PVB柱塞泵計(jì)算說明書

目錄目錄(1第一章概論(31.1斜盤式軸向柱塞泵的概況 (41.2軸向柱塞泵的工作原理 (71.3柱塞泵的結(jié)構(gòu)剖析 (91.4柱塞泵的主要參數(shù) (12第二章運(yùn)動分析 (162.1運(yùn)動學(xué)(162.2流量及其脈動(20第三章受力分析 (243.1柱塞與滑靴的受力 (243.2缸體受力(333.3斜盤受力(403.4泵軸受力(42第四章主要部位設(shè)計(jì) (454.1柱塞副(45柱塞的設(shè)計(jì)(45柱塞副摩擦比壓、比功率的驗(yàn)算 (474.2滑靴副的設(shè)計(jì)與校核 (52滑靴副的壓緊系數(shù)、比功率的驗(yàn)算 (554.3回程盤的設(shè)計(jì)計(jì)算 (574.4缸體的設(shè)計(jì)計(jì)算 (59缸體的結(jié)構(gòu)形式和尺寸設(shè)計(jì) (594.5配流盤的設(shè)計(jì)計(jì)算 (63配流盤的設(shè)計(jì)(64配流盤的壓緊系數(shù)、比功率的驗(yàn)算 (724.6中心加力彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 (744.7斜盤機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 (774.8泵軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 (79第五章伺服變量機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 (825.1概述(835.2伺服機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 (845.3伺服變量機(jī)構(gòu)在外供壓力時(shí)的靜動特性 (93參考文獻(xiàn)(103外文翻譯及原文 (104致謝(104PVB型輕型軸向柱塞泵的設(shè)計(jì)摘要本說明書介紹了PVB型輕型軸向柱塞泵的概況、原理、用途及結(jié)構(gòu)形式。PVB輕型柱塞泵的設(shè)計(jì)計(jì)算主要從泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)出發(fā) ,分析關(guān)鍵部位的受力情況及力學(xué)計(jì)算。介紹了該類泵的薄弱環(huán)節(jié) ,討論配流機(jī)構(gòu)和各主要運(yùn)動副零部件的設(shè)計(jì)方法。配流盤常采用帶卸荷槽的非對稱重疊型配流盤 ,它與后泵蓋采用了銷定位 ;斜盤機(jī)構(gòu)中加設(shè)止推板是為了使泵的機(jī)械效率不受影響。斜盤體上耳軸軸線與傳動軸的軸線在同一個(gè)平面內(nèi),這樣使泵的性能得到了保證;滑靴與斜盤這對摩擦副中形成具有一定壓強(qiáng)的油膜,油膜內(nèi)的壓強(qiáng)是有外加有壓油液形成的,我們采用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴,從而使泵的容積效率及滑靴與斜盤這對摩擦副的潤滑得到了可靠的保證。為了防止柱塞在缸孔中運(yùn)動時(shí)受到液壓卡緊力的作用,設(shè)計(jì)柱塞時(shí)我們采用開均壓槽的結(jié)構(gòu)形式。為使滑靴緊靠在止推板上,我采用一個(gè)集中返回彈簧,通過回程盤把柱塞組件推靠在止推板上。該泵的變量機(jī)構(gòu)為恒壓變量機(jī)構(gòu),其實(shí)質(zhì)為恒壓定值調(diào)節(jié)系統(tǒng),我們采用一個(gè)零開口雙邊滑閥進(jìn)行控制。關(guān)鍵詞:通軸式后斜盤式柱塞滑靴配流盤回程盤缸體斜盤耳軸容積效率機(jī)械效率變量機(jī)構(gòu)恒壓控制雙邊滑閥第一章概論在液壓系統(tǒng)中,液壓泵的功能是將電動機(jī)或內(nèi)燃機(jī)等原動機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液壓的壓力能,向系統(tǒng)提供壓力油并驅(qū)動系統(tǒng)工作,屬于液壓動力元件。具有以下共同的基本特征:1.液壓泵在每一個(gè)工作周期中吸入或排出的液體容積只取決于工作構(gòu)件的幾何尺寸;2.液壓泵的理論流量與泵的轉(zhuǎn)速成下比 ;3.在不考慮泄漏和及液體的壓縮性時(shí) ,液壓泵的理論流量與工作壓力無關(guān)。柱塞泵是依靠柱塞在缸體內(nèi)往復(fù)運(yùn)動 ,使密封工作腔容積產(chǎn)生變化來實(shí)現(xiàn)吸油、壓油。由于柱塞與缸體內(nèi)孔配合精度高 ,密封性能好,只需改變柱塞的工作行程就能改變泵的排量。所以 ,柱塞泵具有壓力高、容積效率高、流量調(diào)節(jié)方便和結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點(diǎn)。柱塞泵常用于高壓大流量和容積高速系統(tǒng)中。柱塞泵按柱塞排列方向不同,分為軸向柱塞泵和徑向柱塞泵兩大類。本次畢業(yè)設(shè)計(jì)為PVB45輕型軸向柱塞泵的設(shè)計(jì),采用恒壓控制的變量方式。由于軸向柱塞泵的柱塞中心線與油缸體的軸線平行或接近于平行,它具有密封性好,工作壓力高,在高壓下仍能保持相當(dāng)高的容積效率和總效率的特點(diǎn)。因此,軸向柱塞泵作為中高壓及高壓油源,廣泛地用于各個(gè)工業(yè)部門。PVB45輕型通軸式軸向柱塞泵,是一種壓力較低、結(jié)構(gòu)較簡單、質(zhì)量較輕的經(jīng)濟(jì)型軸向柱塞泵。圖 1-1為我國邵陽液壓件廠引進(jìn)的美國 Vickers公司PVB型輕型通軸柱塞泵。缸體采用粉末冶金或球墨鑄鐵成型,其他零件也盡可能采用精密鑄造或粉末冶金成型。變變量機(jī)構(gòu)采用單作用變量缸,用彈簧使變量斜盤復(fù)位。該類泵的壓力較低,設(shè)計(jì)輕巧。1.1斜盤式軸向柱塞泵的概況近年來,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(jié)構(gòu)緊湊,單位功率體積小,重量輕,壓力高,變量機(jī)構(gòu)布置方便,壽命長等優(yōu)點(diǎn)。不足之處是對油液的污染敏感,濾油精度要求高,成本高等。軸向柱塞泵盤式軸向柱塞泵閥式軸向軸塞泵斜軸式軸向柱塞泵斜盤式軸向柱塞泵無鉸斜軸式軸向柱塞泵雙鉸斜軸式軸向柱塞泵前斜盤式軸向柱塞泵后斜盤式軸向柱塞泵圖1-2軸向柱塞泵分類軸向柱塞泵,依其配油方式有閥式和盤式之分,如上圖1-2所示。閥式軸向柱塞泵由于吸排油閥的滯后現(xiàn)象,限制了泵軸轉(zhuǎn)速不能高于1500r/min左右,再加上變量困難及閥式配油泵失去了液壓機(jī)械的可逆性(即不能換向或作液壓馬達(dá)使用,所以,閥式軸向柱塞泵主要用作32MPa以上的定量泵,而變量型液壓泵主要是盤式配油的軸向柱塞泵。斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵相比較 ,各有所長,如表1-1所示。斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū)動盤機(jī)構(gòu),使柱塞缸體不承受側(cè)向力 ,所以,缸體對配流盤的傾復(fù)的可能性小,有利于柱塞副與配油部位工作,另外,允許的傾角大(一般情況,作泵時(shí),βmax=25°;作液壓馬達(dá)時(shí),βmax=30°?？墒?結(jié)構(gòu)復(fù)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(shí)間往往受到限制,成本高。斜盤式軸向柱塞泵 ,由于配流盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對高速運(yùn)動副均采用了靜壓支承,省去了大容量止推軸承,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),從而使該型泵獲得了迅速發(fā)展,一些原來生產(chǎn)斜軸式軸向柱塞泵的廠家也先后發(fā)展了斜盤式軸向柱塞泵。目前斜盤式軸向柱塞泵的連續(xù)工作壓力多數(shù)在 21-35MPa之間,其峰值壓力為28-40MPa左右,轉(zhuǎn)速一般都在3000r/min以下,排量大都在300-500ml/r,近年來已發(fā)展到2336ml/r。斜盤式軸向柱塞泵,由于體積小,重量輕,變量機(jī)構(gòu)簡單,慣性小,幫適用于移動設(shè)備與自動控制系統(tǒng),如起重運(yùn)輸機(jī)械、礦山機(jī)械、機(jī)床與鍛壓冶金機(jī)械的液壓系統(tǒng)中。表1-1斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵特點(diǎn)比較型式斜盤式(盤式配流斜軸式結(jié)構(gòu)與加工結(jié)構(gòu)簡單,有后斜盤式與前斜盤式之分,高精度零件的數(shù)量少。結(jié)構(gòu)復(fù)雜,有鉸式與無鉸式兩種,高精度零件的數(shù)量多。變量方式改變斜盤傾角變量機(jī)構(gòu)簡單改變缸體傾角變量機(jī)機(jī)構(gòu)復(fù)雜軸承受力徑向力與軸向力均不大徑向力與軸向力均較大,體積與重量不大大理論排量qTml/r4-50050-1000工作壓力MPa21-35<21最高壓力MPa28-4035效率%85-9288-95斜盤式軸向柱塞泵,依其出軸方式可分為后斜盤式與前斜盤式兩種。斜盤位于泵軸后端的,稱為后斜盤式軸向柱塞泵 ,如圖1-3a所示;斜盤位于泵軸前端的,稱為前斜盤式軸向柱寒泵,如圖1-3b所示圖1-3a前斜盤式軸向柱塞泵,b后斜盤式軸向柱塞泵我們設(shè)計(jì)的

PVB45輕型軸向柱塞泵屬于前斜盤式軸向柱塞泵該泵從總體結(jié)構(gòu)上看可分為兩部分

:1.主體部分:該部分也稱為泵的工作部分 ,是整個(gè)結(jié)構(gòu)的核心部分,其他部分都是圍繞它進(jìn)行的2.變量部分:根據(jù)工作機(jī)的工況要求來控制斜盤的傾角 ,通過改變斜盤的傾角來改變泵的排量,進(jìn)而使泵的輸出壓力基本保持不變 ,以滿足工作機(jī)的要求。在設(shè)計(jì)查閱資料過程中我們知道 PVB型輕型軸向柱塞泵具有如下優(yōu)點(diǎn) :首先,在上面我們已經(jīng)提到PVB型輕型軸向柱塞泵是通軸式后斜盤軸向柱塞泵,而通軸式軸向柱塞泵其主軸穿過斜盤,且軸的兩端一般是用滾動軸承支撐,取消了非通軸式那種用支撐缸體的大軸承。這樣既改善了傳動軸的受力狀態(tài),有為提高軸承轉(zhuǎn)速創(chuàng)造了有利的條件。其次,變量機(jī)構(gòu)的活塞與傳動軸平行或接近平行,并作用于斜盤的外緣,因此有利于縮小泵的徑向尺寸,又可以減小變量機(jī)構(gòu)所需的操縱力。而且,它還具有非通軸式泵的一般特點(diǎn),即變量機(jī)構(gòu)布置方便,壽命長。但是,該P(yáng)VB型輕型軸向柱塞泵也具有通軸式軸向柱塞泵自身的缺點(diǎn) :首先,通軸式軸向柱塞泵由于兩端用軸承支撐,支撐點(diǎn)相距較遠(yuǎn),因此在傳動軸設(shè)計(jì)得很粗,這樣才不會導(dǎo)致軸因受力過大出現(xiàn)變形等剛度不合格的問題。然而軸設(shè)計(jì)的很粗必然是泵的徑向尺寸增大。其次,該類柱塞泵對油液的污染敏感,對濾油精度要求較高;此外由于該類泵發(fā)展較晚,工藝、結(jié)構(gòu)不如CY型泵成熟。但從發(fā)展趨勢來看,它是比較有前途的。本次設(shè)計(jì)的CY14-1型軸向柱塞泵要求我們采用要求采用手動伺服變量。1.2軸向柱塞泵的工作原理下面我們心手動伺服變量軸向柱塞泵為例說明斜盤式軸向柱塞泵的工作原理。如圖1-7a所示,泵軸11與缸體2為花鍵連接,驅(qū)動缸體旋轉(zhuǎn),使均布于缸體中的七個(gè)柱塞5繞軸軸線轉(zhuǎn)動,第個(gè)柱塞頭部有一滑靴 6。中心彈簧8通過內(nèi)套9、鋼球A、壓盤7將滑靴缸體旋轉(zhuǎn)時(shí),柱塞隨缸體轉(zhuǎn)動的同時(shí),相對缸體作往復(fù)運(yùn)動,完成吸排油的工作,油液通過油道a吸入式排出。中心彈簧8通過外套10將缸體壓緊于配流盤1上,起預(yù)密封作用,同時(shí)又是使柱塞回程的加力裝置。圖1-9斜盤式軸向柱塞泵的工作原理為了便于柱塞工作過程起見,將圖1-7a從下死點(diǎn)沿柱塞分布圓分布圓展開,如圖1-9所示。當(dāng)缸體沿圖示方向轉(zhuǎn)動時(shí),位于1處的柱塞既不向外也不向內(nèi)移動,此時(shí)柱塞窗口被配流盤的隔擋封閉。當(dāng)柱塞離開下死點(diǎn)時(shí),因中心加力裝置拖動而使柱塞相對缸體向外移動而使柱塞相對缸體的向外移動,使其底腔形成負(fù)壓,如圖1-9所示的2、3、4處,油液通過配流盤的配油窗口被吸到柱塞底腔內(nèi),這時(shí),柱塞處于吸入行程,該行程直至柱塞達(dá)到5處,即上死點(diǎn)為止。柱塞位于上死點(diǎn)的狀況和位于下死點(diǎn)一樣,也是既不向內(nèi)也不向外移動,相對移動速度為零,柱塞窗口也被配流盤的隔擋封閉。缸體繼續(xù)轉(zhuǎn)動,柱塞便離開上死點(diǎn),將被斜盤推壓而向缸內(nèi)移動,產(chǎn)生壓力,壓排油液,如圖1-9所示的6、7、8處,油液便通過配流盤的配油窗口排入壓力管路,這時(shí)柱塞處于壓排行程,該行程直至柱塞達(dá)到1處,即下死點(diǎn)為止。這些循環(huán)進(jìn)行就會使缸體均布有Z個(gè)柱塞的液壓泵連續(xù)不斷地吸入油液。假若斜盤傾角方向不變,只改變缸體的轉(zhuǎn)向,那么,由圖1-9所示可以看出,柱塞的吸入行程與壓排行程便互易過來,即吸入行程變成壓排行程,壓排行程變成吸入行程,因而,液壓泵的吸入口變成壓排口,壓排口變成了吸入口,使泵的流向發(fā)生改變。如果缸體轉(zhuǎn)向不變,改變斜盤傾角的方向,如圖1-9所示,使柱塞球頭中心沿斜盤滑動的軌跡變成虛線時(shí),柱塞的工作行程變發(fā)生互易,因而,液壓泵的流向亦轉(zhuǎn)換。一句話,對于盤式配油的斜盤式軸向柱塞泵而言,無論改變缸體轉(zhuǎn)向還是改變斜盤傾角方向,均可改變泵的流向。所述及的這種液壓泵是容積式的 ,所以,其流量取決于缸體的轉(zhuǎn)速成和泵的排量 ,亦即改變其中任一個(gè)可改變泵的流量。通常將排量可變的液壓泵稱為變量型液壓泵,而將排量不可變的稱為定量型液壓泵。變量型液壓泵的變量型式有 :手動、伺肥、壓力補(bǔ)償、恒壓、恒流量等多種型式,至于各種變量形式將在第五章詳述。圖1-7a所示的液壓泵為手動伺服變量形式,其變量調(diào)節(jié)過程如下:壓力油液由流道a經(jīng)過b、c并通過單向閥22流入變量殼體15的下腔d。當(dāng)拉桿14向下移動時(shí),打開上閥口,使下腔d內(nèi)的壓力油液經(jīng)過流道有流入上腔g。由于上腔的活塞面積大于下腔的活塞面積,因此,變量活塞16被推向下移動,直至伺服滑閥的上閥口關(guān)閉為止,流道e被截止。變量活塞始終跟隨伺服滑閥即拉桿移動,變量活塞的稱勸帶動銷18,使斜盤19繞鋼球A之中心轉(zhuǎn)動,改變斜盤傾角β,因而改變泵的排量,進(jìn)而改變泵的流量。當(dāng)拉桿14向上移動時(shí),拖動伺服滑閥上移,上閥口開啟,上腔g的壓力油液經(jīng)流道f卸出,因而變量活塞16的移動同樣使斜盤19改變其傾角β,但改變方向相反。由1-7a所示,這種變量機(jī)構(gòu)可以使斜盤的傾角在一定范圍內(nèi)無級調(diào)節(jié),因而,液壓泵的流量便可在正向最大排量和反向最大排量之間無級調(diào)節(jié)變量。這是一個(gè)很重要的優(yōu)點(diǎn)。1.3柱塞泵的結(jié)構(gòu)剖析斜盤式軸向柱塞泵,由于應(yīng)用日益廣泛,使人們關(guān)注這種泵,相繼做了不少改進(jìn)。1.從泵的殼體來講,后斜盤式軸向柱塞泵有兩體、三體和四體結(jié)構(gòu) ,分別如圖1-7和1-8所示;而后斜盤式有兩體和三體結(jié)構(gòu)。兩體結(jié)構(gòu)(即前述的整體泵殼結(jié)構(gòu)雖然件數(shù)少,誤差環(huán)節(jié)少,可是加工很難保證其粗度和光潔度的要求(軸承孔對配流盤座落平面的不垂直度,以及該平面的不平直度與光度等,而三體結(jié)構(gòu)(即前述的分段泵殼結(jié)構(gòu)雖比前者多一段,即多一個(gè)誤差環(huán)節(jié),但加工方便,容易保證上述粗度和光潔度要求 ,進(jìn)而達(dá)到性能要求的的精度和光潔度。至于后斜盤式軸向柱塞泵的四體結(jié)構(gòu),是為了縮小外廓尺寸,將轉(zhuǎn)子軸承的外座圈變成一段泵殼,這各結(jié)構(gòu)制造也很方便,可是其轉(zhuǎn)子軸承需自制或特制。目前多采用三體結(jié)構(gòu)的殼體。2.傳動軸即泵軸的結(jié)構(gòu),后斜盤式軸向柱塞泵的泵軸大部分是懸臂軸,有一段和兩段結(jié)構(gòu),分別如圖1-7和1-8所示,。兩段結(jié)構(gòu),其兩根軸間以花鍵連接,泵軸上的外負(fù)荷由兩個(gè)軸承支承,泵軸在工作時(shí)的變形不致影響到配油表面,另外,還可以提高泵軸承強(qiáng)度;一段結(jié)構(gòu)就沒有這兩優(yōu)點(diǎn),但可以是泵軸的結(jié)構(gòu)最簡單。除了上述的兩種形式之外,還有一種泵,將泵軸與缸體制成一體,使泵軸成兩端去承,以穩(wěn)定缸體運(yùn)轉(zhuǎn),但要求精度高,工藝性差。后斜盤式軸向柱塞泵的泵軸,因是懸臂軸,所以還需裝設(shè)一個(gè)轉(zhuǎn)子軸承,通常采用短圓柱滾子軸承,此外,還有采用特制短圓柱滾子軸承,滾針軸承與流體動力軸承。前斜盤式軸向柱塞泵和后斜盤式軸向柱塞泵采用了通軸結(jié)構(gòu),在軸的兩端設(shè)有軸承,提高了泵軸的剛性,缸體靠泵軸定位,省去了轉(zhuǎn)子軸承,不公有利于提高轉(zhuǎn)速,以滿足大流量的要求,而且還能在另一端設(shè)置輔助補(bǔ)油泵,適應(yīng)集成化的要求。通常,為了使前斜盤式的泵軸粗一些 ,前斜盤式軸向柱塞泵的柱塞分布圓半徑通常比后斜盤式的大一些,因而,柱數(shù)個(gè)數(shù)比后斜盤式的多(一般前者為Z=9,后者為Z=7,斜盤的傾角也要比后斜盤式的小一些(一般,前者βMAX=15°,后者βMAX=20°。3回程密封加力裝置有四種形式:(1.有一根或兩根中心彈簧借助壓盤使柱塞返回,使配油表面、滑靴副預(yù)密封;(2.每個(gè)柱塞由一根專用彈簧送回,同時(shí)對兩個(gè)表面起預(yù)密封壓緊作用;(3.利用具有最大恒定間隙的壓盤使柱塞返回;(4.以輔助補(bǔ)油泵的供油壓力使柱塞返回。常見的是第一種和第四種方式相結(jié)合,即是說,當(dāng)泵轉(zhuǎn)速成低,吸入管路阻力小,吸入高度低時(shí),可以靠中心彈簧使柱塞返回,吸入油液,有自吸能力,而當(dāng)轉(zhuǎn)速高、吸入管路阻力大時(shí),就需以一定的灌注壓力充入油液。在第一種回程方式中,有單彈簧結(jié)構(gòu)和雙彈簧結(jié)構(gòu)。前種結(jié)構(gòu)用不用一根彈簧既要滿足柱塞回程與滑靴預(yù)密封要求,又要滿足配油機(jī)構(gòu)的要求,這往往不盡合理,可是最簡單。而在圖1-8所示的中心加力裝置有兩根彈簧,一根解決柱塞與沒有靴的要求。一根以調(diào)節(jié)滿足配油機(jī)構(gòu)的要求,這樣便可以達(dá)到各取所需,安裝調(diào)整方便,但其銅制球頭常有研損,不如圖1-7中的鋼球好些。4.滑靴副,即滑靴與斜盤這對運(yùn)動副 ,磨損是較嚴(yán)重的,人們在改善其工作狀況方面做過一些工作。斜盤與滑靴滑動表面直接接觸的結(jié)構(gòu),是最簡單的結(jié)構(gòu),在設(shè)計(jì)方面力圖使之形成理想的靜壓支承,可是,總不能十分理想的解決,而在滑靴與斜盤平面之間增設(shè)了一個(gè)止推板,該止推板在工作過程中可以自行繞其軸線旋轉(zhuǎn),以調(diào)整磨損部位,使之磨損均勻,更重要的是便于維修。另一種結(jié)構(gòu),是將止推板與回程壓盤因定在一起,使滑靴夾在中間,這樣一來,止推板與壓盤一起轉(zhuǎn)動,滑靴只對止推板與壓盤有很小的相對運(yùn)動,而將滑靴相對斜盤的高速滑動面移到止推板與斜盤面之間,改善了這對運(yùn)動副的磨狀況。5.配油部位,是盤式配油的軸向柱塞泵的關(guān)鍵部位 ,人們?yōu)槭怪幱诹己玫墓ぷ鳡顩r作了大量的研究試驗(yàn)工作。在固定配油機(jī)構(gòu)中 ,泵軸與缸體的連接有靜連接與撓性連接兩種,前者要求制造精度高,但無法補(bǔ)償受力變形對配油表面的油膜的影響。6.斜盤式軸向柱塞泵的變量機(jī)構(gòu),依其對泵軸的關(guān)系分類,有平行、垂直和斜向等三種布置。后斜盤式軸向柱塞泵由于泵軸為懸臂軸,不穿過斜盤,所以,可以使變量機(jī)構(gòu)直接設(shè)置在泵的后端,與泵軸成垂直布置;而前斜盤式的軸向柱塞泵則不同于前者 ,為平行式斜向布置。此次設(shè)計(jì)的70SCY-14型斜盤式軸向柱塞泵為了便于加工制造,采用三體結(jié)構(gòu),傳動軸采用單段結(jié)構(gòu),回程密封加力裝置采用一根中心彈簧,變量機(jī)構(gòu)直接設(shè)置在泵的后端,與泵軸成垂直布置。柱塞的徑向載荷由缸體外圍的轉(zhuǎn)子軸承承受,使缸體的傾復(fù)力矩減至最小,保證配油表面均貼緊。這樣做的優(yōu)點(diǎn):一是徑向載荷由轉(zhuǎn)子軸承承受,泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩,故可以細(xì)些;二是因轉(zhuǎn)子軸承是大型軸承,功率可以大些。1.4柱塞泵的主要參數(shù)表1-2斜盤式軸向柱塞泵的主要設(shè)計(jì)參數(shù)工作壓力額定轉(zhuǎn)速排量31.5Mpa1500r/min70ml/r液壓泵的主要參數(shù),是其泵的理論單轉(zhuǎn)的理論排量(或稱為理論容積常數(shù)qT、工作轉(zhuǎn)速n,以及額定壓力PS與峰值壓力PSmax等。對于一個(gè)相似的泵群來說,泵內(nèi)的受力與外負(fù)壓力△P有關(guān),即泵的強(qiáng)度限制了泵的最高壓力,而運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的油液流速與滑動部分的滑動速度正比于nq1/3,所以,從滑動部分的強(qiáng)度與氣穴的角度,應(yīng)將nq1/3限定在某一許用值以下,即nmaxq1/3max≤Cp-(1式中nmax——泵軸的最高轉(zhuǎn)速,qTmax——泵的最大理論容積常數(shù),ml3/rcp——許用值如下:標(biāo)準(zhǔn)級(r/min(ml3/r1/3無預(yù)壓的液壓泵(工業(yè)用5400預(yù)壓0.5Mpa的液壓泵(工業(yè)用9100預(yù)壓0.8Mpa的液壓泵(車輛用14400高級預(yù)壓0.5Mpa的液壓泵(工業(yè)用11400航空機(jī)用9100對于一般工業(yè)用的液壓泵 ,如果沒有告訴泵的排量,而通常泵以異步交流電動機(jī)和內(nèi)燃機(jī)拖動,轉(zhuǎn)速是已知的。這樣可以計(jì)算出粗略的理論容積常數(shù)常數(shù)為 qtmax=Q/ηml3/r上式中Q—按使用要求的流量折算到泵軸為1000rpm時(shí)的,該流量最好圓整為R5數(shù)系中的數(shù)值。η—容積效率,粗算時(shí)取為0.9~0.95當(dāng)理論容積常數(shù)qtmax后,便可根據(jù)下式確定柱塞直徑之概略值3max370(11.097qdz≈=≈(1-2按照表1-3推薦的數(shù)值進(jìn)行圓整,取22dmm=上式中Z——柱塞個(gè)數(shù),對于所述及的泵,一般為奇數(shù),Z=5,7,9??。從后面的分析我們可知,奇數(shù)柱塞的流量不均勻系數(shù)要小于相鄰偶數(shù)柱塞的流量脈動系數(shù),且Z越大,流量脈動系數(shù)越小。這里我們?nèi)?Z=。由上式(1-2計(jì)算所得出的數(shù)值要圓整為液壓元件用柱塞、滑閥和活塞桿外徑系列參數(shù)(JB826-66中的數(shù)值,下面列出液壓泵中的柱塞直徑數(shù)值。如表 1-3所示。表1-3液壓元件用柱塞、滑閥和活塞桿外徑系列參數(shù) (JB826-66mm8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、(30、32、35、40、45、50、55??注:括號內(nèi)的數(shù)值就盡量避免使用,如超出本系列范圍,就按GB321-64“優(yōu)先數(shù)和優(yōu)先數(shù)系”R10、R20數(shù)系選取。柱塞軸線的在缸體中的分布圓半徑R,也是一個(gè)重要的參數(shù),其概略值可按下式來確定。max70mmqz=≈(1-3由上式求出的數(shù)值圓整到 0.005mm,這是根據(jù)實(shí)際取R=37mm。選定諸參數(shù)以后,便可按下式核算欲設(shè)計(jì)的液壓泵的理論排量 :2maxTmax2d2RZtanq=4222377tan20=471.69/mlr πβπ?????? ≈(1-4實(shí)際中要求理論排量為 70ml/r,故符合設(shè)計(jì)要求。 上式中βma——斜盤的最大傾角,增大斜盤傾角可增加排量 ,但不能任意增大,它受到以下條件限制:1.傾角增大后,液壓力引力的徑向力要增大 ,導(dǎo)致軸套負(fù)荷的加重,使結(jié)構(gòu)尺寸加大;2.傾角過大,使流量和斜盤傾角之間的線形關(guān)系變差 ;3.傾角過大,使柱塞行程變長,柱塞整個(gè)長度也要加長,否則運(yùn)動中可能會引起卡住現(xiàn)象。4.傾角過大時(shí),柱塞頭部、頸部與滑靴窩邊會相碰。一般取15°~20°,在本此設(shè)計(jì)過和中我們?nèi)ax20β=。額定壓力PS與峰值大壓力PSmax。液壓泵的額定壓力,是指液壓泵在額定轉(zhuǎn)速、額定流量的條件下連續(xù)長時(shí)間工作的最高壓力。液壓泵的各個(gè)運(yùn)動副與軸承等均是按額定壓力進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算。亦即在額定轉(zhuǎn)速、額定流量與額定壓力下保證液壓泵設(shè)計(jì)壽命。峰值壓力(或稱最高壓力PSMAX,,是表征液壓泵的短時(shí)超載能力。該壓力主要是由液壓泵的強(qiáng)度限定的,一般是額定壓力的1.25~1.4倍左右,但也有高達(dá)1.9倍的,也有低到1.1倍的。第二章運(yùn)動分析2.1運(yùn)動學(xué)斜盤式軸向柱塞泵,在工作時(shí)其柱塞和滑靴作兩個(gè)主運(yùn)動:一個(gè)是沿缸體軸線的相對缸體的往復(fù)移動;一個(gè)是與缸體一起旋轉(zhuǎn)。圖2-1柱塞滑靴的運(yùn)動分析圖如圖2-1所示,當(dāng)柱塞由對缸體為最大外伸位置轉(zhuǎn)至 ?角時(shí),柱塞球頭中心即A點(diǎn)移至B點(diǎn)。柱塞沿缸體軸線的相對(缸體位移為SP,由直角三角形可以得:SP=BC=ACtanβ-(21上式中,β——斜盤的傾角(如圖2-1。由圖2-1可以得出,AC=AF=AO-FO=R-FO,再由直角三角形CFO得FO=COcoscosFOCOβ=。將上述關(guān)系代入式(2-1,經(jīng)整理得2PS=Rtan(1cosβ?-(2-2上式中,R——柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑 ,?——缸體的轉(zhuǎn)角,t?ω=(ω——缸體的角速度,t——時(shí)間。柱塞的行ph,等于柱塞對缸體的最大與最小的外伸量之差,亦即由0?=轉(zhuǎn)至?π=的相對位移量,由式(2-2可得2tanphR β-3=柱(2塞的相對(缸體的移動速度VP,由相對位移SP對時(shí)間t求導(dǎo),可得tansinPpdSvRdt ωβ?==(2-4其平均相對速度為01222601151tan20151346.69/npmeanpvvdnRnmms?ππππ=???????=ωRtanβ=tan β=tan β=371500=(2-5柱寒的相對加速度為 pα,由相對速度pv對時(shí)間t求導(dǎo),得到:tanpdvRdt?=2pα=ωβcos-6(2滑靴除了與柱塞一起相對缸體往復(fù)運(yùn)行及隨缸體旋轉(zhuǎn)之外 ,還與柱塞頭一起沿斜盤平面作平面運(yùn)動。下面討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面的運(yùn)動狀況 :22dmm=7Z=圖2-2滑靴與柱塞球頭中心沿斜盤平面的運(yùn)動分析圖如圖2-2所示,滑靴與柱塞球頭中心A之絕對運(yùn)動軌跡的參數(shù)方程為:sinXR?=;sincosRy?β=由上式我們可以得知,此運(yùn)動軌跡為一橢圓,其長軸與短軸分別為:cosRa=;b=R;如為變量型液壓泵,最其最大長軸為:maxcosRa=maxβ(2-7圖2-3橢圓的運(yùn)動軌跡滑靴由于沿斜盤平面作橢圓運(yùn)動 ,所以在與壓盤一起繞 Z軸旋轉(zhuǎn)時(shí)作徑向移動,其位移量:2D=-ερ-8(237Rmm=max20β=上式中ρ——滑靴球心(即滑靴與柱塞球頭中心運(yùn)動軌跡的向徑 ,22222cossincosxy??β+=+ρ=-(290D——為壓盤滑靴頸部的也分布圓直徑 ,對常取:0max1(1cosDabR β=+=+max-10(2將式(2-9、(2-10代入到式(2-8可以得到:20max22maxcos1cos(sin2cos2cosDR?β?ββ-=++=-ερ-(211分析上式可得,當(dāng)β=0或者maxββ=及0?=、2π、π、32π、2π時(shí),ε的絕對值取到最大。即:maxmaxmax1cos(2cosR -=ββε(2-12向徑β與橢圓長半軸之夾角(即與y軸的夾角為tancostanxyθβ?==所以,arctan(costan =(2θβ?-13因此,滑靴球心繞O點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)角速度為22coscoscossddt θβω?β?==+2sin(2-14由上式我們可以得到,當(dāng)2π?=、32π??時(shí),s ω取到最大值,其值為:maxmaxcoss ωωβ=(2-15而當(dāng)0?=、π??時(shí),s ω取到最小值,其值為:maxmaxcoss ωωβ-16=由(2結(jié)構(gòu)可以知道,滑靴球心繞O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 ,其平均角速度等于缸體的角速度 ,即:smeanωω=順便指出,柱塞與滑靴除了上述的相對運(yùn)動與牽連運(yùn)動以外,還可能由摩擦而產(chǎn)生的繞其自身軸線的轉(zhuǎn)動,這無論對于均勻磨損還是改善潤滑都是有益的。2.2流量及其脈動容積式液壓機(jī)械的理論流量,是其工作執(zhí)行元件在單位時(shí)間內(nèi)形成的幾何容積。對于此次設(shè)計(jì)的斜盤式軸向柱塞泵,一個(gè)柱塞的理論流量為:2P'v4iqdπ=上式中,d——為柱塞直徑;vP——柱塞相對缸體的移動速度 ,即式(2-4。將式2-4代入上式我們可以得到第一個(gè)柱塞的瞬時(shí)理論流量為 :220'Rtansin4qd πωβ?=(2-17此次設(shè)計(jì)的斜盤式軸向柱塞泵有 7個(gè)柱塞均布于圓周,柱塞間的角距為251.427π==α,以所,以下各個(gè)柱塞的瞬時(shí)理論流量分別為 :221'Rtansin4qd πωβ?α=+(222'Rtansin24qd πωβ?α=+(223'Rtansin34qdπωβ?α=+((2-18??1346.69/pmeanvmms=22'Rtansin4iqdi πωβ?α=+(有7個(gè)柱塞有i=(z 1/2±個(gè)柱塞同時(shí)工作,因此,i就等于(z±1/2-1=3或4,即i?απ+?！芄蔬@里i=4。那么,液壓泵的瞬時(shí)理論流量為 :0120'''''itiiiQqqqqq==+++= ∑??將式2-18代入可以,整理可以得到:20cos(24'tan8sin(4itiiQqdR αα?πωβα=-±==∑(2-19上式中“±”——當(dāng)02α?≤≤,取“+”;當(dāng)2α?α≤≤,取“—”式2-19表明液壓泵的瞬時(shí)理論排量Qt是缸體轉(zhuǎn)角φ的函數(shù),其變化如圖2-4所示。圖2-4輸油率脈動曲線由式(2-20和圖2-4可以看出,液壓泵的理論變量是以 2π=為轉(zhuǎn)角進(jìn)行周期變化的,其脈動頻率將為30QZnfHz=上式中,n——泵軸的轉(zhuǎn)速。當(dāng)z為奇數(shù)時(shí),液壓泵的瞬時(shí)理論排量為 Qt在0?=、2α、α??時(shí)為最小值,而在4α?=、34α?xí)r為最大值。2mintancos84tQdR παωβ=(2-202maxtancsc84tQdR παωβ=(2-21液壓泵的平均理論流量為 Qtmean可由式2-19在其變化周期內(nèi)積分求平均值得:22m022cos(4tancos84sin4tan472.237tan20150024/604=1936.998ml/steanQdRdzdR αα?παωβ?αωβ-==????????=(2-22流量脈動率maxminq=tttmeanQQQ-δ以下式來定義,將式(2-20、(2-21、(2-22代入上式,經(jīng)整理便可求得液壓泵的流量脈動率為 :221cos2tan(8sin2q=tan24tan4zdRzzzzdR ππωβππβπωβ-=δ(2-23當(dāng)z為偶數(shù)時(shí),上述關(guān)系將在為簡化,Qt在0?=、α??為最小;而在0?=、2α、32α??時(shí)為最大值。經(jīng)過變換可以得到 :q=tan2zZππσβ(2-24由此可以得到斜面盤式軸向柱塞泵的流量脈動率只有與柱塞的個(gè)數(shù)Z有關(guān),其值如下表所示:表2-1Z567891011 δq%4.9813.92.537.81.535.01.02上式所列數(shù)據(jù)表明,Z為偶數(shù)時(shí)的δq比其相鄰近的奇數(shù)都大,這就是柱塞個(gè)數(shù)應(yīng)選取奇數(shù)的根據(jù)所在 ,通常Z選取為5、7和9。泵的瞬時(shí)流量是一周期脈動函數(shù) ,由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免地存在有液阻,流量的脈動必然要引起壓力脈動。這些脈動嚴(yán)重影響了輸出流量品質(zhì),使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定,當(dāng)泵的脈動頻率與液壓油柱及管路或附件固有頻率相接近時(shí),就產(chǎn)生了諧振的條件,諧振時(shí)壓力脈動可能很高,這時(shí)系統(tǒng)的構(gòu)件有極大的潛在破壞性。在一些極端的情況下,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、壓力脈動在管路或附件中激勵(lì)起高頻率的機(jī)械振動將引起導(dǎo)致管路及安裝構(gòu)件破壞的應(yīng)力。液壓泵的供油管路,一般都是最容易受到破壞的部位。以上,對飛機(jī)液壓系統(tǒng)尤為重要。在設(shè)計(jì)液壓泵和液壓系統(tǒng)中,要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動,避免引起諧振。對于壓力脈動的幅值,在標(biāo)準(zhǔn)中有嚴(yán)格的規(guī)定:在任何情況下,壓力脈動均不超過壓力的±10%。實(shí)際上±10%的指標(biāo)還是偏大,但由于制造工藝上的原因,壓力脈動的指標(biāo)還不能定得嚴(yán)格,但降低泵的壓力脈動無疑是今后液壓發(fā)展的一種趨勢。第三章受力分析液壓泵將原動機(jī)傳遞的轉(zhuǎn)矩,通過其內(nèi)各部件傳遞,變換以流體壓力能傳輸出去,本章將著重討論斜盤式軸向柱塞泵的主要零部件的受力情況,為第四章各主要零部件的設(shè)計(jì)奠定理論基礎(chǔ)。3.1柱塞與滑靴的受力柱塞有兩種工作過程:吸入行程和壓排行程,其受力狀況是不同的,下面將分述兩個(gè)工作過程:.吸入行程,即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過壓盤和滑靴拖動,向缸外移動,使其底腔形成負(fù)壓吸入吸排油液的過程。所以,中心加力彈簧力FS必須克服下述諸力:柱塞(包括滑靴的總慣性力∑Fi;柱塞吸入油液所需的總吸入力∑F1;柱寒(位于吸入行程的總摩擦力∑F3;滑靴去撐面所需的密封力∑F2;克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力∑F4。中心加力彈簧須滿足下式 :FS≥1.15[∑Fi+∑F1+∑F2+∑F3+∑-1F4](3柱塞(包括滑靴的總慣性力∑Fi單個(gè)柱塞(包括滑靴所受的移動慣性力為Fi=mpsαpi(3-2上式中,mps——柱塞與滑靴的總質(zhì)量,這里可以先概略的計(jì)算出柱塞與滑靴的總質(zhì)量。22ps1122m(41.2(0.202kdldlKgππ=-??? -??=ρ=上式中k——質(zhì)量系數(shù),查手冊可得,k=1.2;d——柱塞直徑,由式(1-2可知d=22mm;d1——柱塞空腔直徑,d1=10mm;l1——為柱塞空腔長度,l1=51mm;ρ——柱塞和滑靴的所選材料密度 ,取ρ=7.9g/cm3將.式(2-6代入式(3-2計(jì)算可得,iFpsm ωβ?α=2Rtancos(+i-3因(3此所有吸入和壓排油腔相通的柱塞的總慣性力為:iFpsm σ??αα?α?=∑2Rtanβ[cos+cos(+2++cos(-+cos(2-+]上式中當(dāng)0?=、2α、α??等時(shí),亦即??αα?α?ε=cos+cos(+2++cos(-+cos(2-+達(dá)到最大值時(shí),∑Fi達(dá)到最大值,則上式可以寫成下述形式 :imax2F215000.202(tan2060151.022psmNεωβπ=????? =∑2(Rtan=2.25(3-3上式中ε——是與柱塞個(gè)數(shù)z有關(guān)的系數(shù),其值如下表所示:表3-1z579111315 ε1.622.252.883.514.154.78如下圖3-1所示,z=7時(shí)的柱塞的慣性力 Fi以及總慣性力∑Fi同缸體轉(zhuǎn)角φ的變化關(guān)系。m=1936.998ml/steanQ圖3-1慣性力Fi與∑Fi同缸體轉(zhuǎn)角?的變化曲線柱塞吸入油液所需的總吸入力為:21F=4vdp π(3-4上式中Pv——液壓泵吸入管路中的真空度 ,計(jì)算時(shí)可取令Pv=0.05MPa。如假定和吸入油腔相通的柱塞個(gè)數(shù)為 (z+1/2,則其總吸入力為:2ππ?=??? =∑272 (3-5滑靴去承面所需的總密封力 ∑F2為了使滑靴去承面不漏氣 ,需加力保證其密封,一個(gè)滑靴去承面所需的的密封力為:2cos320.085cos20464.24SANβπ=??? =2kF ζ=(3-6上式中,As——一個(gè)滑靴支承面的面積 ,264dπ?sA=,其中d6=32mm;ζk——支承表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓 ,依經(jīng)驗(yàn),計(jì)算是可取令ζk=0.08~0.1MPa,這里我們?nèi)?.85MPa。與吸入油腔相通的(z+1/2個(gè)柱塞滑靴所需的總密封力為 :21cos2SZFA β+=kζ=256.95N-7(3同時(shí),還應(yīng)當(dāng)保證缸體端面與配油盤間的密封性 ,所需的總密封力為:2vpFA=∑kζ-8(3上式中,Avp——配流盤與缸體相接觸的表面積 ,2222220656541322222222((((180134(604612(60464(4124(37271806950.97vpARRZRRbRRRRmm?ππππππ=-+-+---=-+?-?+--??-=取ζk=0.085MPa。代入式3-8可得=?=∑k=11061.40計(jì)算中心加力彈簧裝置時(shí) ,就滿足式(3-7、(3-8中的最大值。這里取∑F2=829.61N。柱塞位于吸入行程時(shí)的摩擦力 ∑F32312max1(tan2psZFfFmR βω-+=+9∑(3上式中,f1——柱塞與其缸孔之間的滑動摩擦系數(shù) ,此次設(shè)計(jì)的柱塞泵柱塞采用18CrMnTiA,而缸體的材料為ZQA19-4。查手冊可知,鋼對表銅的滑動摩擦系數(shù)為 0.12;2312max21(tan271215000.12[76.03tan200.202(0.037]260101.80psZFfFmRNβωπ+=++??=??? +?=∑ 克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的力矩 ∑F4如第二章所述,滑靴沿斜盤平面作橢圓運(yùn)動 ,其離心慣性力為2ssm ρω=0F-10(3上式中,ms——滑靴的質(zhì)量,4smkdCKg ππρ==???? =;ρ——滑靴重心的運(yùn)動向徑,由式(2-9得222cossincos??β=+ρ; ωs——滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度,由式(2-14得22coscoscoss β???=+2sin。圖3-2滑靴部位由圖3-2可知,滑靴因離心慣性力引起翻轉(zhuǎn)力矩為:20000ssMFeme ρω==上式中e0——滑靴重心至柱塞球頭中心的距離,。要想克服此力矩,須通過壓盤加一力矩Ma,使得:Ma≥M0上式中Ma——為附加力矩,64'cos2adFM β=。所以,2640'cos2ssdFme ρωβ≥由前述可知,當(dāng)3,22ππ?=時(shí),ssvωρ=為最大值,向徑ρ為最小值,s取ω得最大值為maxmaxcoss=ωωβ,這樣一來,2s ρω便為最大值。于是便有:2046max2Re'cossmFd ωβ≥-11(3克服(z+1/2個(gè)柱塞翻轉(zhuǎn)所需的總推壓力為 :2046max2Re(160(710.03cos2049.22smFzdNωβπ≥+???? =+?=在以上的計(jì)算中,上述諸式中的泵軸角速度均以欲要求的自吸角速度代入。由以上的分析可知 :≥++++=++++=∑∑∑∑∑sF二.壓排行程,即柱塞因缸體拖動,再由斜盤經(jīng)滑靴推壓而壓排油液的過程。柱塞與缸孔間的配合間隙,一般為0.01~0.05mm,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于柱塞的直徑d及其含接長度2l。所以,假定無間隙滑動是可行的。再假定滑動摩擦對其接觸比壓的分布無影響;滑靴與球頭之間無相對轉(zhuǎn)動,柱塞與缸孔壁的接觸長度為:224(3llLll-+1L=+2(L--(3-12224(3llLll-+2L=-2(L-+(3-13并且,各支反力的合力N1和N2的作用點(diǎn)分別距接觸邊緣為L/4和L2/4,如圖3-3所示。imaxF151.02N=∑(圖3-3柱塞受力分析圖滑靴與斜盤之間的摩擦力 'F,在據(jù)點(diǎn)述及的問題中,假定'F與力F5和F6在一個(gè)平面內(nèi),其值為:5'FfF=(3-14上式中,f——滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù) ,考慮到起動等因素,f=0.008~0.08;5——斜盤經(jīng)滑靴對柱塞的作用力。225631.53226959.674cos4cos20pFdN ππβ==?=缸孔對柱塞的摩擦力 1'F和2'F,其值為:111212''FfNFfN==(3-15上式中1f——缸孔對柱塞的摩擦系數(shù),青銅對鋼,一般取為10.12f=(有油潤滑的情況。工作阻力6F為:1F76.027=N64.24=2F N26max22'4tan'4sisspssFdpFFdpmF ππωβ=++=(3-16上式中,sp——液壓泵的額定輸出壓力,此次設(shè)計(jì)的柱塞泵的額定壓力為31.5MPa;maxiF——單個(gè)柱塞滑靴的最大移動慣性力 ,令式(3-2中的cos(i?α+=1,即2maxtanipsLmR ωβ=;'sF——一個(gè)柱塞的回程彈簧力,中心加力裝置的情況,'ssFFz=,在每個(gè)柱塞專用一根回程彈簧的情況 :'[tan(1cos]sssFCxR =+-(sCβ?為彈簧的剛度,sx為彈簧的預(yù)壓縮量將上述各項(xiàng)的值代入式(3-16可以得;26max2222'4tan'4215001388.92ππωβπ=++=++??=??+??+=處于壓排行程的上述諸力應(yīng)滿足下述力學(xué)平衡方程 :5216cos'''cos0FFFFF----≥ββ(3-17512sin'cos0FFNNββ-18+++=(3211221''(2('02244sLLddFFNLlNLFl-+-+--+=(3-19將式(3-13、(3-14代入上述方程組,得:511126(cossin0FffNfNF ----≥(ββ320-5112(cossin0FfNNββ++-=(3-21212111511(2(04242sLLNLlfdNLfdflF-+----+=(3-22由式(3-21、(3-22聯(lián)立可解得3101.80FN=∑211521[(2(sincos]342sLNLlfdfflFl ββ=-++-++(3-23121521[((sincos]342sLNLfdfflFl--++(3-24ββ=再將式(3-22、(3-23代入式(3-20,略去sfl(因?yàn)閟fl較小,解得615(sincos(sincosFfffCF --+(3-ββββ≤25上式左端FF=≈上式右端,fffCββββ--+=-?-?+??=由上面的計(jì)算我們可以得知 ,0.6686<0.7125,即(3-25成立。上式中C——結(jié)構(gòu)系數(shù),其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機(jī)械力學(xué)可知,為了保證柱塞可靠工作,就C、f和1f有一個(gè)最大的傾角maxβ。其值為:121221[2(]34fdLCLLlll=-+--(3-26考慮到實(shí)際情況,為了簡化計(jì)算,可取210LL-≈,這樣,式(3-25中的系數(shù)C可以簡化為下式,142[1]322fdLCll=--(3-27C是一個(gè)結(jié)構(gòu)系數(shù),其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機(jī)械力學(xué)可知,為了保證柱塞可靠工作,就C、f和1f有一個(gè)最大的傾角maxβ。如圖3-4所示:449.22FN=1027.61N=sF圖3-4傾角β與結(jié)構(gòu)參數(shù)C的關(guān)系曲線通常,斜盤的傾角maxβ取為1820,由圖3-4我們可以得知10.59fCf+ 因≈,而C=4.5(令10.05,0.12ff==,則最小含接長度與柱塞長度之比2lL,最好要大于0.46,而實(shí)際上lL==>,否則會降低機(jī)械效率,增加柱塞的卡塞危險(xiǎn)性。3.2缸體受力缸體由泵軸拖動,借助斜盤、滑靴及中心裝置驅(qū)動柱塞,實(shí)現(xiàn)吸排油液,其受力較復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一,是配油面,從運(yùn)轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點(diǎn),希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸,其間形成油膜。對于配流表面間,要想實(shí)現(xiàn)上述要求,缸體在運(yùn)轉(zhuǎn)過程應(yīng)與配流盤表面保持平行,即不歪斜而平衡。為此,作用于缸體的諸力必須滿足下述力平衡方程。如圖 3-5圖3-5缸體受力分析圖0YF=∑(3-270zF=∑(3-280XM=∑(3-290YM=∑(3-30(由于諸力均垂直于 X軸,故0XF=∑自然平衡,至于0zM=∑,不影響配流表面在討論上述方程之前,先逐一討論一下缸體所承受的各個(gè)力。缸體在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中承受著下述諸力:斜盤的推壓力F5;轉(zhuǎn)子軸承的支反力 F7;中心加力彈簧的彈簧國Fs;配流盤與缸體之間壓力場的支承力Fz,以及輔助支承力F8z等。在討論時(shí),我們?nèi)镺點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)的直角坐標(biāo)系,如圖3-5所示,假定力沿坐標(biāo)軸正向?yàn)檎?力矩以右旋為下,X軸正負(fù)分別為排油邊和吸油邊,亦即假定流盤為零重迭的。斜盤的推壓力F5在討論缸體受力時(shí),摩擦力與慣性力較之工作阻力小得多 ,為了簡化問題,略去不計(jì),這樣,由式(3-16和式(3-25我們可知,254cosipFd πβ=(3-30式中p——柱塞缸內(nèi)的壓力,或?yàn)榕懦鰤毫p,或?yàn)槲脒厜毫?p。該力可沿Y、Z軸線分解為兩個(gè)分量:5yiF和5ziF,力5ziF通過柱塞526959.67FN=底腔油液將缸體壓向配流盤 ,與壓排窗口相通的每個(gè)柱塞的 5ziF為25242231.5411974.18zisFdpNππ==??=(3-31與吸入窗口相通的柱塞的 5'ziF為2502'4ππ==??=(3-32而5ziF和5'ziF由圖3-5可以得出55tan11974.18tan204358.25yiziFFN ?=55''tanβ==190.07tan2069.18yiziFFNβ=?=?=(3-33由第二章我們可以得知,奇數(shù)個(gè)柱塞的流量脈小,通常z=5、7、9等,為了討論方便起見,假定液壓泵的柱塞個(gè)數(shù)為z=2m+1(式中m為正整數(shù)。由于z=7,m=3液壓泵的工作情情況是:當(dāng)02α?≤≤時(shí),有m+1個(gè)柱塞壓排窗口相通,有m個(gè)與吸入窗口相通;當(dāng)2α?α≤≤時(shí),有m個(gè)柱塞壓排窗口相通,有m+1個(gè)與吸入窗口相通。其中 ,α為柱塞的角距,2zπα=;?——為缸體的轉(zhuǎn)角,取一個(gè)柱塞缸中心與 Y軸線一致時(shí)為起點(diǎn)。這樣一來,5ziF的總推壓力為:當(dāng)02α?≤≤時(shí)617156.64FN=(3-25成立,符合設(shè)計(jì)要求。225022(144448466.92zisFmdpmdpNππππ=++=?+?=∑(3-34當(dāng)2α?α≤≤時(shí),225022(144436682.81zisFmdpmdpNππππ=++=?+?=∑(3-35由上式我們可以看出,5ziF 這∑兩種狀態(tài)在缸體每轉(zhuǎn) 2α角交替重復(fù)。F5對X軸的力矩5'XM為當(dāng)02α?≤≤時(shí)55001501550'[tancos(]'[tancos(]cos('cos(mXYiizYiimmmZiZiiiMFLRiFLRiFRiFRi β?αβ-=+===?α-+++++?α?α=-+-+∑∑∑∑將(3-31、(3-32、(3-33、(3-34和(3-35代入上式,整理得22500220'tan[(1]44sin(4(1tan(8sin4XssMLmdpdmpdRpp ππβαπ?βα=-++-++-(3-36上式中,L0——滑靴球鉸中心中性面至缸配流表面的距離。 同時(shí),當(dāng)2α?α≤≤時(shí)22500220'tan[((1]44sin(4(1tan(8sin4XssMLmdpmdpdRpp ππβαπ?βα=-++-++-(3-37F5對Y軸的力矩M5Y為當(dāng)02α?≤≤時(shí)15550120'sin('sin(]3cos(4(8sin4mzXziYiiimsMFRiFRidRpp?α?απ?αα-==+=+++-=-∑∑(3-38當(dāng)2α?α≤≤時(shí)115550120'sin('sin(3cos(4(8sin4mzXziYiiimsMFRiFRidRpp?α?απ?αα--==+=+++-=-∑∑(3-39缸體與配流盤之間壓力場的支承力及其力矩缸體與配流盤之間的壓力場區(qū)域 ,如圖3-5所示,由于缸體的柱塞窗口使其不限于配流窗口,而有所擴(kuò)展。若相鄰柱塞缸體窗口間的隔擋非常小,并假定Φs和Φ0分別為配流表面的向壓側(cè)與低壓側(cè)的壓力分布范圍,'α為柱塞缸體窗口的開角,則當(dāng)02α?≤≤時(shí),02'3402.92,72(1'(31402.027smradmrad πφααπφαα? =+=+≈=-+=-?+≈(3-40當(dāng)2α?α≤≤時(shí),02(1'(31402.02,72'3402.927smradmrad πφααπφαα=-+=-?+≈=+=?+≈(3-41如所周知,油液通過兩平行圓板之間隙成放射流動時(shí) ,任一點(diǎn)的壓力按對數(shù)衰減,就所述及的情形,當(dāng)假定泄油槽的壓力為零時(shí) ,如圖3-6所示,在12RrR ≤≤區(qū)域1121lnlnlnlnrRpRR-=式中R1、R2——內(nèi)密封帶的半徑,P——配油窗口的壓力,或?yàn)閜s,或?yàn)閜0;在23RrR≤≤區(qū)域,p2=p;在34RrR ≤≤區(qū)域,3143lnlnlnlnrRpRR-=-R3、R4——外密封帶的半徑.壓力場的總支承力為:222243210042311((4lnlnZssRRRRFppRRRR --=--+(3φφ-42當(dāng)02α?≤≤時(shí)2222432100423122221((4lnln40458.39ZssRRRRFppRRRRNφφ--=--+--=--?+?≈-當(dāng)2α?α≤≤時(shí)511974.18ziFN=5'190.07ziFN=54358.25yiFN=5'69.18yiFN=2222432100423122221((29319.57ZssRRRRFppRRRRNφφ--=--+--=--?+?≈-輔助支承的支承力 8∑用于配流機(jī)構(gòu)中的輔助支承有多種 ,下面討論的輔助支承均是對稱的 ,所以,其支承力8∑均沿Z軸線方向,對X、Y軸的力矩亦均為零?，F(xiàn)在討論缸體的力平衡方程如圖3-5所示,沿Y軸就滿足式(3-26,即57[]0YYIFFF=-=∑∑755[]tan[]YiziFFF ∴==∑∑β(3-43繞Y軸之力矩平衡方程應(yīng)為:58[]0ZZizsZFFFFF=++-=∑∑(3-4485[]zYizsFFFF∴=++∑(3-45當(dāng)02α?≤≤時(shí)755[]tan[]48466.92tan2017640.52YiziFFFN∴===?≈∑∑βFFFFNN∴=++=-+=∑當(dāng)2α?α≤≤時(shí)755[]tan[]36682.18tan2013351.22YiziFFFN∴===?β≈∑∑FFFFN∴=++=-+=∑548466.92ziFN=∑536682.81ziFN=∑3.3斜盤受力斜盤是形成和改變工作工作容積的主要部位,改變斜盤傾角便可以改變液壓泵的流量和流向,在工作過程中,斜盤要承受下述諸力,由工作陰力產(chǎn)生的并經(jīng)過滑靴推壓斜盤的力5'F;中心加力彈簧裝置的彈簧力sF;斜盤支承的支反力 9F、9'F,還有調(diào)節(jié)力10F等。如下圖3-8所示,圖3-8斜盤的受力分析圖滑靴推壓斜盤的力5'F,是由工作阻力產(chǎn)生的,其值與前述5F大小相等,方向相反,并且垂直于余盤平面,垂直于支承軸線,其值為2555''cos4cosziiiFdpFFπββ===-46(3式中p——柱塞底腔的壓力,或?yàn)閟p,或?yàn)?p。諸5'iF之合力為5'iF ∑當(dāng),02α?≤≤時(shí),255021'[(1]4cos221πβ==++?=+?+?≈∑∑當(dāng)2α?α≤≤時(shí),255021'[(1]4cos221[331.5(310.5]4cos2039037.03iisdFFmpmpNπβ==++?=?++?≈∑∑5'iF∑的合力作用點(diǎn)為 X坐標(biāo)為5'yiMxF=∑∑由于''ADAD=(如上圖所示,故55['sin(]'iiFRixF?α+=∑∑斜盤滑動支承的支反力 9F和9'F(如上圖所示,由力矩平衡方程式求得;49541'22cosisLxFFFLβ-47+=+∑(349541''22cosisLxFFFL -=β+∑(3-48其中,4L——斜盤支承跨度之半,如圖3-7所示,457.5Lmm=;由上兩式比較我們可以看出,99'FF>,亦即壓排側(cè)的支承力大,這就是所求的支反力。將 x代入上兩式,再求平均值,得229004221((16cos4cos2cos22722371sssdZdRFppppFLNππβββ=++-????=++-+????≈(3-4902α?≤≤3.4泵軸受力泵軸是支承缸體并拖動其轉(zhuǎn)動的零件。 泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率理論轉(zhuǎn)矩

ZTM,乃是不計(jì)摩擦的驅(qū)動泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動的力矩

,換言之,為克服柱塞工作壓力的轉(zhuǎn)矩

ZiM

∑所需的力矩

,即ZTZiMM= ∑(3-50圖3-8柱塞與斜盤之間的關(guān)系由上圖我們可以看出,一個(gè)柱塞的反作用力 F5i對缸體的Z軸之轉(zhuǎn)矩將為5tansin(ziziMFR β?α=+而254zidFp π=,因2tansin(4zidMpRπβ?α=+從而可得,當(dāng)02α?≤≤時(shí),20tancos(4(8sin4ZTZisdRMMpp απβ?α-==-∑(3-51當(dāng)2α?α≤≤時(shí),40458.39ZFN≈-2α?α≤≤29319.57ZFN≈-02α?≤≤717640.52FN ≈89036.14zFN=2α?α≤≤203tancos(4(8sin4ZTZisdRMMpp απβ?α-==-∑(3-52由上式我們可以看出,理論轉(zhuǎn)矩ZTM是與5YiM∑的變化完全一樣的形式變化的。平均理論轉(zhuǎn)矩ZTmeanM,可按下式計(jì)算22345.37TZTmeanqpMNmππ??-==≈(3-53上式中,Tq——泵的理論排量;0sppp?=-——泵的壓排側(cè)與吸入側(cè)的壓力 ,MPa。這樣,理論功率為NPpQkw=-=-?≈(3-54式中,TmeanQ——平均分分鐘理論流量,1936.993/TmeanQmls=后斜盤式軸向柱塞泵的受力,后斜盤式軸向柱塞泵,其缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支承 ,另外,為了保證配油機(jī)構(gòu)有良好的運(yùn)轉(zhuǎn)條件 ,泵軸出端又不允許以具有徑向力的傳動連接方式連接,所以,這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩,拖動缸體轉(zhuǎn)動,受力最簡單。泵軸為了拖動缸體工作,除了要克服缸體柱塞輸出壓力為sp的壓力油液所需的理論轉(zhuǎn)矩ZTmeanM外,還要克服和工作運(yùn)動副的摩擦力矩:配油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩1M?;柱塞與缸體之間的摩擦力矩2M?;滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩 3M?;缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩4M?;軸承的摩擦力矩5M?;與工作壓力、轉(zhuǎn)速無關(guān)的不變阻力 6M?等。對于設(shè)計(jì)計(jì)算,泵軸所轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩可取為713351.22FN ≈88390.22zFN≈435.37ZmMMNmη==≈-(353上式中,mη——泵的機(jī)構(gòu)效率,可取為0.90。02α?≤≤5'51577.42iFN≈∑2α?α≤≤5'39037.03iFN≈∑931269.86meanFN≈第四章主要部位設(shè)計(jì) 此次設(shè)計(jì)的液壓泵中,直接影響液壓泵工作性能的部位有 :柱塞副、滑靴副、配油部位、轉(zhuǎn)子及其軸承、斜盤機(jī)構(gòu)和泵軸等。本單將著重對這些進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核。4.1柱塞副柱塞的設(shè)計(jì)柱塞的直徑d,不僅是柱塞的主要參數(shù),而且是液壓機(jī)械的主要參數(shù),該參數(shù)要由即定的流量等因素決定,一般都在35mm以下,否則,會使其移動慣性力和離心慣性力過大,進(jìn)而降低其機(jī)械效率與吸入能力。柱塞的長度L及其含接長度2l,如前所述,2lL之比值無論是防止柱塞卡死 ,使之工作可靠的角度,還是從柱塞與缸孔接觸強(qiáng)度角度,均希望越大越好。但過大會使液壓泵的軸向尺寸過大。圖4-1柱塞與滑靴一般地,先按經(jīng)驗(yàn)取定:1.最小外伸長度2.柱塞行程2tan237tan2026.93phRmm ??β===,圓整到27phmm=;3.最小含接長度2(1.52ld=,這里我們?nèi)?.8,即。4.這樣一來,柱塞的長度將為:min239.64.42771apLlhlmm=++=++=5.柱塞的球頭直徑 此次設(shè)計(jì)中取系數(shù)為 0.72,故將其進(jìn)行圓整取為 216dmm=。6.結(jié)構(gòu)參數(shù)C的校核:由式(3-26我們可以得:142[1]fdLCll=--??=--??≈而≈,現(xiàn)由圖3-4中曲線我們可以查得最大傾角 max24β=符,合此次設(shè)計(jì)要求。7.假定柱塞的最小外伸長度較之其長度可以略去不計(jì) ,那么,柱塞的最大外伸長度便為柱塞的行程 ph,在任一位置的外伸長度將會 :0ppHhS=-(4-1將式(2-2、(2-3代入可以得到:0tan(1cosHR=+β?(4-28.柱塞的阻尼孔長度的確定;一般根據(jù)經(jīng)驗(yàn),通常取(0.52kdmm=。因?yàn)榛ピO(shè)計(jì)采取剩余壓緊力方法進(jìn)行設(shè)計(jì),阻尼孔將不其任何阻尼作用,故柱塞的陰尼孔的長度將盡量取大一些。考慮到后面的滑靴的設(shè)計(jì)計(jì)算,此處我們?nèi)?.7kdmm=。9.柱塞的空腔的尺寸 1d和1l,是為了減小柱塞的質(zhì)量,進(jìn)而減少移動慣性力而設(shè)置的,在選定1d和1l要盡量考慮到柱塞的強(qiáng)度。這里我們設(shè)計(jì)時(shí)選取 110dmm=和150lmm=。345.37ZTmeanMNm≈60.05TNkw≈10.柱塞表面上開有環(huán)形均壓槽 ,起均衡側(cè)向力、改善潤滑條件和儲存污物及起密封作用。環(huán)槽的尺寸,一般取為深度寬度為間距(210mm。同時(shí),柱塞圓柱表面與諸端面不得倒圓 ,不然可能會發(fā)生污物楔入 ,以致研損柱塞副。11.柱塞副的間隙,這是容積式液壓泵極其重要的參數(shù)。間隙過大 ,將會導(dǎo)致社會容積效率降低,損失過大而發(fā)熱