逯曼直軸式軸向柱塞泵(一)綜述

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1、十閡，沙丸孝描上學(xué)魄?？粕C合設(shè)計（論文）題 目： 直軸式軸向柱塞泵學(xué)生姓名：迷曼學(xué) 號： 201208027224院 系：機(jī)械與控制工程學(xué)院專業(yè)年級： 2012 級機(jī)械制造與自動化專業(yè)指導(dǎo)教師：李福坤2015年6月15日摘要斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，它是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動，改 變柱塞腔內(nèi)容積實(shí)現(xiàn)吸油和排油的，是容積式液壓泵。對于斜盤式軸向柱塞泵，柱塞、滑 靴、配油盤、缸體是其重要部分。柱塞是其主要受力零件之一；滑靴是高壓柱塞泵常采用 的形式之一，它能適應(yīng)高壓力高轉(zhuǎn)速的需要；配油盤與缸體直接影響泵的效率和壽命。由 于配油盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對高速運(yùn)動副均采用了一靜壓支

2、承，省去了大容量止推 軸承，因此它具有結(jié)構(gòu)緊湊、零件少、工藝性好、成本低、體積小、重量輕、比徑向泵結(jié) 構(gòu)簡單等優(yōu)點(diǎn)。由于斜盤式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無級變量、維修方便等優(yōu)點(diǎn)，因而斜盤式 軸向柱塞泵在技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢。關(guān)鍵詞：斜盤，柱塞泵，軸向ABSRACTThe 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 movemen

3、t 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

4、 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 toge

5、ther 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 c

6、apacity 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 pum

7、p to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words : the inclined dish, pillar pump , axial pump目錄摘要 IASBTRACT H第一章軸向柱塞泵概述 11.1 軸向柱塞泵簡介 11.2 直軸式軸向柱塞泵的工作原理 1第二章直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計 32.1 柱塞設(shè)計 32.2 滑靴設(shè)計 72.3 配油盤設(shè)計 92.4 缸體設(shè)計 122.5 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計 142.6 變量機(jī)構(gòu)設(shè)計 16第三章直

8、軸式軸向柱塞泵主要零件受力分析 203.1 柱塞受力分析 203.2 滑靴受力分析 233.3 配油盤受力分析 26第四章總結(jié)與展望 30參考文獻(xiàn) 31第一章軸向柱塞泵概述1.1 軸向柱塞泵簡介軸向柱塞泵是采用配油盤配油，缸體旋轉(zhuǎn)，靠變量頭變量的斜盤式軸向柱塞泵。該泵 采用液壓靜力平衡的最佳油膜厚度設(shè)計，使缸體與配油盤、滑靴與變量頭之間處于純液體 摩擦下運(yùn)轉(zhuǎn)，具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、噪音低、效率高、壽命長和有自吸能力等優(yōu)點(diǎn)。軸向柱塞泵具有多種變量形勢滿足用戶的要求，它廣泛適用于機(jī)床鍛壓、冶金、工程、礦山、船舶等機(jī)械及其他液壓傳動系統(tǒng)中。軸向柱塞泵1-手輪；2-絲桿；3-變量活塞；4-斜盤；5-銷

9、；6-回程盤；7-滑靴；8-柱塞; 9-中間泵體；10-前泵體：11-前軸承；12-配流盤；13-軸；14-定心彈簧；15-缸體；16-大軸 承；17-鋼球。1.2 直軸式軸向柱塞泵的工作原理柱塞泵是液壓泵的一種，故先敘述液壓泵的基本工作條件。液壓泵若正常工作，必須 具備以下基本條件：1）存在密封容積并且發(fā)生變化。密封容積的變化是液壓泵實(shí)現(xiàn)吸液和排液的根本原因。 所以，這種泵又稱為容積式液壓泵。2）密封容積在變化過程中，分別與吸、排液腔相溝通。3）吸液腔與排液腔必須隔開，即不能同時相互溝通。4）油箱內(nèi)液體絕對壓力必須不小于大氣壓力，這是容積式液壓泵能吸液的外部條件。軸向柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔

10、內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動，造成密封容積的變化，來實(shí)現(xiàn)吸油和 排油。直軸式軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)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(yùn)動。當(dāng)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r,迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復(fù)運(yùn)動。缸體按 n方向旋轉(zhuǎn)，在180 = - 360口范圍 內(nèi)，柱塞由180吁F始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至 0。在這過程中，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0口180口，柱塞在斜盤約束下開始不斷進(jìn)入腔內(nèi)，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點(diǎn)止。在這 過程中，柱塞腔剛好與配油盤排油窗相通， 油

11、液通過排油窗排出。這就是排油過程?？梢? 缸體每轉(zhuǎn)一圈，各個柱塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和 排油。如果改變傳動軸的旋轉(zhuǎn)方向或斜盤的傾斜方向，就可改變泵的吸、排油方向；泵的 排量大小可通過改變斜盤的傾角r的大小來實(shí)現(xiàn)。這也是斜盤式軸向柱塞泵通常為雙向變量泵的原因1-斜盤2-回程盤3-滑靴 4-柱塞 5-缸體 6-配油盤 7-傳動軸圖1-1直軸式軸向柱塞泵工作原理2.直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計給定設(shè)計參數(shù)最大工作壓力 Pmax =40MPa額定流量Q=100L/min最大流量Qmax =200L/min額定轉(zhuǎn)速n=1500r/min最大轉(zhuǎn)速nmax =3000r/

12、min第二章直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計2.1 柱塞設(shè)計2.2 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：1)點(diǎn)接觸式柱塞如圖2-1 (a)所示，這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點(diǎn)接觸，其零件簡單，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， 不能承受過高的工作壓力, 壽命較低。這種點(diǎn)接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應(yīng)用。2)線接觸式柱塞如圖2-1 (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(yīng)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

13、當(dāng)于普通滑動軸承，其Ipv值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。3)帶滑靴的柱塞如圖2-1 (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(yīng)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。M圖2-1柱塞結(jié)構(gòu)型式可見，柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu)，以減輕柱塞重量，減小柱塞運(yùn)動時的慣性力。采用空 心結(jié)構(gòu)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)還可以安放回程彈簧，使柱

14、塞在吸油區(qū)復(fù)位。但空心結(jié) 構(gòu)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)。綜上，本設(shè)計選用圖2-1 (c)所示的型式。(2)柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計1)柱塞直徑dZ及柱塞分布塞直徑Df柱塞直徑dz、柱塞分布直徑Df和柱塞數(shù)Z都是互相關(guān)聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計資料，在缸體上各柱塞孔直徑dz所占的弧長約為分布圓周長 兀Df的75%即Zdz二 Df= 0.75由止匕可得m = - - - =- =3.82dz 0.75 二0.75 二式中m為結(jié)構(gòu)參數(shù)。m隨柱塞數(shù)Z而定。對于軸向柱塞泵，其 m值如表2-1所示 表2

15、-1柱塞結(jié)構(gòu)參數(shù)Z7911m3.13.94.5當(dāng)泵的理論流量Qtb和轉(zhuǎn)速a根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公式得柱塞直徑dz為dz Qtb-21. 7 mm(2-1):m 二ZnMg式中 丫一斜盤最大傾角，取丫 =20由上式計算出的dz數(shù)值要圓整化，并應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑，應(yīng)選取22mm.柱塞直徑dz確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑Df ,即_ 4Q Df =1.95dz =43mm(2-2)二dztg Znb2)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(yīng)保證有最小留孔長度10, 一般取：pb 20Mpa10 =(1

16、.4 1d8)pb _30Mpal0 =(2- 2. dz)這里取 I =2dz =44mm。因此，柱塞名義長度l應(yīng)滿足：l - 0 sm a x 1m式中 sma 柱塞最大行程；lmin-柱塞最小外伸長度，一般取 口所=0.2dZ = 4.4mmo根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常?。篜b 20Mpa l =(2.7-3也pb -30Mpa l=(3. 2 4.d2)這里取 l =3.5dZ =77mm。3)柱塞球頭直徑d1按經(jīng)驗(yàn)常取d1 =(0.7-0.8)dz ,如圖2-2所示。圖2-2柱塞尺寸圖這里取 d1 =0.8dZ =18mm為使柱塞在排油結(jié)束時圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心

17、至圓柱面保持一定的距離 ld , 一般取 ld =(0.4-0.55)dz,這里取 ld =0.5dz =11mm。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(cè)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=0.30.7mm間距t=210mm這里取 h = 0.5mm,t =2mm。(3)柱塞摩擦副比壓P、比功R驗(yàn)算對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應(yīng)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。具比壓應(yīng)控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長時的 最大接觸應(yīng)力作為計算比壓值，則Pmax = 2p1 =23Mpa(2-3)d z I1柱塞相

18、對缸體的最大運(yùn)動速度vmax應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即vmax = Rf atgY = 0.55m/s |v =8m/s(2-4)由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 PmaxVmax為pmaxvmax =-2P1 R產(chǎn)tg =11.5Mpam/s| pv = 60Mpam/s(2-5)dZl1上式中的許用比壓p、許用速度b、許用比功【pv】的值，視摩擦副材料而定，可參考表2-1 0表2-1材料性能材料牌號許用比壓I.P1MPa許用滑動速度1vlm/s許用比功I.PvlMPa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨鑄鐵10518柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的

19、材料，這對于油溫高的泵更重 要。同時在鋼表面噴鍍適當(dāng)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。2.3 滑靴設(shè)計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增大了與斜盤的接觸面、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d0和滑靴中心孔do ,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，使滑靴與斜盤之間形成一層 薄油膜，大大減少了相對運(yùn)動件間的摩擦損失，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。滑靴設(shè)計常用剩余壓緊力法。剩余壓緊力法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時，始終保持壓 緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時

20、無論柱塞中心孔d；還是滑靴中心孔do,均不起節(jié)流作用。靜壓油池壓力 R與柱塞底部壓力Pb相等，即R = Pb,2 R2 dz ln -將上式代入式 包=2譬7中，可得滑靴分離力為pb 2(R2 -R2)cos二(R22 -R12)Pi = ( 2 Q 1 )Pb=3(N)(2-6)2lnR2Ri設(shè)剩余壓緊力.甲y = Py - Pf ,則壓緊系數(shù):P,中K 0 5- 0. ,15里取 0.1。Py滑靴力平衡方程式即為Pf = (1 -)Py =2.8(N)用剩余壓緊力法設(shè)計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0.0080.01mm左右?；バ孤┝可?，容積效率教高。但摩擦功率較大，機(jī)械效率會降低。若選擇

21、適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù)邛，剩 余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)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(shè)計。(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。c)圖2-3滑靴結(jié)構(gòu)型式圖2-3 (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(jié)構(gòu)簡單， 是目前常用的一種型式。圖2-3 (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2-3 (c)所示的滑靴在支承面上開設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從 而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。經(jīng)比較，本設(shè)計采用圖2-3

22、(a)所示的結(jié)構(gòu)型式。(2)滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計圖2-4滑靴外徑的確定滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾角 尸=0時，互相之間仍有一定的間隙s,如圖2-4所示。1）滑靴外徑D2 : 3T3TD2 = Df sin s = 43Msin 0.2 =15mm（2-7）Z9一般取s=0.21,這里取0.2。2）油池直徑D1初步計算時，可設(shè)定 旦=0.6-0.8,這里取0.8.D2D1 =0.8D20.8 15 = 12mm3）中心孔d0、dj及長度l0如果用剩余壓緊力法設(shè)計滑靴，中心孔 d。和d。可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝 性能，取d0 （或 d0）=0.81.5=1.0mm2.4 配油盤設(shè)計配油盤是軸向

23、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)的缸體傳來的軸向載荷。它設(shè)計的好壞直接影響泵的效率和壽命。配油盤設(shè)計主要是確定內(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）過渡區(qū)設(shè)計為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角a1大于柱塞腔通油孔包角a。的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接 通高壓腔時，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底 壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產(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 脈動品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大

24、。為防止壓 力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。(2)配油盤主要尺寸確定圖2-5配油盤主要尺寸1)配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑Df配油窗口包角%,在吸油窗口包角相等時，?。? 二二為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足% =Qb=2.3 2Qt；：0 IVo 12)封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為b2,外封油帶寬度為bi, b和b2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n略大b2 = R3 - R4 =(0.1 -0.125)dz當(dāng)配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式

25、可得R2R； R-R2-Zd； (1-中)ln 且lnR32 p(2-8)R2R4聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸:Ri =50mm, R2 =32mm,R3 = 27mm, R4 = 17mm(3)驗(yàn)算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應(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D5、D6。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積F為F = 一(D2-D； D2-Dj)-(F1 F2 F3) 4式中已一輔助支承面通油槽總面積；且：F1 = KB(R-R5) (K為通油槽個數(shù)，B為通油槽寬度)F2

26、、F3一吸、排油窗口面積。根據(jù)估算：F =1034(mm2)配油盤比壓p為5(2-9)Py pt2KB (R - R )=284 pa p J式中啊一配油盤剩余壓緊力;pt一中心彈簧壓緊力;Ip 1根據(jù)資料取300pa；在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn) 算pv值,即pv = pvp _ I-pv 12式中 vp平均切線速度，vp=一（D4 + D）。二 npv =2p(D4 D) =458 600Kgf/cm2n 二pv】根據(jù)資料取600Kgf/cm2。2.5 缸體設(shè)計卜面通過計算確定缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸圖2-6柱塞腔通油孔尺寸為減小油液流動損失，通常取通

27、油孔分布圓半徑Rf與配油窗口分布圓半徑rf相等。即Rf = R2 R3 = 26mm式中R2、R為配油盤配油窗口內(nèi)、外半徑。通油孔面積近似計算如下(如圖 2-6所示)。22、Fa = laba - 0.215ba = 832(mm )式中 一通油孔長度，la%dz；ba 一通油孔寬度，ba之0.5dz ;(2)缸體內(nèi)、外直徑D1、D2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),即露=瓦=又。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22DiD22、仃=Pb271 2 5 601 4 2kgf

28、 /cm ) w 尸(2-10)Di -D2式中 D1一筒外徑，且 D1 =dZ +26=100mm。b】一缸體材料許用應(yīng)力，對 ZQAL94: b】=600800(kgf/cm2)缸體剛度也按厚壁筒校驗(yàn)，其變形量為(2-11)d , 一(：, R) = 0.004mm_ L 2F式中 E一缸體材料彈性系數(shù)；材料波桑系數(shù)，對剛質(zhì)材料 R=0.230.30,青銅N=0.320.35;丘一允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取必$ w 0 .0 0 mm ,青銅則取1A6 0,0 0mm；符合要求。(3)缸體高度H從圖2-7中可確定缸體高度H為H =1。 lmax I3 I4 =115mm式中l(wèi)一柱塞最短留孔

29、長度；Sm ax-柱塞最大行程；13一為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短；l4一缸體厚度，一般 14= (0.40.6) dz,這里取 0.5dz=11mm。2.6 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結(jié)構(gòu)，其作用是在吸油過程中幫助把柱塞從柱塞 腔中提伸出來，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤有良好的貼合。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2,如圖2-8,并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)在斜盤上。當(dāng)滑靴下表面與回程盤貼緊時，應(yīng)保證滑靴上表面與 斜盤墊板3之間有一固定間隙，并可調(diào)?；爻瘫P是一平面圓盤，如圖2-8所示。盤上dh為滑靴安裝孔徑，Dh為滑靴安裝孔分布 圓

30、直徑。這兩個尺寸是回程盤的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計不好會使滑靴頸部及肩部嚴(yán)重磨損。下面 主要研究這兩個尺寸的確定方法。圖2-8回程盤結(jié)構(gòu)尺寸如前所述，滑靴在斜盤平面上運(yùn)動軌跡是一個橢圓，橢圓的兩軸是短軸a =2 R =2 1 9. 5 319m長軸2Rfb = =42(mm)COS maxdh和Dh的選擇應(yīng)保證泵工作時滑靴不與回程盤發(fā)生干涉為原則。因此,Dh取橢圓長、短軸的平均值較合理，即c a b - Rf、Dk = = Rf = 61( mm)2COS max從圖2-8中可以看出回程盤上安裝孔中心1 1一且為2 emax,因而O與長、短軸端點(diǎn)A或B的最大偏心距相等,2Rfemax廠(RfCOS ma

31、xRf )二22mmCOS max(2-12)1為了允許滑靴在任一方向偏離2emax ,而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大與ax。同時，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dk =: d emax 2J =32(mm)式中 d一滑靴頸部直徑；J一間隙，一般取J =0.51mm2.7 變量機(jī)構(gòu)設(shè)計軸向柱塞泵通過變量機(jī)構(gòu)改變直軸泵斜盤傾斜角或斜軸泵擺缸擺動角，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，可分為手動式、機(jī)動式、電動式、 液動式、電液比例控制式等。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

32、缸 式，如圖2-9。按照性能參數(shù)還可分為恒功率式、恒壓式、包流量式等。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，手動變量機(jī)構(gòu)采用杠桿或采用手輪轉(zhuǎn)動絲杠，帶動斜盤改變傾斜角，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，稱手動伺服變量式；若以電機(jī) 或液壓裝置輸入位移量時，則稱電動或液動伺服變量式；如果輸入的控制信號量使得泵輸 出的功率為常值，則構(gòu)成了壓力補(bǔ)償變量式。再如圖 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

33、。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。(1)手動變量機(jī)構(gòu)手動變量機(jī)構(gòu)是一種最簡單的變量機(jī)構(gòu)，適用于不經(jīng)常變量的液壓系統(tǒng)。變量時用手 輪轉(zhuǎn)動絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母直線運(yùn)動帶動斜盤改變傾斜角實(shí)現(xiàn)變量。手動變量機(jī)構(gòu)原 理圖及變量特性如圖2-10所示。圖2-10手動變量機(jī)構(gòu)原理及特征圖中表明手動變量機(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。(2)手動伺服變量機(jī)構(gòu)該機(jī)構(gòu)用機(jī)械方式通過伺服閥帶動變量缸改變斜盤傾角實(shí)現(xiàn)變量。手動伺服變量機(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

34、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，斜盤穩(wěn)定在一定的位置上。變量時， 若控制閥C端向左移動，油路1和2連通，變量缸A、B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， 推動斜盤傾斜角減小，流量隨之減少。 與此同時，由于閥套與活塞桿相連，閥套也向右移動逐步關(guān)閉油路l和2,于是斜盤穩(wěn)定在新的位置上。反之，控制閥向右移動時，油路 2和3連通，變量缸B腔與回油路接通，變量活塞在A腔液壓力作用下向左移動，使斜盤傾角增大，流量也增大。同理，由于控制閥閥套的反 饋移動，使斜盤穩(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)

35、減少了變量控制力，大大提高了變量的性能和 精度。變量信號輸入可以是手動，也可以是電動。如用外液壓源可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程無級變量。因 此，這種變量型式廣泛用于頻繁變速的行定車輛、工程機(jī)械、機(jī)床等許多液壓系統(tǒng)中。(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變量缸組成。與手動伺服變量機(jī)構(gòu)不同的是控制閥 C端由彈簧預(yù)壓調(diào)定，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，改變斜盤傾角。工作原理與手動伺服變量機(jī)構(gòu)類似。為使泵功率

36、為一包值，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)都是采用彈簧來控制的。 因此，只能用一段折線(一根彈簧) 或二段折錢(二根彈簧)來近似替代雙曲線。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。(4)恒流量變量機(jī)構(gòu)包流量變量機(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 持流量為一包值。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)和差動變量缸組成。控制閥C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

37、上產(chǎn)生的液壓力與彈簧力相平衡, 閥芯處于中垃，斜盤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，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 p增大，推動控制閥閥芯左移，帶動變量活塞左移，斜盤傾角減小，流量城少，直至恢復(fù) 到調(diào)定值。此時，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤傾角穩(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。類似的分析可知，斜盤傾角會增 加，流量也隨之增加，仍保持為一恒定值。包流量變星泵用于對液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)要求速度恒定的設(shè)備中。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

38、比較以上幾種變量機(jī)構(gòu)，本設(shè)計選擇手動伺服變量機(jī)構(gòu)。3.直軸式軸向柱塞泵主要零件受力分析3.1 柱塞受力分析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(shè)計中討論。圖 5-1是帶有滑靴的 柱塞受力分析簡圖。P1圖5-1柱塞受力分析(5-1)(5-2)作用在柱塞上的力有:(1)柱塞底部的液壓力Pb柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力R為二,2PLIdxpm_125601式中Pmax 一泵最大工作壓力(2)柱塞慣性力PB柱塞相對缸體

39、往復(fù)直線運(yùn)動時，有直線加速度 a,則柱塞軸向慣性力PB為Gz2.PB = -mZa = - Rf tg cosa = -101 g式中mz、Gz為柱塞和滑靴的總質(zhì)量慣性力Pb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(dāng)a = 0和 180。時，慣性力最大值為GZ _ 2PBmax = RfCC tg = 243(N)(5-3)g(3)離心反力Pt柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運(yùn)動，有向心加速度Q,產(chǎn)生的離心反力P通過柱塞質(zhì)量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為Pt =mzat =907(N)(5-4)(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To即

40、P = N c o s =1 2 1 3增 v(5-5)T -N si n =3 4 QN)軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力Pb及其它軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負(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。(5)柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力 p1和p2該力是接觸應(yīng)力P1和P2產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小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Pf引起的接觸應(yīng)力P1和P2可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。(6)摩擦力Pf和p,f柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力 Pf為Pf =(R +P2)f =2 5 9(N)(5-6)式中f為摩

41、擦系數(shù)，常取f =0.050.12 ,這里取0.1。分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點(diǎn)時的位置。此時，N、P1和P2可以通過如下方程組求得 y = 0 N sin - p1p2Pt = 0-L. Z = 0工 M0 =0N cosfp1 - fp2 - pb - ps = 0(5-7)I0 -I2pi 1l -I0 ,3fp2 - Ptlt = 0 2f dz-fpi-2式中I。一柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)l0 = (1.5-2)d ,這里取l = 2d=44mm；l一柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)l =(2.7-3.7)d ,這里取l = 3d=189mm；li 一柱

42、塞重心至球心距離,it = |0-12 = 44 - 21 = 23mm以上雖有三個方程，但其中12也是未知數(shù)，需要增加一個方程才能求解根據(jù)相似原理有pi m a x_ 1 0 10p2 max 12(5-8)又有1pi p 1 m alx0 ) 221p2 二一 pz m2所以p1(10 -12)2一 .2p2 l2將式2旦=(M”代入Nsin小2+仇=0求解接觸長度12。為簡化計算，力矩方程中p212離心力R相對很小可以忽略，得126圖-4102 -3fdz10121 -6fdz -610-21mm(5-9)P =( N sin 丁 十 pt)(5-10)1= (57 103 sin15

43、-1 122.5)： 11 2.557= 20.1(kN)P2 =NsinPt57 103 sin150 122.52(l02)2112 x2(78 一 57.6)2 1117= 5823(N)將以上兩式代入R1。3I- p2 1 l - - I- fp1 曳 + fp2 與-R1t = 0 可得 322(5-11)(5-Pb PB f PtN 二BL =13(KN)cos - f sin2(10-12)2, 1l2 x2 (10-12)2.1l2x式中4為結(jié)構(gòu)參數(shù)，且(78- 57.6)2 + 1117-2= 1.78(78- 57.6)2 - 11173.2 滑靴受力分析目前高壓柱塞泵已普

44、遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)。滑靴不僅增大了與斜盤的接觸面、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d0和滑靴中心孔d0,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，使滑靴與斜盤之間形成一層 薄油膜，大大減少了相對運(yùn)動件間的摩擦損失，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，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py ；另一是由滑靴面直徑為D1的油池產(chǎn)生的靜壓力Pf1與滑靴封油帶 上油液泄漏時油膜反力Pf2,二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離 Pf 0當(dāng)壓緊力與分 離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的

45、油膜，形成靜壓油墊。下面對這組力進(jìn)行分析。(D分離力Pf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(dá)式為二 3(Pl P2)6lnR2 Ri(5-18)若pz =0 ,則二、.3pi6lnR2 Ri(5-19)式中6為封油帶油膜厚度封油帶上半徑為r的任儀點(diǎn)壓力分布式為,R2In 2Pr = ( Pi - P2)r-P2InR2Ri(5-20)若pz =0 ,則ln 2 rln 一 R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。通過積分求得。如圖4-4,取微環(huán)面2nrdr,則封油帶分離力R2Pf2 =

46、 R1 Pr2 二“滯 (R-Ri(5-21)封油帶上總的分離力pf可Pf2為卜中 2R(5-22)油池靜壓分離力pn為Pf1 =霆 R Pi總分離力pf為Pf = Pf1 Pf2 =6 105(KN)(5-23)(2)分離力Py滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 Pb引起的，即cPbP “Py = 二 - dZcosg 42 Pb =12.95(KN )cosg(5-24)(3)力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時，應(yīng)滿足下列力平衡方程式Py = Pfji一 d42 Pbz cos二(R2-R2)21n國RPlPbd2 lnR2Ri2(R2 - Ri2 ) cos(5-25)將上式代入式q = 71

47、0 3P1中,得泄漏量為6ln艮Riq=pd3pbd；22、12m(R2- RJcosg=3 L/min(5-26)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，球較摩擦力，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(yīng)該 在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計中予以注意。3.3 配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的 ，但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖5-7 是常用的配油盤簡圖。液壓泵工作時，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而

48、產(chǎn)生的壓緊力 Py；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力Pf O1-輔助支撐面2-外封油帶3-內(nèi)封油帶4-吸油窗5-過渡區(qū)6-減震槽7-排油窗圖5-7配油盤基本構(gòu)造(D壓緊力Py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階上，使缸體受到 軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。對于奇數(shù)柱塞泵,當(dāng)有；億+1）個柱塞處于排油區(qū)時,壓緊力P”為pyi 二Z 1 二，2-dzPb =P249 12尺 264 392 1012560 =24150( N)(5-29)當(dāng)有1（Z -1）個柱塞處于排油區(qū)時,壓緊力Py2為Z -1Py2 =22dz Pb Py m i n4(5-30)9 一1 二

49、 26392 1012560 =19320( N)4平均壓緊力py為1Py =產(chǎn)1Py2)=21 73;N)（2）分離力分離力由三部分組成。即外封油帶分離力Pf1,內(nèi)封油帶分離力Pf2,排油窗高壓油對缸體的分離力。對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實(shí)際包角比配油盤油窗包角 Q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)有中“個柱塞排油時，封油帶實(shí)際包角Q為1 =1(Z -1)a a。212 二 2 二(9-1)299,.1當(dāng)有(Z -1)個柱塞排油時,封油帶實(shí)際包角%為2 =|(Z -3)a a012 二(9 -3)298 二

50、9平均有Z個柱塞排油時，平均包角中為2p1% ：2)21= 2(Z -2)a a。7 二式中a一柱塞間距角,a。一柱塞腔通油孔包角，這里取a。1)外封油帶分離力pf1外封油帶上泄漏流量是源流流動，對封油帶任儀半徑上的壓力Py從R2到Ri積分，并以Q代替2n，可得外封油帶上的分離力Pfi為Pfi；(R2-R2)*R41n -R2PbtPP 2萬 R2 pb(5-32)(172 -152) 10一64ln171512560-9- 112 10” 12560 2= 3.4(N)2)內(nèi)封油帶分離力pf2內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力Pf2為3）排油窗分離力pf3配油盤總分離力pf

51、 1p(-R32R42). 匚,Pf 2 -pbpb + Z_ R3 Pb _ 5. 2N )4ln02R(5-33)-p 227 二22pf3 = (R2- R 3)pb =(151 1 ) 1 2 5 6 0N 1.65-34)22 9pf = p1P2 pf3=3. 4 5. 21.=6 10. 2第四章總結(jié)與展望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 .選擇液壓泵的原則是：根據(jù)主機(jī)工況、功率大小和系統(tǒng)對工作性能的要求 ，首先確

52、定液 壓泵的類型 然后按系統(tǒng)所要求的壓力、流量大小確定其規(guī)格型號 .一般來說，由于各類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)載大、功率大的場合往往選擇柱塞泵.正如科學(xué)技術(shù)的發(fā)展一樣，現(xiàn)階段科技領(lǐng)域中交叉學(xué)科、邊緣學(xué)科越來越豐富，跨學(xué) 科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產(chǎn)品的技術(shù)發(fā)展亦是如此。以屏蔽式泵為例，取 消泵的軸封問題，必須從電機(jī)結(jié)構(gòu)開始，單局限于泵本身是沒有辦法實(shí)現(xiàn)的；解決泵的噪

53、聲問題，除解決泵的流態(tài)和振動外，同時需要解決電機(jī)風(fēng)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(jī)內(nèi)加設(shè)諸如泄漏保護(hù)、過載保護(hù)等措施；提高泵的運(yùn)行 效率，須借助于控制技術(shù)的運(yùn)用等等。這些無一不說明要發(fā)展泵技術(shù)水平，必須從配套的 電機(jī)、控制技術(shù)等方面同時著手，綜合考慮，最大限度地提升機(jī)電一體化綜合水平。參考文獻(xiàn)1隗金文，王慧.液壓傳動M.北京：東北大學(xué)出版社，2001.2陳榕林，張磊.液壓技術(shù)與應(yīng)用M.第一版.北京：電子工業(yè)出版社，2002.3成大先.機(jī)械設(shè)計手冊M.第三版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1996.4俞新陸.液壓機(jī)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1990.5秦勇.液壓機(jī)技術(shù)的現(xiàn)狀與

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