軸向柱塞泵設(shè)計(jì)

1、10SCY手動(dòng)變量柱塞泵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)第1 章 緒論隨著中國(guó)綜合國(guó)力的增強(qiáng),中國(guó)經(jīng)濟(jì)也得到了飛速發(fā)展,在紛繁復(fù)雜的國(guó)際環(huán)景中發(fā)展并不容易,很多關(guān)鍵技術(shù)受到國(guó)外封鎖,而液壓系統(tǒng)也是其中一項(xiàng),很多國(guó)內(nèi)知名企業(yè)如三一重工,中聯(lián)重科都還在進(jìn)口國(guó)外液壓成套系統(tǒng),很大一部分利潤(rùn)被分走。工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展，對(duì)液壓元件的需求也越來(lái)越廣。而作為液壓傳動(dòng)系統(tǒng)不可或缺的液壓泵就顯得尤為重要了。只有在結(jié)構(gòu)和技術(shù)上不斷的開(kāi)拓創(chuàng)新，我國(guó)軸向柱塞泵技術(shù)和產(chǎn)品一定可以上一個(gè)新臺(tái)階,我相信,隨著國(guó)力的增強(qiáng),國(guó)家對(duì)自我創(chuàng)新力和研發(fā)力度加大,中國(guó)的液壓技術(shù)水平會(huì)越來(lái)越強(qiáng),在關(guān)鍵技術(shù)上也會(huì)得到更大的突破,擺脫國(guó)外技術(shù)封鎖,讓國(guó)內(nèi)的液壓技術(shù)

2、走在世界前列。1.1選題的背景及意義 軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中重要的動(dòng)力元件和執(zhí)行元件，廣泛地應(yīng)用在工業(yè)液壓和行走液壓領(lǐng)域，是現(xiàn)代液壓元件中使用最廣的液壓元件之一。軸向柱塞泵是利用與傳動(dòng)軸平行的柱塞在柱塞孔內(nèi)往復(fù)運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的容積變化來(lái)進(jìn)行工作的。軸向柱塞泵的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻性好，噪聲低，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，工作壓力高，效率高，并易于實(shí)現(xiàn)變量。此外，由于軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對(duì)制造工藝、材料的要求非常高，因此它又是技術(shù)含量很高的液壓元件之一。 隨著高科技的發(fā)展，現(xiàn)在機(jī)械對(duì)小型化、高效率的要求越來(lái)越高，而液壓傳動(dòng)，隨著現(xiàn)在加工工藝、信息化的發(fā)展，其缺點(diǎn)也越來(lái)越完善，而泵是液壓傳動(dòng)

3、的核心。1.2軸向柱塞泵概述 柱塞泵是液壓系統(tǒng)中重要的動(dòng)力元件和執(zhí)行元件，廣泛地應(yīng)用在工業(yè)和農(nóng)業(yè)機(jī)械。柱塞式液壓泵是依靠若干個(gè)柱塞在缸體柱塞孔內(nèi)做往復(fù)遠(yuǎn)動(dòng)使密閉工作容積發(fā)生變化來(lái)實(shí)現(xiàn)吸油和壓油的。由于密閉工作容積是由缸體中若干個(gè)柱塞和缸體內(nèi)柱塞孔構(gòu)成，且柱塞和缸體內(nèi)柱塞孔都是圓柱表面，其加工精度容易保證，它具有重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、密封性好、工作壓力高，在高壓下仍能保持較高的容積率和總效率，SCY14柱塞泵的工作壓力可以達(dá)到32MPa，容易實(shí)現(xiàn)變量等優(yōu)點(diǎn)；其缺點(diǎn)是對(duì)液壓工作介質(zhì)的污染較敏感、濾油精度要求高、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、加工精度、日常維護(hù)要求比較高、價(jià)格比較便貴。而柱塞泵分為軸向和徑向。 1.3軸向柱

4、塞泵研究現(xiàn)況 我國(guó)現(xiàn)在在液壓傳動(dòng)的發(fā)展起步晚，但是，隨著我國(guó)工業(yè)化的崛起，我們國(guó)家液壓傳動(dòng)得到一定的發(fā)展，但是小型化和高壓、高速的液壓泵需要進(jìn)一步發(fā)展，我們國(guó)家自仿造德國(guó)設(shè)計(jì)了CY14系列柱塞泵，而柱塞泵在大型機(jī)械應(yīng)用廣泛，其穩(wěn)定性和噪音等這些需要進(jìn)一步改進(jìn)，在工業(yè)化發(fā)展的過(guò)程中，我們國(guó)家應(yīng)該重視基礎(chǔ)科學(xué)研究，從而提出更科學(xué)的泵的設(shè)計(jì)方案和原理。1.4直軸式軸向柱塞泵的工作原理 柱塞泵是液壓系統(tǒng)的一個(gè)重要裝置。它依靠柱塞在缸體中往復(fù)運(yùn)動(dòng)，使密封工作容腔的容積發(fā)生變化來(lái)實(shí)現(xiàn)吸油、壓油。柱塞泵具有額定壓力高、結(jié)構(gòu)緊湊、效率高和流量調(diào)節(jié)方便等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于高壓、大流量和流量需要調(diào)節(jié)的場(chǎng)合，諸如液

5、壓機(jī)、工程機(jī)械和船舶中。柱塞泵是往復(fù)泵的一種，屬于體積泵，其柱塞靠泵軸的偏心轉(zhuǎn)動(dòng)驅(qū)動(dòng)，往復(fù)運(yùn)動(dòng)，其吸入和排出閥都是單向閥。當(dāng)柱塞外拉時(shí)，工作室內(nèi)壓力降低，出口閥關(guān)閉，低于進(jìn)口壓力時(shí)，進(jìn)口閥打開(kāi)，液體進(jìn)入；柱塞內(nèi)推時(shí)，工作室壓力升高，進(jìn)口閥關(guān)閉，高于出口壓力時(shí)，出口閥打開(kāi)，液體排出。當(dāng)傳動(dòng)軸帶動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)時(shí)，斜盤(pán)將柱塞從缸體中拉出或推回，完成吸排油過(guò)程。柱塞與缸孔組成的工作容腔中的油液通過(guò)配油盤(pán)分別與泵的吸、排油腔相通。變量機(jī)構(gòu)用來(lái)改變斜盤(pán)的傾角，通過(guò)調(diào)節(jié)斜盤(pán)的傾角可改變泵的排量。1-斜盤(pán) 2-回程盤(pán) 3-滑靴 4-柱塞 5-缸體 6-配油盤(pán) 7-傳動(dòng)軸圖1-1 直軸式軸向柱塞泵工作原理第2章 總

6、體設(shè)計(jì)與分析2.1主要性能參數(shù)分析10SCY14-1B手動(dòng)變量軸向柱塞泵參數(shù)如下：最大工作壓力 公稱(chēng)排量 額定流量 =15L/min最大流量 額定轉(zhuǎn)速 n=1500r/min2.1.1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 =10ml不計(jì)容積損失時(shí)，泵的理論流量為=0.011500=15(L)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）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： 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

7、符合要求。 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 =15-0.5=14.5（ml/min）式中為柱塞泵泄漏流量。泵容積效率定義與之比，即 =軸向柱塞泵容積效率一般為=0.940.98，故符合要求。2.1.2扭矩與機(jī)械效率不計(jì)摩擦損失時(shí)，泵的理論扭矩為 =式中為泵吸排油腔壓力差?？紤]摩擦損失時(shí)，實(shí)際輸出扭矩為=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2.1.3功率與效率不計(jì)各種損失時(shí)，泵的理論功率=泵實(shí)際的輸入功率為 = 泵實(shí)際的輸出功率為 =定義泵的總效率為輸出功率與

8、輸入功率之比，即 = 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=0.850.9,上式滿足要求。2.2柱塞運(yùn)動(dòng)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)直線運(yùn)動(dòng)。即分析柱塞和缸體間的運(yùn)動(dòng)學(xué)關(guān)系。2.2.1柱塞行程S圖2.1是一般帶滑靴的軸向柱塞運(yùn)動(dòng)分析圖。以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為，分析任一旋轉(zhuǎn)角a時(shí)的運(yùn)動(dòng)關(guān)系。（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)圖2.1 柱塞運(yùn)動(dòng)分析 所以柱塞行程S為 當(dāng)時(shí)，可得最大行程為 2.2.2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 當(dāng)及時(shí)，可得最大運(yùn)動(dòng)速度為 式中為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 。2.2

9、.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 當(dāng)及時(shí)，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度為 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2.3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 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 極角 滑靴在斜盤(pán)平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度為 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 當(dāng)時(shí)，最?。ㄔ陂L(zhǎng)軸位置）為 由結(jié)構(gòu)可知，滑靴平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 第3章 主

10、要零部件設(shè)計(jì)3.1柱塞設(shè)計(jì)3.1.1柱塞結(jié)構(gòu)型式的選擇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：點(diǎn)接觸式柱塞、線接觸式柱塞、帶滑靴的柱塞。這三種形式的柱塞分別如圖2-1(a)、（b）、（c）所示，由于點(diǎn)接觸的接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易破壞，不能承受過(guò)高的載荷，壽命較低，現(xiàn)在已經(jīng)很少用到，而線接觸有一點(diǎn)的潤(rùn)滑能力，同時(shí)可以承受一定的載荷，但是SCY14是高壓泵，承載載荷大，所以不適用，故選擇帶帶滑靴的柱塞。圖2-1 柱塞結(jié)構(gòu)型式目前柱塞大多采用空心結(jié)構(gòu)減小慣性力的同時(shí)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?？招闹麅?nèi)還可以安

11、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，要考慮液體可壓縮性能的影響，泵容積效率會(huì)因?yàn)闊o(wú)效容積而降低，從而泵的壓力脈動(dòng)增加，影響調(diào)節(jié)過(guò)程的動(dòng)態(tài)品質(zhì)。綜上，本設(shè)計(jì)選用圖2-1（c）所示的型式。3.1.2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2-1所示。表2-1柱塞結(jié)構(gòu)參數(shù)Z7911m3.13.94.5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

12、式得柱塞直徑為 （2-1） 式中 斜盤(pán)最大傾角，取=20對(duì)計(jì)算出的結(jié)果進(jìn)行圓整，并查按相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)取=22mm。柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即 （2-2）2）柱塞名義長(zhǎng)度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?。?這里取 。因此，柱塞名義長(zhǎng)度應(yīng)滿足： 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)度常取： 這里取。3）柱塞球頭直徑按經(jīng)驗(yàn)常取，如圖2-2所示。圖2-2柱塞尺寸圖這里取柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，以便柱塞在排油結(jié)束后柱塞的柱塞處能完全進(jìn)入柱塞腔，習(xí)慣取，此

13、處取。4）柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中為了存儲(chǔ)贓物和均衡側(cè)向力改善潤(rùn)滑條件常常在柱塞表面開(kāi)環(huán)行均壓槽。均壓槽的尺寸一般?。荷頷=0.30.7mm；間距t=210mm。這里取。3.1.3 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 （2-3）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 （2-4） 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為 （2-5） 上面的式子中間的許可比壓許可比功、許可速度的值，應(yīng)該以摩擦副材料而定，可參照下表2-

14、1。表2-1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/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨鑄鐵10518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。3.2滑靴設(shè)計(jì)高壓柱塞在目前泵普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)。這樣可以使滑靴的接觸形式為面接觸很大程度減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞和滑靴的開(kāi)有中心孔，使高壓油經(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。由于油液在斜盤(pán)表面形成薄油，很大程度與上減少了相對(duì)運(yùn)動(dòng)件間的摩阻

15、。但是中心孔不起節(jié)流作用，因?yàn)榛ピO(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法。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 （2-6）設(shè)剩余壓緊力，則壓緊系數(shù) ，這里取0.1?；チζ胶夥匠淌郊礊?用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0.0080.01mm左右?；バ孤┝可伲莘e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)。3.2.1滑靴的結(jié)構(gòu)型式的選擇滑靴結(jié)構(gòu)有如圖2-3所示的3種型式。圖2-3滑靴結(jié)構(gòu)型式圖2-3（a）所示為普通型，靜壓油池

16、較大，但是由于加工表面精度原因，其實(shí)際支持面可能較小，可以形成封油帶。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。圖2-3（b）所示滑靴增加了內(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2-3（c）所示的滑靴不僅有輔助支承面，而且在支承面上開(kāi)設(shè)阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼使其共同形成液阻。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。經(jīng)比較，本設(shè)計(jì)采用圖2-3（a）所示的結(jié)構(gòu)型式。3.2.2滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)圖2-4 滑靴外徑的確定看滑靴的布局，應(yīng)該在斜盤(pán)的投影面面上，即斜盤(pán)傾角時(shí)，滑靴之間的間隙為s，如圖2-4。1）滑靴外徑： （2-7）一般取s=0.21，這里取0.2。2

17、）油池直徑 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定，這里取0.8. 3）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）=0.81.5=1.0mm 3.3配油盤(pán)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。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。3.3.1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)。3.3.2配油盤(pán)主要尺寸確定圖2-5 配油盤(pán)主要尺寸1）配油窗尺寸配油窗口

18、分布圓直徑D取配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時(shí)，取 為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足 滿足要求。式中 泵理論流量； 配油窗面積，； 許用吸入流速，=23m/s。由此可得 =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 （2-8）聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤(pán)封油帶尺寸： 3.3.3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4-9中的

19、。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為式中 輔助支承面通油槽總面積；且：（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 （2-9）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 平均切線速度，=。 根據(jù)資料取。3.4缸體設(shè)計(jì)下面通過(guò)計(jì)算確定缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸2.4.1通油孔分布圓和面積圖2-6 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 式中為配油盤(pán)配油窗口內(nèi)外半徑。 通油孔面積

20、近似計(jì)算如下（如圖2-6所示）。 式中 通油孔長(zhǎng)度，；通油孔寬度，；3.4.2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2-7），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。圖2-7缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 （2-10）式中 筒外徑，且=100mm。 缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)ZQAL94：=600800缸體剛度也按厚壁筒校驗(yàn)，其變形量為 = （2-11）式中 E缸體材料彈性系數(shù)； 材料波桑系數(shù)，對(duì)剛質(zhì)材料=0.230.30，青銅=0.320.35； 允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取，青銅則取；符合要求。3.4.3缸體高度H從圖2

21、-7中可確定缸體高度H為 式中 柱塞最短留孔長(zhǎng)度； 柱塞最大行程； 為便于研磨加工，留有的退刀槽長(zhǎng)度，盡量取短； 缸體厚度，一般=（0.40.6），這里取0.5=11。3.5柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結(jié)構(gòu)，其作用是在吸油過(guò)程中幫助把柱塞從柱塞腔中提伸出來(lái)，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤(pán)有良好的貼合。固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。它的特點(diǎn)是在滑靴頸部裝一回程盤(pán)2，如圖2-8，并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)在斜盤(pán)上。當(dāng)滑靴下表面與回程盤(pán)貼緊時(shí)，應(yīng)保證滑靴上表面與斜盤(pán)墊板3之間有一固定間隙，并可調(diào)?；爻瘫P(pán)是一平面圓盤(pán)，如圖2-8所示。盤(pán)上為滑靴安裝孔徑，為滑靴安裝孔分布圓直徑。這兩個(gè)尺

22、寸是回程盤(pán)的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計(jì)不好會(huì)使滑靴頸部及肩部嚴(yán)重磨損。下面主要研究這兩個(gè)尺寸的確定方法。圖2-8 回程盤(pán)結(jié)構(gòu)尺寸如前所述，滑靴在斜盤(pán)平面上運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓，橢圓的兩軸是短軸 長(zhǎng)軸 和的選擇應(yīng)保證泵工作時(shí)滑靴不與回程盤(pán)發(fā)生干涉為原則。因此，取橢圓長(zhǎng)短軸的平均值較合理，即 從圖2-8中可以看出回程盤(pán)上安裝孔中心O與長(zhǎng)短軸端點(diǎn)A或B的最大偏心距相等，且為，因而 （2-12） 為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤(pán)干涉，回程盤(pán)的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大。同時(shí)，考慮到加工安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴徑部之間保留有適當(dāng)間隙J。這樣安裝孔的直徑為 式中 滑靴頸部直徑； 間隙，一般取=0.51mm

23、。3.6變量機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)軸向柱塞泵是通過(guò)變量機(jī)構(gòu)改變直軸泵斜盤(pán)傾斜角或斜軸泵擺缸擺動(dòng)角，以改變輸出流量的方向和大小。按照變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)可分為機(jī)械式、液壓伺服機(jī)構(gòu)式、液壓缸式，如圖2-9。按照性能參數(shù)還可分為恒功率式、恒壓式、恒流量式等。 圖2-9變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)以上各種型式的變量機(jī)構(gòu)常常組合使用。例如，圖2-9(a)所示，手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)采用杠桿或采用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠，帶動(dòng)斜盤(pán)改變傾斜角，如果用可逆電機(jī)旋轉(zhuǎn)絲杠可實(shí)現(xiàn)電動(dòng)變量。圖2-9(b)所示，在伺服閥C端用手輪或杠桿輸入一位移量，稱(chēng)手動(dòng)伺服變量式；若以電機(jī)或液壓裝置輸入位移量時(shí)，則稱(chēng)電動(dòng)或液動(dòng)伺服變量式；如果輸入的控制信號(hào)量使得泵輸出的功率為常值，則構(gòu)成了壓

24、力補(bǔ)償變量式。再如圖2-9(c)中，用帶有電磁閥的外液壓源控制，可成為遠(yuǎn)程液控變量式；如果用伺服閥控制變量缸，并使泵出口壓力為恒值，可成為恒壓變量型式。由此可知，變量的型式是多種多樣的，下面介紹其中最常用的幾種變量機(jī)構(gòu)。并予以比較選擇。3.6.1手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)是一種最簡(jiǎn)單的變量機(jī)構(gòu)，適用于不經(jīng)常變量的液壓系統(tǒng)。變量時(shí)用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母直線運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)斜盤(pán)改變傾斜角實(shí)現(xiàn)變量。手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原理圖及變量特性如圖2-10所示。圖2-10手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原理及特征 圖中表明手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)雙向變量。流量Q的方向和大小與變量機(jī)構(gòu)行程y成正比。3.6.2手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)該機(jī)構(gòu)用機(jī)械方式通過(guò)

25、伺服閥帶動(dòng)變量缸改變斜盤(pán)傾角實(shí)現(xiàn)變量。手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)的原理圖和變量特性如圖2-11所示。圖2-11手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)圖中伺服變量機(jī)構(gòu)由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成?？刂崎y的閥套與變量活塞桿相連，變量缸的缸體與泵體相連。當(dāng)控制閥處于中位時(shí)，斜盤(pán)穩(wěn)定在一定的位置上。變量時(shí)，若控制閥C端向左移動(dòng)，油路1和2連通，變量缸AB兩腔都是泵出口壓力。由于B腔面積大于A腔，變量活塞在液壓力作用下向右移動(dòng)，推動(dòng)斜盤(pán)傾斜角減小，流量隨之減少。與此同時(shí)，由于閥套與活塞桿相連，閥套也向右移動(dòng)逐步關(guān)閉油路l和2，于是斜盤(pán)穩(wěn)定在新的位置上。反之，控制閥向右移動(dòng)時(shí)，油路2和3連通，變量缸B腔與回油路接通，變量活塞在A腔液壓力

26、作用下向左移動(dòng)，使斜盤(pán)傾角增大，流量也增大。同理，由于控制閥閥套的反饋移動(dòng)，使斜盤(pán)穩(wěn)定在新的位置。這種利用機(jī)械位置反饋的伺服變量機(jī)構(gòu)減少了變量控制力，大大提高了變量的性能和精度。變量信號(hào)輸入可以是手動(dòng)，也可以是電動(dòng)。如用外液壓源可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程無(wú)級(jí)變量。因此，這種變量型式廣泛用于頻繁變速的行定車(chē)輛、工程機(jī)械、機(jī)床等許多液壓系統(tǒng)中。3.6.3恒功率變量機(jī)構(gòu)恒功率變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)泵出口壓力調(diào)節(jié)輸出流量，使泵輸出流量與壓力的乘積近似保持不變，即原動(dòng)機(jī)輸出功率大致保持恒定。變量機(jī)構(gòu)原理如圖10-3(a)所示。圖中恒功率變量機(jī)構(gòu)仍由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成。與手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)不同的是控制閥C端由彈簧預(yù)壓調(diào)定，

27、D端用控制油路接通泵出口管路。利用液壓力與彈簧力平衡的關(guān)系控制變量活塞，改變斜盤(pán)傾角。工作原理與手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)類(lèi)似。 為使泵功率為一恒值，理論上，泵出口壓力與輸出流量應(yīng)保持雙曲線關(guān)系，如圖5-4所示。但是，實(shí)際泵的變量機(jī)構(gòu)都是采用彈簧來(lái)控制的。因此，只能用一段折線(一根彈簧)或二段折錢(qián)(二根彈簧)來(lái)近似替代雙曲線。圖2-11（a）所示的變量特性就是采用內(nèi)外雙彈簧和機(jī)械限位裝置控制的恒功率變量特性。3.6.4恒流量變量機(jī)構(gòu)恒流量變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)裝于泵出口主油路中的節(jié)流閥兩側(cè)的壓力差調(diào)節(jié)輸出流量，保持流量為一恒值。變量機(jī)構(gòu)原理及變量特性如圖2-12所示。圖2-12恒流量變量機(jī)構(gòu)原理及特征圖中恒流量

28、變量機(jī)構(gòu)由帶有節(jié)流閥的雙邊控制閥(恒流量閥)和差動(dòng)變量缸組成?？刂崎yC端預(yù)壓彈簧調(diào)定后，節(jié)流閥兩側(cè)壓力差在控制閥閥芯上產(chǎn)生的液壓力與彈簧力相平衡，閥芯處于中垃，斜盤(pán)傾角固定在某一角度，泵輸出流量為調(diào)定值。當(dāng)泵轉(zhuǎn)速增加時(shí)，輸出流量也相應(yīng)增加。由于節(jié)流器面積不變，則節(jié)流器兩端壓力差增大，推動(dòng)控制閥閥芯左移，帶動(dòng)變量活塞左移，斜盤(pán)傾角減小，流量城少，直至恢復(fù)到調(diào)定值。此時(shí)，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤(pán)傾角穩(wěn)定，泵輸出流量為恒定值。反之，當(dāng)泵轉(zhuǎn)速減小后，輸出流量減少。類(lèi)似的分析可知，斜盤(pán)傾角會(huì)增加，流量也隨之增加，仍保持為一恒定值。恒流量變星泵用于對(duì)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)要求速度恒定的設(shè)備中。

29、例如，機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)械等液壓系統(tǒng)。但是恒流量變量泵恒定流星的精度不高，誤差較大，這也限制了它的應(yīng)用。綜合比較以上幾種變量機(jī)構(gòu)，本設(shè)計(jì)選擇手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)。第4章 主要零件受力分析與校核4.1柱塞受力分析與校核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。下面來(lái)分析一下柱塞泵排油的受力情況，而吸油情況在回程盤(pán)中另行分析，圖5-1是帶有滑靴的柱塞受力分析簡(jiǎn)圖。圖5-1 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(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力為 （5-1）式中 泵最大工作壓力。4.1.2柱塞慣性

30、力柱塞在缸體作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力表達(dá)方式為： （5-2）式中為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。慣性力與加速度a的矢量方向相反，其力的大小按缸體旋轉(zhuǎn)角a的余弦值規(guī)律變化。當(dāng)和時(shí)，慣性力最大值為 （5-3）4.1.3離心反力是徑向力，其表達(dá)式和計(jì)算結(jié)果如下： （5-4）4.1.4斜盤(pán)反力 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 （5-5）軸向力P等于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。4.1.5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

31、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)直線分布的應(yīng)力。4.1.6摩擦力和柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為 （5-6）式中 為摩擦系數(shù)，常取=0.050.12，這里取0.1。 分析柱塞受力，取柱塞處于上死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí)，N和可得： (5-7)式中 柱塞最小接觸長(zhǎng)度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=，這里取=44mm； 柱塞名義長(zhǎng)度，由經(jīng)驗(yàn)=，這里??； 柱塞重心至球心距離，=-根據(jù)相似原理有 （5-8）又有 所以 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 （5-9）將式代入可得 （5-10） 將以上兩式代入可得 （5-11）

32、式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)，且 （5-12）4.2滑靴受力分析與校核目前高壓柱塞泵普遍已經(jīng)采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤(pán)得接觸面、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。液壓泵工作時(shí)，作用于滑靴上有一組方向相反的作用力。下面對(duì)這組力進(jìn)行分析。圖5-4 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布圖5-4為滑靴結(jié)構(gòu)與分離力，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為： （5-18）若，則 （

33、5-19）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 （5-20）若，則 （5-21）由上式，封油帶上壓力變化規(guī)律是壓力隨半徑減小而呈對(duì)數(shù)規(guī)律增加。封油帶上總的分離力可通過(guò)積分求得。如圖4-4，取微環(huán)面，則封油帶分離力為 （5-22）油池靜壓分離力為 總分離力為 （5-23）4.2.2分離力分離力就是滑靴所受壓緊力，其產(chǎn)生主要原因是柱塞底部受到液壓力引起的，表示為： （5-24）4.2.3力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 即 （5-25）將上式代入式中，得泄漏量為 =3 L/min （5-26）除了以上主要力的作用之外，滑靴上還有其他的力，但是對(duì)柱塞泵工作影響

34、較小，本處忽略不計(jì)，比如有滑靴的離心力、滑靴與斜盤(pán)的摩擦力、鉸鏈的摩擦力，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加重了摩擦力，從而破壞油封。在設(shè)計(jì)時(shí)，可酌情考慮這些因素。4.3配油盤(pán)受力分析與校核雖然不同種類(lèi)軸向柱塞泵所配套的配油盤(pán)尺寸或者加工有差別，但是其基本的用途和本身基本構(gòu)造是相同。圖5-7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)之間作有一對(duì)相互作用力；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-輔助支撐面 2-外封油帶 3-內(nèi)封油帶 4-吸油窗 5-過(guò)渡區(qū) 6-減震槽 7-排油窗圖5-7配油盤(pán)基本構(gòu)造4.3.1壓緊力壓

35、緊力是缸體受到軸向的作用力，并通過(guò)缸體作用到配油盤(pán)上，其產(chǎn)生原因是處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)階上。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 （5-29）當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為 （5-30）平均壓緊力為 4.3.2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)液壓泵，缸體旋轉(zhuǎn)在過(guò)程中，每一瞬時(shí)參加排和吸油的柱塞數(shù)量和所處的位置不同。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5-8所示。圖5-8封油帶實(shí)際包角的變化當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 平均有

36、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)，其壓力大小是在封油帶上任意半徑的積分，則外封油帶上的分離力為（）。 （5-32） =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 （5-33）3)排油窗分離力 （5-34）配油盤(pán)總分離力 結(jié) 論一般來(lái)說(shuō),由于各類(lèi)液壓泵各自突出的特點(diǎn),其結(jié)構(gòu)功用和運(yùn)轉(zhuǎn)方式各不相同,因此應(yīng)根據(jù)不同的使用場(chǎng)合選擇合適的液壓泵。一般在機(jī)床液壓系統(tǒng)中，往往選用雙作用葉片泵和限壓式變量葉片泵;而在筑路機(jī)械港口機(jī)械以及小型工程機(jī)械中，往往選擇抗污染能力比較強(qiáng)的齒輪泵；在負(fù)

37、載大功率大的場(chǎng)合往往選擇柱塞泵。本文通過(guò)對(duì)10SCY直軸式軸向柱塞泵的機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)，主要結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì)以及柱塞、滑履、缸體、斜盤(pán)等主要部件的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析、強(qiáng)度校核。在油泵工作時(shí)，對(duì)柱塞和滑履進(jìn)行運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析；同時(shí)對(duì)柱塞泵進(jìn)行了流量及流量脈動(dòng)率分析。該泵的特點(diǎn)是：(1) 在柱塞頭部加滑靴，改點(diǎn)接觸為面接觸，并為液體摩擦。(2) 將分散布置在柱塞底部的彈簧改為集中彈簧，并通過(guò)壓盤(pán)使柱塞緊貼斜盤(pán)。(3) 將傳動(dòng)軸改為半軸，懸臂端通過(guò)缸體外大軸承支承。 由于采用上述這些結(jié)構(gòu)措施，使得泵的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，使用和維護(hù)要求都較高。而且缸體外大軸承不宜用于高速，使它的流量提高比較困難，參考文獻(xiàn)1 李培滋王占林主編.飛機(jī)液壓傳動(dòng)與伺服控制（上冊(cè)）M.國(guó)防工業(yè)出版社.19892 曾祥榮葉文柄吳沛容編著.液壓傳動(dòng)M.國(guó)防工業(yè)出版社.19803 何存興主編.液壓元件M.機(jī)械工業(yè)出版社.19824 張赤誠(chéng)等編.液壓傳動(dòng)M.地質(zhì)出版社.