軸向柱塞泵說(shuō)明書(shū)

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1、軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 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)于降低液壓系統(tǒng)的能耗、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。 本次設(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)，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)型式等也進(jìn)行了分析和設(shè)計(jì)，還包括它們的受力分析與計(jì)算。同時(shí)缸體的材料選用以及校核也很關(guān)鍵，本文對(duì)變量機(jī)構(gòu)分類(lèi)型式也進(jìn)行了分析，最后利用Solidworks制圖軟件繪制零件圖與組裝成裝配圖,并進(jìn)行干涉檢驗(yàn)，無(wú)誤后出圖。本文對(duì)柱塞泵今后的發(fā)展也

2、進(jìn)行了展望。 關(guān)鍵詞：軸向，柱塞泵，設(shè)計(jì)計(jì)算，Solidworks DESIGN OF AXIAL PISTON PUMP ABSTRACT Hydraulic pump is the power components which can Provide a certain discharge and pressure of the oil for Hydraulic system. It is indispensable core compo

3、nents for each hydraulic system. It is very important to select a reasonable hydraulic pump, because it can effectively Reduce the energy consumption of the hydraulic system, improve system efficiency, reduce noise, improve performance and ensure reliable operation of the system. This design analys

4、is axial piston pump. It mainly analyzed the classification of axial piston pump, on which the structure, such as the structure type of the plunger, the structure type of slipper and oil pan structure type carried out analyzed and designed, including stress analysis and calculation of their too. At

5、the same time, the selection of materials and checking the cylinder is also critical, the type of variable institutional classification was also analyzed in this paper, finally, Drawing parts drawing and installing Assembly body use the drawing software of solidworks, and drawing them after interfer

6、ence testing. The future development of piston was also discussed in this paper. KEYWORDS: axial, piston pump, design and calculation, solidworks 42 / 47文檔可自由編輯打印 目錄 摘要（中文） I 摘要（英文） II 1緒論 i 1.1引言 1 1.2軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向 1 2直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 3 2.1直軸式軸向柱塞泵工作原理 3 2.

7、2直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 4 2.2.1排量、流量、容積效率與結(jié)構(gòu)參數(shù) 4 扭矩與機(jī)械效率 5 2.2.3功率與效率 6 3直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析 6 3.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 6 3.1.1柱塞行程 S 7 3.1.2柱塞運(yùn)動(dòng)速度分析 V 7 3.1.3柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a 7 3.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析 8 3.3瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析 9 3.3.1脈動(dòng)頻率 11 3.3.2脈動(dòng)率 11 4柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)與受力分析 12 4.1柱塞設(shè)計(jì)與受力分析 12 4.1.1柱塞結(jié)構(gòu)形式 12 4.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 12 4.1.3柱塞受力分析 13

8、 4.2滑靴受力分析與設(shè)計(jì) 16 4.2.1滑靴受力分析 16 4.2.2滑靴設(shè)計(jì) 18 4.2.3滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 19 4.3 配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì) 22 4.3.1配油盤(pán)設(shè)計(jì) 22 4.3.2配油盤(pán)受力分析 23 4.3.3驗(yàn)算比壓 、比功 26 4.4缸體設(shè)計(jì) 27 4.4.1 缸體的穩(wěn)定性 27 4.4.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 27 4.5斜盤(pán)力矩分析 29 4.5.1柱塞液壓力矩 30 4.5.2過(guò)渡區(qū)閉死液壓力矩 30 4.5.3回程盤(pán)中心預(yù)壓彈簧力矩 32 4.5.4滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩 32 4.5.5柱塞慣性力矩 33 4.

9、5.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 33 4.5.7斜盤(pán)支承摩擦力矩 33 4.5.8斜盤(pán)與回程盤(pán)回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩 33 4.5.9斜盤(pán)自重力矩 33 5柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與變量機(jī)構(gòu) 34 5.1柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 34 5.2 變量機(jī)構(gòu) 35 6 SolidWorks三維制圖 36 6.1 Solidworks簡(jiǎn)介 36 6.2 主要零件三維圖與工程圖 37 6.2.1 柱塞的三維圖與工程圖 37 6.2.2 滑靴的三維圖與工程圖 38 6.2.3 配油盤(pán)的三維圖與工程圖 39 6.2.4 缸體的三維圖與工程圖 40 6.3 軸向柱塞泵的裝配體 41 結(jié)論 42 參

10、考文獻(xiàn) 43 致謝 44 1緒論 1.1引言 軸向柱塞泵/馬達(dá)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/馬達(dá)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。 近年來(lái)，隨著材料、制造、電子等技術(shù)的發(fā)展，軸向柱塞泵/馬達(dá)的新技術(shù)層出不窮，

11、例如荷蘭Innas公司開(kāi)發(fā)的Float Cup結(jié)構(gòu)軸向柱塞泵，丹麥的Saur-Danfoss公司為工程機(jī)械量身定做的H1系列的多功能泵，德國(guó)Rexroth公司推出的電子智能泵等等。而我國(guó)自20世紀(jì)六、七十年代開(kāi)發(fā)了CY系列和引進(jìn)Rexroth技術(shù)的泵/馬達(dá)后，軸向柱塞泵/馬達(dá)技術(shù)進(jìn)展緩慢。近年來(lái)，隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的騰飛，在工業(yè)現(xiàn)代化和大規(guī)模城市化進(jìn)程中，工程機(jī)械、塑料機(jī)械、冶金、機(jī)床和農(nóng)業(yè)機(jī)械等領(lǐng)域?qū)S向柱塞泵/馬達(dá)的需求十分旺盛，因此提高我國(guó)軸向柱塞泵/馬達(dá)的性能顯得十分迫切，對(duì)軸向柱塞泵/馬達(dá)技術(shù)革新的要求也十分緊迫！縱覽國(guó)內(nèi)外軸向柱塞泵/馬達(dá)技術(shù)的發(fā)展演變對(duì)認(rèn)識(shí)軸向柱塞泵/馬達(dá)的發(fā)展趨勢(shì)和加

12、快我國(guó)軸向柱塞泵/馬達(dá)技術(shù)的發(fā)展都有著重要的指導(dǎo)意義和現(xiàn)實(shí)意義。 1.2軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向 對(duì)軸向柱塞泵的研究可謂歷史悠久，其中為了改善軸向柱塞泵流量脈動(dòng)，減小振動(dòng)和噪聲，國(guó)內(nèi)外液壓界科技工作者作了大量的研究和實(shí)驗(yàn)工作，研究表明：軸向柱塞泵的實(shí)際流量受到各種因數(shù)的影響，其流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于理論流量脈動(dòng)，且脈動(dòng)系數(shù)與柱塞數(shù)的奇偶性無(wú)關(guān)。 就軸向柱塞泵柱塞數(shù)的奇偶選擇問(wèn)題，中國(guó)學(xué)者王意在1982年提出了“偶數(shù)泵可以和奇數(shù)泵工作一樣好”的觀點(diǎn)，并在1984年，選擇九柱塞泵與他設(shè)計(jì)的八柱塞泵進(jìn)行流量脈動(dòng)對(duì)比測(cè)試，實(shí)驗(yàn)表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德國(guó)Achen大學(xué)流體動(dòng)

13、力研究所從理論上得出：八柱塞泵在受力、噪聲方面優(yōu)于九柱塞泵，模擬實(shí)驗(yàn)裝置上測(cè)得結(jié)果是八樁塞泵的壓力脈動(dòng)約為九柱塞泵的122％。葉敏則考慮配油盤(pán)的偏轉(zhuǎn)安裝，并對(duì)傳統(tǒng)公式進(jìn)行了修正，已看不出奇數(shù)泵的流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于偶數(shù)泵。在“流體控制與機(jī)器人”96學(xué)術(shù)年會(huì)上，北京理工大學(xué)的張百海教授就通常工況下，帶有預(yù)壓縮角的軸向柱塞泵流量脈動(dòng)作了分析，認(rèn)為其流量脈動(dòng)系數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于其固有流量脈動(dòng)系數(shù)，且偶數(shù)泵和奇數(shù)泵具有相同的流量脈動(dòng)頻率，但他沒(méi)有給出實(shí)驗(yàn)證明。鄒駿則在九柱塞泵的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)并制造出一個(gè)八柱塞泵，對(duì)八、九柱塞泵作了仿真分析及實(shí)驗(yàn)對(duì)比，認(rèn)為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵。此外，北京航空航天大學(xué)的王占林

14、教授與博士生從柱塞泵的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)入手，對(duì)斜盤(pán)式軸向柱塞泵作了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，給出了柱塞分別處于預(yù)升壓過(guò)渡區(qū)和預(yù)減壓過(guò)渡區(qū)柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法，對(duì)柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶數(shù)柱塞泵的流量脈動(dòng)相差無(wú)幾的結(jié)論。 目前，國(guó)內(nèi)對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)研究較多的是甘肅工業(yè)大學(xué)的那成烈教授和安徽理工大學(xué)的許賢良教授，他們以各自不同的角度對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)進(jìn)行了較深入的研究。 那成烈教授在國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目“軸向柱塞泵噪聲控制”的研究中，指出軸向柱塞泵流量脈動(dòng)不僅決定于供油質(zhì)量，也是流體噪聲控制的主要因素之一。他主要從配油盤(pán)的結(jié)構(gòu)上對(duì)流量脈動(dòng)進(jìn)行了全面的分析研

15、究。他的多位學(xué)生在他的指導(dǎo)下，對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)做了大量的研究。 蘭州理工大學(xué)的那焱青針對(duì)軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)是工程噪聲控制的主要因素之一，找出了軸向柱塞泵瞬時(shí)流量的影響因素，并運(yùn)用計(jì)算機(jī)仿真分析給出了減小流量不均勻系數(shù)的方法。 西南交通大學(xué)的鄧斌在配油過(guò)程流量仿真中，對(duì)瞬時(shí)理論流量和倒灌流量分別進(jìn)行了仿真，提出了倒罐流量引起的流量脈動(dòng)比柱塞泵的幾何流量脈動(dòng)大，因此對(duì)于柱塞水壓泵的流量脈動(dòng)應(yīng)從減小倒灌流量入手，即減小柱塞腔內(nèi)壓力的脈動(dòng)。在對(duì)實(shí)際流量進(jìn)行分析仿真時(shí)，利用b—紊流模型和SIMPLEST算法對(duì)水壓軸向柱塞泵配油過(guò)程中的流場(chǎng)進(jìn)行了三維模擬，揭示了流量變化及柱塞腔和配流

16、窗口中的流速分布規(guī)律，并指出轉(zhuǎn)速和負(fù)載壓力對(duì)水壓軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)有較大影響。 甘肅工業(yè)大學(xué)的劉淑蓮?fù)ㄟ^(guò)對(duì)對(duì)稱(chēng)偏轉(zhuǎn)配油盤(pán)的軸向柱塞泵流量脈動(dòng)形成機(jī)理進(jìn)行理論分析，提出了計(jì)算流量脈動(dòng)的修正公式。并用計(jì)算機(jī)仿真研究軸向柱塞裂流量脈動(dòng)與柱塞奇偶數(shù)、阻尼形式及通油比例等影響因素的關(guān)系。同時(shí)對(duì)帶有橫向傾角減振機(jī)構(gòu)的斜盤(pán)酌兩種結(jié)構(gòu)形式的泵流量進(jìn)行了分析與仿真。 蘭州理工大學(xué)的尹文波主要從幾何因數(shù)，即配油盤(pán)的結(jié)構(gòu)對(duì)實(shí)際流量的影響進(jìn)行分析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時(shí)流量脈動(dòng)系數(shù)比工作介質(zhì)不可壓縮時(shí)大一個(gè)數(shù)量級(jí)，且與柱塞數(shù)的奇偶性無(wú)關(guān)。同時(shí)指出流量脈動(dòng)系數(shù)最大的影響因素是油液的彈性模量和油泵靜工作壓力，其次

17、是柱塞數(shù)。 安徽理工大學(xué)的許賢良教授從幾何角度分析了配流結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)之間的關(guān)系，提出了偶數(shù)柱塞的流量特性及流量脈動(dòng)是由 (兩相鄰柱塞間夾角)、，(缸孔腰形角）、（配油盤(pán)腰形角)的組合確定的。他的學(xué)生，安徽理工大學(xué)劉小華對(duì)影響軸向柱塞泵的幾何因素和非幾何因素(包括泄漏)進(jìn)行了理論分析，同時(shí)對(duì)實(shí)際流量脈動(dòng)進(jìn)行了計(jì)算仿真和動(dòng)態(tài)測(cè)試，最后得出結(jié)論：流量脈動(dòng)劇烈，且流量脈動(dòng)頻率只與柱塞數(shù)有關(guān)，與奇偶性無(wú)關(guān)。中國(guó)礦業(yè)大學(xué)的劉利國(guó)則考慮配油盤(pán)實(shí)際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞實(shí)際排液狀況，得出八柱塞泵流量脈動(dòng)和七柱塞泵流量脈動(dòng)相差不大的結(jié)論。 就軸向柱塞泵的泄漏問(wèn)題，國(guó)外的研究者更感興趣于柱塞和缸體間因摩損而引起

18、的泄漏。英國(guó)密蘇里大學(xué)哥倫比亞分校的Noah D.Manring在討論泵的實(shí)際流量時(shí)，著重考慮了柱塞和缸體間各種磨損所帶來(lái)的泄漏及泵在預(yù)升壓過(guò)渡區(qū)的油液倒灌，得到了七、八、九柱塞泵的實(shí)際流量與理論流量的比較圖，結(jié)果顯示：泵的實(shí)際流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于理論脈動(dòng)，且偶數(shù)泵在數(shù)據(jù)顯示上好于奇數(shù)泵。 加拿大薩省大學(xué)的李澤良在研究軸向柱塞泵中柱塞與缸體間的泄漏時(shí)，用一個(gè)壓力控制伺服閥以一個(gè)高頻率響應(yīng)用來(lái)模擬軸向柱塞泵的柱塞與缸體間的磨損，并采用控制運(yùn)算法模仿各種不同程度的柱塞磨損，測(cè)出其泄漏量。實(shí)驗(yàn)結(jié)果指出實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)與有真正磨損的柱塞泵相比，其流壁脈動(dòng)、壓力脈動(dòng)相當(dāng)一致，這就為進(jìn)一步的深入研究提供了一定的數(shù)據(jù)

19、依據(jù)。 德國(guó)漢堡技術(shù)大學(xué)的RolfLasaar分別從柱塞受力角度和泵的實(shí)際流量角度對(duì)斜盤(pán)式軸向柱塞泵柱塞與缸體的間隙進(jìn)行了較為詳盡的分析，從柱塞所受摩擦力角度：要求間隙取大者；從泄漏量對(duì)流壁的影響角度：要求間隙越小越好。作者通過(guò)計(jì)算和實(shí)驗(yàn)，得到了此間隙的最優(yōu)化處理模式。 綜上所述，軸向柱塞泵的實(shí)際流量脈動(dòng)異常復(fù)雜，傳統(tǒng)理論力所難及。由于柱塞泵的流量、壓力脈動(dòng)相當(dāng)復(fù)雜，涉及若干幾何因素和非幾何因素，至今還沒(méi)有人能夠定性地、更沒(méi)有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起的作用和地位。業(yè)界更多地偏向于從配油盤(pán)結(jié)構(gòu)的角度去分析軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)，而且形成了較為

20、完善的分析計(jì)算體系；至于泄漏對(duì)實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)的影響，雖進(jìn)行了一定的研究，但還沒(méi)一個(gè)較為完整的分析計(jì)算，更無(wú)計(jì)算公式。 軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結(jié)構(gòu)保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。 2直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 2.1直軸式軸向柱塞泵工作原理 軸向柱塞泵是將多個(gè)柱塞配置在一個(gè)共同缸體的圓周上,并使柱塞中心線和缸體中心線平行的一種泵。軸向柱塞泵有兩種形式,直軸式(斜盤(pán)式)和斜軸式(擺缸式),如圖2-1所示為直軸式軸向柱塞泵的工作原理,這種泵主體由缸體1、配油盤(pán)2、柱塞3和斜盤(pán)4組成。柱塞沿圓周均勻分布在缸體內(nèi)。斜盤(pán)軸線與缸體軸線傾斜一角度,柱塞靠機(jī)械裝置或

21、在低壓油作用下壓緊在斜盤(pán)上(圖中為彈簧),配油盤(pán)2和斜盤(pán)4固定不轉(zhuǎn),當(dāng)原動(dòng)機(jī)通過(guò)傳動(dòng)軸使缸體轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),由于斜盤(pán)的作用,迫使柱塞在缸體內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng),并通過(guò)配油盤(pán)的配油窗口進(jìn)行吸油和壓油。如圖2-1中所示回轉(zhuǎn)方向,當(dāng)缸體轉(zhuǎn)角在π～2π范圍內(nèi),柱塞向外伸出,柱塞底部缸孔的密封工作容積增大,通過(guò)配油盤(pán)的吸油窗口吸油;在0～π范圍內(nèi),柱塞被斜盤(pán)推入缸體,使缸孔容積減小,通過(guò)配油盤(pán)的壓油窗口壓油。缸體每轉(zhuǎn)一周,每個(gè)柱塞各完成吸、壓油一次,如改變斜盤(pán)傾角,就能改變柱塞行程的長(zhǎng)度,即改變液壓泵的排量,改變斜盤(pán)傾角方向,就能改變吸油和壓油的方向,即成為雙向變量泵。 ?? 圖2—1軸向柱塞泵的工作原理 1—

22、缸體2—配油盤(pán)3—柱塞4—斜盤(pán)5—傳動(dòng)軸6—彈簧 2.2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 MPa 額定流量 ml/r 最大流量 ml/r 額定轉(zhuǎn)速 r/min 最大轉(zhuǎn)速 r/min 2.2.1排量、流量、容積效率與結(jié)構(gòu)參數(shù) 軸向柱塞泵幾何排量是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即 式中 d——柱塞直徑； Z——柱塞數(shù)； D——柱塞分布圓直徑； ——斜盤(pán)傾角。 泵的理論排量為 式中：——油泵的容積效率，計(jì)算時(shí)一般去0.92～0.97。本文中取=0.95 。

23、 為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算值之后，需按下式做校核計(jì)算： 式中：——常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無(wú)預(yù)壓力的油泵=5400；對(duì)進(jìn)口壓力為的油泵 =9100。 所以主參數(shù)排量符合設(shè)計(jì)要求。 從泵的排量公式可以看出，柱塞直徑，分布圓直徑D,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 n 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)最大傾斜角在之間，該設(shè)計(jì)是非通軸泵，受結(jié)構(gòu)限制

24、，取上限，即=。 柱塞數(shù)Z，由泵的結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)率來(lái)決定，因?yàn)槭欠峭ㄝS式所以一般取 Z=7。 柱塞直徑d和柱塞分布圓半徑R 當(dāng)Z=7時(shí)， 由于上式計(jì)算出的需要圓整化，并按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑，應(yīng)選 柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分部圓半徑。即 將柱塞分布圓半徑進(jìn)行圓整取。 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，做功能力也越大。因此對(duì)液壓元件型號(hào)命名的標(biāo)準(zhǔn)中明確規(guī)定用排量作為主要參數(shù)來(lái)區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號(hào)的產(chǎn)品。 扭矩與機(jī)械

25、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。 考慮摩擦損失時(shí)，實(shí)際輸出扭矩為 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)械效率定義為實(shí)際輸出扭矩與理論扭矩之比，即 軸向柱塞泵的機(jī)械效率0.88～0.93。所以此泵符合設(shè)計(jì)要求。 2.2.3功率與效率 不計(jì)各種損失時(shí)，泵的理論功率 泵的實(shí)際輸入功率為 定義泵的總效率為輸出功率與輸入功率之比，即 上式表明，泵總效率為容積效

26、率與機(jī)械效率之積。對(duì)于軸向柱塞泵，總效率一般為，上式滿足要求。 3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)直線運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上任何一點(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)缸體繞其自身軸線的自傳運(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。 3.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 柱塞的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析主要是研究柱塞相對(duì)于缸體的往復(fù)直線運(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)。 3.1.1柱塞行程 S

27、圖3－1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，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為，并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為0°，則對(duì)應(yīng)于任意旋轉(zhuǎn)角時(shí)， 圖3－1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 3.1.2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 當(dāng)及270°時(shí)，，可得最大運(yùn)動(dòng)速度為 式中為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 。 3.1.3柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a 將對(duì)時(shí)間微分可得到柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a 為

28、 當(dāng)=0°或180°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a與缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖3—2所示。 圖3—2 柱塞運(yùn)動(dòng)特征圖 3.2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xoy內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖3—3所示。 圖3—3 滑靴運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析圖 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

29、 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)或時(shí)，最大（在短軸位置）為 當(dāng)或時(shí)，最小（在長(zhǎng)軸位置）為 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 3.3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 式中

30、為柱塞橫截面積, 。 泵柱塞數(shù)為7，柱塞角距為，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 泵的瞬時(shí)流量為 由以上可以看出，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3—4 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 當(dāng)時(shí)，流量脈動(dòng)取,同樣由泵的流量公式可得瞬時(shí)流量為 當(dāng)、、、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為 而當(dāng)、、、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為

31、 油泵的平均流量可按下式計(jì)算： 級(jí)數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見(jiàn)圖3—4 我們常用脈動(dòng)率和脈動(dòng)頻率 f來(lái)表示瞬時(shí)流量脈動(dòng)品質(zhì)。定義脈動(dòng)率 這樣，就可以進(jìn)行動(dòng)品質(zhì)分析。 3.3.1脈動(dòng)頻率 當(dāng)Z=7，即為奇數(shù)時(shí) 3.3.2脈動(dòng)率 當(dāng)Z=7，即為奇數(shù)時(shí) 當(dāng)Z為偶數(shù)時(shí) 利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容： 表3—1脈動(dòng)率的計(jì)算值 Z 5 6 7 8 9 10 11 （％） 4.89

32、 13.9 2.53 7.8 1.53 4.98 1.23 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。 2.相鄰柱塞數(shù)相比，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。 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)管路中不可避免的存在有液阻，流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng)。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。 4柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)與受力分析 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

33、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。 4.1柱塞設(shè)計(jì)與受力分析 4.1.1柱塞結(jié)構(gòu)形式 軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，可以有以下三種形式： ?點(diǎn)接觸式柱塞，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。 ?線接觸式柱塞，柱塞頭部安裝有擺動(dòng)頭，擺動(dòng)頭下部可繞柱塞窩中心擺動(dòng)。擺動(dòng)頭上部是球面或平面或面接觸，已降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓力。 ?帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱(chēng)為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動(dòng)?；ヅc斜盤(pán)間為面

34、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，沿滑靴平面泄露，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。 本設(shè)計(jì)即采用帶滑靴的柱塞形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。 4.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) （1）柱塞直徑及柱塞分部圓半徑 在2.2.1中我們已經(jīng)求出： 柱塞直徑 柱塞分部圓半徑 (2) 柱塞名義長(zhǎng)度L 如圖4—1所示，應(yīng)選定下列主要參數(shù)： ——柱塞行程（cm） ——柱塞最小外伸長(zhǎng)度（cm） ——柱塞最小接觸長(zhǎng)度（cm） ——柱塞名義長(zhǎng)度（cm） 值在結(jié)構(gòu)計(jì)算中以確定，一般在范圍內(nèi)，而及值一般可按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)取：

35、 取 而 這里取 (3) 柱塞球頭直徑 按經(jīng)驗(yàn)常取 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，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)形均壓槽，起均衡側(cè)壓力、改善潤(rùn)滑條件和存儲(chǔ)贓物的作用。均壓槽的尺寸常?。荷铋g距 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。

36、4.1.3柱塞受力分析 圖4—1是帶有滑靴的柱塞受力簡(jiǎn)圖。 圖4—1 柱塞受力簡(jiǎn)圖 作用在柱塞上的力有： (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 式中為泵的最大工作壓力。 (2) 斜盤(pán)對(duì)柱塞的法向力 法向力N可分為柱塞的側(cè)向分離T及柱塞的軸向分力F, (3) 缸孔對(duì)柱塞的正壓力為與 如忽略柱塞的離心力、慣性力、滑履與斜盤(pán)間的摩擦力和柱塞與缸孔的配合間隙，并假定柱塞與缸孔間的比壓按直線分布，則可列出下列四個(gè)力的平衡方程式： —摩擦系數(shù)，可取。 ⅰ）， ⅱ）， ⅲ)

37、 , ⅳ）由相似原理 。 解上列方程式可得： 令 則 (4) 缸孔與柱塞間的摩擦力為與 (5) 柱塞慣性力 柱塞相對(duì)缸體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線加速度，則柱塞軸向慣性力為

38、 式中 m 、 G為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。 慣性力方向與加速度的方向相反，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 (6) 柱塞與缸孔間比壓P、平均比功驗(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活缸體。其比壓控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。去柱塞伸出最長(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)在摩擦副材料允許方位內(nèi)，即 平均比功可按下式計(jì)算： 上式中的許用比壓、許用速

39、度、許用比功的值，以摩擦副材料而定，可參考表4—1 表4—1 材料牌號(hào) 許用比壓 許用滑動(dòng)速度 平均許用比功 30 8 60 15 3 20 耐磨鑄鐵 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。 4.2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)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

40、泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環(huán)縫中德流動(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。 4.2.1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露時(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)壓緊力與分離想平衡時(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。 (1) 分離力 圖4—2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)

41、滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量q的表達(dá)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(diǎn)壓力分布式為 若 ，則 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—2滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布 如圖4—2，取微環(huán)面。則封油帶分離力為 油池靜壓分離力為 總分離力 為 (2) 壓緊力 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 引

42、起的，即 (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 將上式帶入式，得泄漏量為 除了上述主要力之外，滑靴上海作用有其他的里。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。 4.2.2滑靴設(shè)計(jì) 滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法 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

43、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 將上式帶入式 中，可得滑靴分離力為 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?，容積效率較高。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，

44、目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì)。 4.2.3滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) (1) 確定滑靴結(jié)構(gòu)型式 滑靴結(jié)構(gòu)有如圖4-3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—3滑靴結(jié)構(gòu) (2) 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) ① 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—4所示。 圖4—4 滑靴外徑的確定 滑靴外徑為 一般取 ，這里取0.5. ② 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

45、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） 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： ① 節(jié)流器采用截留管時(shí)，常以柱塞中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖4—2所示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量q為 式中 、 ---細(xì)長(zhǎng)管直徑、長(zhǎng)度 ； K---修正系數(shù)。 把上式帶入滑靴泄漏量公式

46、 可得 整理后可得節(jié)流管尺寸為 帶入數(shù)據(jù)可以求得 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) ，這里取0.8 ② 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5—1所示，根據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量q為 式中 C為流量系數(shù)，一般取 。 把上式帶入 中，有

47、 整理后可得節(jié)流孔尺寸 帶入數(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) 4.3 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，可以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的鋼鐵傳來(lái)的軸向載荷

48、。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。 4.3.1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。 (1)過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤(pán)吸排油窗口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)，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。 (2)配油盤(pán)主要尺寸確定

49、 圖4—5 配油盤(pán)主要尺寸 如圖4—5所示，求的配油盤(pán)主要尺寸如下： ① 配流窗口分部圓直徑 配油盤(pán)窗口分布圓直徑一般取等于或者小于柱塞分布圓直徑。即，然后根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度： 式中：——配油盤(pán)許用表面滑動(dòng)速度，推薦 取。 則 所以符合設(shè)計(jì)要求。 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)算示于分離力計(jì)算式代入平衡方程式可得

50、 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤(pán)封油帶尺寸：,,,. ③ 配油窗口(長(zhǎng)腰形)的長(zhǎng)度與寬度 配油窗口長(zhǎng)度至少可占其分布圓周?chē)L(zhǎng)度的75﹪，即； 配油窗口的寬度應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來(lái)計(jì)算： 式中：——吸入液體許可流速，一般推薦。 所以符合要求 4.3.2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)是由差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖4—6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；配油窗口和風(fēng)又打油膜對(duì)缸體的

51、分離力。 1—吸油盤(pán)2—排油窗3—過(guò)渡區(qū)4—減震槽 5—內(nèi)封油帶6—外封油帶7—輔助支承面 圖4—6配油盤(pán)基本構(gòu)造 (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，事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 當(dāng)有 個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為 平均壓緊力 為 (2) 分離力 分離力由三個(gè)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)

52、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4—7所示。 圖4—7 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 外封油帶上泄漏量是源流流動(dòng),對(duì)封油帶任意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 外封油帶泄漏量為

53、 ② 內(nèi)封油帶分離力 內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為 內(nèi)封油帶泄漏量為 ③ 排油窗分離力 ④ 配油盤(pán)總分離力 總泄露量q為 4.3.3驗(yàn)算比壓 、比功 為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減少和使缸體與配油盤(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—7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為 式中：---輔助支承面通油槽

54、總面積 （K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 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 為平均切線速度 . 根據(jù)資料取. 4.4缸體設(shè)計(jì) 4.4.1 缸體的穩(wěn)定性 在工作過(guò)的配油盤(pán)表面上?？吹皆诟邏簠^(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，泄露增加，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

55、偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體外力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。 4.4.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 (1) 通油孔分布圓半徑 和面積 圖4—8 柱塞腔通油孔尺寸 為減少油液流動(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 通油孔面積近似計(jì)算如下（如圖4—8所示） 式中： ---通油孔長(zhǎng)度， ---通油孔寬度， (2) 缸體高度H 從圖4-9中確定缸體高度H為 式中 ： --

56、-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 ，這里取0.5d。 圖4—9缸體機(jī)構(gòu)尺寸圖 (3) 缸體內(nèi)、外直徑、 與壁厚的確定 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4—8），即，壁厚初值仍由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。本文先取，再進(jìn)行校核。 缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 式中： ---筒外徑 ---相鄰柱塞的壁厚 ---工作油壓 ---缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)：

57、 對(duì)： 所以取，當(dāng)缸體材料取用時(shí) 符合要求。 則缸體的內(nèi)直徑 缸體的外直徑 4.5斜盤(pán)力矩分析 直軸式軸向柱塞泵通過(guò)泵的變量機(jī)構(gòu)改變斜盤(pán)傾角的大小來(lái)改變輸出流量。對(duì)斜盤(pán)力矩的分析，將對(duì)涉及變量機(jī)構(gòu)提供依據(jù)。 下面就以偏心結(jié)構(gòu)為例分析斜盤(pán)所受的各力矩。對(duì)于無(wú)偏心的結(jié)構(gòu)只要令a或b為零，推導(dǎo)出的公式仍然適用。 圖 4—10斜盤(pán)轉(zhuǎn)軸偏心結(jié)構(gòu) 在以下的分析中，規(guī)定使斜盤(pán)傾角 減小的力矩為正，反之為負(fù)

58、。 4.5.1柱塞液壓力矩 泵各柱塞受液壓作用力的合力平均值 的合力作用點(diǎn)可以看成是通過(guò)球心平面3與缸體軸線2的交點(diǎn) 。作用于斜盤(pán)轉(zhuǎn)軸的力矩為 式中柱塞液壓平均合力 為 式中 ： ---排油腔壓力； ---吸油腔壓力； ---柱塞底部液壓力； 作用力壁 ，由圖4--10可知為 所以 4.5.2過(guò)渡區(qū)閉死液壓力矩 此力矩與配油盤(pán)過(guò)渡區(qū)結(jié)構(gòu)有關(guān)。 (1) 具有對(duì)稱(chēng)正重迭型配油盤(pán) 對(duì)于柱塞數(shù)為Z，配油盤(pán)過(guò)渡區(qū)具有對(duì)稱(chēng)壓縮角 的泵（見(jiàn)圖4—10）；

59、設(shè)上下點(diǎn)處柱塞腔壓力分別為 , ；當(dāng)柱塞位于上死點(diǎn)過(guò)渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩 為 當(dāng)柱塞位于下死點(diǎn)過(guò)渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩 為 閉死液壓總平均力矩 為 (2) 零重迭型配油盤(pán) 由于無(wú)壓縮角，所以 圖4—11（a）配油盤(pán)過(guò)渡區(qū)結(jié)構(gòu) (3) 帶卸載槽非對(duì)稱(chēng)正重迭配油盤(pán) 圖4—11（b）配油盤(pán)過(guò)渡區(qū)結(jié)構(gòu) 設(shè)帶卸載槽的配油盤(pán)過(guò)渡區(qū)壓力角為 、（見(jiàn)圖4—11（b）），那么 同理可得 4.5.3回程盤(pán)中心預(yù)壓彈簧力矩 4.5.4滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩

60、 當(dāng)斜盤(pán)改變傾斜角時(shí)，滑靴與柱塞球鉸之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生摩擦力矩。全部球鉸的平均摩擦力矩 為 式中 ： ---球鉸摩擦系數(shù)，。 ---柱塞球頭半徑。 設(shè)力矩方向與斜盤(pán)擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤(pán)擺動(dòng)。 4.5.5柱塞慣性力矩 全部柱塞慣性力矩的平均值為 4.5.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 與計(jì)算柱塞慣性力矩的方法相同，全部柱塞摩擦力矩的平均值為 4.5.7斜盤(pán)支承摩擦力矩 全部柱塞對(duì)斜盤(pán)支承的平均摩擦力矩 為 式中：---斜盤(pán)支承處摩擦系數(shù)（采用滾動(dòng)軸承時(shí)取0.005-0.010，采用滑動(dòng)軸承時(shí)取0.10-0.1

61、5）； ---斜盤(pán)支承軸半徑，取2mm。 該摩擦力矩與斜盤(pán)擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤(pán)擺動(dòng)。 4.5.8斜盤(pán)與回程盤(pán)回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩 當(dāng)斜盤(pán)擺動(dòng)變化產(chǎn)生角加速度時(shí)，對(duì)斜盤(pán)轉(zhuǎn)軸的慣性力矩 為 式中： --斜盤(pán)與回程盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； --斜盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)角加速度。 4.5.9斜盤(pán)自重力矩 由于斜盤(pán)與回程盤(pán)的中心不在斜盤(pán)轉(zhuǎn)軸上，則產(chǎn)生的自重力矩為 式中 ： G--斜盤(pán)與回程盤(pán)重量； C--斜盤(pán)與回程盤(pán)重心到斜盤(pán)轉(zhuǎn)軸的距離。 綜上所述，作用在斜盤(pán)上的總力矩為 調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的負(fù)載力矩 應(yīng)

62、滿足下式： 5柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與變量機(jī)構(gòu) 5.1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機(jī)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)使用與帶滑靴的柱塞。它的特點(diǎn)是在滑靴頸部裝一回程盤(pán)，并用螺紋環(huán)聯(lián)接在斜盤(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)墊板之間有一固定間隙，并可調(diào)。 回程盤(pán)是一平面圓盤(pán)，如圖5—1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)尺寸是回程盤(pán)的關(guān)鍵尺寸，實(shí)際不好會(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。

63、 圖5—1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)、短軸的平均值較為合理，即 從圖5—1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 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)比滑靴頸部直徑d大。同時(shí)，考慮到加工、安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴頸部之間保留有適當(dāng)間隙J。這樣安裝孔的直徑為 式中 ：

64、 d---滑靴頸部直徑； J---間隙，一般取J=0.5～1mm。此處取 5.2 變量機(jī)構(gòu) 軸向柱塞泵通過(guò)變量機(jī)構(gòu)改變直軸泵斜盤(pán)傾斜角或斜軸擺動(dòng)缸擺動(dòng)角，以改變輸出流量的方向和大小。 變量機(jī)構(gòu)的型式很多，按照控制方式，可分為手動(dòng)式、機(jī)動(dòng)式、電動(dòng)式、液動(dòng)式、電液比例控制等。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5—2。按照性能參數(shù)還可分為恒功率式、恒壓式、恒流量式等。 圖5—2 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5—2（a）,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

65、。圖5—2（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)成了壓力補(bǔ)償變量式。再如圖5—2（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。 此次設(shè)計(jì)就采用一種簡(jiǎn)單的手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)，下面就介紹手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)的工作原理。 手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)式一種最簡(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5—3所

66、示。 圖5—3 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稱(chēng)正比。 6 SolidWorks三維制圖 6.1 Solidworks簡(jiǎn)介 Solidworks軟件功能強(qiáng)大，組件繁多。 Solidworks 功能強(qiáng)大、易學(xué)易用和技術(shù)創(chuàng)新是SolidWorks 的三大特點(diǎn)，使得SolidWorks 成為領(lǐng)先的、主流的三維CAD解決方案。SolidWorks 能夠提供不同的設(shè)計(jì)方案、減少設(shè)計(jì)過(guò)程中的錯(cuò)誤以及提高產(chǎn)品質(zhì)量。 （1）裝配設(shè)計(jì) 　　在SolidWorks 中，當(dāng)生成新零件時(shí)，你可以直接參考其他零件并保持這種參考關(guān)系。在裝配的環(huán)境里，可以方便地設(shè)計(jì)和修改零部件。SolidWorks 用捕捉配合的智能化裝配技術(shù)，來(lái)加快裝配體的總體裝配。智能化裝配技術(shù)能夠自動(dòng)地捕捉并定義裝配關(guān)系。SolidWorks 可以動(dòng)態(tài)地查看裝配體的所有運(yùn)動(dòng)，并且可以對(duì)運(yùn)動(dòng)的零部件進(jìn)行動(dòng)態(tài)的干涉檢查和間隙檢測(cè)。 （2）工程圖 SolidWorks 提供了生成完整的、車(chē)間認(rèn)可的詳細(xì)工程圖的工具