直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設計

、八 、，刖言液壓傳動技術是一種近代工業(yè)技術，可以借助導管向任一位傳遞動力；可以 借助控制壓力油液的流動實現(xiàn)對負載的預定控制； 可以實現(xiàn)小型機械化；可以實 現(xiàn)無沖擊大圍的無極調速；可以遠距離操縱確定運動部分的位置、運動方向的變 換、增減速度；便于實現(xiàn)自動化等，因而適應現(xiàn)代機械的自動化發(fā)展，廣泛應用 于各個技術領域中，象飛行器、各種工作母機、建筑機械與車輛、塑料機械、起 重機械、礦山機械和船舶等等，均使用著液壓傳動，而且應用日益廣泛。由于液壓技術自身的諸多優(yōu)點，使得液壓技術的發(fā)展速度非常驚人。 尤其是 近年來，液壓設備的年增長率一直遠遠高于其它機械設備， 許多機械設備的傳動 形式已逐漸被液壓傳動所取代。而液壓泵是液壓系統(tǒng)的動力元件，是液壓系統(tǒng)中 必不可少的一部分。若按液壓泵的結構不同可將液壓泵分為齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵。柱塞泵又分為軸向柱塞式和徑向柱塞式。目前液壓傳動的高壓化發(fā)展趨勢，使柱塞泵尤其是軸向柱塞泵得到了相應的 發(fā)展。1軸向柱塞泵概述柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔的往復運動， 造成密封容積的變化，來實現(xiàn)吸油 和排油。軸向柱塞泵具有結構緊湊、單位功率體積小、重量輕、工作壓力高、容 易實現(xiàn)變量等優(yōu)點。這類泵多用于農(nóng)林機械、起重運輸設備、工程機械、船舶甲 板機械、冶金設備、火炮和空間技術中。柱塞泵按其柱塞在缸體孔中排列方式不同，分為軸向泵和徑向柱塞泵兩類。軸向柱塞泵是指柱塞的軸線與傳動軸的軸線平行或略有傾斜的柱塞泵，而徑向柱塞泵的柱塞軸線與傳動軸的軸線互相垂直。軸向柱塞泵分為直軸式和斜軸式兩種。1.1直軸式軸向柱塞泵概況直軸式軸向柱塞泵是缸體直接安裝在傳動軸上， 缸體軸線與傳動軸的軸線重 合，并依靠斜盤和彈簧使柱塞相對缸體往復運動而工作的軸向柱塞泵， 亦稱斜盤 式軸向柱塞泵。斜盤式軸向柱塞泵的許用工作壓力和轉速都較高，變量性能優(yōu)異，且結構緊湊，功率質量比大，容積效率高。斜盤式軸向柱塞泵由于泵軸和缸體的支承方式 不同，又可分為通軸式和缸體支承式（非通軸式）。其軸泵的泵軸需要有足夠的 支承剛度，不僅要驅動缸體旋轉，而且要保證在承受缸體傳來的側向力時不致出 現(xiàn)過大的變形。而非通軸泵則在缸體的前端設置一個大直徑的專用軸承裝以直接 承受側向力，泵軸只用來傳遞轉矩。相對于其他類型液壓泵，該泵結構簡單、體積小、無極變量、具有可逆性（可 作泵，也可作馬達）、壓力高、噪音低（相對于斜軸式），效率高，制造成本較低， 在我國使用較為廣泛。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。下面介紹直軸式軸向柱塞泵的工作原理：如圖1-1所示，直軸式軸向柱塞泵的主要零件有斜盤 15,柱塞5,缸體2， 配油盤1和傳動軸11等。斜盤15和配油盤1固定不動，缸體2固定在傳動軸 11上并通過軸承支撐在泵的殼體。柱塞缸體沿圓周均勻分布有幾個（一般為奇 數(shù)個）平行于傳動軸的柱塞孔，每個柱塞孔中都裝有柱塞5,柱塞可在柱塞孔中自由滑動。配油盤1通過定位銷固定在泵殼體底部，其上的腰形孔分別與泵體上 的吸、排油孔相通。通過某種措施，可以保證每個柱塞的左端始終緊貼在斜盤表面上（允許柱塞與斜盤有相對滑動），并使柱塞缸體的右端面緊靠在配油盤上（允許兩者之間有 相對轉動）。于是，柱塞處在最下端時，因伸出缸孔尺寸最短，柱塞右端面與缸 孔表面圍成的密圭寸工作容積為最??；當柱塞運行到最上端時，因伸出缸孔的尺寸 最長，柱塞右端面與缸孔表面圍成的密圭寸容積達最大。當傳動軸從軸端看，沿逆時針方向旋轉時，柱塞5自下向上回轉的半周，既 要隨轉動缸體作圓周運動，又要逐漸往外伸出，使柱塞底部的密封容積不斷增加， 產(chǎn)生局部真空，低壓油經(jīng)泵吸油口、 配油盤吸油窗孔吸入泵。柱塞在自上而下半 周回轉時，柱塞在作圓周運動的同時， 還要逐漸向缸孔縮回，使柱塞底部密封容 積不斷減小，高壓油從配油盤的排油窗孔，泵排油孔進入系統(tǒng)。傳動軸每轉一轉， 每個柱塞往復運動一次，完成一次吸油和排油動作。泵軸11與缸體2為花鍵連接，驅動缸體旋轉，使均布于缸體中的七個柱塞 5繞泵軸軸線轉動，每個柱塞頭部有一滑靴 6。中心彈簧8通過套9、鋼球16、 壓盤7將滑靴壓緊于軸線成某一傾角 并支撐于變量殼體13的斜盤15上。當缸體旋轉時，柱塞隨缸體轉動的同時，相對缸體作往復運動，完成吸油和 排油工作。中心彈簧8通過外套10將缸體壓緊于配油盤1上，起預密封作用，同時又是使柱塞回程的加力裝置。1.3直軸式軸向柱塞泵的主要性能參數(shù)本設計給定設計參數(shù)如下：額定工作壓力32Mpa，理論流量34.5（l/min）和額定轉速1500r/min圖1-1直軸式軸向柱塞泵Fig.1-1 Straight-axis axial plun ger pump1.3.1壓力液壓泵的壓力通常指泵的排液口排出液體所具有的相對壓力值，常用單位為帕（Pa）。在液壓泵中，常提到的壓力油額定壓力、最高壓力和實際壓力三種形式。額定壓力是指根據(jù)試驗標準規(guī)定，液壓泵在正常工作條件下所允許的連續(xù)運 轉情況下的最大壓力值，即液壓泵銘牌標注的壓力值（亦稱公稱壓力），通常用ph 表示。最高壓力是指根據(jù)試驗標準規(guī)定，液壓泵超過額定壓力后所允許的短暫運轉情況下的最大壓力值，常用Pk表示。顯然，同一臺泵的額定壓力小于最高壓力 液壓泵的最高壓力通常要受強度和密封條件的限制。實際工作壓力是指液壓泵在實際工作條件下，排液口所具有的具體壓力值， 簡稱為工作壓力。通常所提液壓泵的壓力就是指實際工作壓力。132排量和流量液壓泵的排量是指液壓泵在沒有泄漏情況下， 傳動軸每轉一轉所排出的液體 體積，通常用qB表示，其單位為L/r或mL/r。液壓泵的排量僅取決于它的結構 幾何尺寸，而與泵的工作載荷和轉速無關。液壓泵的流量是指在單位時間，液壓泵所排出的液體體積，通常用Qb來表示，其單位為L/min或mL/min。液壓泵的流量包括理論流量、泄漏流量和實際流量三種形式。液壓泵的理論流量是指在沒有泄漏情況下，單位時間排出液體的體積，通常用QBt表示。若液壓泵的轉速為nB,則液壓泵的理論流量為QBtqB? “b（ 1-1 ）圖1-2泵的各種流量與工作壓力之間關系曲線圖Fig.1-2 a variety of pump flow and the relati on ship betwee n work stress curve可見，液壓泵的理論流量只與排量和轉速有關，而與工作載荷是無關的。理 論流量QBt與工作壓力p之間關系曲線如圖1-2所示。p的作用下，經(jīng)泵零、部件之間隙泄漏掉液壓泵的泄漏流量是指在壓力差其表達式為QbPh的液體質量，通常用 Qb表示。泄漏流量包括漏和外漏兩部分， 漏是由高壓腔漏 到低壓腔部分，外漏是指高壓腔的油液直接漏到回油管路中的部分。 通常用泄漏 系數(shù)L來表征液壓泵的泄漏程度，(1-2)式中 Ph 泵額定壓力；L泵泄漏系數(shù)。通常當液壓泵的零件之間隙越大， 工作壓力越大，油液黏度越小，則液壓泵 泄漏流量就越大。液壓泵是實際流量是指液壓泵在實際具體工作情況（存在泄漏）下，單位時(1-3)間所排出的液體體積，通常 Qb表示。在不加特殊說明情況下，液壓泵的流量均 指實際流量而言。實際流量、理論流量和泄漏流量三者關系為QB QBt QB此關系也可由圖1-2看出。從圖還可以看出，隨著工作壓力p的增加，實際 流量Qb而下降，其主要原因是工作壓力增加而泄漏流量也隨著增加所致。1.3.3效率液壓泵的效率是表征液壓泵在能量轉換過程中功率損耗的一個系數(shù)，可用B表示。液壓泵的效率包括容積效率（記為 BV ）和機械效率（記為 Bm）液壓泵的容積效率 BV是指實際流量Qb與理論流量QBt的比值，即BvQ BQBtQ Bt QBQBtQbQBtLPhqB nB(1-4)可見，液壓泵的容積效率 Bv反映出泵容積損失大小，當泵的工作壓力愈高, 泄漏系數(shù)愈大，泵的排量愈小，轉速愈低，零件之間隙愈大，油液黏度愈低，泵 的容積效率就愈低，容積損失就愈大。液壓泵的容積效率通常是指在額定壓力和 額定轉速下的值。液壓泵的機械效率Bm是指理論輸入功率“Bit （不包含機械磨損所消耗的功 率）與實際輸入功率NBi （包含因機械磨損消耗的功率）之比值，即(1-5)N Bit N Bit N m M BtN BiN BiMb式中Nm機械磨損所消耗的機械功率;NBit 泵的理論輸入功率；NBi 泵的實際輸入功率；M Bit泵的理論輸入力矩；M Bi泵的實際輸入力矩；Bm泵的機械效率?？梢?，泵的機械效率 Bm能反映出泵的機械損失大小。液壓泵的機械磨損主 要體現(xiàn)在軸與軸承、軸與密封件和相對運動的零件之間，若它們之間的磨損愈大, 導致機械功率損耗愈大，機械效率就愈低。液壓泵的總效率b等于容積效率Bv與機械效率Bm的乘積，即BBv Bm（1-6）1.3.4功率液壓泵是將原動機輸入的機械能轉換成輸出液體壓力能的轉換裝置。體現(xiàn)機械能的重要參數(shù)是轉矩和角速度，反映液體壓力能的主要參數(shù)則是液體的壓力和 流量。在下面介紹的液壓泵功率計算就要涉及到以上參數(shù)。液壓泵的功率包括理論輸入功率、 理論輸出功率、實際輸入功率和實際輸出 功率。其中理論輸入功率和理論輸出功率是等價的，因為在理論上認為不存在任何泄漏。理論輸出功率是指在不考慮泵容積損失前提下，輸出液體所具有的液壓功率，即卩N Bot pB ? QBt（ 1-7）式中Pb泵輸出液體的壓力，Pa；QBt-泵的理論流量，m/s ；NBt-泵的理論輸出功率，Wo理論輸入功率是指在不考慮泵機械損失前提下，泵所輸入的機械功率，即N Bit M Bt ? Wb（ 1-8）式中 M Bt泵輸入的理論轉矩，N? m;Wb泵的角速度，rad/s ；N Bt 泵的理論輸入功率，W。實際輸出功率是指在考慮泵的容積損失前提下，輸出液體所具有的實際液壓(1-9)功率，即N Bo pB ? QB pBQBt Bv N Bot Bv N Bit Bv N Bi Bm Bv N Bit B式中 Pb泵輸出液體的壓力，Pa；Qb 泵的實際流量，m3/s ；Bv 泵的容積效率；Bm泵的機械效率；B泵的總效率；N Bot 泵的理論輸出功率，W ；N Bit 泵的理論輸入功率，W；NBi 泵的實際輸入功率，W。實際輸入功率是指在考慮泵機械損失前題下，泵所輸入的實際機械功率，即N Bi M bWbM BtWbBmN BitBmBv N boBmB(1-10)式中 Mb泵輸入的實際轉矩，N?m；Wb泵的角速度，rad/s ；Bm泵的機械效率；Bv泵的容積效率；B泵的總效率；N Bit泵的理論輸入功率，W ；Nbo泵的實際輸出功率，W ；NBi泵的實際輸入功率，W。2主要零部件的設計計算2.1缸體的設計2.1.1確定排量q1000Qn v1000 34-525 (ml/r)1500 0.92(2-1)式中 Q泵的額定流量（l/min ）；n泵的額定轉速（r/min ）；容積效率，一般取 v 0.85 0.98，這里取v 0.92上述符號含義和單位適用本節(jié)始末2.1.2 確定、Z、d和R（1）d2由排量公式q ZRtan可知，如果增大，可以減小其它尺寸，但受力2分析中已指出過，增大對柱塞的受力不利，通常max 15 18，這里取max16。（2）R、d、Z的確定這三個參數(shù)是互相制約的，與結構類型有關。根據(jù)實踐經(jīng)驗取定：一般半周型多取Z=7，通軸型多取Z=9，能使結構較為緊湊。這里取 Z=7。初算時，可取空 0.75，則可按下式試算R:2 RR 3Zq3 2.596(cm) 取 R 2.7(cm).1.125 3 tan再由排量公式確定柱塞直徑：d ,2q1.713(cm) 取 d 1.8(cm)V ZR tan2.1.3缸體的其它尺寸1缸體底的厚度 缸孔底部因加工多成錐形，其最薄處的厚度ld 0.4 0.6 d(2-2)(2-3)(2-4)取ld0.45 1.8 0.81(cm)2底部通油孔尺寸及間隔°缸體柱塞孔底部的油窗孔的圍角為°，應盡力擴大，以減少油壓反推力矩M f的脈動值，其最小間隔°應滿足下式10 2R0 sin000.4 0.6(cm)( 2-5)21從設計圖中不難得知o 2 2.84sin - 51380.64 (cm)，符合要求。2為擴大o，油窗孔的中點半徑R。應取大些；從限制窗口處的圓周速度u0 Jr。不要太大的角度出發(fā)，又希望 R。小些；因此尺寸較小的泵，一般取60R° R 2.7cm。圖2-1缸孔底部的油窗孔Figure 2-1 at the bottom of the oil cyli nder fen estrae缸體設計完成后還要校核通油面積的油流速度，詳見第四章2.2柱塞基本尺寸設計（見圖 2-2）2.2.1柱塞直徑d柱塞直徑d已在缸體設計中確定：d 1.8cm2.2.2柱塞長度L、球頭直徑d1、d2 （見圖2-2）0.2d 和(2-6)（1 ）柱塞長度L應等于柱塞的最小留缸長度I。、最小外伸長度最大行程Smax 2Rtan max之和。通常p 30M時Io22.5d,取lo 2.23d2.3 1.84（ cm）圖2-2柱塞的有關尺寸Fig.2-2 Dime nsions of the plun ger（2）高壓比低壓需要較大的留缸長度，因為高壓時側向彎力大，留缸長度大，可避免柱塞和缸孔的側應力過大。故當 p 30M時：L 2.2 2.7 d 2Rtan max（2-7）則 L 2.5d 2Rtan max 2.5 1.8 2 2.45 tan 165.9056.0（cm）（3 ）球頭直徑d!，依經(jīng)驗取d10.7 0.8 d這里取 di 0.77d0.77 1.8 1.4（cm）（2-8）為使柱塞球頭不遮住滑靴的注油孔，應使d2 d1 sin max d4（cm） 依經(jīng)驗取 d4 0.2cm（2-9）則d2 1.4 sin 160.2 0.586 這里取 d20.6cm（2-10）（4）柱塞與孔的間隙s與平衡槽的尺寸配合間隙 s 0.001d。取 s 0.018mm平衡槽，深為0.30.8mm ;寬為0.30.8mm ;槽與槽的間隔t為210mm（近似為行程的一半）。則取平衡槽深為0.5mm，寬為0.6mm，槽與槽的間隔t取為7mm。2.3滑靴的設計計算231直徑da包球直徑d 3 一般略小于柱塞直徑d，可以使滑靴頸部有一部分進入缸孔中, 從而縮短軸向尺寸。取da 1.6cm。2.3.2滑靴底面靜壓支撐的設計滑靴的設計有兩種方法。一種是全靜壓平衡型滑靴設計，而另外一種是“剩 余壓緊力法”。本設計采用“剩余壓緊力設計法”。這種方法在國外的柱塞泵中普遍采用。剩余壓緊力法的實質是將高壓油引入 滑靴一斜盤摩擦副的兩滑動面之間， 靠高壓油的靜壓力平衡絕大部分壓緊力， 而 剩余壓緊力用以保證滑靴壓緊斜盤。剩余壓緊力設計法計算滑靴的基本特點是作用在柱塞底部的油壓 p經(jīng)中心 孔直接作用于柱塞滑靴底部，中心孔不起阻尼作用，油腔壓力 Ph近似等于柱塞 底部油壓力p。其次，是壓緊力等于分離力?；ズ托北P之間間隙近似為零，泄漏量接近為 零，剩余壓緊力有輔助支撐面積承受。2 P rcosFy壓緊力為：（2-11）式中 r柱塞半徑Ff分離力為：（2-12）設計中為保證摩擦副功率損失較少以及減少泄漏量，通常取壓緊力與分離力之比壓緊系數(shù) h在1.051.10之間，即為：Ff1.051.10COS max(2-13)在試算中，可先使r50.35 0.44 d初算:取角 0.38 187 mm根據(jù)式（2-13 ）可得r611 mm92 2ln 11/7此時壓緊系數(shù) h 一2盯 1.0579，符合要求。cos16 115采用這種方法設計滑靴后，前端仍要采用一定的阻尼器。增設、外輔助支撐。 輔助支撐面積可以承受剩余壓緊力，減少接觸比壓。如圖2-2所示。另外滑靴的引油孔是進入滑靴底部的通道。因設計中取油腔壓力Ph ,因此該孔應大，不應引起阻尼作用。也就是說壓降要很小，否則造成實際分離力下降， 等于增大了壓緊力，使摩擦副的工作條件惡化。通常引油孔德直徑可取2mm左右。圖2-3滑靴結構Fig.2-3 the age ncies of slip boots為使密封帶下的壓力場能得到充分利用，一般不宜將密封帶設計的過寬，尤其是在剩余壓緊力大、摩擦面光潔度較高的情況下。過寬的壓力場往往不能建立 起設計的壓力場，致使實際分離力小于計算值，導致剩余壓緊力增大，滑靴容易燒毀和磨損。新結構滑靴外徑對徑的比值一般為1.11.2。本設計中由于壓盤尺寸的限制，不便設計外輔助支撐，但可以設計輔助支撐。已知d5 14mm，取徑d4d51.1712mm。最終輔助支撐設計完成后，要滑靴進行校核，具體見第四章2.4配油盤的設計計算配油盤是軸向柱塞泵的關鍵零件之一， 它的作用是分配油液，幫助軸向柱塞 泵完成吸、排油任務。配油盤的設計，主要是確定、外密封帶，配油孔與其間隔角，以及輔助支撐等的有關尺寸。241間隔角、及阻尼孔尺寸為了防止柱塞腔的油液，由高壓到低壓或由低壓到高壓的瞬間接通中， 因油 液的突然膨脹和壓縮所產(chǎn)生的噪聲和功率損耗， 可采用帶減震孔型的配油盤（如 圖 2-4）0減震孔型配油盤通過圍的封閉升（減）壓與采用阻尼孔逐漸引入（泄出）壓力油相結合的辦法來減低噪聲，在缸體窗口離開上死點經(jīng)與排油孔接通過程中，柱塞腔壓力一方面由于預壓縮而上升， 另一方面由于柱塞腔經(jīng)卸荷槽與排 油孔溝通而上升。這樣，當缸體窗口與排油孔接通時，柱塞腔壓力已達到排油壓 力，就防止了壓力突變。其優(yōu)點是對工作壓力的變化有較好的適應性。比單一正封閉型配油盤用的多。一般多使其封閉升壓和阻尼孔升壓各起一半的作用。假設柱塞腔油液的溶劑 V,壓力由po升至p所需的壓縮量為 V,對應的柱塞位移量為x，缸體的回轉角（即封閉加壓圍角）為i，缸體的回轉角（即封閉減壓圍角）為2，則所以V d2V x4Rtan 1 cos4d1 822Rta n1V V PVP P0EEd2d2d2VVoS V02RtanV02Rta n4442Vo(2-14 )arccos 12 P PoE2d Rtan(2-15 )同理可得2 arccos14Vo p poE d2Rtan(2-16)式中 V,V單位為cm3;Vo 柱塞在下死點處（Vo 柱塞本身的排油腔體積P、Po 高、低壓腔的壓力E液體的彈性模數(shù)，ES柱塞行程，S 2Rta n），柱塞腔殘留的容積cm3 ；3cm ；（bar）；1.4 2104bar ；cm 。圖2-4配油窗孔的間隔角Fig.2-4 with the in terval an gle of oil wi ndow柱塞設計完成后，可以容易得到V。2cm3，則由（2-14 ）得VV。d22Rtan2.7 ta n165.94cm把數(shù)據(jù)代入（2-15 ）可得1 arccos 12 p Po2Vo1 d2Rtanarccos12 3202 1041.82 2.7tan16同理代入式（2-16 ）得4VoP P0arccos 12E d2Rtanarccos 142 104 1.822 3202.7ta n1613在dt 時間,w由阻尼孔引入的液體體積為QkQk Vw 2dk4P02E128 lk 寸 105(2-17)由上式得式中 Qklk從阻尼孔流入的流量128 wV 10 5Eocm2 / s ；(2-18)w缸體的角速度 rad /s ；V上死點0處柱塞腔的容積cm3 ；工作液體的動力黏度 N S/m2 ；dk 阻尼孔直徑 （cm）；lk 阻尼孔長度（cm）。把 1 0.3rad等設計數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為128 100 50訕 10 5 0.00241可得2 1040.3由此dk與L由上式約束，結合實際經(jīng)驗并利用試帶法，相對于dk 0.25(cm), lk 1.2(cm)把 20.22rad等設計數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為128 100 爭 型 10 50.00322 104 0.22同理可得相對于2的阻尼孔尺寸dk 0.26(cm), Ik 1.2(cm)(2-19)2.4.2配油孔及、外密封帶的尺寸如圖2-4所示，Ri、R2、R3、R4為外密封帶的尺寸，半徑從小到大。它們受 F列各方程式的約束。1配油窗孔的流速限制與許用圓周速度配油窗口的油流速度應滿足下式VpQt2 3 m/s(2-20)式中 Qt 泵的平均幾何流量（l/min）；配油孔上的連筋角（rad）；配油孔的間隔角（rad）；Vp配油孔上的平均油流速度（m/s ）。根據(jù)式（2-19），聯(lián)系式（2-20 ）取較小數(shù)值2驗算即可23813510.89rad根據(jù)實際經(jīng)驗取R1 2.0cm R2 2.4 cmR3 3.0cm把數(shù)據(jù)代入式（2-20 ）得vp34.52260.89 0 3.02.40.78（m/s），符合要求。配油孔的外半徑為撿R3，其平均半徑 專 處的圓周速度up應滿足下式n 2UpR2 R310 Up(2-21)60式中up最大允許圓周速度，up =5-8 ( m/s)代入數(shù)據(jù)后得Up 2.02.41500 10 23.45 Up，符合要求。p 60 p2考慮離心力對泄漏的影響，一般取根據(jù)實際經(jīng)驗取R4 3.4cm代入式（2-22 ）后，不難看出符合要求。圖2-5配油盤的有關尺寸Fig.2-5 with the size of the oil pan3配油盤的壓緊系數(shù)由于摩擦力和油壓反推力、反推力矩的摸是轉角的函數(shù)；斜盤對缸體的軸向壓緊力Npx和力矩的模只和油壓有關；慣性力等又隨傾角變化，故一般使缸體所受的力和力矩（不考慮輔助支撐力Pa和Ma ）之和為零不可能，加之油壓反推力Pfm與配流盤與缸體間的油膜厚度無關，因此為了缸體穩(wěn)定通常都把斜盤力Npx設計得比Pfm大些，兩者的比值叫配油盤的壓緊系數(shù)，通過分析可以得到，(2-23)Npxd2Z2 2 2 2Pfm2R4R3R2RiIn R4 / R3In R2 / Ri一般取 1.05 1.10。把設計數(shù)據(jù)代入式(2-23 )得P fm2八22 3.43c*22.40.66 1 °.660.89In 3.4/3In 2.4/2Npx 1.82 71.0864，符合要求。2.4.3輔助支撐由于存在剩余壓緊力,為了減少配油盤與缸體間的磨損,通常都采用輔助支撐來減小壓強或承擔這部分多余的壓緊力輔助支撐通常有平面輔助支撐、動壓支撐、靜壓支撐和滾動軸承輔助支撐等, 本設計采用常用的平面輔助支撐。平面輔助支撐設計后要進行“比壓”校驗或“熱楔支撐”校驗。本設計采用比壓 校驗。比壓校驗時通常最簡單的計算方法，通過檢查全部接觸面上的壓應力一一“比壓”，使其不要超過允許的“比壓”值，即Z d2R12ln R4 / R3ln R2 / R-ipPo8 r2 R2R32 R； Af(2-24)式中比壓(bar)；許用比壓，視摩擦副材料而定，淬火鋼對鋁鐵青銅15 20bar ；Af輔助支撐面積cm2 ,R5、R6 cm為輔助支撐(共Z“塊)的、外半徑,b為間隔弧長，貝U(2-25 )取不難得知AfAfR| R52 Z1bR6 R5R5 3.7cmR6 4.5cm4.52 3.7212 4 4.5 3.717cm2代入數(shù)據(jù)得27 1.8223.423.022 22.42.00.66 10.66320ln 3.4/3.0ln 2.4/2.00.8983.422.020.662 23.02.41714.0989可見符合要求。2.5壓盤及斜盤尺寸的確定2.5.1壓盤（返回盤）尺寸的確定圖2-6壓盤的尺寸Fig.2-6 plate n size由受力分析可知，滑靴中心在斜盤上的運行軌跡是一橢圓，其長軸為R，短軸為R,所以壓盤上滑靴安放孔中心的半徑Rm（即壓盤滑靴孔的分COS max布半徑）為|11COS max22 1亠2 cos162.8 cm(2-26)滑靴的包球外徑d3已知，盤孔與d2的最小間隙為i，則盤孔直徑dp為d31，再加上兩倍的因偏心而向外（或向）移動的量RRm，即cosmaxdpd32 1 2 cos max1.6 2 0.052三cos162.81.8 cm式中1最小間隙，取0.05cm。壓盤最大外徑Dp如下Dpdwcos max2 2.7 2.8cos162 0.18,61769cm( 2-27)式中 4接觸余量，可取0.1cm o2.5.2斜盤尺寸的確定斜盤的最大外徑，應能保證滑靴底面全部落在其上。即2RCOS maxdw 22 2.7cos162.82 0.28.817 cm(2-28)D=9cm o式中0.15 0.2(cm) o3直軸式軸向柱塞泵的運動及瞬時流量分析3.1直軸式軸向柱塞泵的運動分析3.1.1柱塞運動學分析運動分析是瞬時流量分析和受力分析的基礎，所以這里先討論。如圖3-1所示，設斜盤平面相對缸體橫截面的傾角為，取坐標系oxyz,并以通過oxy平面的點A（A為柱塞球頭中心的起始點）為缸體轉角的計算起點（開始壓油的點）。當缸體轉過任一角度時，柱塞球頭中心轉至點B，此時柱塞球頭中心的坐標為：x Rcos tan Rtan cosy Rcos（ 3-1）z Rsi n圖3-1斜盤式軸向柱塞泵的運動分析Fig.3-1 Swashplate axial piston pump of the Motion Analysis由此坐標方程可以看出，沿x正向、即沿缸體軸線方向的相對運動，是缸體 轉角 的余弦函數(shù)；而在oyz平面，點B的運動軌跡，由其牽連運動（缸體的轉動） 可以知道是一個圓。由于軸向運動方向x軸正向相同，所以柱塞相對缸孔軸向移 動的速度v為：wR tan sin(3-2)dxvdt式中w 缸體轉動角速度（rad/s）；v 柱塞相對缸體的軸向速度（cm/s）；R柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑（cm）；t時間（s）;缸體轉角（ wt ）。其平均相對速度為0 vd2廠wRta n(3-3)柱塞相對缸孔移動的加速度為dvdtw2Rtan cos(3-4)式中 a 柱塞相對缸體的軸向加速度（cm/s2）。柱塞因旋轉運動而產(chǎn)生的徑向（即向心）加速度ar為(3-5)2 2ar w R（cm/s ）3.1.2滑靴運動分析滑靴除了與柱塞一起相對缸體往復運動及隨缸體旋轉之外，還與柱塞球頭一起沿斜盤平面做平面運動。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運動 情況。為了得到柱塞上的滑靴相對斜盤的運動規(guī)律，將坐標系oxyz，以oz為軸逆時針轉過 角，得oxyz1坐標系，點B在 0X1的坐標系中以B1表示（見圖3-1），其坐標值為X1yiZiy Rcos coscosz Rsi n(3-6 )由式（3-6 ）可見，B1點在0力乙平面上的軌跡為一橢圓，其長軸為Rcos短軸為Ro對應任一轉角的矢徑z： yfR. 1 tan2 cos2(3-7 )矢徑與橢圓長軸（y1軸）的夾角為，則(3-8 )z1tgcos tany11tg (cos tan )Bi點（即滑靴）繞o點旋轉地角速度為Whddtcos22廠wcos sin cos(3-9)由式（3-9）可知，當少（n為自然數(shù)）時，wh達到最大值'為Wh maxwcos(3-10)式中 w缸體的速度;斜盤的傾角。（ni為包括0的自然數(shù)）時，Wh有最小值，為W h minWCOS(3-11 )滑靴在oyiZi平面轉一周的時間與缸體轉一圈的時間相等，所以其平均角速度Whm與W相同，即Whm W(3-12 )滑靴沿斜盤表面與橢圓軌跡相切的滑移速度為 Vh時，則Rw. cos2sin2 cos22 .2 2 cos sin cos(3-13 )由上式可以得出，當2、2 '2時心便達到最大值，為(3-14 )vwRV h maxcos max(3-15 )而當 0、時，Vh便達到最小值，為VhminWR滑靴沿斜盤平面的平均滑動速度為VspVhd2wR 2d0sin2sin2(3-16)該積分為第一類橢圓積分，當1520時，其值為1.61-1.62，所以161 wR 1.03wR(3-17 )另外，滑靴在旋轉中，由于離心的作用，滑靴對于斜盤之壓力的作用線，將偏離滑靴的軸線，在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在運動中會產(chǎn)生繞自身軸線的旋轉運動，轉動快慢取決于旋轉摩擦力的大小，各有所異。這一自轉可改善潤滑，對減少摩擦、改善磨損和提高效率都是有益的。3.2瞬時流量及脈動品質分析3.2.1瞬時流量計算由于泵有多個柱塞同時在排油腔和進油腔，所以泵的瞬時流量，為同一瞬時所有處于排油腔的柱塞之瞬時流量之和，k即QbQ；(3-18 )i 1式中 Qb 整個泵的瞬時流量；Qi'每個柱塞的瞬時流量；k同時處于排油區(qū)的柱塞數(shù)目。如圖3-2所示，當柱塞由上死點位置A隨缸體轉過任意角度到達位置B的排油過程中，柱塞收縮的位移為x x1X2Rta nRcostan（3-19）式中R柱塞分布圓半徑;斜盤傾角；柱塞的位置角；x柱塞的位移。柱塞的相對運動速度為dxdxdvwRta nsin（3-20）dtd dt每個柱塞的瞬時流量為Qi'd2'Vi d2Rwta nsin i（3-21）44式中d 柱塞的直徑。整個泵的瞬時流量為Qbkqi' -d2Rw tanksin i（3-22）i 14i 1圖3-2瞬時流量及其脈動Fig.3-2 In sta ntan eous flow and pulse322脈動品質分析通常用流量脈動系數(shù)來衡量瞬時流量的品質。脈動系數(shù)的表達式為:Q B maxQBmin100%(3-23)Bt式中 QBt 泵的理論流量顯然，目前QBt還是個未知數(shù)，下面將討論理論流量 QBt的算法。轉動缸體轉一轉，每個柱塞吸、排油各一次。由圖3-3所示，柱塞的行程為s 2Rtan（3-24）式中s柱塞的行程每個柱塞的排量為1q2 2d sd Rta n4式中q單個柱塞排量。整個泵的排量為qB'q zd RZ ta n2式中qB泵的排量；Z 泵的柱塞數(shù)目。泵的理論流量為QBtqBnB(3-25)(3-26)2d RZnB tan2(3-27)式中 nB 泵的轉速。k對于式（3-22 ），若令Asin i，則i 1A sin 1 sin 1sin 1sin 1（3-28）式中1 排油區(qū)距最高點位置A最近的柱塞位置角;相鄰兩柱塞間夾角，當經(jīng)數(shù)學推導（通過純數(shù)學的推演是可以得出的，這里將推演過程省略）柱塞為偶數(shù)時,(3-29)sinZcosZsinZ(3-30)將式（3-29 ），式（3-30 ）分別代入式（3-22 ）可得到瞬時流量的最大值和最小值為'2QBmax 7d Rwtan(3-31)sinZ(3-32)'2QBmind Rwtan4cos Zsin Z圖3-3軸向柱塞泵Fig.3-3 Axial Piston Pump于是，當柱塞為偶數(shù)時的流量脈動系數(shù)為QB maxQBminQBt100%- tan100%Z2Z（3-33）流量脈動的頻率fQnZ（3-34）而當柱塞為奇數(shù)時，A1（3-35）max2sin -2ZAmincos2Z2sin 2Z(3-36)得到瞬時流量的最大值和最(3-37)將式（3-35 ），式（3-36 ）分別代入式（3-22 小值分別為'2QBmax -d Rwtansin -2Z'2QBminRwtancos2Z(3-38)sin2Z于是，當Z為奇數(shù)時，流量脈動系數(shù)為IIQB max Q Bmin100%QBt2Ztan4Z 100%(3-39)流量脈動的頻率(3-40)q 2nZ根據(jù)式（3-33 ）和（3-39 ）可算出不同柱塞時的流量脈動系數(shù)，見表3-1所示。表3-1不同柱塞時的流量脈動表Tab.3-1 at the time of the different flow pulsation plunger TableZ345678910111213/%14.0332.534.9814.032.537.811.534.981.023.450.73由表3-1可以看出，當柱塞為奇數(shù)時，比相鄰的偶數(shù)時的流量脈動系數(shù)小得 多；并且柱塞數(shù)愈多，流量脈動系數(shù)就愈小。因此，為減少流量脈動，斜盤泵的 柱塞一般選用奇數(shù)，并盡可能取多些，常見的柱塞數(shù)Z 7, 9, 11。由此可見本設計的柱塞數(shù)Z 7，脈動性較好。4主要零部件的受力分析與校核在受力分析中經(jīng)常用到的符號意義如下：d柱塞直徑（cm）；R 柱塞孔的分布圓半徑（cm）；斜盤傾角；Z柱塞的個數(shù)；w缸體的回轉角速度（rad/s）；mz 柱塞組（柱塞連同滑靴一起）的質量；p高壓腔的壓力（bar）；f柱塞與缸孔的靜、動摩擦系數(shù)，鋼對鋁鐵青銅一般分別取f 0.1 0.12 和 f 0.05 ；fh滑靴與斜盤的摩擦系數(shù)，一般取£ 0.008 0.08 ;任一柱塞相對oy軸的角位移（見圖3-1 ）。4.1柱塞4.1.1柱塞的受力分析柱塞隨缸體作圓周運動時，在不同區(qū)域及不同位置時，受力情況是不同的。 借助圖4-1所給定的坐標系oxyz,忽略摩擦力Fh和由離心力F1引起的摩擦 力F3,柱塞所受的力如下。1離心力F12F1 mzRw（ 4-1）式中 mz柱塞組的質量。F1對x軸的投影值為零，對y和z軸的投影值為2F|y mzRw cos（4-2）Flz mzRw2 sin（ 4-3）2液體壓力P （對圖4-1所設方向）忽略低壓腔的液體壓力P。,對泵，當0時P :p(4-4)當2時RiP 0圖4-1柱塞組的受力Fig.4-1 Group plun ger force3軸向慣性力Fg （對應圖4-1所設方向）Fg是由于柱塞與缸體相對移動中的相對加速度引起的，其方向與加速度方向相反。2FgFgxmzamzRw tan cos（4-5）4摩擦力卩!與F2柱塞與缸孔的側壓力 尺、R2的摩擦力卩!和F2分別為F, R, f（ 4-6）F2 R2 f（ 4-7）5斜盤的法向作用力N及R,、R2斜盤通過滑靴作用在柱塞頭上的法向作用力 N。法向反力N可分解為沿柱塞 徑向方向的分力T和沿柱塞軸向方向的分力S。N力方向與斜盤表面垂直，分力S, T的值分別為(4-8)S N cosT Nsin（4-9 ）側向力R、R2是由垂直于柱塞軸線的徑向分力T和離心力Fn所引起。R、R2 均為均布載荷的合力，其方向相反。均布載荷呈線性三角形分布，如圖4-1所示。通常在不計Fg，F(xiàn)n情況下，柱塞受力平衡方程可寫為Fx Ncosf R R2P 0（ 4-10）Fy N sinR1 R2 0（ 4-11）若在忽略摩擦力f R1 R2 ,則N cos F可見，斜盤作用在柱塞的軸向分力 Ncos與作用在柱塞尾部的液壓力卩是 對平衡力。此外，柱塞在工作中還要分擔中心彈簧的力， 斜盤與滑靴的摩擦力對柱塞受 力影響很小，可以忽略。4.1.2柱塞的校核如圖2-2所示，d2應滿足下式，以免擠壓應力q過大式中 qd2/cos d；qd12(4-12)滑靴材料的許用比壓,ZQAI9-4 青銅q =75M。驗算如下:2 23265.8775符合強度要求。1.8 /cos16 0.61.3520.624.2滑靴如圖4-2a所示，滑靴除承受來自柱塞球頭中心的壓緊力Fy、彈簧力Fti和斜盤的垂直反力N而外，還要承受離心力Fhl和摩擦力Fh。在工作狀態(tài)，作用于滑 靴的主要力是柱塞對滑靴的壓緊力?；ズ托北P底部中油壓產(chǎn)生分離力以及壓盤 對滑靴的壓緊力。而在滑靴的平衡計算中，通常只考慮壓緊力和分離力，而其余的力數(shù)值較小，一般都忽略不計。在滑靴設計中已經(jīng)得知，若按壓緊系數(shù)的最大值設計滑靴，還存在5%的剩余 壓緊力由輔助支撐承受。實際的壓緊力較大于上述計算值要求， 這是因為柱塞慣性力和回程彈簧力均是將滑靴壓向斜盤的力，稱這個力附加壓緊力。附加壓緊力 的最大值相對液壓壓緊力的百分比可用下式估算：GRw2Sin max(4-13)式中 G柱塞及滑靴的重量;R 柱塞分布圓半徑；W缸體的角速度；f柱塞和缸孔的摩擦系數(shù)，取f 0.1圖4-2滑靴的受力Fig.4-2 The force of slip boots柱塞與滑靴設計完成后，便可知其質量 m m柱m滑 82.5 3.9586.45 g通過式（2-11 ）可知，壓緊力Fy 84.11，則86.45 9.8 2.750 22 9.8 84.1110 30.1 sin16最大斜盤傾角時總的剩余壓緊力為:(4-14)F 5% Fy代入數(shù)據(jù)后得:F 8% 84.116.72接觸比壓與比功值的校驗所采用的材料不同， 所允許的接觸比壓和比功值也 不同。為了使設計的滑靴具有一定的可靠性和使用壽命，均須對這兩者進行校核。剩余壓緊力造成的比壓為：FFypm5% 丄 p（4-15）AA式中 A輔助支撐面積。滑靴設計后即知輔助支撐面積為 A 0.85 cm2代入式（4-15 ）得：Pm 6727.9030，符合要求。0.85當滑靴沿斜盤平面相對滑動時， 運動軌跡為橢圓形，長軸為2R/cos，短軸 為2R。同時，由于滑靴繞泵軸以角速度 w旋轉時其接觸面上各點半徑不同，靠 外面速度大，靠中心速度小。因此，滑靴將有一附加繞柱塞球頭的自轉。實踐證 明，自轉方向和旋轉方向相反，因而滑靴面滑動速度的平均值可用半徑為R/cos處的速度代替，即R2 n R（4-16）VmwVcos60 cos代入數(shù)據(jù)后得：21500Vm2.710 24.418，符合要求。60cos16若計算所得的比功值越大，則克服摩擦副的摩擦而消耗的功就越大， 從而引 起摩擦部位發(fā)熱以及滑靴式斜盤的磨損迅速。 因此，比功值與摩擦副所選用的材 料有關。同時，比功值大小也和壽命長短有關。 在設計運動摩擦副時需要校驗比功值。計算比功值應小于材料允許的比功值，即p mvm5%Fy 2 nRA 60cospv(4-17)代入數(shù)據(jù)后得:PmVm7.9 4.4134.84 60，符合要求。表4-1滑靴材料的許用壓力、速度和比功p/MPav/(m s 1)1pv/(MPa m s )ZQA19-430860ZQS n10-115320耐磨鑄件105184.3缸體4.3.1缸體的受力分析缸體由泵軸推動，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅動柱塞，實現(xiàn)吸排油液， 其受力情況較為復雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一是配油盤，從運轉結構的觀點， 希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。通常的“缸體自位式”結構，靠缸體的浮動和平衡來維持它與配油盤間的理想 油膜厚度，以取得容積效率和機械效率的綜合指標并延長壽命。故缸體的受力狀 況十分重要。作用在缸體上的作用力有：質量力，包括柱塞組的離心力和缸體的重力；配油盤的附加壓緊彈簧力；徑向支撐力（由軸或缸外徑向軸承產(chǎn)生）；斜盤推力和 摩擦力；配油盤的推力和摩擦力。這些力的計算表達需要經(jīng)過復雜的理論研究和 數(shù)學推導，有些還需要實驗驗證。這里暫不討論。4.3.2缸體的強度校核一般把缸體的受力，按照厚壁筒進行計算。設柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為1、柱塞孔與缸體圓之間的最小壁厚為2，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為3。計算時取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為min，從本設計圖中可知min為柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚，且min5.2m m，則厚壁筒的外徑D d 2 min 182 5.228.4mm。如圖 4-3 所示。在壓力p的作用下，筒壁任一點的最大切向拉應力為q max最大徑向壓應力為d2D2 了 P 740D2(bar)(4-18)jn(bar)(4-19)當缸體采用塑性材料時，用第四強度理論計算應力對鋁鐵青銅（經(jīng)鍛打），,3D4 d4D2 d2P max(bar)(4-20)700 850 (bar)。式（4-20 ）代入數(shù)據(jù)后是.3D4 d4D2 d2p max.3 2.844