng)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(nèi), 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(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.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(chǎn)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(jù)流體力學平面圓盤放射流可知,油液經(jīng)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(shù)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(shù)，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(xiàn)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(xiàn)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(nèi)側加上一個或幾個內(nèi)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(nèi)側壓力迅速伸展，內(nèi)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(jù)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(shù)； 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(jīng)多次試算得 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) 。 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(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。 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(shù)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(nèi)封油帶分離力Pf2、排油窗高壓油對缸體的分離力Pf3 對奇數(shù)柱塞泵，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(nèi)封油帶分離力Pf2 內(nèi)封油帶上泄流量是匯流流動，可得 內(nèi)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(shù)，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(nèi)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(shù)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(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)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(chǎn)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(zhì)，產(chǎn)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(nèi)壓力能平緩過渡，從而避免壓力沖擊。 圖6-2 柱塞腔內(nèi)壓力變化 選帶卸荷的非對稱配油盤 根據(jù)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(jīng)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(nèi)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(nèi)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(jīng)多次調(diào)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(shù)，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常看到在高壓區(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，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(shù)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(nèi)、外封油帶上的壓力分布是按對數(shù)規(guī)律分布的。可認為內(nèi)、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(shù)學可知，弧線重心矩為 由此可得外，內(nèi)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(shù)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(shù)，。 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(shù)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(chǎn)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(chǎn)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(shù)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(chǎn)生傾倒，必須根據(jù)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(shù)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(xiàn)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(nèi)、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(nèi)、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(shù) ； — 材料波桑系數(shù)，對青銅材料； [] — 允許變形量，一般鋼質(zhì)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(xiàn)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(jīng)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(xiàn)，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(jīng)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(nèi)的往復運動，改變柱塞腔容積實現(xiàn)吸油和排油的，并且它在現(xiàn)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. 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