直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計(jì)

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1、、八 、， 刖言 液壓傳動(dòng)技術(shù)是一種近代工業(yè)技術(shù)，可以借助導(dǎo)管向任一位傳遞動(dòng)力；可以 借助控制壓力油液的流動(dòng)實(shí)現(xiàn)對(duì)負(fù)載的預(yù)定控制； 可以實(shí)現(xiàn)小型機(jī)械化；可以實(shí) 現(xiàn)無沖擊大圍的無極調(diào)速；可以遠(yuǎn)距離操縱確定運(yùn)動(dòng)部分的位置、運(yùn)動(dòng)方向的變 換、增減速度；便于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化等，因而適應(yīng)現(xiàn)代機(jī)械的自動(dòng)化發(fā)展，廣泛應(yīng)用 于各個(gè)技術(shù)領(lǐng)域中，象飛行器、各種工作母機(jī)、建筑機(jī)械與車輛、塑料機(jī)械、起 重機(jī)械、礦山機(jī)械和船舶等等，均使用著液壓傳動(dòng)，而且應(yīng)用日益廣泛。 由于液壓技術(shù)自身的諸多優(yōu)點(diǎn)，使得液壓技術(shù)的發(fā)展速度非常驚人。 尤其是 近年來，液壓設(shè)備的年增長(zhǎng)率一直遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于其它機(jī)械設(shè)備， 許多機(jī)械設(shè)備的傳動(dòng) 形式已逐

2、漸被液壓傳動(dòng)所取代。而液壓泵是液壓系統(tǒng)的動(dòng)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(jié)構(gòu)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(dòng)的高壓化發(fā)展趨勢(shì)，使柱塞泵尤其是軸向柱塞泵得到了相應(yīng)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(fù)運(yùn)動(dòng)， 造成密封容積的變化，來實(shí)現(xiàn)吸油 和排油。軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、單位功率體積小、重量輕、工作壓力高、容 易實(shí)現(xiàn)變量等優(yōu)點(diǎn)。這類泵多用于農(nóng)林機(jī)械、起重運(yùn)輸設(shè)備、工程機(jī)械、船舶甲 板機(jī)械、冶金設(shè)備、火炮和空間技術(shù)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

3、柱塞泵兩類。 軸向柱塞泵是指柱塞的軸線與傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)軸上， 缸體軸線與傳動(dòng)軸的軸線重 合，并依靠斜盤和彈簧使柱塞相對(duì)缸體往復(fù)運(yùn)動(dòng)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(zhuǎn)速都較高， 變量性能優(yōu)異，且結(jié)構(gòu)緊 湊，功率質(zhì)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(qū)動(dòng)

4、缸體旋轉(zhuǎn)，而且要保證在承受缸體傳來的側(cè)向力時(shí)不致出 現(xiàn)過大的變形。而非通軸泵則在缸體的前端設(shè)置一個(gè)大直徑的專用軸承裝以直接 承受側(cè)向力，泵軸只用來傳遞轉(zhuǎn)矩。 相對(duì)于其他類型液壓泵，該泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、無極變量、具有可逆性（可 作泵，也可作馬達(dá)）、壓力高、噪音低（相對(duì)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(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

5、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(shí)相互溝通。 4） 油箱液體絕對(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。 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(dòng)軸11等。斜盤15和配油盤1固定不動(dòng)，缸體2固定在傳動(dòng)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(gè)（一般為奇 數(shù)個(gè)）平行于傳動(dòng)軸的柱塞孔，每個(gè)柱塞孔中都裝有柱塞 5,柱塞可在柱塞孔中 自由滑動(dòng)。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。

6、 通過某種措施，可以保證每個(gè)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(duì)滑動(dòng)），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(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)）。于是，柱塞處在最下端時(shí)，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(dāng)柱塞運(yùn)行到最上端時(shí)，因伸出缸孔的尺寸 最長(zhǎng)，柱塞右端面與缸孔表面圍成的密圭寸容積達(dá)最大。 當(dāng)傳動(dòng)軸從軸端看，沿逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞5自下向上回轉(zhuǎn)的半周，既 要隨轉(zhuǎn)動(dòng)缸體作圓周運(yùn)動(dòng)，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(zhuǎn)時(shí)，柱塞在作圓周運(yùn)動(dòng)的同時(shí)， 還

7、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(jìn)入系統(tǒng)。傳動(dòng)軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)， 每個(gè)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次，完成一次吸油和排油動(dòng)作。 泵軸11與缸體2為花鍵連接，驅(qū)動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)，使均布于缸體中的七個(gè)柱塞 5繞泵軸軸線轉(zhuǎn)動(dòng)，每個(gè)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(dāng)缸體旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞隨缸體轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)，相對(duì)缸體作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，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(yù)密封作用， 同時(shí)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(shè)計(jì)給

8、定設(shè)計(jì)參數(shù)如下： 額定工作壓力32Mpa，理論流量34.5（l/min）和額定轉(zhuǎn)速1500r/min 圖1-1直軸式軸向柱塞泵 Fig.1-1 Straight-axis axial plun ger pump 1.3.1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(duì)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(shí)際壓力三種形式。 額定壓力是指根據(jù)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，液壓泵在正常工作條件下所允許的連續(xù)運(yùn) 轉(zhuǎn)情況下的最大壓力值，即液壓泵銘牌標(biāo)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(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，液壓泵超過額定

9、壓力后所允許的短暫運(yùn)轉(zhuǎn)情況下的最大壓力值，常用Pk表示。顯然，同一臺(tái)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(qiáng)度和密封條件的限制。 實(shí)際工作壓力是指液壓泵在實(shí)際工作條件下，排液口所具有的具體壓力值， 簡(jiǎn)稱為工作壓力。通常所提液壓泵的壓力就是指實(shí)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(dòng)軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所排出的液體 體積，通常用qB表示，其單位為L(zhǎng)/r或mL/r。液壓泵的排量?jī)H取決于它的結(jié)構(gòu) 幾何尺寸，而與泵的工作載荷和轉(zhuǎn)速無關(guān)。 液壓泵的流量是指在單位時(shí)間，液壓泵所排出的液體體積 ，通常用Qb來表 示，其單位為L(zhǎng)/min或mL/min。 液

10、壓泵的流量包括理論流量、泄漏流量和實(shí)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(shí)間排出液體的體積，通常 用QBt表示。若液壓泵的轉(zhuǎn)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(guān)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(zhuǎn)速有關(guān)，而與工作載荷是無關(guān)的。理 論流量QBt與工作壓力p之

11、間關(guān)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(dá)式為 Qb Ph 的液體質(zhì)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(dāng)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(shí)際流量是指液壓泵在實(shí)際具體工作情況（存在泄漏）下， 單位時(shí) (1-3) 間所排出的液體體積，通常 Qb表示。在不加

12、特殊說明情況下，液壓泵的流量均 指實(shí)際流量而言。實(shí)際流量、理論流量和泄漏流量三者關(guān)系為 QB QBt QB 此關(guān)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(shí)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(zhuǎn)換過程中功率損耗的一個(gè)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(jī)械效率（記為 Bm） 液壓泵的容積效率 BV是指實(shí)際流量Qb與理論流量QBt的比值，即 Bv Q B QBt Q Bt QB QBt Qb QBt LPh qB nB (1-4) 可

13、見，液壓泵的容積效率 Bv反映出泵容積損失大小，當(dāng)泵的工作壓力愈高, 泄漏系數(shù)愈大，泵的排量愈小，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速下的值。 液壓泵的機(jī)械效率Bm是指理論輸入功率“Bit （不包含機(jī)械磨損所消耗的功 率）與實(shí)際輸入功率NBi （包含因機(jī)械磨損消耗的功率）之比值，即 (1-5) N Bit N Bit N m M Bt N Bi N Bi Mb 式中 Nm——機(jī)械磨損所消耗的機(jī)械功率; NBit ――泵的理論輸入功率； NBi ――泵的實(shí)際輸入功率； M Bit——泵的理論

14、輸入力矩； M Bi——泵的實(shí)際輸入力矩； Bm 泵的機(jī)械效率。 可見，泵的機(jī)械效率 Bm能反映出泵的機(jī)械損失大小。液壓泵的機(jī)械磨損主 要體現(xiàn)在軸與軸承、軸與密封件和相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零件之間，若它們之間的磨損愈大, 導(dǎo)致機(jī)械功率損耗愈大，機(jī)械效率就愈低。 液壓泵的總效率b等于容積效率Bv與機(jī)械效率Bm的乘積，即 B Bv Bm （1-6） 1.3.4功率 液壓泵是將原動(dòng)機(jī)輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成輸出液體壓力能的轉(zhuǎn)換裝置。 體現(xiàn)機(jī) 械能的重要參數(shù)是轉(zhuǎn)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(jì)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、

15、理論輸出功率、實(shí)際輸入功率和實(shí)際輸出 功率。 其中理論輸入功率和理論輸出功率是等價(jià)的， 因?yàn)樵诶碚撋险J(rèn)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(jī)械損失前提下，泵所輸入的機(jī)械功率，即 N Bit M Bt ? Wb （ 1-8） 式中 M Bt——泵輸入的理論轉(zhuǎn)矩，N? m; Wb 泵的角速度，rad/s ； N

16、 Bt ――泵的理論輸入功率， W。 實(shí)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(shí)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(shí)際流量，m3/s ； Bv ――泵的容積效率； Bm 泵的機(jī)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(shí)際輸入功率，W。 實(shí)際輸入功率是指在考慮泵機(jī)械損失前題下， 泵所輸入的實(shí)際機(jī)械功

17、率，即 N Bi M bWb M Bt Wb Bm N Bit Bm Bv N bo Bm B (1-10) 式中 Mb——泵輸入的實(shí)際轉(zhuǎn)矩，N?m； Wb 泵的角速度，rad/s ； Bm 泵的機(jī)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(shí)際輸出功率， W ； NBi —泵的實(shí)際輸入功率， W。 2主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1缸體的設(shè)計(jì) 2.1.1確定排量q 1000Q n v 1000 34-5 25 (m

18、l/r) 1500 0.92 (2-1) 式中 Q――泵的額定流量（l/min ）； n 泵的額定轉(zhuǎn)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(hào)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(duì)柱塞的受力不利，通常 max 15 ~18，這里取 max 16。 （2）R、d、Z的確定 這三個(gè)參數(shù)是互相制約的，與結(jié)構(gòu)類型有關(guān)。根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)取定：一般半周 型多取Z=7，通軸型多取Z=

19、9，能使結(jié)構(gòu)較為緊湊。這里取 Z=7。 初算時(shí)，可取空 0.75，則可按下式試算R: 2 R R 3 Zq3 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 ,——2q 1.713(cm) 取 d 1.8(cm) V ZR tan 2.1.3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 ld 0.45 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(yīng)盡力擴(kuò)大，以減少油壓

20、反推力矩 M f的脈動(dòng)值，其最小間隔°應(yīng)滿足下式 1 0 2R0 sin 0 0 0.4 ~0.6(cm) ( 2-5) 2 1 從設(shè)計(jì)圖中不難得知 o 2 2.84sin - 51 38 0.64 (cm)，符合要求。 2 為擴(kuò)大o，油窗孔的中點(diǎn)半徑 R。應(yīng)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 60 R° 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(shè)計(jì)完成后還要校核通油面

21、積的油流速度，詳見第四章 2.2柱塞基本尺寸設(shè)計(jì)（見圖 2-2） 2.2.1柱塞直徑d 柱塞直徑d已在缸體設(shè)計(jì)中確定： d 1.8cm 2.2.2柱塞長(zhǎng)度L、球頭直徑d1、d2 （見圖2-2） 0.2d 和 (2-6) （1 ）柱塞長(zhǎng)度L應(yīng)等于柱塞的最小留缸長(zhǎng)度I。、最小外伸長(zhǎng)度 最大行程Smax 2Rtan max之和。通常p 30M時(shí) Io 2~2.5d, 取 lo 2.23d 2.3 1.8 4（ cm） 圖2-2柱塞的有關(guān)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(zhǎng)度，因?yàn)楦邏簳r(shí)側(cè)向

22、彎力大，留缸長(zhǎng)度 大，可避免柱塞和缸孔的側(cè)應(yīng)力過大。故 當(dāng) p 30M時(shí)： L 2.2 ~ 2.7 d 2Rtan max （2-7） 則 L 2.5d 2Rtan max 2.5 1.8 2 2.45 tan 16 5.905 6.0（cm） （3 ）球頭直徑d!，依經(jīng)驗(yàn)取 d1 0.7 ~ 0.8 d 這里取 di 0.77d 0.77 1.8 1.4（cm） （2-8） 為使柱塞球頭不遮住滑靴的注油孔，應(yīng)使 d2 d1 sin max d4 （cm） 依經(jīng)驗(yàn)取 d4 0.2cm （2-9） 則 d2 1.4 sin 16 0.2 0.586 這里取 d2 0.6cm （2

23、-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0.3~0.8mm ;寬為0.3~0.8mm ;槽與槽的間隔t為2~10mm （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(shè)計(jì)計(jì)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(jìn)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(shè)計(jì) 滑靴的設(shè)計(jì)有兩種方法。一種是全靜壓平衡型滑靴設(shè)計(jì)，而另外一種是“剩 余壓緊力法”。本設(shè)計(jì)采用“剩余壓緊

24、力設(shè)計(jì)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(shí)質(zhì)是將高壓油引入 滑靴一斜盤摩擦副的兩滑動(dòng)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(shè)計(jì)法計(jì)算滑靴的基本特點(diǎn)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 r cos Fy 壓緊力為： （2-11） 式中 r――柱塞半徑＜ Ff 分離力為： （2-12） 設(shè)計(jì)中為保證

25、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1.05~1.10之間，即為： Ff 1.05~1.10 COS max (2-13) 在試算中，可先使r5 0.35 ~ 0.44 d初算: 取 角 0.38 18 7 mm 根據(jù)式（2-13 ）可得 r6 11 mm 92 2ln 11/7 此時(shí)壓緊系數(shù) h —— 一2——盯 1.0579，符合要求。 cos16 11 5 采用這種方法設(shè)計(jì)滑靴后，前端仍要采用一定的阻尼器。增設(shè)、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

26、孔是進(jìn)入滑靴底部的通道。因設(shè)計(jì)中取油腔壓力 Ph ,因此 該孔應(yīng)大，不應(yīng)引起阻尼作用。也就是說壓降要很小，否則造成實(shí)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(jié)構(gòu) Fig.2-3 the age ncies of slip boots 為使密封帶下的壓力場(chǎng)能得到充分利用， 一般不宜將密封帶設(shè)計(jì)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(chǎng)往往不能建立 起設(shè)計(jì)的壓力場(chǎng)，致使實(shí)際分離力小于計(jì)算值， 導(dǎo)致剩余壓緊力增大，滑靴容易 燒毀和磨損。新結(jié)構(gòu)滑靴外徑對(duì)徑的比值一般

27、為 1.1~1.2。 本設(shè)計(jì)中由于壓盤尺寸的限制，不便設(shè)計(jì)外輔助支撐，但可以設(shè)計(jì)輔助支撐。 已知d5 14mm，取徑d4 d5 1.17 12mm。  最終輔助支撐設(shè)計(jì)完成后，要滑靴進(jìn)行校核，具體見第四章 2.4配油盤的設(shè)計(jì)計(jì)算 配油盤是軸向柱塞泵的關(guān)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(wù)。 配油盤的設(shè)計(jì)，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(guān)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

28、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(jié)合的辦法來減低噪聲，在缸體窗口離開上死點(diǎn)經(jīng) 與排油孔接通過 程中，柱塞腔壓力一方面由于預(yù)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(dāng)缸體窗口與排油孔接通時(shí)，柱塞腔壓力已達(dá)到排油壓 力，就防止了壓力突變。 其優(yōu)點(diǎn)是對(duì)工作壓力的變化有較好的適應(yīng)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(shè)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(duì)應(yīng)的柱 塞位移量為x，缸體的回轉(zhuǎn)角（即封閉加壓圍角）為 i，缸體的回轉(zhuǎn)角

29、（即 封閉減壓圍角）為 2，則 所以 V d2 V x 4 『Rtan 1 cos 4 d 1 8 2 2 Rta n 1 V V P VP P0 E E d2 d2 d2 V Vo S V0 2Rtan V0 2Rta n 4 4 4 2Vo (2-14 ) arccos 1 2 P Po E 2 d Rtan (2-15 ) 同理可得 2 arccos1 4Vo p po E d2Rtan (2-16) 式中 V

30、,V 單位為cm3; Vo ——柱塞在下死點(diǎn)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)，E S——柱塞行程，S 2Rta n ），柱塞腔殘留的容積cm3 ； 3 cm ； （bar）； 1.4 ~ 2 104bar ； 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(shè)計(jì)完成后，可以容易得到V

31、。2cm3，則由（2-14 ）得 V V。 d2 2Rtan 2.7 ta n16 5.94cm 把數(shù)據(jù)代入（2-15 ）可得 1 arccos 1 2 p Po 2Vo 1 d2Rtan arccos1 2 320 2 104 1.82 2.7tan16 同理代入式（2-16 ）得 4Vo P P0 arccos 1 2 E d2Rtan arccos 1 4 2 104 1.82 2 320 2.7ta n16 13 在dt ——時(shí)間, w 由阻尼孔引入的液體體積為 Qk Qk V w 2 d

32、k4 P0 2E 128 lk 寸 105 (2-17) 由上式得 式中 Qk lk 從阻尼孔流入的流量 128 wV 10 5 Eo cm2 / s ； (2-18) w 缸體的角速度 rad /s ； V 上死點(diǎn) 0處柱塞腔的容積cm3 ； 工作液體的動(dòng)力黏度 N S/m2 ； dk ――阻尼孔直徑 （cm）； lk ――阻尼孔長(zhǎng)度 （cm）。 把 1 0.3rad等設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為 128 100 50 訕 10 5 0.0024 1可得 2 104 0.3 由此dk與L由上式約束，結(jié)

33、合實(shí)際經(jīng)驗(yàn)并利用試帶法，相對(duì)于 dk 0.25(cm), lk 1.2(cm) 把 2 0.22rad等設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為 128 100 爭(zhēng) 型 10 5 0.0032 2 104 0.22 同理可得相對(duì)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(yīng)滿足下式 Vp Qt 2 ~ 3 m/s (2

34、-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(yàn)算即可 2 38 13 51 0.89rad 根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn) 取 R1 2.0cm R2 2.4 cm R3 3.0cm 把數(shù)據(jù)代入式（2-20 ）得 vp 34.5 2 2 6 0.89 0 3.0 2.4 0.78（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(yīng)滿足下式 n 2 Up R2 R

35、3 10 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 2.0 2.4 1500 10 2 3.45 Up，符合要求。 p 60 p 2考慮離心力對(duì)泄漏的影響，一般取 根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn) 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(guān)尺寸 Fig.2-5 with the size of the oil pan 3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(zhuǎn)角 的函數(shù)；斜盤對(duì)缸體的軸 向壓緊力 Npx和力矩的模只和油壓有關(guān)；慣性力等又隨傾角 變化，故

36、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(guān)，因此為了缸體穩(wěn)定通常都把斜 盤力 Npx設(shè)計(jì)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) Npx d2Z 2 2 2 2 Pfm 2 R4 R3 R2 Ri In R4 / R3 In R2 / Ri 一般取 1.05 ~ 1.10。 把設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式(2-23 )得 P fm 2 八2 2 3.4 3 c * 2 ^2 .4 0.66 1 °.66 0.89 In 3.4/3 I

37、n 2.4/2 Npx 1.82 7 1.0864，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(qiáng)或承擔(dān)這部分多余的壓緊力 輔助支撐通常有平面輔助支撐、動(dòng)壓支撐、靜壓支撐和滾動(dòng)軸承輔助支撐等, 本設(shè)計(jì)采用常用的平面輔助支撐。 平面輔助支撐設(shè)計(jì)后要進(jìn)行“比壓”校驗(yàn)或“熱楔支撐”校驗(yàn)。本設(shè)計(jì)采用比壓 校驗(yàn)。 比壓校驗(yàn)時(shí)通常最簡(jiǎn)單的計(jì)算方法，通過檢查全部接觸面上的壓應(yīng)力一一 “比壓”，使其不要超過允許的“比壓”值，即 Z d2 R12 ln R4 / R3 ln R2 /

38、 R-i p Po 8 r2 R2 R32 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(duì)鋁鐵青銅 15 ~ 20 bar ； 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(zhǎng)，貝U (2-25 ) 取 不難得知Af Af R| R52 Z1bR6 R5 R5 3.7cm R6 4.5cm 4.52 3.72 12 4 4.5 3.7 17cm2 代入數(shù)據(jù)得 2 7 1.82 2 3.42 3.02 2 2 2.4 2.0 0.66 1 0.66

39、 320 ln 3.4/3.0 ln 2.4/2.0 0.89 8 3.42 2.02 0.66 2 2 3.0 2.4 17 14.0989 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(yùn)行軌跡是一橢圓，其長(zhǎng)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 |1 1 COS max 22 1亠 2 cos16 2.8 cm

40、 (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 d3 1，再加上兩倍的因偏心而向外（或向）移動(dòng)的量 R Rm，即 cos max dp d3 2 1 2 — cos max 1.6 2 0.05 2三 cos16 2.8 1.8 cm 式中 1 最小間隙，取 0.05cm。 壓盤最大外徑Dp如下 Dp dw cos max 2 2.7 2.8 cos16 2 0.1 8,6176 9cm ( 2-27) 式中 4——接觸余量，可取 0.1cm o 2.5.2斜盤尺寸的確定 斜盤的最大外

41、徑，應(yīng)能保證滑靴底面全部落在其上。即 2R COS max dw 2 2 2.7 cos16 2.8 2 0.2 8.817 cm (2-28) D=9cm o 式中 0.15 ~ 0.2(cm) o 3直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)及瞬時(shí)流量分析 3.1直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)分析 3.1.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 運(yùn)動(dòng)分析是瞬時(shí)流量分析和受力分析的基礎(chǔ)，所以這里先討論。如圖 3-1所 示，設(shè)斜盤平面相對(duì)缸體橫截面的傾角為 ，取坐

42、標(biāo)系oxyz,并以通過oxy平面的點(diǎn) A（A為柱塞球頭中心的起始點(diǎn)）為缸體轉(zhuǎn)角 的計(jì)算起點(diǎn)（開始?jí)河偷狞c(diǎn)）。 當(dāng)缸體轉(zhuǎn)過任一角度 時(shí)，柱塞球頭中心轉(zhuǎn)至點(diǎn)B，此時(shí)柱塞球頭中心的坐標(biāo)為： x Rcos tan Rtan cos y Rcos （ 3-1） z Rsi n  圖3-1斜盤式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)分析 Fig.3-1 Swashplate axial piston pump of the Motion Analysis 由此坐標(biāo)方程可以看出，沿x正向、即沿缸體軸線方向的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，是缸體 轉(zhuǎn)角 的余弦函數(shù)；而在oyz平面，點(diǎn)B的運(yùn)動(dòng)軌跡，由其牽連運(yùn)動(dòng)（缸體的轉(zhuǎn)動(dòng)） 可以知道

43、是一個(gè)圓。由于軸向運(yùn)動(dòng)方向x軸正向相同，所以柱塞相對(duì)缸孔軸向移 動(dòng)的速度v為： wR tan sin (3-2) dx v dt 式中 w ——缸體轉(zhuǎn)動(dòng)角速度（rad/s）； v ――柱塞相對(duì)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(shí)間（s）; ——缸體轉(zhuǎn)角（ wt ）。 其平均相對(duì)速度為 0 vd 2 廠 wRta n (3-3) 柱塞相對(duì)缸孔移動(dòng)的加速度為 dv dt w2Rtan cos (3-4) 式中 a ――柱塞相對(duì)缸體的軸向加速度（cm/s2）。 柱塞因旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的徑向

44、（即向心）加速度 ar為 (3-5) 2 2 ar w R（cm/s ） 3.1.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析 滑靴除了與柱塞一起相對(duì)缸體往復(fù)運(yùn)動(dòng)及隨缸體旋轉(zhuǎn)之外， 還與柱塞球頭一 起沿斜盤平面做平面運(yùn)動(dòng)。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運(yùn)動(dòng) 情況。 為了得到柱塞上的滑靴相對(duì)斜盤的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，將坐標(biāo)系 oxyz，以oz為軸逆 時(shí)針轉(zhuǎn)過 角，得oxyz1坐標(biāo)系，點(diǎn)B在 0X1 的坐標(biāo)系中以B1表示（見圖3-1）， 其坐標(biāo)值為 X1 yi Zi y R cos cos cos z Rsi n (3-6 ) 由式 （3-6 ）可見，B1點(diǎn)在0力乙平面上的軌跡為一橢圓，

45、其長(zhǎng)軸為 R cos 短軸為Ro 對(duì)應(yīng)任一轉(zhuǎn)角的矢徑 z： yf R. 1 tan2 cos2 (3-7 ) 矢徑 與橢圓長(zhǎng)軸（y1軸）的夾角為，則 (3-8 ) z1 tg cos tan y1 1 tg (cos tan ) Bi點(diǎn) （即滑靴）繞o點(diǎn)旋轉(zhuǎn)地角速度為 Wh d dt cos 2 2 廠w cos sin cos (3-9) 由式 （3-9）可知，當(dāng) 少（n為自然數(shù)）時(shí)，wh達(dá)到最大值'為 Wh max w cos (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)）

46、時(shí)，Wh有最小值，為 W h min WCOS (3-11 ) 滑靴在oyiZi平面轉(zhuǎn)一周的時(shí)間與缸體轉(zhuǎn)一圈的時(shí)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(shí)，則 Rw. cos2 sin2 cos2 2 .2 2 cos sin cos (3-13 ) 由上式可以得出，當(dāng) 2、2 '2…時(shí)心便達(dá)到最大值，為 (3-14 ) v wR V h max cos max (3-15 ) 而當(dāng) 0、 ……時(shí)，Vh便達(dá)到最小值，為 Vhmin WR 滑靴沿斜盤平面的平均滑

47、動(dòng)速度為 Vsp Vhd 2wR 2 d 0 ~sin2~sin2~ (3-16) 該積分為第一類橢圓積分，當(dāng) 15 20時(shí)，其值為1.61-1.62，所以 161 wR 1.03wR (3-17 ) 另外，滑靴在旋轉(zhuǎn)中，由于離心的作用，滑靴對(duì)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(yùn)動(dòng)中會(huì)產(chǎn)生 繞自身軸線的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)動(dòng)快慢取決于旋轉(zhuǎn)摩擦力的大小，各有所異。 這一自 轉(zhuǎn)可改善潤(rùn)滑，對(duì)減少摩擦、改善磨損和提高效率都是有益的。 3.2瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析 3.2.1瞬時(shí)流量計(jì)算 由于泵有多個(gè)柱塞同時(shí)在排油腔和進(jìn)油

48、腔， 所以泵的瞬時(shí)流量，為同一瞬時(shí) 所有處于排油腔的柱塞之瞬時(shí)流量之和， k 即 Qb Q； (3-18 ) i 1 式中 Qb ――整個(gè)泵的瞬時(shí)流量； Qi'――每個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量； k 同時(shí)處于排油區(qū)的柱塞數(shù)目。 如圖3-2所示，當(dāng)柱塞由上死點(diǎn)位置A隨缸體轉(zhuǎn)過任意角度 到達(dá)位置B的排 油過程中，柱塞收縮的位移為 x x1 X2 Rta n Rcos tan （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。

49、柱塞的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度為 dx dxd v wRta n sin （3-20） dt d dt 每個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量為 Qi' d2' Vi — d 2Rwta n sin i （3-21） 4 4 式中 d ――柱塞的直徑。 整個(gè)泵的瞬時(shí)流量為 Qb k q i' -d2 Rw tan k sin i （3-22） i 1 4 i 1 圖3-

50、2瞬時(shí)流量及其脈動(dòng) Fig.3-2 In sta ntan eous flow and pulse 322脈動(dòng)品質(zhì)分析 通常用流量脈動(dòng)系數(shù)來衡量瞬時(shí)流量的品質(zhì)。脈動(dòng)系數(shù)的表達(dá)式為: Q B max QBmin 100% (3-23) Bt 式中 QBt ――泵的理論流量 顯然，目前QBt還是個(gè)未知數(shù)，下面將討論理論流量 QBt的算法。 轉(zhuǎn)動(dòng)缸體轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個(gè)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(gè)柱塞的排量為 1 q 2 2 d s d Rta n 4 式中 q 單個(gè)柱塞排量

51、。 整個(gè)泵的排量為 qB ' q z d RZ ta n 2 式中 qB 泵的排量； Z ――泵的柱塞數(shù)目。 泵的理論流量為 QBt qBnB (3-25) (3-26) 2 d RZnB tan 2 (3-27) 式中 nB ――泵的轉(zhuǎn)速。 k 對(duì)于式（3-22 ），若令A(yù) sin i，則 i 1 A sin 1 sin 1 sin 1 sin 1 （3-28） 式中 1 ――排油區(qū)距最高點(diǎn)位置A最近的柱塞位置角; 相鄰兩柱塞間夾角 ，當(dāng) 經(jīng)數(shù)學(xué)推導(dǎo)（通過純數(shù)學(xué)的推演是可以得出的，

52、這里將推演過程省略） 柱塞為偶數(shù)時(shí), (3-29) sin Z cos Z sin Z (3-30) 將式（3-29 ），式（3-30 ）分別代入式（ 3-22 ）可得到瞬時(shí)流量的最大值和 最小值為 ' 2 QBmax 7d Rwtan (3-31) sin Z (3-32) ' 2 QBmin d Rwtan 4 cos— Z sin — Z 圖3-3軸向柱塞泵 Fig.3-3 Axial Piston Pump 于是，當(dāng)柱塞為偶數(shù)時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)為 QB max QBmin QBt 100% -

53、tan 100% Z 2Z （3-33） 流量脈動(dòng)的頻率 fQ nZ （3-34） 而當(dāng)柱塞為奇數(shù)時(shí)， A 1 （3-35） max 2sin - 2Z Amin cos—— 2Z 2sin — 2Z (3-36) 得到瞬時(shí)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 ' 2 QBmax -d Rwtan sin - 2Z ' 2 QBmin Rwtan cos— 2Z (3-38) sin 2Z 于是，當(dāng)Z為奇數(shù)時(shí)，流量脈動(dòng)系數(shù)為

54、I I QB max Q Bmin 100% QBt 2Ztan4Z 100% (3-39) 流量脈動(dòng)的頻率 (3-40) q 2nZ 根據(jù)式（3-33 ）和（3-39 ）可算出不同柱塞時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)，見表 3-1所 示。 表3-1 不同柱塞時(shí)的流量脈動(dòng)表 Tab.3-1 at the time of the different flow pulsation plunger Table Z 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 /% 14.03 32.53 4.98 14.03 2.53 7.81

55、1.53 4.98 1.02 3.45 0.73 由表3-1可以看出，當(dāng)柱塞為奇數(shù)時(shí)，比相鄰的偶數(shù)時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)小得 多；并且柱塞數(shù)愈多，流量脈動(dòng)系數(shù)就愈小。因此，為減少流量脈動(dòng)，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(shè)計(jì)的柱塞數(shù)Z 7，脈動(dòng)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(hào)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(gè)數(shù)； w――缸體的回轉(zhuǎn)角速度（rad/s）； mz ――柱塞組（柱塞連同滑靴一起）的質(zhì)量； p――

56、高壓腔的壓力（bar）； f 柱塞與缸孔的靜、動(dòng)摩擦系數(shù)，鋼對(duì)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(duì)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(yùn)動(dòng)時(shí)，在不同區(qū)域及不同位置時(shí)，受力情況是不同的。 借助圖4-1所給定的坐標(biāo)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F1 2 F1 mzRw （ 4-1） 式中 mz 柱塞組的質(zhì)量。 F1對(duì)x軸的投影值為零，對(duì)y和z軸的投

57、影值為 2 F|y mzRw cos （4-2） Flz mzRw2 sin （ 4-3） 2液體壓力P （對(duì)圖4-1所設(shè)方向） 忽略低壓腔的液體壓力P。,對(duì)泵， 當(dāng)0 時(shí) P :p (4-4) 當(dāng) 2時(shí) Ri P 0 圖4-1柱塞組的受力 Fig.4-1 Group plun ger force 3軸向慣性力Fg （對(duì)應(yīng)圖4-1所設(shè)方向） Fg是由于柱塞與缸體相對(duì)移動(dòng)中的相對(duì)加速度引起的， 其方向與加速度方向 相反。 2 Fg Fgx mza mzRw tan cos （4-5） 4摩擦力卩!與F2

58、 柱塞與缸孔的側(cè)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 cos T Nsin （4-9 ） 側(cè)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(jì)Fg，F(xiàn)n情況下，柱塞受力平衡方程可寫為 Fx N

59、cos f R R2 P 0 （ 4-10） Fy N sin R1 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(duì)平衡力。 此外，柱塞在工作中還要分擔(dān)中心彈簧的力， 斜盤與滑靴的摩擦力對(duì)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(yīng)滿足下式，以免擠壓應(yīng)力 q過大 式中 q d2/cos d； …q d12 (4-12) 滑靴材料的許用比壓, ZQAI9-4 青銅 q =75M。 驗(yàn)算如下: 2 2 32 65

60、.87 75 符合強(qiáng)度要求。 1.8 /cos16 0.6 1.352 0.62 4.2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(duì)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(duì)滑靴的壓緊力。而在滑靴的平衡計(jì)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(jì)。 在滑靴設(shè)計(jì)中已經(jīng)得知，若按壓緊系數(shù)的最大值設(shè)計(jì)滑靴，還存在5%的剩余 壓緊力由輔助支撐承受。實(shí)際的壓緊力較大于上述計(jì)算值要求， 這是因?yàn)橹麘T 性力和回程

61、彈簧力均是將滑靴壓向斜盤的力，稱這個(gè)力附加壓緊力。附加壓緊力 的最大值相對(duì)液壓壓緊力的百分比可用下式估算： GRw2 Sin 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(shè)計(jì)完成后，便可知其質(zhì)量 m m柱 m滑 82.5 3.95 86.45 g 通過式（2-11 ）可知，壓緊力Fy 84.11，則 86.45 9.8 2.7 50

62、2 2 9.8 84.11 10 3 0.1 sin16 最大斜盤傾角時(shí)總的剩余壓緊力為: (4-14) F 5% % Fy 代入數(shù)據(jù)后得: F 8% 84.11 6.72 接觸比壓與比功值的校驗(yàn)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(shè)計(jì)的滑靴具有一定的可靠性和使用壽命， 均須對(duì)這兩者進(jìn)行校核。 剩余壓緊力造成的比壓為： F Fy pm 5% % 丄 p （4-15） A A 式中 A——輔助支撐面積。 滑靴設(shè)計(jì)后即知輔助支撐面積為 A 0.85 cm2 代入式（4-15 ）得： Pm 672 7.90 30，符合要求。

63、0.85 當(dāng)滑靴沿斜盤平面相對(duì)滑動(dòng)時(shí)， 運(yùn)動(dòng)軌跡為橢圓形，長(zhǎng)軸為2R/cos，短軸 為2R。同時(shí)，由于滑靴繞泵軸以角速度 w旋轉(zhuǎn)時(shí)其接觸面上各點(diǎn)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(zhuǎn)。實(shí)踐證 明，自轉(zhuǎn)方向和旋轉(zhuǎn)方向相反，因而滑靴面滑動(dòng)速度的平均值可用半徑為 R/cos 處的速度代替，即 R 2 n R （4-16） Vm w V cos 60 cos 代入數(shù)據(jù)后得： 2 1500 Vm 2.7 10 2 4.41 8，符合要求。 60 cos16 若計(jì)算所得的比功值越大，則克服摩擦副的摩

64、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(guān)。同時(shí)，比功值大小也和壽命長(zhǎng)短有關(guān)。 在設(shè)計(jì)運(yùn)動(dòng)摩擦副時(shí)需要校驗(yàn)比 功值。計(jì)算比功值應(yīng)小于材料允許的比功值，即 p mvm 5% Fy 2 nR A 60cos pv (4-17) 代入數(shù)據(jù)后得: PmVm 7.9 4.41 34.84 60，符合要求。 表4-1滑靴材料的許用壓力、速度和比功 p/MPa v/(m s 1) 1 pv/(MPa m s ) ZQA19-4 30 8 60 ZQS n10-1 15 3 20 耐磨鑄件

65、 10 5 18 4.3缸體 4.3.1缸體的受力分析 缸體由泵軸推動(dòng)，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動(dòng)柱塞，實(shí)現(xiàn)吸排油液， 其受力情況較為復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一是配油盤，從運(yùn)轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點(diǎn)， 希望各滑動(dòng)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(jié)構(gòu)，靠缸體的浮動(dòng)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(jī)械效率的綜合指標(biāo)并延長(zhǎng)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(zhì)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

66、力。這些力的計(jì)算表達(dá)需要經(jīng)過復(fù)雜的理論研究和 數(shù)學(xué)推導(dǎo)，有些還需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。這里暫不討論。 4.3.2缸體的強(qiáng)度校核 一般把缸體的受力，按照厚壁筒進(jìn)行計(jì)算。設(shè)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(jì)算時(shí)取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為 min，從本設(shè)計(jì)圖中 可知min為柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚，且 min 5.2m m，則厚壁筒的外徑 D d 2 min 18 2 5.2 28.4mm。如圖 4-3 所示。 在壓力p的作用下，筒壁任一點(diǎn)的最大切向拉應(yīng)力為 q max 最大徑向壓應(yīng)力為 d2 D2 了 P 740 D2 (bar) (4-18) jn (bar) (4-19) 當(dāng)缸體采用塑性材料時(shí)，用第四強(qiáng)度理論計(jì)算應(yīng)力 對(duì)鋁鐵青銅（經(jīng)鍛打）， ,3D4 d4 D2 d2 P max (bar) (4-20) 700 ~ 850 (bar)。 式（4-20 ）代入數(shù)據(jù)后是 .3D4 d4 D2 d2 p max .3 2.844