逯曼直軸式軸向柱塞泵(一)綜述

十閡，沙丸孝描上學(xué)魄專科生綜合設(shè)計(jì)（論文）題 目： 直軸式軸向柱塞泵學(xué)生姓名：迷曼學(xué) 號(hào)： 201208027224院 系：機(jī)械與控制工程學(xué)院專業(yè)年級(jí)： 2012 級(jí)機(jī)械制造與自動(dòng)化專業(yè)指導(dǎo)教師：李福坤2015年6月15日摘要斜盤(pán)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(dòng)，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(duì)于斜盤(pán)式軸向柱塞泵，柱塞、滑 靴、配油盤(pán)、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(pán)與缸體直接影響泵的效率和壽命。由 于配油盤(pán)與缸體、滑靴與柱塞這兩對(duì)高速運(yùn)動(dòng)副均采用了一靜壓支承，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(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)。由于斜盤(pán)式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變量、維修方便等優(yōu)點(diǎn)，因而斜盤(pán)式 軸向柱塞泵在技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢(shì)。關(guān)鍵詞：斜盤(pán)，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 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 , 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(jiǎn)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(jì) 32.1 柱塞設(shè)計(jì) 32.2 滑靴設(shè)計(jì) 72.3 配油盤(pán)設(shè)計(jì) 92.4 缸體設(shè)計(jì) 122.5 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 142.6 變量機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 16第三章直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(pán)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(jiǎn)介軸向柱塞泵是采用配油盤(pán)配油，缸體旋轉(zhuǎn)，靠變量頭變量的斜盤(pán)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(jì)，使缸體與配油盤(pán)、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(jiǎn)單、體積小、噪音低、效率高、壽命長(zhǎng)和有自吸能力等優(yōu)點(diǎn)。軸向柱塞泵具有多種變量形勢(shì)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(dòng)系統(tǒng)中。軸向柱塞泵1-手輪；2-絲桿；3-變量活塞；4-斜盤(pán)；5-銷；6-回程盤(pán)；7-滑靴；8-柱塞; 9-中間泵體；10-前泵體：11-前軸承；12-配流盤(pán)；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(guò)程中，分別與吸、排液腔相溝通。3）吸液腔與排液腔必須隔開(kāi)，即不能同時(shí)相互溝通。4）油箱內(nèi)液體絕對(duì)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內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，造成密封容積的變化，來(lái)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(pán)平面運(yùn)動(dòng)。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于斜盤(pán)平面相對(duì)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(dòng)。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(guò)程中，柱塞腔剛好 與配油盤(pán)吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內(nèi)，這是吸油過(guò)程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在0口180口，柱塞在斜盤(pán)約束下開(kāi)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(guò)程中，柱塞腔剛好與配油盤(pán)排油窗相通， 油液通過(guò)排油窗排出。這就是排油過(guò)程。可見(jiàn), 缸體每轉(zhuǎn)一圈，各個(gè)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(dòng)軸的旋轉(zhuǎn)方向或斜盤(pán)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(guò)改變斜盤(pán)的傾角r的大小來(lái)實(shí)現(xiàn)。這也是斜盤(pán)式軸向柱塞泵通常為雙向變量泵的原因1-斜盤(pán)2-回程盤(pán)3-滑靴 4-柱塞 5-缸體 6-配油盤(pán) 7-傳動(dòng)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(jì)給定設(shè)計(jì)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/min第二章直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì)2.1 柱塞設(shè)計(jì)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(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。這種點(diǎn)接觸式柱塞在早期泵中可見(jiàn)，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(dòng)頭，擺動(dòng)頭下部可繞柱塞球窩中心擺動(dòng)。擺 動(dòng)頭上部是球面或平面與斜盤(pán)或面接觸，以降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓。擺動(dòng)頭與斜盤(pán) 的接觸面之間靠殼體腔的油液潤(rùn)滑，相當(dāng)于普通滑動(dòng)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(gè)擺動(dòng)頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺 動(dòng)?；ヅc斜盤(pán)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(guò) 柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，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。目前大多采用這種軸向柱塞泵。<Q>M圖2-1柱塞結(jié)構(gòu)型式可見(jiàn)，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(dòng)時(shí)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，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。但空心結(jié) 構(gòu)無(wú)疑增加了柱塞在吸排油過(guò)程中的剩余無(wú)效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的 影響，無(wú)效容積會(huì)降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動(dòng)，影響調(diào)節(jié)過(guò)程的動(dòng)態(tài)品質(zhì)。綜上，本設(shè)計(jì)選用圖2-1 (c)所示的型式。(2)柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)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(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑dz所占的弧長(zhǎng)約為分布圓周長(zhǎng) 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(duì)于軸向柱塞泵，其 m值如表2-1所示 表2-1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(pán)最大傾角，取丫 =20°由上式計(jì)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(zhǎng)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(zhǎng)度，應(yīng)保證有最小留孔長(zhǎng)度10, 一般?。簆b <20Mpa10 =(1.4 1d8)pb _30Mpal0 =(2- 2. dz)這里取 I =2dz =44mm。因此，柱塞名義長(zhǎng)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(zhǎng)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(zhǎng)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(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 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(kāi)有環(huán)行均壓槽，起均衡側(cè)向力、改善潤(rùn)滑條件和存儲(chǔ)贓物的作用。均壓槽的尺寸常?。荷?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(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(zhǎng)時(shí)的 最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值，則Pmax = 2p1 =23Mpa(2-3)d z I1柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)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(hào)許用比壓I.P1MPa許用滑動(dòng)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(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。2.3 滑靴設(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)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(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?；ピO(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(jì)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(huì)降低。若選擇適當(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(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，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì)。(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。<b><c)圖2-3滑靴結(jié)構(gòu)型式圖2-3 (a)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(shí)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(kāi)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(jì)采用圖2-3 (a)所示的結(jié)構(gòu)型式。(2)滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)圖2-4滑靴外徑的確定滑靴在斜盤(pán)上的布局，應(yīng)使傾角 尸=0時(shí)，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(jì)算時(shí)，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(zhǎng)度l0如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)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(pán)設(shè)計(jì)配油盤(pán)是軸向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(lái)的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。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(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)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)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(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)主要尺寸確定圖2-5配油盤(pán)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(shí)，?。? 二二為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足% =Qb=2.3 < L0 = 3m/s滿足要求。F2式中Qtb一泵理論流量；cpF2 一配油窗面積，F(xiàn)2 =jR； -R2);L0】一許用吸入流速，卜?！慷?3m/s由此可得R2-R>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(pán)受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示與分離力計(jì)算示帶入平衡方程式可得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(pán)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(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(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 4-9中的D5、D6。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(gè)數(shù)，B為通油槽寬度)F2、F3一吸、排油窗口面積。根據(jù)估算：F =1034(mm2)配油盤(pán)比壓p為5(2-9)Py pt2KB (R - R )=284 pa p J式中啊一配油盤(pán)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(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(jì)卜面通過(guò)計(jì)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(dòng)損失，通常取通油孔分布圓半徑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(pán)配油窗口內(nèi)、外半徑。通油孔面積近似計(jì)算如下(如圖 2-6所示)。22、Fa = laba - 0.215ba = 832(mm )式中 "一通油孔長(zhǎng)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 /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(duì) 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(duì)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)°一柱塞最短留孔長(zhǎng)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(zhǎng)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(jì)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(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)使用于帶滑靴的柱塞。它的特點(diǎn)是在滑靴頸部裝一回程盤(pán)2,如圖2-8,并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)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3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2-8所示。盤(pán)上dh為滑靴安裝孔徑，Dh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，設(shè)計(jì)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。圖2-8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a =2 R =2 1 9. 5 319m長(zhǎng)軸2Rfb = =42(mm)COS maxdh和Dh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,Dh取橢圓長(zhǎng)、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(pán)上安裝孔中心1 1一且為2 emax,因而O與長(zhǎng)、短軸端點(diǎn)A或B的最大偏心距相等,2Rfemax廠(RfCOS maxRf )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(pán)干涉，回程盤(pán)的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大與ax。同時(shí)，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(jì)軸向柱塞泵通過(guò)變量機(jī)構(gòu)改變直軸泵斜盤(pán)傾斜角或斜軸泵擺缸擺動(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(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。 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(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 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。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(dòng)變量機(jī)構(gòu)手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)是一種最簡(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2-10所示。圖2-10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成正比。(2)手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)該機(jī)構(gòu)用機(jī)械方式通過(guò)伺服閥帶動(dòng)變量缸改變斜盤(pán)傾角實(shí)現(xiàn)變量。手動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(shí)，斜盤(pán)穩(wěn)定在一定的位置上。變量時(shí)， 若控制閥C端向左移動(dòng)，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(dòng)， 推動(dòng)斜盤(pán)傾斜角減小，流量隨之減少。 與此同時(shí)，由于閥套與活塞桿相連，閥套也向右移動(dòng)逐步關(guān)閉油路l和2,于是斜盤(pán)穩(wěn)定在新的位置上。反之，控制閥向右移動(dòng)時(shí)，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(dòng)，使斜盤(pán)傾角增大，流量也增大。同理，由于控制閥閥套的反 饋移動(dòng)，使斜盤(pán)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)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(hào)輸入可以是手動(dòng)，也可以是電動(dòng)。如用外液壓源可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程無(wú)級(jí)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(dòng)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(dòng)變量缸組成。與手動(dòng)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(pán)傾角。工作原理與手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)類似。為使泵功率為一包值，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(lái)控制的。 因此，只能用一段折線(一根彈簧) 或二段折錢(qián)(二根彈簧)來(lái)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(dòng)變量缸組成?？刂崎yC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上產(chǎn)生的液壓力與彈簧力相平衡, 閥芯處于中垃，斜盤(pán)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(shí)，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(dòng)控制閥閥芯左移，帶動(dòng)變量活塞左移，斜盤(pán)傾角減小，流量城少，直至恢復(fù) 到調(diào)定值。此時(shí)，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤(pán)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(pán)傾角會(huì)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(duì)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。綜合比較以上幾種變量機(jī)構(gòu)，本設(shè)計(jì)選擇手動(dòng)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(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。圖 5-1是帶有滑靴的 柱塞受力分析簡(jiǎn)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(shí)，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(duì)缸體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，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(shí)，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(dòng)，有向心加速度Q,產(chǎn)生的離心反力P通過(guò)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(pán)反力N斜盤(pán)反力通過(guò)柱塞球頭中心垂直于斜盤(pán)平面，可以分解為軸向力P及徑向力To即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(duì)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(zhǎng)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(zhǎng)度，即柱塞處于上死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí)，N、P1和P2可以通過(guò)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(zhǎng)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(zhǎng)度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)l =(2.7-3.7)d ,這里取l° = 3d=189mm；li 一柱塞重心至球心距離,it = |0-12 = 44 - 21 = 23mm以上雖有三個(gè)方程，但其中12也是未知數(shù)，需要增加一個(gè)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(zhǎng)度12。為簡(jiǎn)化計(jì)算，力矩方程中p212離心力R相對(duì)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 -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遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤(pán)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(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。液壓泵工作時(shí)，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力圖把滑靴壓向斜盤(pán)，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(shí)油膜反力Pf2,二者力圖使滑靴與斜盤(pán)分離開(kāi)，稱為分離 Pf 0當(dāng)壓緊力與分 離力相平衡時(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。(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(pán)放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)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(duì)數(shù)規(guī)律下降。通過(guò)積分求得。如圖4-4,取微環(huán)面2nrdr,則封油帶分離力R2Pf2 = 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(shí)，應(yīng)滿足下列力平衡方程式Py = Pfji一 d42 Pbz cos二(R2-R2)21n國(guó)RPlPbd2 lnR2Ri2(R2 - Ri2 ) cos(5-25)將上式代入式q = 710 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(pán)間的摩擦力，由滑靴 質(zhì)量引起的離心力，球較摩擦力，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。3.3 配油盤(pán)受力分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤(pán)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(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 Py；配油窗口和封油帶油膜對(duì)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(guò)渡區(qū)6-減震槽7-排油窗圖5-7配油盤(pán)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(tái)階上，使缸體受到 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；億+1）個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí),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(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí),壓緊力Py2為Z -1Py2 =22dz Pb Py m i n4(5-30)9 一1 二 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(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)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 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(gè)柱塞排油時(shí)，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(gè)柱塞排油時(shí),封油帶實(shí)際包角%為2 =|(Z -3)a a012 二(9 -3)298 二9平均有Z個(gè)柱塞排油時(shí)，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(dòng)，對(duì)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(wàn) 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(dòng)，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(pán)總分離力pf 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(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(duì)工作性能的要求 ，首先確定液 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(hào) .一般來(lái)說(shuō)，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(chǎng)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(chǎng)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(lái)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(wèn)題，必須從電機(jī)結(jié)構(gòu)開(kāi)始，單局限于泵本身是沒(méi)有辦法實(shí)現(xiàn)的；解決泵的噪 聲問(wèn)題，除解決泵的流態(tài)和振動(dòng)外，同時(shí)需要解決電機(jī)風(fēng)葉的噪聲和電磁場(chǎng)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(guò)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(wú)一不說(shuō)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(shí)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(dòng)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(jì)手冊(cè)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)狀與發(fā)展趨勢(shì)J.煤礦機(jī)械，2002 (11), 1012.6孫恒，陳作模.機(jī)械原理M.第六版.北京：高等教育出版社， 2001.7姜佩東.液壓與氣動(dòng)技術(shù)M.北京：高等教育出版社，2000.8羅晴嵐.跨世紀(jì)中國(guó)鍛造業(yè)的發(fā)展方向J.鍛壓機(jī)械，2001 (5): 14.9黃宏甲，黃宜.液壓傳動(dòng)M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999.10李永堂，付建華，白墅潔，張文杰.鍛壓設(shè)備理論與控制M.第一版.北京：國(guó)防工業(yè)出版社，2005.11路勇祥.團(tuán)結(jié)奮斗、開(kāi)拓創(chuàng)新，建設(shè)制造業(yè)強(qiáng)國(guó)z.制造業(yè)未來(lái)與中國(guó)，2002 (12): 1518.12聞德生，斜盤(pán)型開(kāi)路式軸向柱塞泵北京；機(jī)械工業(yè)出版社，1993.913Lebek A O.principles and Design of Mechanical Face Seals,TJ246.L43,199114Peter Hattwig.Synthesis of ABS Hydraulic Systems.SAE,9305092將式 d = 0 2 2- 代入 N cos7 fp1 - fp2 - pb ps = 0 可得 p212