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斜盘式柱塞泵毕业设计


目录 第1章 绪论 第2章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 第3章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 3.1 柱塞运动学分析 3.1.1 柱塞行程 s 3.1.2 柱塞运动速度 v 3.1.3 柱塞运动加速度 a 3.2 滑靴运动分析 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 3.3.1 脉动频率 3.3.2 脉动率 第4章 柱塞受力分析与设计 4.1 柱塞受力分析 4.1.1 柱塞底部的液压力 Pb 4.1.2 柱塞惯性力 Pg 4.1.3 离心反力 Pl 4.1.4 斜盘反力 N 4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 P1 和 P2 4.1.6 摩擦力 p1f 和 P2f 4.2 柱塞设计 4.2.1 柱塞结构型式 4.2.2 柱塞结构尺寸设计 4.2.3 柱塞摩擦副比压 p、比功 pv 验算 第5章 滑靴受力分析与设计 5.1 滑靴受力分析 5.1.1 分离力 Pf 5.1.2 压紧力 Py 5.1.3 力平衡方程式 5.2 滑靴设计 5.2.1 剩余压紧力法 5.2.2 最小功率损失法 5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 5.3.1 滑靴结构型式 5.3.2 结构尺寸设计 第6章 配油盘受力分析与设计 6.1 配油盘受力分析 6.1.1 压紧力 Py 6.1.2 分离力 Pf 6.1.3 力平横方程式 6.2 配油盘设计 6.2.1 过度区设计 6.2.2 配油盘主要尺寸确定 6.2.3 验算比压 p、比功 pv 第7章 缸体受力分析与设计

7.1 缸体地稳定性 7.1.1 压紧力矩 My 7.1.2 分离力矩 Mf 7.1.3 力矩平衡方程 7.2 缸体径向力矩和径向支承 7.2.1 径向力和径向力矩 7.2.2 缸体径向力支承型式 7.3 缸体主要结构尺寸的确定 7.3.1 通油孔分布圆半径 Rf?和面积 Fα 7.3.2 缸体内、外直径 D1、D2 的确定 7.3.3 缸体高度 H 结论

摘要
斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件, 斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔 内的往复运动,改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的,是容积式液压泵,对于斜盘式轴 向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分,柱塞是其主要受力零件之一,滑靴是 高压柱塞泵常采用的形式之一,能适应高压力高转速的需要,配油盘与缸体直接影响泵 的效率和寿命, 由于配油盘与缸体、 滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承, 省去了大容量止推轴承,具有结构紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻, 比径向泵结构简单等优点, 由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量, 维修方便等优点, 因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。 关键词 斜盘 柱塞泵 滑靴 缸体

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 绪论
近年来,容积式液压传动的高压化趋势,使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。 轴向柱塞泵主要有结构紧凑,单位功率体积小,重量轻,压力高,变量机构布置方便, 寿命长等优点,不足之处是对油液的污染敏感,滤油精度要求高,成本高等。轴向柱塞 泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵,盘式轴向柱塞泵包括斜轴式轴向柱塞泵和斜盘式轴向 柱塞泵。 斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较,各有所长斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构, 使柱塞缸体不承受侧向力,所以,缸体对配油盘的倾复可能性小,有利于柱塞副与配油 部位工作,另外,允许的倾角大,可是,结构复杂,工艺性差,需要使用大容量止推轴 承,因而高压连续工作时间往往受到限制,成本高。斜盘式轴向柱塞泵,由于配油盘与 缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承,省去了大容量止推轴承,具 有结构紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻等优点,从而使该泵获得了 迅速发展,并且由于轴向泵比径向泵结构简单,制造成本低;斜盘式轴向柱塞泵容易实 现无级变量,体积小,重量轻,维修方便;因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他泵在技术经 济指标上占很大优势,所以,斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展,其发展方向是: 扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声,以适应液压技术不断发展 的要求。 斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件,斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内 的往复运动,改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液 压泵由于其主要零件柱塞和缸体均为圆柱形,加工方便,配合精度高,密封性能好,工 作压力高而得到广泛的应用。 轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种。非通轴式的径向载荷由缸体外周的大轴承所平衡以 限制缸体的倾斜,因此传动轴只传递扭矩,轴径小,由于存在缸体的倾斜力矩,因而制 造精度较高,否则易损坏配油盘。但对于通轴式的传动轴穿过斜盘取消了大轴承,径向 载荷由传动轴支撑,并且重量轻、体积小、零件种类少,可以串联辅助泵便于集成化, 缸体倾斜力矩由主轴承受,因而转动轴径大。 柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的主要受力零件之一;滑靴是目前高压柱塞泵常采用的形式 之一,能适应高压力高转速的需要;配油盘设计的好坏也直接影响泵的效率和寿命。 斜盘式轴向柱塞泵被广泛使用与工程机械、 起重运输、冶金 、航空、 船舶等都种领 域,在航空中普遍用于飞机液压系统,操纵系统及航空发动机燃油系统中,使飞机上所 用的液压泵中最主要的一种形式,尤其是在煤炭行业的高压重载液压系统中,更是得到 广泛应用。

第二章

斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数
2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理

各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变,因而,它们的运动和动力分析就 可以用统一的方程式来描述。 斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图(2-1) 。柱塞的头部安装有滑靴,滑靴低面始终贴 着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时,由于斜盘平面相对缸体(xoy 面)存在一倾 斜角γ , 迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。 如果缸体按图示 n 方向旋转, 180?~360 在 ? ? 范围内,柱塞由下死点(对应 180 位置)开始不断伸出,柱塞腔容积不断增大,直至死 点(对应 0?位置)止。在这个过程中,柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通,油液被吸入柱

塞腔内,这是吸油过程。随着缸体继续旋转,在 0?~180?范围内,柱塞在斜盘约束下由上 死点开始不断进入腔内,柱塞腔容积不断减小,直至下孔点止。在这个过程中柱塞腔,

2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘 6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧 图 2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 刚好与配油盘排油窗相通,油液通过排油窗排出。这就是排油过程。由此可见,缸体每 转一周,各个柱塞有半周吸油,半周排油。如果缸体不断旋转,泵便连续地吸油和排油。

1-柱塞

2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数
1.排量、流量与容积效率
轴向柱塞泵排量 q b 是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油液的容积,即
qb ? FZ smax Z ?

?
4

d z2 smax z

不计容积损失时,泵理论流量 Qlb 为
Qlb ? qb nb ?

?
4

2 d Z s max Znb

式中

d Z ―柱塞外径

d z ? 24 mm ;

FZ ―柱塞横截面积 Fz ?
s max ―柱塞最大行程 ;

?
4

? d z2 ?

?
4

? 0.024 ? 452 .4mm 2 ;

Z ―柱塞数 取 Z=7;
nb ―传动轴转速 nb ? 1500 r / min ;

从图可知,柱塞最大行程为
s max ? D f tg? ? 74 ? tg18 ? ? 23mm

式中

D f ―柱塞分布圆直径

D f ? 74 mm ;

? ―斜盘倾斜角 取 ? ? 18 ? ;
所以,泵的理论流量是
Qlb ? qb nb ? 94500 ml

泵的实际输出流量
Qsb ? Qlb ? ?Qb ? 95400 ? 197 ? 1982 ? 92321 ml

泵容积效率 ?Vb 为

?Vb ?
泵的机械效率为 ? mb ? 90 %

Qsb 92321 ? ? 96.7% Qlb 95400

所以,泵的总效率为容积效率与机械效率之积,

?b ? 87%

第三章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析
泵在一定斜盘倾角下工作时,柱塞一方面与缸体一起旋转,沿缸体平面做圆周运动, 另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成,使柱塞轴线上一点的运动轨 迹是一个椭圆。此外,柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转运 动,此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀,是有利的。

3.1 柱塞运动学分析
柱塞运动学分析,主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。即分析柱塞与缸体做相 对运动是的行程、 速度和加速度, 这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础。

3.1.1 柱塞行程 s
下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。 若斜盘倾角为γ , 柱塞分布圆半径为 R f ,
0

缸体或柱塞旋转角为α ,并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为 0 角α 时,

,则对应于任一旋转

γ

ω
ωk

θ

Rf

Smax

图 3-1 柱塞运动分析
h ? R f ? R f cos?

所以柱塞行程 s 为
s ? htg? ? R f (1 ? cos? )tg?

(3-1)

当α =1800 时,可得最大行程 s max 为
s max ? 2 R f tg? ? D f tg? ? 37 ? tg18 0 ? 23mm

3.1.2 柱塞运动速度 v
将式(3-1)对时间微分可得柱塞运动速度 v 为 ds ds da v? ? ? R f ?tg? sin ? dt da dt 当 ? ? 90 0 及 270 0 时, sin? ? ?1 ,可得最大运动加速度 vmax 为
vmax ? R f ?tg? ? 0.037 ? 157 ? tg18 0 ? 1.766 m / s

(3-2)

式中 ? 为缸体旋转角速度, ? ?

?
t



3.1.3 柱塞运动加速度 a
将式(3-2)对时间微分可得柱塞运动加速度 a 为 dv dv da a? ? ? R f ? 2 tg? cos? dt da dt 当 ? ? 0 0 及 180 0 时, cos? ? ?1,可得最大运动加速度 a max 为
a max ? R f ? 2 tg? ? 0.037 ? 157 2 ? tg18 0 ? 278 .83m / s 2

(3-3)

3.2 滑靴运动分析

研究滑靴的运动,主要是分析它相对斜盘平面的运动规律,也即滑靴中心在斜盘平面 ,其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长、短轴分别为 x ' o ' y ' 内的运动规律(如图) 长轴 短轴
2b ? 2R f cos? ? 2 ? 37 ? 77.38 mm cos18 0

2a ? 2 R f ? 2 ? 37 ? 74 mm

设柱塞在缸体平面上 A 点坐标
x ? R f sin ? y ? R f cos?

那么 A 点在斜盘平面 x ' o ' y ' 的坐标为
x ' ? R f sin ?

y' ?

Rf cos?

cos?

如果用极坐标表示则为 矢径 极角
Rh ? x 2 ? y 2 ? R f 1 ? tg 2? cos2 ?

? ? arctg(cos? cos? )

滑靴在斜盘平面 x ' o ' y ' 内的运动角速度 ? k 为

?k ?

d? ? cos? ? 2 dt cos ? ? cos2 ? sin 2 ?

由上式可见,滑靴在斜盘内是不等角速度运动,当α = 位置)为

? 3 、 ? 时, ? k 最大(在短轴 2 2

? h max ?

?
cos?

?

157 ? 164 .17 rad / s cos18 0

当 ? ? 0 、 ? 时, ? k 最小(在长轴位置)为

? h min ? ? cos? ? 157 ? cos18 0 ? 150 .14 rad / s
由结构可知,滑靴中心绕 点旋转一周( 2? )的时间等于缸体旋转一周的时间。因 此其平均旋转角速度等于缸体角速度,即

? np ? ?

3.3 瞬时流量及脉动品质分析
柱塞运动速度确定之后,单个柱塞的瞬时流量可写成
Qti ? FZ vi ? FZ R f ?tg? sin ? i

式中 Fz 为柱塞截面积, FZ ?

?
4

2 dZ ?

?
4

2 ? 0.024) ? 452 .4mm 2 。 (

柱塞数为 Z=7,柱塞角距为 ? ? 各个柱塞瞬时流量为

2? 2? ,位于排油区地柱塞数为 Z0,那么参与排油的 ? Z 7

Qt1 ? FZ R f ?tg? sin ? Qt 2 ? FZ R f ?tg? sin(? ? ? )
Qt 3 ? FZ R f ?tg? sin(? ? 2? )

……. …….
QtZ 0 ? FZ R f ?tg? sin(? ? ( Z 0 ? 1) ? )

泵的瞬时流量为
Qt ? Qt1 ? Qt 2 ? ......... ? QtZ 0

? FZ R f ?tg? ? sin[? ? (i ? 1)? ]
i ?1

Z0

? FZ R f ?tg?

sin

Z 0? Z ?1 sin(? ? 0 ?) Z Z sin

?

(3-4)

Z 由上式可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角 ? 有关,也与柱塞数有关。 对于奇数(Z=7)排油区的柱塞数为 Z0 ? ? Z ?1 当0 ?? ? ? 时,取 Z 0 ? ? 4 ,由 式(3-4)可知瞬时流量为 Z 7 2

Qt ? FZ R f ?tg?

cos( ? ? 2 sin

? ?
2Z

)

2Z



?
7

?

?
Z

?? ?

2? 2? Z ?1 时,取 Z 0 ? ? ? 3 ,由式(3-4)可得瞬时流量 Z 7 2 3? cos( ? ? ) 2Z Q ? F R ?tg?
t Z f

2 sin
当? ? 0 、

?

2Z

2? ? 、 、……时,可得瞬时流量的最小值为 Z Z

Qt min ? FZ R f ?tg?

cos

?
2Z

2 sin

?

2Z cos

?
2?7

? 452 .4 ? 0.037 ? 157 ? tg18 0

2 ? sin

?

? 1222 .05ml

2?7

3? 、……时,可得瞬时流量的最大值为 2Z 2Z 1 Qt max ? FZ R f ?tg? ? 2 sin 2Z 1 ? 452 .4 ? 0.037 ? 157 ? tg18 0 ? ? 1253 .5ml ? 2 ? sin 2?7 奇数柱塞泵瞬时流量规律见图

当? ?

?



π /2Z

π /2Z

π /2Z

图 3-3 奇数柱塞泵 定义脉动率

? ?

Qt max ? Qt min ? 0.0025 Qtp

π /2Z

式中 Qtp 为平均流量,可由瞬时流量公式在 是偶数泵均为
?

? 周期内积分求平均值而得无论奇数泵还 2

Qtp ?

1

?

? Q dt ? ? F
t 0

Z

Z

Z

R f ?tg?

Z 7 ? ? 542 .4 ? 0.037 ? 157 ? tg18 0 ? 1243 .6ml

?

3.3.1 脉动频率
因为奇数柱塞泵,所以 f ? 2Zn ? 2 ? 7 ? 1500 r / min ? 21000

3.3.2 脉动率

因为奇数柱塞泵,所以
2Z 4?7 根据计算值,将脉动率 ? 与柱塞 Z 画成下图的曲线

? ? 2 sin 2

?

? 2 ? sin 2

?

? 2.51%

图 3-4 脉动率 ? 与柱塞数 Z 关系曲线 由以上分析可知: (1)随着柱塞数的增加,无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵,流量脉动率都下降。 (2)相邻柱塞数相比,奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率。

第四章 柱塞受力分析与设计
柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时,半周吸油、半周排油。 柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。

4.1 柱塞受力分析

图 4-1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有: 图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

4.1.1 柱塞底部的液压力 Pb
柱塞位于排油区时,作用于柱塞底部的轴向液压力 Pb 为
Pb ?

?
4

2 d Z pb ?

?
4

2 ? 0.024) ? 31.5 ? 10 6 ? 14.25 KN (

式中 p b 为泵的排油压力。

4.1.2 柱塞惯性力 Pg
柱塞相对缸体往复直线运动时,有直线加速度 a,则柱塞轴向惯性力 Pg 为
Pg ? ?mZ a ? ? GZ R f ? 2 tg? cos? g

式中 mZ、GZ 为柱塞和滑靴的总质量和总重量 惯性力 Pg 方向与加速度 a 方向相反, 随缸体旋转角α 按余弦规律变化。 当α =00 和 1800 时,惯性力最大值为
Pg max ? Gz R f ? 2 tg? g

4.1.3 离心反力 Pl
柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动,有向心加速度 al,产生的离心反力 Pl 通过柱塞 质量重心并垂直于柱塞轴线,是径向力。其值为
Pl ? mZ al ? GZ Rf? g
2

4.1.4 斜盘反力 N
斜盘反力通过柱塞球头
P ? N cos? T ? N sin ?

轴向力 P 与作用于柱塞底部的液压力 Pb 及其他轴向力相平衡。而径向力 T 则对主轴形 成负载扭矩,使柱塞受到弯矩作用,产生接触应力,并使缸体产生倾倒力矩。

4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 P1 和 P2
该力是接触应力 p1 和 p2 产生的合力。 考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径 及柱塞在柱塞腔内的接触长度。因此,由垂直于柱塞轴线的径向力 T 和离心力 Pl 引起的 接触应力 p1 和 p2 可以看成是连续直线分布的应力。

4.1.6 摩擦力 P1f 和 P2f
柱塞与柱塞腔之间的摩擦力 Pf 为

Pf ? ( P1 ? P2 ) f

式中 f 为摩擦系数,常取 f=0.05~0.12。取 f=0.12 分析柱塞受力,应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度,即柱塞处于死点时的位置。 此时 N、P1、和 P2 可以通过如下方程求得:

?y?0 ?z ? 0
?M
0

N sin ? ? P1 ? P2 ? 0
N cos? ? fP1 ? fP2 ? 0

?0

P1 (l ? l 0 ?
l2 ? 6l 0 l ? 4l 02 ? 3 fd Z l 0 12l ? 6 fd Z ? 6l 0 ?

l0 ? l 2 l d d ) ? P2 (l ? 2 ) ? fP1 Z ? fP2 Z ? 0 3 3 2 2

6 ? 54 ? 74 ? 4 ? 54 2 ? 3 ? 0.12 ? 24 ? 54 ? 23 .4mm 12 ? 74 ? 6 ? 0.12 ? 24 ? 6 ? 54

式中

l 0 — 柱塞最小接触长度 l 0 ? 54 mm ;

l — 柱塞名义长度 l ? 74mm ; 解放程组得:
P1 ? N sin ? [1 ? 1 ] (l 0 ? l 2 ) 2 ?1 2 l2 1 ] ? 12 .2 KN (54 ? 23 .4) 2 ?1 23 .4 2

? 17 .33 ? sin 18 0 [1 ?

N sin ? 17 .33 ? sin 18 0 P2 ? ? ? 7.14 KN (l 0 ? l 2 ) 2 (54 ? 23 .4) 2 ?1 ?1 2 23 .4 2 l2

N?

Pb 24.25 ? 0 cos? ? f? sin ? cos18 ? 0.12 ? 3.82 ? sin18 0

式中

2 (l 0 ? l 2 ) 2 ? 1 (54 ? 23 .4) ? 1 2 l2 23 .4 2 ?? ? ? 3.82 (l 0 ? l 2 ) 2 (54 ? 23 .4) 2 ?1 ?1 2 23 .4 2 l2

为结构参数

4.2 柱塞设计
4.2.1 柱塞结构型式
轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞.根据柱塞头部结构,有三种型式,(1)点接触式柱塞,(2) 线接触式柱塞,(3)带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一个摆动头, 称

滑靴,可绕柱塞球头中心摆动.滑靴与斜盘间为面接触,接触应力小,能承受较高的工作压 力.高压油液还可以通过柱塞中心孔,沿滑靴平面泄露,保持与斜盘之间有一层油膜润滑, 从而减少了摩擦和磨损,使寿命大大提高.目前大多采用这种形式轴向柱塞泵. 并且这 种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞重量,减小柱塞运动的惯性力.采用空心结 构还可以利用柱塞底部的高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙, 取得良好的密封效果.空心柱塞内可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位.

4.2.2 柱塞结构尺寸设计
1.柱塞直径 d Z 及柱塞分布圆直径 Df

柱塞直径 d Z 、柱塞分布圆直径 Df、和柱塞数 Z 是互相关联的.根据统计资料,在缸体上 各柱塞孔直径 d Z 所占的弧长约为分布圆周长 ?D f
Zd Z ? 0.75 ? Df

的 75% ,



由此可得

m?

Df dZ

?

Z 0.75?

式中 m 为结构参数.m 随柱塞数 Z 而定. 当泵的理论流量 Qlb 和转速 nb 根据使用工况条件选定之后,根据流量公式可得柱塞直 径 dZ 为
dZ ? 3 4Qlb ? m?Znb tg? 3 4 ? 94500 7 ? ? ? 7 ? 1500 ? tg18 0 0.75 ? ? ? 24 mm

柱塞直径 d Z 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 Df ,
Df ? 4Qlb 4 ? 9500 ? ? 37 mm 2 ?d tg?Znb ? ? 24 tg18 2 ? 7 ? 1500
2 Z



2. 柱塞名义长度 L 由于柱塞圆球中心作用有很大的 径向力 T,为使柱塞不致被 以及保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取
pb ? 20 MPa

l 0 ? (1.4 ~ 1.8)d Z l0 ? (2 ~ 2.5)d Z

pb ? 30 MPa

因为

p ? 31.5MPa

所以

l 0 ? 2.25d Z ? 54 mm

因此,柱塞名义长度 l 应满足:
l ? l 0 ? s max ? l min

式中

s max — 柱塞最大行程;

l min — 柱塞最小外伸长度,一般取

l min ? 0.2d Z .

根据经验数据,柱塞名义长度常取:
pb ? 20 MPa pb ? 30 MPa

l ? (2.7 ~ 3.5)d Z l ? (3.2 ~ 4.2)d Z

同理

l ? (3.2 ~ 4.2) ? 4 ? 24 ? 96mm

3.柱塞球头直径 d1 按经验常取
d1 ? (0.7 ~ 0.8)d Z ? 18mm 如图

图 4-2 柱塞尺寸图 为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一 定的距离 ld ,一般取
l d ? (0.4 ~ 0.55)d Z ? 0.55 ? 24 ? 13mm

4.柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽,起均衡侧向力,改善润滑条件和存贮赃 物的作用.如上图 均 压 槽 的 尺 寸 常 取 : h ? 0.3 ~ 0.8mm取0.8mm ; 宽 b ? 0.3 ~ 0.7mm取0.6mm ; 间 距 t ? 2 ~ 10mm取10mm . 实际上,由于柱塞受到的径向力很大,均压槽的作用并不明显,还容易划伤缸体上柱塞 孔壁面.因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽.

4.2.3 柱塞摩擦副比压 p 、比功 pv 验算
取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则
p max 2 P1 2 ? 12 .2 ? 10 3 ? ? [ p] ? ? 29.68 N / cm 2 ? 30 N / cm 2 d Z l1 24 ? 30 .6

柱塞相对缸体的最大运动速度 vmax 应在摩擦副材料允许范围内,
vmax ? R f ?tg? ? [v] ? 37 ? 157 ? tg18 0 ? 1.775 ? 8m / s

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 pmax vmax 为
p max v max ? ? 2 P1 R f ?tg? ? [ pv] d Z l1

2 ? 12.2 ? 10 3 ? 157 ? tg18 0 ? 52.68 ? 60 N / cm 2 / s 24 ? 30.6

选用 18CrMnTiA 材料.

第五章 滑靴受力分析与设计
目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构.滑靴不仅增大了与斜盘的接触应力,而 且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 d 0' 和滑靴中心孔 d 0 ,再经滑靴封油带泄露到泵 壳体腔中.由于油液在封油带环缝中的流动.使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜,大大减 少了相对运动件间的摩擦损失,提高了机械效率.这种结构能适应高压力和高转速的需 要.

5.1 滑靴受力分析
液压泵工作时,作用于滑靴上有一组方向相反的力.一是柱塞底部液压力力图把滑靴压 向斜盘,称为压紧力 p y ;另一是由滑靴面直径为 D1 的油池产生的静压力 Pf1 与滑靴封油带 上油液泄露时油膜反力 Pf2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为分离力 Pf .当紧压力与 分离力相平衡时,封油带上将保持一层稳定的油膜,形成静压油垫.

5.1.1 分离力 Pf
图为柱塞结构与分离力分布图.

δ

图 4-3 滑靴结构及分布力分布 根据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量 q 的表达式 为
q?

?? 3 ( p1 ? p 2 )
6 ? ln R2 R1

若 p2 ? 0 ,则
q?

?? 3 p1
6? ln R2 R1

式中 ? 为封油带油膜厚度. 封油带上半 径为 r 的任一点压力分布式为

R2 r ?p p r ? ( p1 ? p 2 ) 2 R2 ln r ln

若 p2 ? 0 ,则
R2 r p r ? p1 R2 ln R1 ln

从上式可以看出 由上式可以看出,封油带上压力 随半径增大而呈对数规律下降。
Pf 2 ?

?p1
R 2 ln 2 R1

2 ( R2 ? R12 ) ? p1?R12

油池静压分离力 Pf1 为
Pf 1 ? ?R12 p1

总分离力 Pf 为
P f ? P f 1 ? Pf 2 ?

? ( R22 ? R12 )
R 2 ln 2 R1

p1

?

? (31 .5 2 ? 22 .05 2 ) ? 10 6
31 .5 2 ln 22 .05

? 31 .5 ? 10 6 ? 70 .2 KN

5.1.2 压紧力 Py
滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 p b 引起的,即
Py ? Pb ? 2 pb ? 31.5 ? 10 6 ? dZ ? ? 0.024 2 ? ? 14.9 KN cos? 4 cos? 4 cos18 0

5.1.3 力平衡方程式
当滑靴受力平衡时,应满足下列力平衡方程式
Py ? Pf

?
4

2 dZ

pb ? ( R22 ? R12 ) ? p1 R2 cos? 2 ln R1

q?

?? 3 p1
6? ln R2 R1

得泄流量为
q? ?

?? 3 pb d z2
2 12 ? ( R2 ? R12 ) cos?

? ? 0.013 ? 31 .5 ? 10 6 ? 0.024 2
12 ? 0.05 ? 31 .5 2 ? 22 .05 2) cos18 ? ( ?

? 197 ml

5.2 滑靴设计
滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法 最小功率损失法的特点是:选取适当油膜厚度,使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损 失之和最小,保持最高功率。

5.2.1 泄漏功率损失 ?N V
已知滑靴在斜盘上的泄漏流量 q , 。若不计吸油区的损失,则滑靴在排油区域的泄漏 功率损失为
?N V ? ?

?d z2? 3 pb 1 pb q ? 2 2 24 ? ( R2 ? R12 ) cos? ? ? 0.013 ? 31 .5 ? 10 6
? 171ml

24 ? 0.05 ? 31 .5 2 ? 22 .05 2) 18 ? ( cos

5.2.2 摩擦功率损失 ?N m
滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆,为简化计算,近似认为是柱塞分布圆。因此滑靴摩 擦功率损失为 u 2 ?N m ? F? u ? ? ( R2 ? R12 ) ? R f ?

?

式中

2 F? —液体粘性摩擦力, F? ? ? ( R2 ? R12 ) ?

u

?



u—切线速度, u ? R f ?
2 ? ( R2 ? R12 ) —滑靴摩擦(支承)面积;

?

u

?

—液体粘性摩擦应力, ? 为液体粘性系数, ? 为油膜厚度。

将 u ? R f ? 代入上式中可得

? 2R2 f ?N m ? ? ( R ? R ) ? ?
2 2 2 1

157 2 ? 37 2 ? ? ? 31.5 ? 22.05 ) 0.05 ? ( ? ? 268 ml 0.01
2 2

5.2.3 滑靴总功率损失 ?N
?N ? ?NV ? ?N m

? 2R2 f ? ?? 2 2 ? 24 ? ( R2 ? R1 ) c o ? s
2 ?d z2? 3 pb



? (?N ) ? 0, 可得最佳油膜厚度 ? 0 为 ??

?0 ?
?

2 ( R2 ? R12 ) ??R f

4

pb d Z

8 cos?

(31.5 2 ? 22 .05 2 ) ? 0.05 ? 157 ? 0.037 2 4 ? 8 cos18 ? 6 31 .5 ? 10 ? 0.024 ? 0.012 mm

由上式计算出的油膜厚度,可使滑靴功率损失最小,效率最高。最佳油膜厚度在

? 0 ? 0.01 ~ 0.03mm 范围。

5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计
5.3.1 滑靴结构型式
滑靴的结构型式如图

图 5-1 滑靴结构型式 关于滑靴的结构,应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨,所以往往在密封带外面 加上一道断开的外辅助支承面环带。这样,即使滑靴出现某些偏磨,也不会破坏滑靴的 平衡设计,从而延长了滑靴的寿命。为了减小对滑靴底面的比压,并防止由于压力冲击 而引起滑靴底面沉凹的变形 (这种变形引起松靴) 常常在滑靴的密封带内侧加上一个或 , 几个内辅助支承环带,为了不影响滑靴的支承力,并使密封环带内侧压力迅速伸展,内 辅助支承面在圆周上是断开的。 为了提高滑靴的拉脱强度,可以将滑靴的收口部位加厚。滑靴的球面圆柱度和椭圆度 不大于 0.003mm,与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于 0.01mm,与柱塞球头的接触 面积不小于 70%。滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造。要特别注意材料中心不 允许有疏松和偏析,否则容易引起疲劳强度损坏。

5.3.2 结构尺寸设计

1. 滑靴外径 D2 滑靴在斜盘上的布局,应使倾斜角 ? ? 0 时,互相之间仍有一定间隙 s,如图

图 5-2 滑靴外径 D2 的选定 滑靴外径 D2 为
D2 ? D f sin

?
Z

? s ? 74 ? sin

?
7

? 0.6 ? 31.5mm

一般取 s ? 0.2 ~ 1mm取s ? 0.6mm 2. 油池直径 D1 初步计算时,设定 D1 ? (0.6 ~ 0.7) D2 ? 0.7 ? 31.5 ? 22.05mm 3. 中心孔 d 0 、 d 0' 及长度 l 0 节流器采用节流管时,常以柱塞中心孔 d 0' 作为节流装置,如滑靴结构及分离力分布图 所示。根据流体力学细长孔流量 q 为

?d 0' ( pb ? p1 ) q? 128 ?l 0 K
4

式中

d 0 、 l 0 ——细长管直径、长度;

K——修正系数;
K ? 1??
1

' Re d 0 64l 0

? ? 1 ? 2.62 (

1 4 ) ' d 0 Re

1 ? 0.065 d Re
' 0

? ? 2.28

1 ? 0.065 d Re
' 0

把上式带入滑靴泄漏量公式

q?

?? 3 p1
R 6? ln 2 R1

可得

?d 0' ( p b ? p1 ) ?? 3 p1 ? R 128 ?l 0 K 6 ? ln 2
4

R1

整理后可得节流管尺寸为
' d0 128? 3 K ? ? p R2 1 ? ? b l0 6 ? ln R1 4

经多次试算得 d 0 ? 1.2mm 式中 ? 为压降系数, ? ?

l0 ? 22.5mm

p1 2 。当 ? ? ? 0.667 时,油膜具有最大刚度,承载能力最强。 pb 3

为不使封油带过宽及阻尼管过长,推荐压降系数 ? ? 0.8 ~ 0.9 。
d' 128? 3 K ? p 公式中可以看出,采用节流管的柱塞-滑靴组合,公式中无 从 0 ? R2 1 ? ? b l0 6 ? ln R1
4

粘度系数 ? ,说明油温对节流效果影响较小,但细长孔的加工工艺性较差,实现起来有 困难。

第六章 配油盘受力分析与设计
配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一,用以隔离和分配吸、排油液以及承受由高速旋转 的缸体传来的轴向载荷。它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命。

6.1 配油盘受力分析
常用配油盘简图如下

图 6-1 配油盘基本结构 液压泵工作时,高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力;即缸体因柱 塞腔中高压油液作用而 生的压紧力 Py;配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力 Pf。

6.1.1 压紧力 Py
压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在 柱塞腔底部台阶面上, 使缸体受 到轴向作用力,并通过缸体作用到配油盘上。

1 对于奇数柱塞泵 ( Z ? 7) ,当有 ( Z ? 1) ? 4 个柱塞处于排油区时,压紧力 Py1 为 2 Z ?1? 2 Py1 ? d Z pb ? p y max 2 4 7 ?1 ? ? ? ? 0.024 2 ? 31.5 ? 10 6 ? 57 KN 2 4 1 当有 ( Z ? 1) ? 3 个柱塞处于排油区时,压紧力 Py2 为 2 Z ?1 ? 2 Py 2 ? d Z pb ? p y min 2 4 7 ?1 ? ? ? ? 20 ? 10 3) 31.5 ? 10 6 ? 42 .7 KN ( ? 2 4 平均压紧力 Py 为 1 ? 2 Py ? ( Py1 ? Py 2 ) ? Zd Z pb 2 8
?

?
8

? 7 ? 0.024 2 ? 31.5 ? 10 6 ? 49.85 KN

6.1.2 分离力 Pf
分离力有三部分组成。即外封油带分离力 Pf1、内封油带分离力 Pf2、排油窗高压油对 缸体的分离力 Pf3 对奇数柱塞泵,在缸体旋转过程中,每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同,封油 带的包角是变化的。实际包角比配油盘排油窗包角 ? 0 有所扩大。
1 当有 ( Z ? 1) ? 4 个柱塞排油时,封油带实际包角 ? 1 为 2 1 1 ?1 ? ( Z ? 1)? ? ? 0 ? ? 7 ? 1 ? 51? ? 45 ? ? 198 ? ( ) 2 2 1 当有 ( Z ? 1) ? 3 个柱塞排油时,封油带实际包角 ? 2 为 2 1 1 ? 2 ? (Z ? 3)? ? ? 0 ? (7 ? 3) 51? ? 45 ? ? 147 ? ? 2 2 Z 平均有 个柱塞排油时,平均包角 ? p 为 2 1 1 1 ? p ? (?1 ? ? 2 ) ? ( Z ? 2)? ? ? 0 ? (7 ? 2) 51? ? 45 ? ? 175 ? ? 2 2 2 2? 式中 ? 51? ; ? ― 柱塞间距角 ? ? Z

? 0 ― 柱塞腔通油孔包角

? 0 ? 45 ?

1. 外封油带分离力 Pf1 外封油带上泄流量是源流流动,可得
Pf 1 ?

? p ( R12 ? R22 )
4 ln R1 R2

pb ?

?p
2

2 R2 p b

外封油带泄流量 q1 为

q1 ?

? p ? 3 pb
12 ? ln R1 R2

2. 内封油带分离力 Pf2 内封油带上泄流量是汇流流动,可得
Pf 2 ?

? p (? R32 ? R42 )
R 4 ln 1 R2

pb ?

?p
2

R32 pb

内封油带泄流量 q2 为
q2 ?

? p ? 3 pb
12 ? ln R3 R4

3. 排油窗分离力 Pf3
Pf 3 ?

?p
2

2 ( R2 ? R32 ) pb

4. 配油盘分离力 Pf
Pf ? Pf 1 ? Pf 2 ? Pf 3 ?

? p R12 ? R22
4 ( ln R1 R2

?

2 R32 ? R4 ) pb R3 ln R4

总泄流量 q l

? p ? 3 pb 1 ql ? q1 ? q 2 ? ( ? R3 12 ?
ln R4 35? ? 31 .5 ? 10 6 36 ? ( 12 ? 0.05

1 ) R1 ln R2

1 1 ? ) ? 1982 ml 27 40 .5 ln ln 12.5 37

考虑到封油带很窄,分离力也可以近似看成线性分布规律,简化计算:
Pf 1 ?

?p
8

2 ( D12 ? D2 )

pb 2

35? 31.5 ? 10 6 ? 36 ? 812 ? 74 2) ( ? ? 6.5KN 8 2

Pf 2 ?

?p
8

2 ( D32 ? D4 )

pb 2

35 ? 6 36 ? 54 2 ? 25 2) 31.5 ? 10 ? 13.78 KN ? ( ? 8 2

Pf 3 ?

?p
8

2 ( D2 ? D32 ) pb

35 ? 6 36 ? 74 2 ? 54 2) 31.5 ? 10 ? 15.4 KN ? ( ? 8 2
Pf ?

?p
8

2 2 ( D12 ? D2 ? D32 ? D4 )

pb 2

35 ? 6 36 ? 812 ? 74 2 ? 27 2 ? 12.5 2) 31.5 ? 10 ? 67 KN ? ( ? 8 2

6.1.3 力平衡方程式
为使缸体能与配油盘紧密贴合,保证可靠密封性,应取压紧力稍大于分离力。设压紧 力与分离力之差为剩余压紧力 ?Py ;剩余压紧力 ?Py 与压紧力 Py 之比为压紧系数 ? ,它 表示压紧程度。即

??
由此可得力平衡方程式
Pf ? (1 ? ? ) Py

Py ? Pf Py

?

?Py Py

一般取 ? ? 0.05 ~ 0.1 取 ? ? 0.1 则

Py ? 74.4 KN

为保证泵启动时,缸体配油盘仍有一定的预压紧力,常设置一轴向中心弹簧,把缸体 紧压在配油盘上。一般取弹簧力为 300~500N。弹簧力 Pt 也可按下式选取 Z? 2 Pt ? (0.03 ~ 0.035) d Z pb 8 7? ? 0.0325 ? ? 24 2 ? 10 ?6 ? 31.5 ? 10 6 ? 1.13 KN 8

6.2 配油盘设计
配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。

6.2.1.过度区设计
为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封,大多数配油盘采用过度角 ? 1 大于柱塞 腔通油孔包角 ? 0 的结构,称正重迭配油盘。 具有这种结构的配油盘,当柱塞从低压腔接通高压腔时,柱塞腔内封闭的油液会受到 瞬间压缩产生冲压力 ?pb ;当柱塞从高压腔接通低压腔时,封闭的油液会瞬间膨胀产生 冲击压力 ?p0 。 这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质,产生噪音和功率消耗以及周期性 的冲击载荷。对泵的寿命影响很大。 为防止压力冲击,我们希望柱塞腔在接通高低压时,腔内压力能平缓过渡,从而避免

压力冲击。





π

α



α

π



α

α

图 6-2 柱塞腔内压力变化 选带卸荷的非对称配油盘 根据式
cos ?? 1 ? 1 ? 2(1 ? 2V0 p ? p0 ) b Ey ?d R f tg?
2 Z

cos ?? 2 ? 1 ?

4V0 pb ? p 0 ?d R f tg? E y
2 Z

计算出 ??1 ? 15 ?

?? 2 ? 20 ?



在泵的结构尺寸确定后,取决于吸排有压力差的大小。在实际工况条件下,泵排油压 力常随负载改变而变化。 要避免在新工况条件下的压力冲击, 应改变压缩角 ??1 和 ?? 2 以 适应压力差的变化。简单的方法是在过渡区开设减振槽。

α
α

1

0

α

1

α

2

α α
2

0

图 6-3 非对称配油盘

此时,过渡区压缩角,按柱塞腔封闭油液压力升高或降低所必须的体积压缩量 ?V 的 50%计算;而减振槽按余下地 50%计算。 得
coa?? 1 ? 1 ? (1 ? 2V0 p ? p0 ) b Ey ?d R f tg?
2 Z

柱塞腔接通减振槽过程中,减振槽两端的压力差 ?p 是变化的。开始 ?p =0,完全接通
1 后 ?p ? pb ? p0 ,取近似平均压力差为 ?p ,则通过减振槽的单位时间流量为 2

?d 04 ?p Q0 ? 128 ?l 0 2
而油液通过减振槽的单位时间是
?? 1

?

,则
? 128 ?v? ? E y ?? 1

Q0 ?

?? 1

?

把上式带入 Q0 式中可得减振槽的设计尺寸为
d 04 128 ?V? ? l0 ? E y ?? 1

经多次验算得 d 0 ? 2mm

l 0 ? 12 mm

减振槽有多种形式,如等截面的沟槽,也有变截面的三角槽

6.2.2 配油盘主要尺寸确定
1. 配油窗尺寸 配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径 Df 配油窗口包角 ? 0 ,在吸排油窗口包角相等时,取

2 为避免吸油不足,配油窗口流速应满足
v0 ?

?0 ? ? ?

?1 ? ? 2

5 ? ? ?? ? ? 7

Qlb ? [v 0 ] F2

式中

Qlb―泵理论流量; F2―配油窗面积, F2 ?

?0
2

2 ( R2 ? R32 )

[v0]―许用吸入流速, [v0 ] ? 2 ~ 3m / s 由此可得
2 R2 ? R32 ?

2Ql 2 ? 94500 ? ? 561 .5mm 2 ? 0 [v0 ] 5 ? ? 2.5 7

2. 封油带尺寸 设内封油带宽度为 b1,外封油带宽度为 b2.

考虑到外封油带处于大半径,在加上离心力的作用,泄流量比内封油带泄流量大,取 b1 略大于 b2,即
b1 ? R1 ? R2 ? 0.125 d Z ? 3mm
b2 ? R3 ? R4 ? (0.1 ~ 0.125)d Z ? 2.7mm

当配油盘受力平衡时,可得
2 2 2 R12 ? R2 R32 ? R4 ?zZd Z (1 ? ? ) ? ? R R 2 ?p ln 1 ln 3 R2 R4

计算出的结果经多次调整得到的为 R1=40.5 R2=37 R3=27

R4=12.5

6.2.3 验算比压 p、比功 pv
为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦,配油盘应有 足够的支承面积。为此设置了辅助支承面,如下图中 D5,D6。辅助支承面上开有宽度为 B 的通油槽,起卸荷作用。配油盘的总支承面积 F 为
F?
?

?
4

2 ( D 2 ? D52 ? D12 ? D4 ) ? ( F1 ? F2 ? F3 )

? 110 2 ? 90 2 ? 812 ? 25 2)(800 ? 837 .7 ? 670 .2) ( ? 4 ? 5495 .8mm 2

?

Φ0

式中

图 6-4 配油盘主要尺寸确定 F1―辅助支承面通油槽面积;

( ? F1=KB (R-R5) 8 ? 10 ? 55 ? 45) 800 mm 2 (K 为通油槽个数,取 K=8mm, 为通油槽宽度, = B

取 B=10mm) F2、F3―吸、排油窗口面积。

F2 ?

5? ? 37 2 ? 27 2) 837 .7mm 2 ( ? 12

F3 ? 2 ?

?
6

? 37 2 ? 27 2) 670 .2mm 2 ( ?

配油盘比压 p 为
p? ?Py ? Pt F ? 74.4 ? 67 ? 1.13 ? 1.55 MPa ? [ p] 5495 .8

? Py ―配油盘剩余压紧力 Pt ―中心弹簧压紧力 在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后,不因功率损耗过大而磨损,应验 算 pv 值,即
式中
pv ? pv p ? 1.55 ? 1.48 ? 2.294 MPa ? [ pv]

式中 v p 为平均切线速度, v p ?

?n
2

( D4 ? D) ?

7? (25 ? 110 ) ? 1.48m / s 2

第七章 缸体受力分析与设计
7.1 缸体的稳定性
在工作过的配油盘表面常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象, 偏磨会使缸体与配油 盘间摩擦损失增大,泄流增加,油温升高,油液粘性和润滑性下降,而影响到泵的寿命。 缸体是一个复杂的受力体,造成偏磨的原因,除了可能有受力不平衡,使缸体发生倾倒。 下面就缸体受到的主要力矩进行稳定性分析。

7.1.1 压紧力矩 My
液压泵工作时,由于处于排油区的柱塞数量和位置随缸体转角 ? 变化,压紧力 Py 及合 力作用点也随 ? 变化,其相应合力矩 My 也要随转角 ? 变化。 因为选用九柱塞泵, 排油区可能有四个或五个柱塞。 下图是五个柱塞排油时柱塞位置。 为了便于分析,把每个柱塞的压紧力看成是单位为 1 的集中载荷。

图 7-1 压紧力合力作用点位置 总压紧力矩为

My ? ?

Z 2 D f d Z pb 8

7 ? 0.074 ? 0.024 2 ? 31.5 ? 10 6 ? 1174 .8 N ? m 2 8

7.1.2 分离力矩 Mf
因为分离力由三个部分组成,在内、外封油带上的压力分布是按对数规律分布的。可 认为内、外封油带上的分离力是沿着封油带重心弧线 r2 、r1 均匀分布的。弧线的包角仍 为 ? p ,弧线的半径,如图所示,分别

Φp

图 7-2 分离力合力作用点 R ? 2 R2 40.5 ? 37 ? 2 1 r1 ? R2 ? ( R1 ? R2 ) ? 1 ? ? 38mm 3 3 3 2 R3 ? R4 2 ? 27 ? 12.5 1 r2 ? R3 ? ( R3 ? R4 ) ? ? ? 22 mm 3 3 3 从数学可知,弧线重心矩为

oh ? r
由此可得外,内封油带分离力臂为
oh1 ? r1 sin

sin

?
2

?
2

?
2 ?

2( R1 ? 2 R2 ) sin 3? p 35? 72 ? 24 .9mm

?p
2

?
2

?

2 ? 114 ? sin 3? 35? 36

oh2 ? r2

sin

?p
2 ?

2( R4 ? 2 R3 ) sin 3? p

?p
2

?
2

?

2 ? 66 ? sin 3? 35? 36

35? 72 ? 14.4mm

排油窗的油压力是均布的,因此其分离力合力作用点可用求排油窗扇行面积重心来求 得。 数学上环扇面积重心矩为

oh ?

2( R 3 ? r 3 ) sin 3( R ? r )
2 2

?
2

?
2

由此可得排油窗分离力力臂 oh3 为
35? 72 ? 21mm 2 ? oh3 ? ?p 35? 2 3 ? 37 2 ? 27 2) ( ? 3( R2 ? R32 ) 72 2
3 3 2( R2 ? R3 ) sin

?p

2 ? 37 3 ? 27 3) sin ( ?

分离力总合力作用点 c 3 可用力平衡式求得,即
oc2 Pf ? Pf 1 oh1 ? Pf 2 oh2 ? Pf 3 oh3



oc2 ?

Pf 2 oh1 ? Pf 2 oh2 ? Pf 3 oh3 Pf

?

6.5 ? 24.9 ? 13.78 ? 14.4 ? 15.4 ? 21 ? 10.2mm 67

总分离力矩 M f ? Pf oc2 ? 67 ? 10.2 ? 684 N ? m

7.1.3 力矩平衡方程
设压紧力矩 M y 与分离力矩 M f 之比为力矩系数 ? , ? ? 则力矩平衡方程为
M y ? ?M f

My Mf



缸体稳定性与 ? 有很重要关系, ? 偏大偏小都可以造成缸体倾倒偏磨,直接影响泵输出 油液压力大约有 10 ~ 15% 脉动。因此, Z=9
所以

? ? 1.07 ~ 1.2取? ? 1.14
M y ? 1.14 ? 684 ? 779 .76 N ? m

7.2

缸体径向力矩和径向支承

上面分析了由轴向的压紧力和分离力引起的压紧力矩和分离力矩,通过选择力矩系数 使得缸体轴向稳定。但仅此是不够的,因此缸体还受到径向力作用,如果没有可靠的径 向约束,缸体倾倒和偏磨仍会发生。下面将分析缸体所受径向力和缸体稳定性的影响及 缸体径向支承形式。

7.2.1 径向力及径向力矩
从柱塞受力分析知道,在排油区的柱塞,由于受斜盘约束受有径向力 T 的作用,对缸 体产生以 H 为支点的倾倒力矩。即
M ti ? Tl i

式中 l i 为任一柱塞球头中心至 H 点的距离。如图

图 7-3 径向合力产生的倾倒力矩 柱塞径向合力对缸体的倾倒力矩 Mt 为
M t ? ? Tl i ? T ? li

? 18.34 ? 112 .8 ? 2 ? 117 .36 ? 2 ? 121 .92 ? 2 ? 131 .04 ? 2 ? 126 .48) ( 当 ? 20.29 ? 10 3 N ? m

Z ?1 ? 4 个柱塞处于排油区时,径向合力最大。若忽略柱塞惯性力、摩擦力等因素的影 2 响,则柱塞最大径向合力为 Z ?1? 2 T? d Z pb tg? 2 4 8 ? ? ? ? 0.024 2 ? 31.5 ? 10 6 ? tg18 ? ? 18.34 KN 2 4

对于柱塞数 Z=9 的柱塞泵,有 ?z ? 0.25 R f tg? ? 0.25 ? 37 ? tg18 ? ? 3mm 式中 ?z ―径向合力作用点运动弧长在 Z 轴上的投影长度。 综上所述,要保证缸体不因径向力作用产生倾倒,必须根据径向力大小及作用点变动 情况选择可靠的径向支承。安装位置应使支承轴承平面中心与传动轴的交点重合于柱塞 球头与传动轴的交点

7.2.2

缸体径向力支承型式

选用缸体外支承 在柱塞径向合力中心位置上设置一缸体外径大轴承,如图

图 7-4 缸体外支承型式 缸体传动的径向力全部由缸体外径轴承支承。 这种形式的主要优点是传动轴只起传扭作用,不承受弯矩,因而轴和轴承的设计条件 可以大大改善。同时,缸体支承刚度高,多次装配重复性好。 由于径向轴承外径大,造成泵的外径尺寸也大,重量增加,径向支承还限制了泵转速 的提高。 缸体中心的传动轴尺寸较小,缸体结构设计更紧凑。柱塞分布圆直径较小,柱塞数较 少(常取 Z=7) ,斜盘倾角较大( ? max ? 18 0 ~ 20 0 ) 。 由前面分析可知,缸体倾倒造成偏磨的原因是因为配油盘不动,缸体倾倒后改变了原 接触面的相对位置。如果缸体发生倾倒时,配油盘能自动相应变化,保持接触面良好的 贴合关系,即配油盘具有自位性,无疑可以避免缸体偏磨和泄漏。为此从结构上采取措 施,出现了浮动配油盘、浮动缸体和球面配油盘等多种装置,解决了缸体偏磨等问题。

7.3
7.3.1

缸体主要结构尺寸的确定

通油孔分布圆半径 R 'f 和面积 Fα

为减小油液流动损失, 通常取通油孔分布圆半径 R 'f 与配油窗口分布圆半径 r f 相等。 即
R2 ? R3 37 ? 27 ? ? 32 mm 2 2 式中 R2、R3 为配油盘窗口内、外半径。 通油孔面积近似计算如下 R 'f ?

图 7-5 柱塞腔通油孔尺寸
2 F? ? l? b? ? 0.125b? ? 24 ? 12 ? 0.125 ? 12 2 ? 270 mm 2

式中

l? — 通油孔直径, l? ? d Z ? 24mm b? — 通油孔宽度, b? ? 0.5d Z ? 0.5 ? 24 ? 12 mm 。

7.3.2

缸体内、外直径 D1、D2 的确定

为保证缸体在温度变化和受力状态下, 各方向的变形量一致, 应尽量使各处壁厚一致, 壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算

δ δ
2

1

图 7-5 缸体结构尺寸 缸体强度可按厚壁筒验算
2 2 dw ? dZ 34 2 ? 24 2 ? 31.5 ? 10 6 ? 77 MPa ? [? ] ? 80 MPa 2 2 dw ? dZ 34 2 ? 24

δ
3

dz δ
4

? ? pb

式中 d w 为厚壁筒外径, d w ? d Z ? 2? ? 24 ? 16 ? 40 mm 。 缸体刚度也按厚壁筒校验,其变形量为

dZ 24 ? 10 ?3 ?? ? (? ? ?pb ) ? (67 ? 10 6 ? 0.32 ? 31.5 ? 10 6) 9 2E 2 ? 110 ? 10 ? 0.0045 mm ? [?? ] ? 0.0048 mm

式中

E — 缸体材料弹性系数 E ? 110 ? 10 9 N / m 2 ;

? — 材料波桑系数,对青铜材料 ? ? 0.32 ~ 0.35 ;
[ ?? ] — 允 许 变 形 量 , 一 般 钢 质 缸 体 取 [?? ] ? 0.0065 mm , 青 铜 则 取
[?? ] ? 0.0048 mm 。

当壁厚确定后,可依次定出 D1、D2
D1 ? D f ? d w ? D f ? d Z ? 2? ? 74 ? 24 ? 12 ? 110 mm
D2 ? D f ? d w ? D f ? d Z ? 2? ? 74 ? 24 ? 12 ? 78mm

7.3.3

缸体高度 H
H ? l0 ? s max ? l3 ? l 4 ? 54 ? 23 ? 5 ? 12 ? 94 mm

如上图中可确定缸体高度 H 为

式中 l 0 — 柱塞最短留孔长度;
s max — 柱塞最大行程; l 3 — 为便于研磨加工,留有的退刀槽长度,尽量最短;

l 4 — 缸底厚度,一般取 l 4 ? (0.4 ~ 0.6)d Z ? 0.5 ? 24 ? 12mm

结论
四年的大学生活即将结束, 在这四年里我学会了不少的东西, 无论在学习上、 生活中、 思想上都有很大的转变,从一开始带着父母的殷切希望,怀着充实自我,掌握一技之长, 为以后找工作,实现自己的人生价值的目标作努力,到最后考研进一步接触社会,学到 一些从理论上学不到东西,增加了许多经验,这一切的成果都离不开众多可敬师长谆谆 教导、不厌其烦的耐心讲解传授,以及许多同学、朋友的坦诚相见]砥励共勉;加上自己 对本专业有一定的兴趣,特别是在毕业设计期间,大家更是同心努力希望自己把设计搞 好,因为这是四年大学生活最后的收尾工作,它是我们平时对我们所学的课程理解,接 受能力,熟知程度,以及记忆能力的一个体现,在这四年中,从基础课到专业课四五十 门,但这都是零散的,成块吸收。而最终的毕业设计就是把这些零散、成块的知识有条 理、系统化,综合运用。达到检验所学程度的目的,既是对综合运用知识的能力的培养, 又是为将来走上工作岗位的做的一次实战模拟。 斜盘式轴向柱塞泵对我来说并不是完全陌生的,但是知道的仅限于在课本中学到的, 它是液压系统中的能源元件,作用是向系统提供一定压力和流量的油液,是把机械能转 换成液压能的装置,与马达正好相反,分为斜盘式和斜轴式两种,血盘式轴向柱塞泵的 传动轴中心线与缸体中心线重合,滑靴是按静压轴承原理设计的,缸体中的压力油经柱

塞球头中间小孔流入滑靴油室,使滑靴和斜盘形成液体润滑,改善柱塞头部和斜盘的接 触情况。而对于它的详细结构并不知道多少,在设计中才知道,其详细原理,斜盘式轴 向柱塞塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动,改变柱塞腔容积实现吸油和排油的,并且 它在现实中有很广泛地应用,因此,我在这期间学会了以前我没学到的东西,特别是, 不止是学会怎样设计这个泵,而是学会了如何运用所学的知识,应用于你的设计中去, 不是单一的设计一件东西,要灵活运用,举一反三,能运用到别地设计中去,不过,在 设计上还有很多缺陷,需要进一步完善,希望各位领导和老师提出意见,批评指正,使 以后不在犯同样的错误,不断成熟,进步,在一次感谢各位领导和老师的不倦悔和热心 帮助。

参考文献
1 东北工学院《机械零件设计手册》编写组.《机械零件设计手册》下册.第二版. 冶金工 业出版社.葛志祺.1990 年 6 月:161 页至 225 页 2 《机械设计手册》联合编写组.《机械设计手册》下册.第二版(修订). 化学工业出版 社.1983 年 7 月:114 页至 138 页 3 上海煤矿机械研究所.《液压传动设计手册》.上海人民出版社.1976 年 8 月:197 页至 229 页 305 页至 317 页 573 页至 577 页 4 陈榕林. 《最新机械设计制造常用数据与新旧标准对照手册》 .科学技术文献出版社. 1995 年 5 徐灏.《机械设计手册》第四版.机械工业出版社. 1988 年 6 雷天觉 7 徐绳武.《柱塞式液压泵》.机械工业出版社.1985 年 8 翟培祥.《斜盘式轴向柱塞泵设计》.煤炭工业出版社.1978 年 9 李玉琳.《液压元件与系统设计》.北京航空航天大学出版社.1991 年


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