軸向柱塞泵設計(論文+DWG圖紙),軸向,柱塞,設計,論文,dwg,圖紙 攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文） 軸向柱塞泵設計 學生姓名： 樊 俊 學生學號： 200310621088 院（系）： 機電工程學院 年級專業(yè)： 03 機制 2 班 指導教師： 張勇 講師 二〇〇七年六月 攀枝花學院畢業(yè)設計 摘要 Ⅰ 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力元件,它是每個液壓 系統(tǒng)中不可缺少的核心元件,合理的選擇液壓泵對于液壓系統(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 本設計對軸向柱塞泵進行了分析,主要分析了軸向柱塞泵的分類,對其中的結 構,例如,柱塞的結構型式﹑滑靴結構型式﹑配油盤結構型式等進行了分析和設計,還 包括它們的受力分析與計算.還有對缸體的材料選用以及校核很關鍵;最后對變量 機構分類型式也進行了詳細的分析,比較了它們的優(yōu)點和缺點.該設計最后對軸向 柱塞泵的優(yōu)缺點進行了整體的分析,對今后的發(fā)展也進行了展望. 關鍵詞: 柱塞泵,液壓系統(tǒng),結構型式,今后發(fā)展. 攀枝花學院畢業(yè)設計 Abstract Ⅱ Abstract Liquid's pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that the liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquid's pressing a pump can consume a ﹑ exaltation the efficiency ﹑ of the system to lower a Zao voice ﹑ an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of of dependable work all very important This design filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytical, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar, as to it's win of structure, for example, the pillar fill of the ﹑ slippery Xue structure pattern ﹑ of the structure pattern went together with the oil dish structure pattern's etc. to carry on analysis and design, also include their is analyze by dint with calculation.The material which still has a body to the urn chooses in order to and school pit very key;Finally measure an organization classification towards change, the pattern also carried on detailed analysis and compared their advantage and weakness.That design end filled the merit and shortcoming of pump to carry on whole analysis toward the pillar to the stalk and also carried on an outlook to aftertime's development. Keyword: The pillar fills a pump, the liquid presses system, structure pattern, will develop from now on. 攀枝花學院畢業(yè)設計 目錄 - 1 - 目 錄 摘 要…………………………………………………………………………………………… Ⅰ ABSTRACT ????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????Ⅱ 緒論……………………………………………………………………………………………4 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)……………………………………………… 6 1.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理……………………………………………………………… 6 1.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)………………………………………………………… 6 1.2.3 排量﹑流量與容積效率……………………………………………………………… 7 1.2.2 扭矩與機械效率 ...................................................................................8 1.2.3 功率與效率…………………………………………………………………………… 9 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析………………………………………… 10 2.1 柱塞運動學分析…………………………………………………………………………10 2.1.1 柱塞行程 S…………………………………………………………………………… 11 2.1.2 柱塞運動速度分析 v………………………………………………………………… 12 2.1.3 柱塞運動加速度 a…………………………………………………………………… 13 2.2 滑靴運動分析…………………………………………………………………………… 14 2.3 瞬時流量及脈動品質(zhì)分析……………………………………………………………… 15 2.3.1 脈動頻率…………………………………………………………………… 15 2.3.2 脈動率…………………………………………………………………………………16 3 柱塞受力分析與設計………………………………………………………………………17 3.1 柱塞受力分析……………………………………………………………………………17 3.1.1 柱塞底部的液壓力 …………………………………………………………………17bP 3.1.2 柱塞慣性力……………………………………………………………………………18 3.1.3 離心反力 ……………………………………………………………………………18t 3.1.4 斜盤反力 N…………………………………………………………………………… 19 3.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力 和 ………………………………………… 201p2 3.1.6 摩擦力 和 ………………………………………………………………………201fP2f 3.2 柱塞設計………………………………………………………………………………… 21 3.2.1 柱塞結構型式…………………………………………………………………………22 3.2.2 柱塞結構尺寸設計……………………………………………………………………23 攀枝花學院畢業(yè)設計 目錄 - 2 - 3.2.3 柱塞摩擦副比壓 P﹑比功 驗算……………………………………………………23vP 4 滑靴受力分析與設計………………………………………………………………………25 4.1 滑靴受力分析…………………………………………………………………………… 25 4.1.1 分離力…………………………………………………………………………………26 4.1.2 壓緊 力 ………………………………………………………………………………27yp 4.1.3 力平衡方程式…………………………………………………………………………27 4.2 滑靴設計………………………………………………………………………………… 28 4.2.1 剩余壓緊力法…………………………………………………………………………28 4.3 滑靴結構型式與結構尺寸設計…………………………………………………………29 4.3.1 滑靴結構型式…………………………………………………………………………29 4.3.2 結構尺寸設計……………………………………………………………………… 31 5 配油盤受力分析與設計………………………………………………………………… 32 5.1 配油盤受力分析………………………………………………………………………… 32 5.1.1 壓緊 力 ………………………………………………………………………………33yp 5.1.2 分離力 …………………………………………………………………………… 34fp 5.2 配油盤設計……………………………………………………………………………… 35 5.2.1 過渡區(qū)設計……………………………………………………………………………35 5.2.2 配油盤主要尺寸確定…………………………………………………………………37 5.2.3 驗算比壓 p﹑比功 pv………………………………………………………………… 38 6 缸體受力分析與設計………………………………………………………………………40 6.1 缸體的穩(wěn)定性……………………………………………………………………………40 6.2 缸體主要結構尺寸的確定………………………………………………………………40 6.2.1 通油孔分布圓半徑 和面積 F…………………………………………………… 40fR? 6.2.2 缸體內(nèi)﹑外直徑 ﹑ 的確定…………………………………………………… 421D2 6.2.3 缸體高度 H…………………………………………………………………………… 43 7 柱塞回程機構設計…………………………………………………………………………44 8 斜盤力矩分析……………………………………………………………………………… 46 8.1 柱塞液壓力矩 ……………………………………………………………………… 461M 8.2 過渡區(qū)閉死液壓力矩……………………………………………………………………46 8.2.1 具有對稱正重迭型配油盤……………………………………………………………46 8.2.2 零重迭型配油盤………………………………………………………………………47 8.2.3 帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤……………………………………………………47 攀枝花學院畢業(yè)設計 目錄 - 3 - 8.3 回程盤中心預壓彈簧力矩 ………………………………………………………… 483M 8.4 滑靴偏轉(zhuǎn)時的摩擦力矩 …………………………………………………………… 484 8.5 柱塞慣性力矩 ……………………………………………………………………… 485 8.6 柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 …………………………………………………………496 8.7 斜盤支承摩擦力矩 …………………………………………………………………497 8.8 斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動慣性力矩 ………………………………………………508 8.9 斜盤自重力矩 ………………………………………………………………………509M 9 變量機構……………………………………………………………………………………51 9.1 手動變量機構……………………………………………………………………………51 9.2 手動伺服變量機構………………………………………………………………………53 9.3 恒功率變量機構…………………………………………………………………………55 9.4 恒流量變量機構…………………………………………………………………………56 結論…………………………………………………………………………………………… 57 參考文獻………………………………………………………………………………………58 致謝…………………………………………………………………………………………… 59 攀枝花學院畢業(yè)設計 緒論 4 緒論 隨著工業(yè)技術的不斷發(fā)展，液壓傳動也越來越廣，而作為液壓傳動系統(tǒng)心 臟的液壓泵就顯得更加重要了。在容積式液壓泵中，惟有柱塞泵是實現(xiàn)高壓﹑ 高速化﹑大流量的一種最理想的結構，在相同功率情況下，徑向往塞泵的徑向 尺寸大、徑向力也大，常用于大扭炬、低轉(zhuǎn)速工況，做為按壓馬達使用。而軸 向柱塞泵結構緊湊，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動慣量小，故轉(zhuǎn)速較高；另外，軸向柱塞 泵易于變量，能用多種方式自動調(diào)節(jié)流量，流量大。由于上述特點，軸向柱塞 泵被廣泛使用于工程機械、起重運輸、冶金、船舶等多種領域。航空上，普遍 用于飛機液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動機燃油系統(tǒng)中。是飛機上所用的液壓 泵中最主要的一種型式。 本設計對柱塞泵的結構作了詳細的研究，在柱塞泵中有閥配流﹑軸配流﹑ 端面配流三種配流方式。這些配流方式被廣泛應用于柱塞泵中，并對柱塞泵的 高壓﹑高速化起到了不可估量的作用?？梢哉f沒有這些這些配流方式，就沒有 柱塞泵。但是，由于這些配流方式在柱塞泵中的單一使用，也給柱塞泵帶來了 一定的不足。設計中對軸向柱塞泵結構中的滑靴作了介紹，滑靴一般分為三種 形式；對缸體的尺寸﹑結構等也作了設計；對柱塞的回程結構也有介紹。 柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復運動，改變柱塞腔容積實現(xiàn)吸油 和排油的。是容積式液壓泵的一種。柱塞式液壓泵由于其主要零件柱塞和缸休 均為圓柱形，加工方便配合精度高，密封性能好，工作壓力高而得到廣泛的應 用。 柱塞式液壓泵種類繁多，前者柱塞平行于缸體軸線，沿軸向按柱塞運動形 式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類運動，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑 向運動。這兩類泵既可做為液壓泵用，也可做為液壓馬達用。 泵的內(nèi)在特性是指包括產(chǎn)品性能、零部件質(zhì)量、整機裝配質(zhì)量、外觀質(zhì)量 等在內(nèi)的產(chǎn)品固有特性，或者簡稱之為品質(zhì)。在這一點上，是目前許多泵生產(chǎn) 廠商所關注的也是努力在提高、改進的方面。而實際上，我們可以發(fā)現(xiàn)，有許 多的產(chǎn)品在工廠檢測符合發(fā)至使用單位運行后，往往達不到工廠出廠檢測的效 果，發(fā)生諸如過載、噪聲增大，使用達不到要求或壽命降低等等方面的問題； 而泵在實際當中所處的運行點或運行特征，我們稱之為泵的外在特性或系統(tǒng)特 性。 正如科學技術的發(fā)展一樣，現(xiàn)階段科技領域中交叉學科、邊緣學科越來越 豐富，跨學科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產(chǎn)品的技術發(fā)展亦是如此。 攀枝花學院畢業(yè)設計 緒論 5 以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問題，必須從電機結構開始，單局限于泵本身 是沒有辦法實現(xiàn)的；解決泵的噪聲問題，除解決泵的流態(tài)和振動外，同時需要 解決電機風葉的噪聲和電磁場的噪聲；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機 內(nèi)加設諸如泄漏保護、過載保護等措施；提高泵的運行效率，須借助于控制技 術的運用等等。這些無一不說明要發(fā)展泵技術水平，必須從配套的電機、控制 技術等方面同時著手，綜合考慮，最大限度地提升機電一體化綜合水平。 柱塞式液壓泵的顯著缺點是結構比較復雜，零件制造精度高，成本也高， 對油液污染敏感。這些給生產(chǎn)、使用和維護帶來一定的困難。 攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 6 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 1．1 直軸式軸向柱塞泵工作原理 直軸式軸向柱塞泵主要結構如圖 1.1 所示。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底 面始終貼著斜盤平面運動。當缸體帶動柱塞旋轉(zhuǎn)時，由于斜盤平面相對缸體平 面（xoy 面）存在一傾斜角 ，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復運動。如果缸體? 按圖示 n 方向旋轉(zhuǎn)，在 ～ 范圍內(nèi)，柱塞由下死點(對應 位置)開始180?36180? 不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(對應 位置) 止。在這過程中，0? 柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內(nèi)，這是吸油過程。隨著 缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在 ～ 范圍內(nèi)，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入? 腔內(nèi)，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這過程中，柱塞腔剛好與配油 盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。這就是排油過程。由此可見，缸體每轉(zhuǎn) 一跳各個往塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和 排油。 圖 1.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理 1.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 給定設計參數(shù) 最大工作壓力 max40PM? 額定流量 =100L/minQ 攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 7 最大流量 max20/inQL? 額定轉(zhuǎn)速 n=1500r/min 最大轉(zhuǎn)速 ax3/inr 1.2.1 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bq 2maxmax4bXFsZds?? = (19.50)(19.502)9p′′′ ≈0.84(L) 不計容積損失時，泵的理論流量 為tbQ2max4tbbqndsZn?? =0.84×1500 =1260(L) 式中 —柱塞橫截面積；xF —柱塞外徑；d —柱塞最大行程；maxs Z—柱塞數(shù)； —傳動軸轉(zhuǎn)速。bn 泵的理論排量 q 為 （ml/r）10107.2.5.9vQnh′== 為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計算理論排量時應按下式作校核計算： 13max.pqC￡ 07.2066p′=< 式中 是常數(shù)，對進口無預壓力的油泵 =5400；對進口壓力為 5kgf/cm 的油pC 攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 8 泵 =9100，這里取 =9100 故符合要求。pCpC 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。相同結構型 式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，對液壓元件型號命名的標 準中明確規(guī)定用排量作為主參數(shù)來區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號的產(chǎn)品。 從泵的排量公式 中可以看出，柱塞直徑 ﹑分布圓直徑24bxfqdDZtg???zd ﹑柱塞數(shù) Z 都是泵的固定結構參數(shù)，并且當原動機確定之后傳動軸轉(zhuǎn)速 也fD bn 是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角 來實現(xiàn)。對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角 ～ ，該設計? max15???20? 是通軸泵，受機構限制，取下限，即 。15gO= 泵實際輸出流量 為gbQ =100-3=97（ml/min）tb??: 式中 為柱塞泵泄漏流量。b: 軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之 間及柱塞與柱塞腔之間的油液泄漏產(chǎn)生的。此外，泵吸油不足﹑柱塞腔底部無 效容積也造成容積損失。 泵容積效率 定義為實際輸出流量 與理論流量 之比，即 VB?gbQtb =gbt?97%10 軸向柱塞泵容積效率一般為 =0.94～0.98，故符合要求。b?? 1.2.2 扭矩與機械效率 不計摩擦損失時，泵的理論扭矩 為tbM =2btpq??:6610.841.0(.)Nm′=′ 式中 為泵吸﹑排油腔壓力差。bp: 考慮摩擦損失 時，實際輸出扭矩 為bMgbM =gtb??:6661.0.21.80(.)Nm′+′=′ 軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之 間﹑柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產(chǎn)生的。 泵的機械效率定義為理論扭矩 與實際輸出扭矩 之比，即tbgb 攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 9 61.08.9%tbtbm bg fMMh′===+: 1.2.3 功率與效率 不計各種損失時，泵的理論功率 tbN =2tbtgpQnM??:6150.823()kwp′′= 泵實際的輸入功率 為r =12brbgbtmNn?61502.28()0.9kwp′′ 泵實際的輸出功率 為bc =3gbtbNpQgh=:631.095427()kw′′= 定義泵的總 效率 為輸出功率 與輸入功率 之比，即?bcbrN = 12tbcbmrtbpNMghh=:0.89.70.86′ 上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效 率一般為 =0.85～0.9,上式滿足要求。bh 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 10 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做 圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。這兩個運動的合成，使柱塞 軸線上任一點的運動軌跡是一個橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的 相對缸體繞其自身軸線的自轉(zhuǎn)運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是 有利的。 2.1 柱塞運動學分析 柱塞運動學分析，主要是研究柱塞相對缸體的往復直線運動。即分析柱 塞與缸體做相對運動時的行程﹑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。 2.1.1 柱塞行程 S 圖 2.1 為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。若斜盤傾斜角為 ，柱塞? 分布圓半徑為 ，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為 a，并以柱塞腔容積最大時的上死點fR 位置為 ，則對應于任一旋轉(zhuǎn)角 a 時，0? 圖 2.1 柱塞運動分析 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 11 cosffhRa=- 所以柱塞行程 S 為 1(s)stgtg- 當 時，可得最大行程 為180aO=max ax2ffsRtDt=3918039()tmO′= 2.1.2 柱塞運動速度分析 v 將式 對時間微分可得柱塞運動速度 v 為1(cos)shtgRtg???? .sinsafttdRtgauw= 當 及 時， ，可得最大運動速度 為90a??27in1??max? max509.2.189(/)6fRtgtgsupO′= 式中 為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 。watw= 2.1.3 柱塞運動加速度 a 將 對時間微分可得柱塞運動加速度 a 為.sinsafttdRtg???? 2.cosafttdRtga???? 當 及 時， 可得最大運動加速度 為0a??18cos1,?max 2max15089219(/)6fRtgswp??÷?=′=è? 柱塞運動的行程 s﹑速度 v﹑加速度 與缸體轉(zhuǎn)角 a 的關系如圖 2.2 所示。a 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 12 圖 2.2 柱塞運動特征圖 2.2 滑靴運動分析 研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規(guī)律，即滑靴中心在 斜盤平面 內(nèi)的運動規(guī)律（如圖 2.3） ，其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長﹑xoy￠ 短軸分別為 長軸 23940.()cos15fRbmgO== 短軸 ()fa 設柱塞在缸體平面上 A 點坐標為 sincofxRy? 如果用極坐標表示則為 矢徑 2221coshfxtga??? 極角 (cos)artga?? 滑靴在斜盤平面 內(nèi)的運動角速度 為xoy? h? 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 13 22cosinhtdaaqwg=+ 由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運動，當 ﹑ 時， 最2??3h? 大（在短軸位置）為 maxcoshwg=15026(/)radspO′= 當 ﹑ 時， 最?。ㄔ陂L軸位置）為0a??h? min150cs2cos152(/)6radspO′ 由結構可知，滑靴中心繞 點旋轉(zhuǎn)一周（ ）的時間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周o?? 的時間。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 7(/)0ap radsw=′= 2.3 瞬時流量及脈動品質(zhì)分析 柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成 2sintiztftQFRtga???? 式中 為柱塞橫截面積， 。zF4zzd? 泵柱塞數(shù)為 9，柱塞角距（相鄰柱塞間夾角）為 ，位于20.79Z???? 排油區(qū)的柱塞數(shù)為 ，那么參與排油的各柱塞瞬時流量為0Z 123sin()i2tzftzfQFRtgatwq=+ …… …… 0sin[(1)]tzfQFRtgaZ?????? 泵的瞬時流量為 120ttttzQ? ? 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 14 ??0100sin(1)siZzftzfFRgaiZt?????????? 由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉(zhuǎn)角 a 有關，也與柱塞數(shù)有關?！?2∏ ∏ ∏ 圖 2.3 奇數(shù)柱塞泵瞬時流量 對于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為 。oZ 當 時，取 = ，由泵的流量公式可得瞬時流量為0aZ??o1952+= cos2intzfaZQFRtg??????????? 當 時，取 ，同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為2aZ??012Z? 3cos2intzfaZQFRtg??????????? 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 15 當 a=0﹑ ﹑ ﹑……時，可得瞬時流量的最小值為Z?2 min12sintzfQFRtgZ???? 奇數(shù)柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖 2—3 我們常用脈動率 和脈動頻率 f 表示瞬時流量脈動品質(zhì)。? 定義脈動率 maxinttpQd-= 這樣，就可以進行流量脈動品質(zhì)分析。 2.3.1 脈動頻率 當 Z=9，即為奇數(shù)時 150294()6fnZHz=′= 2.3.2 脈動率 當 Z=9，即為奇數(shù)時 .()0.26%2494tgtgZppd=′= 利用以上兩式計算值，可以得到以下內(nèi)容： 表 2.1 柱塞泵流量脈動率 由以上分析可知： （1） 隨著柱塞數(shù)的增加，流量脈動率下降。 （2） 相鄰柱塞數(shù)想比，奇數(shù)柱塞泵的脈動率遠小于偶數(shù)柱塞泵的脈動率。這 就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。 從中還可以看出，奇數(shù)柱塞中，當 時,脈動率已小于 1%.因此,從泵13Z? Z （%）? 6 13.40 8 7.61 10 4.89 12 3.41 14 2.61 16 1.92 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 16 的結構考慮,軸向柱塞泵的柱塞數(shù)常取 Z=7﹑9﹑11. 泵瞬時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.這些脈動嚴重影響了輸出流量品質(zhì),使 系統(tǒng)工作不穩(wěn)定,當泵的脈動頻率與液壓油柱及管路的固有頻率相當,就產(chǎn)生了 諧振的條件,諧振時壓力脈動可能很高,這時系統(tǒng)的構件有極大的潛在破壞性.在 一些極端情況下,幾分鐘之內(nèi)管路或附件即可達到疲勞破壞極限.液壓油的流量 ﹑壓力脈動在管路或附件中激勵起高頻率的機械震動將引起導致管路﹑附件及 安裝構件的應力.液壓泵的供壓管路,一般是最容易受到破壞的部位.以上,對飛 機液壓系統(tǒng)尤其重要. 在設計液壓泵和液壓系統(tǒng)時，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，在航空液壓標準中有嚴格的規(guī)定，例如航標 《變量泵通用技術條件》 （HB5839—83）中規(guī)定：在任何情況下，壓力脈動均不 超過額定出口壓力的 。實際上 的指標還是偏大，但由于制造工藝上10%?10? 的原因，壓力脈動的指標還不能定的很嚴格，但降低泵的壓力脈動無疑是今后 液壓技術發(fā)展的一種趨勢。 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 17 3 柱塞受力分析與設計 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時，半周吸 油﹑一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下 面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況 在回程盤設計中討論。 3.1 柱塞受力分析 圖 3.1 是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。 圖 3.1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 3.1.1 柱塞底部的液壓力 bP 柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力 為bP 236max(01)40125()4bdp N-=′′= 式中 為泵最大工作壓力。maxP 3.1.2 柱塞慣性力 B 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 18 柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度 a，則柱塞軸向慣性力 為BP 2cos10()zBzfGPmaRtgNw=- =- 式中 ﹑ 為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。zmG 慣性力 方向與加速度 a 的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角 a 按余弦規(guī)律變化。當B 和 時，慣性力最大值為0a??18 223max0.6150191543()6ZBfGPRtgtgNwp- O??÷?=′′′=è? 3.1.3 離心反力 t 柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度 ，產(chǎn)生的離心反力ta 通過柱塞質(zhì)量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為tP 243907()15ZtztfGPmaRNgtwO== 3.1.4 斜盤反力 N 斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力 P 及徑向力 即0T cos12560cos123()inin50PNTNg O=′= 軸向力 P 與作用于柱塞底部的液壓力 及其它軸向力相平衡。而徑向力bP T 則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應力，并使缸體 產(chǎn)生傾倒力矩。 3.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力 和1p2 該力是接觸應力 和 產(chǎn)生的合力。考慮到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小1p2 于柱塞直徑及柱塞腔內(nèi)的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力 T 和離心 力 引起的接觸應力 和 可以看成是連續(xù)直線分布的應力。fp12 3.1.6 摩擦力 和1fPf 柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力 為fp 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 19 12()(01582)0.1592.()fPpf N=++′= 式中 為摩擦系數(shù)，常取 =0.05～0.12，這里取 0.1。f 分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點 時的位置。此時，N﹑ 和 可以通過如下方程組求得1p2 0y??12sin0tNp???? 0 zM?12021 12cos33bszztfplldpl fdflg--=??÷??-+--è?è= 式中 ——柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗 = ，這里取0l 0l(.52)d: = =78mm；0l2d ——柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗 = ，這里取l l(2.73)d: = =117mm；0l3d ——柱塞重心至球心距離， =tl tl0285.620.4m--= 以上雖有三個方程，但其中 也是未知數(shù)，需要增加一個方程才能求解。2l 根據(jù)相似原理有 1max022pl?? 又有 1ax0()l 2m2zzpd? 所以 0122()l? 將式 代入 求解接觸長度 。為簡化計算，012()lp?12sin0tNp???2l 力矩方程中離心力 相對很小可以忽略，得tP 2 20026436784783.19785.6()11260.zlfdl m-′-′-′′=== 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 20 將式 代入 可得 2012()lp??12cos0bsNfpp???? 1 20(sin)1()1txPplgéùêú=+-??3(570si5.)20.1().57kNO??÷?′′+=è? 322 20in710sin83()()(8.6)txNPlgO+=-- 將以上兩式代入 可得0221 12033zztlldplpffpl??-÷??-+-=è?è 1560.78.57()cosincossinbBtPfN KNjgOO+′==-- 式中 為結構參數(shù)。? 2202()(785.6)11.78xxllj--++==- 3.2 柱塞設計 3.2.1 柱塞結構型式 軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結構，可有以下三種形式： ①點接觸式柱塞，如圖 3.2（a）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接 觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應力大，柱塞頭部容易磨損﹑剝落和 邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵 中可見，現(xiàn)在很少有應用。 ② 線接觸式柱塞，如圖 3.2（b）所示。柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可 繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接觸，以降低接 觸應力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑， 相當于普通滑動軸承，其 值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。??pv 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 21 ③ 帶滑靴的柱塞，如圖 3.2（c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴， 可以繞柱塞球頭中心擺動?；ヅc斜盤間為面接觸，接觸應力小，能承受較 高的工作壓力。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面 泄漏，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大 大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。 （a） ( b ) ( c ) 圖 3.2 柱塞結構型式 圖 3.3 封閉薄壁柱塞 從圖 3.2 可見，三種型式的柱塞大多做成空心結構，以減輕柱塞重量，減 小柱塞運動時的慣性力。采用空心結構還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局 部擴張變形補償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果?？招闹麅?nèi) 還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復位。 但空心結構無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中， 由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動， 影響調(diào)節(jié)過程的動態(tài)品質(zhì)。 因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件﹑性能要求﹑整體結構等多方面 權衡利弊，合理選擇。 航空液壓泵通常采用圖 3.3 所式的封閉壁結構。這種結構不僅有足夠的剛 度，而且重量減輕 10%～20%。剩余無效容積也沒有增加。但這種結構工藝比較 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 22 復雜，需要用電子束焊接。 3.2.2 柱塞結構尺寸設計 ① 柱塞直徑 及柱塞分布塞直徑ZdfD 柱塞直徑 ﹑柱塞分布塞直徑 和柱塞數(shù) Z 都是互相關聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計 資料，在缸體上各柱塞孔直徑 所占的弧長約為分布圓周長 的 75%，即ZdfD? 0.75f?? 由此可得 93.82..fxDmdp=?= 式中 為結構參數(shù)。 隨柱塞數(shù) Z 而定。對于軸向柱塞泵，其 值如表 3.1 所m 示。 Z 7 9 11 m 3.1 3.9 4.5 表 3.1 當泵的理論流量 和轉(zhuǎn)速 根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公式可得fbQbn 柱塞直徑 為Zd 3420.3tbZQdmzgp=? 由上式計算出的 數(shù)值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取 20mm.Z 柱塞直徑 確定后，應從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 ，即xd fD 241.953tbfxDdmdgZnp== ② 柱塞名義長度 l 由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力 T， ，為使柱塞不致被卡死以及保持 有足夠的密封長度，應保證有最小留孔長度 ，一般?。?l 20bpMa?(1.48)zd?: 3?025zl 因此，柱塞名義長度 應滿足：l 0maxinlsl3+ 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 23 式中 ——柱塞最大行程；maxs ——柱塞最小外伸長度，一般取 。inl min0.27.8zld= 根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常取： 20bpMa￡(.35)zl?: 3?24zd 這里取 317ldm= ③ 柱塞球頭直徑 按經(jīng)驗常取 ，如圖 3.4 所示。1(0.8)zd?: 圖 3.4 柱塞尺寸圖 為使柱塞在排油結束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱 面保持一定的距離 ，一般取 ，這里取 。dl(0.45)dzld=:0.519.dzlm= ④ 柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)行均壓槽，起均衡側向力﹑改善潤滑 條件和存儲贓物的作用。均壓槽的尺寸常?。荷?h=0.3～0.7mm；間距 t=2～10mm 實際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯，還容易滑 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設均壓槽。 3.2.3 柱塞摩擦副比壓 P﹑比功 驗算vP 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 24 對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應力不僅會增加摩擦副之間的 磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。 取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則 [] 31max20.123094zpMpapadl-′==< 柱塞相對缸體的最大運動速度 應在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即axv []3max19.504.6150.5/8/fvRtgtgmsvswO-=′′=<= 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 為maxpv []1max220.51../60./fzpvRtgMspvasdl=′=<= 上式中的許用比壓 ﹑許用速度 ﹑許用比功 的值，視摩擦副材料而????v?? 定，可參考表 3.2。 材料牌號 許用比壓 ??p （Mpa ） 許用滑動速度 ??v （ m/s） 許用比功 ??pv （Mpa.m/s） ZQAL9—4 30 8 60 ZQSn10—1 15 3 20 球磨鑄鐵 10 5 18 表 3.2 材料性能 柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫 高的泵更重要。同時在鋼表面噴鍍適當厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用 銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。 攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計 25 4 滑靴受力分析與設計 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構?；ゲ粌H增大了與斜盤的接 觸面﹑減少了接觸應力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔 和滑靴中0d? 心孔 ，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動，0d 使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提 高了機械效率。這種結構能適應高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。 4.1 滑靴受力分析 液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力圖 把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力 ；另一是由滑靴面直徑為 的油池產(chǎn)生的靜壓yp1D 力 與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力 ，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，1fp 2fp 稱為分離 。當壓緊力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，f 形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。 4.1.1 分離力 f 圖 1—11 為柱塞結構與分離力分布圖。根據(jù)流體學平面圓盤放射流動可知， 油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄漏量 q 的表達式為 312()6pqRln????? 若 ，則0zp? 3126pqRln???? 式中 為封油帶油膜厚度。? 封油帶上半徑為 的任儀點壓力分布式為r211ln()rRrpP??? 若 ，則0zp? 攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計 26 21lnrRp? 從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的 分離力 可通過積分求得。fp 圖 4.1 滑靴結構及分離力分布 如圖 4.1，取微環(huán)面 ，則封油帶分離力 為2rd?2fp 2 221111()lnRfrpdRP????? 油池靜壓分離力 為1fp 攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計 27 211fpR?? 總分離力 為fp 225112()(41)0.61()lnlnfffRpKN--=+=′=′ 4.1.2 壓緊力 yp 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 引起的，即bp 215603()cos4cosbyzdKNgO== 4.1.3 力平衡方程式 當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式 yfp? 221()4coslnbzRdP??? 即 211l()coszbpR??? 將上式代入式 中，得泄漏量為 3126qln??? 32333272610.1.0(91)(/min)()cos(4)cos5bzpdq LR pmg-- O′′===- ′ 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力， 由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉(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，應該在滑靴結構尺寸設計中予以注意。 攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計 28 4.2 滑靴設計 滑靴設計常用剩余壓緊力法。 4.2.1 剩余壓緊力法 剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力， 使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔 還是滑靴中心孔 ，均不起節(jié)流0d? 0d 作用。靜壓油池壓力 與柱塞底部壓力 相等，即1pbp = b 將上式代入式 中，可得滑靴分離力為 211ln()coszbRdp??? 22611(41)01253.()lnlnbpNR?????? 設剩余壓緊力 ，則壓緊系數(shù)yfp??? ，這里取 0.1。0.5.1yp?: 滑靴力平衡方程式即為 (1)(.)32.79()fy N???? 用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 0.008～0.01mm 左右?；?靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當 的壓緊系數(shù) ，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較? 長的壽命。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設計。 4.3 滑靴結構型式與結構尺寸設計 4.3.1 滑靴結構型式 滑靴結構有如圖 4.2 所示的幾種型式。圖中（a）所示為簡單型，靜壓油池 較大，只有封油帶而無輔助支承面。結構簡單，是目前常用的一種型式。 攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計 29 圖 4.2（a） 圖中（b）所式滑靴增加了內(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 4.2（b） 圖中（c）所示的滑靴在支承面上開設了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成 攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計 30 液阻。從而實現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。 圖 4.2（c） 滑靴結構型式 4.3.2 結構尺寸設計 下面以簡單型滑靴為例，介紹主要結構尺寸的選擇和計算。 ① 滑靴外徑 2D 滑靴在斜盤上的布局，應使傾角 時，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖0?? 4.3 所示。 滑靴外徑 為2 2sin39sin0.24()fDmZ??????? 一般取 s=0.2～1，這里取 0.2。 ② 油池直徑 初步計算時，可設定 ，這里取 0.8.120.68: 2.43.2??? ③ 中心孔 ﹑ 及長度0d?0l 如果用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔 和 可以不起節(jié)流作用。為改善0d? 加工工藝性能，取 攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計 31 （或 ）=0.8～1.5mm 0d0? 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設計滑靴，則要求中心孔 （或 ）0d0? 對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度 。節(jié)流器有0.1.2m??: 以下兩種型式： ∏ / 圖 4.3 滑靴外徑 的確定2D （a） 節(jié)流器采用節(jié)流管時，常以柱塞中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖 4.1 所0d? 示。根據(jù)流體力學細長孔流量 q 為