大排量斜盘式轴向柱塞泵的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 目录 第 1章 绪论 第 2章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 第 3章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 3.1 柱塞运动学分析 3.1.1 柱塞行程 s 3.1.2 柱塞运动速度 v 3.1.3 柱塞运动加速度 a 3.2 滑靴运动分析 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 3.3.1 脉动频率 3.3.2 脉动率 第 4章 柱塞受力分析与设计 4.1 柱塞受力分析 4.1.1 柱塞底部的液压力 Pb 4.1.2 柱塞惯性力 Pg 4.1.3 离心 反力 Pl 4.1.4 斜盘反力 N 4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 P1和 P2 4.1.6 摩擦力 p1f和 P2f 4.2 柱塞设计 4.2.1 柱塞结构型式 4.2.2 柱塞结构尺寸设计 4.2.3 柱塞摩擦副比压 p、比功 pv验算 第 5章 滑靴受力分析与设计 5.1 滑靴受力分析 5.1.1 分离力 Pf 5.1.2 压紧力 Py 5.1.3 力平衡方程式 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 5.2 滑靴设计 5.2.1 剩余压紧力法 5.2.2 最小功率损失法 5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 5.3.1 滑靴结构 型式 5.3.2 结构尺寸设计 第 6章 配油盘受力分析与设计 6.1 配油盘受力分析 6.1.1 压紧力 Py 6.1.2 分离力 Pf 6.1.3 力平横方程式 6.2 配油盘设计 6.2.1 过度区设计 6.2.2 配油盘主要尺寸确定 6.2.3 验算比压 p、比功 pv 第 7章 缸体受力分析与设计 7.1 缸体地稳定性 7.1.1 压紧力矩 My 7.1.2 分离力矩 Mf 7.1.3 力矩平衡方程 7.2 缸 体径向力矩和径向支承 7.2.1 径向力和径向力矩 7.2.2 缸体径向力支承型式 7.3 缸体主要结构尺寸的确定 7.3.1 通油孔分布圆半径 Rf和面积 F 7.3.2 缸体内、外直径 D1、 D2的确定 7.3.3 缸体高度 H 结论 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 摘要 斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力 零件之一，滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，比径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。 关键词 斜盘 柱塞泵 滑靴 缸体 Abstract The 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 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 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 slippery boot crock body 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 第 1 章 绪论 近年来，容 积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。轴向柱塞泵主要有结构紧凑，单位功率体积小，重量轻，压力高，变量机构布置方便，寿命长等优点，不足之处是对油液的污染敏感，滤油精度要求高，成本高等。轴向柱塞泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵，盘式轴向柱塞泵包括斜轴式轴向柱塞泵和斜盘式轴向柱塞泵。 斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构，使柱塞缸体不承受侧向力，所以，缸体对配油盘的倾复可能性小，有利于柱塞副与配油部位工作，另外，允许的倾角大，可是，结构复杂，工艺性差，需要 使用大容量止推轴承，因而高压连续工作时间往往受到限制，成本高。斜盘式轴向柱塞泵，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 工艺性好，成本低，体积小，重量轻等优点，从而使该泵获得了迅速发展，并且由于轴向泵比径向泵结构简单，制造成本低；斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，体积小，重量轻，维修方便；因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他泵在技术经济指标上占很大优势，所以，斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展，其发展方向是：扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿 命、降低噪声，以适应液压技术不断发展的要求。 斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸体均为圆柱形，加工方便，配合精度高，密封性能好，工作压力高而得到广泛的应用。 轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种。非通轴式的径向载荷由缸体外周的大轴承所平衡以限制缸体的倾斜，因此传动轴只传递扭矩，轴径小，由于存在缸体的倾斜力矩，因而制造精度较高，否则易损坏配油盘。但对于通轴式的传动轴穿过斜盘取消 了大轴承，径向载荷由传动轴支撑，并且重量轻、体积小、零件种类少，可以串联辅助泵便于集成化，缸体倾斜力矩由主轴承受，因而转动轴径大。 柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要；配油盘设计的好坏也直接影响泵的效率和寿命。 斜盘式轴向柱塞泵被广泛使用与工程机械、 起重运输、冶金 、航空、 船舶等都种领域，在航空中普遍用于飞机液压系统，操纵系统及航空发动机燃油系统中，使飞机上所用的液压泵中最主要的一种形式，尤其是在煤炭行业的高压重载液压系统中，更是得到 广泛应用。 第二章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变，因而，它们的运动和动力分析就可以用统一的方程式来描述。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图（ 2-1）。柱塞的头部安装有滑靴，滑靴低面始终贴着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体（ xoy 面）存在一倾斜角，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。如果缸体按图示 n方向旋转，在 180360范围内，柱塞由下死点（对应 180位置）开始不断伸出，柱塞腔容积不断 增大，直至死点（对应 0位置）止。在这个过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔内，这是吸油过程。随着缸体继续旋转，在 0180范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止。在这个过程中柱塞腔， 1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘 6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧 图 2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 刚好与配油盘排油窗相通，油液通过排油窗排出。这就是排 油过程。由此可见，缸体每转一周，各个柱塞有半周吸油，半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。 2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 1.排量、流量与容积效率 轴向柱塞泵排量bq是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即 zsdZsFqzZb m a x2m a x 4不计容积损失时，泵理论流量lbQ为 bZbblb ZnsdnqQ m a x24式中 Zd 柱塞外径 mmd z 24 ； ZF 柱塞横截面积 22 4.452024.044 mmdF zz ； maxs柱塞最大行程 ； Z 柱塞数 取 Z=7； bn传动轴转速 min/1500 rnb ； 从图可知，柱塞最大行程为 mmtgtgDs f 231874m a x 式中 fD柱塞分布圆直径 mmDf 74； 斜盘倾斜角 取 18 ； 所以，泵的理论流量是 mlnqQ bblb 94500 泵的实际输出流量 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 mlQQQ blbsb 9 2 3 2 11 9 8 21 9 79 5 4 0 0 泵容积效率Vb为 %7.969540092321 lbsbVb QQ泵的机械效率为 %90mb所以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积， %87b 第三章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运动，另一方面又相对缸体做往复 直线运动。这两个运动的合成，使柱塞轴线上一点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。 3.1 柱塞运动学分析 柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。即分析柱塞与缸体做相对运动是的行程、速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础。 3.1.1 柱塞行程 s 下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。若斜盘倾角为，柱塞分布圆半径为fR，缸体或柱塞 旋转角为，并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为 00 ，则对应于任一旋转角时， 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 kS m a xRf图 3-1 柱塞运动分析 co sff RRh 所以柱塞行程 s 为 tgRh tgs f )co s1( （ 3-1） 当 =1800时，可得最大行程maxs为 mmtgtgDtgRs ff 2318372 0m a x 3.1.2柱塞运动速度 v 将式（ 3-1）对时间微分可得柱塞运动速度 v为 s intgRdtdadadsdtdsv f （ 3-2） 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 当 090 及 0270 时， 1sin ，可得最大运动加速度maxv为 smtgtgRvf /766.118157037.0 0m a x 式中 为缸体 旋转角速度，t。 3.1.3 柱塞运动加速度 a 将式（ 3-2）对时间微分可得柱塞运动加速度 a为 dadvdtdva c o s2 tgRdtda f（ 3-3） 当 00 及 0180 时， 1cos ，可得最大运动加速度maxa为 2022m a x /83.27818157037.0 smtgtgRa f 3.2 滑靴运动分析 研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘平面的运动规律，也即滑靴中心在斜盘平面 yox 内的运动规律（如图），其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长、短轴分别为 长轴 mmRb f 38.7718co s372co s220 短轴 mmRaf 7437222 设柱塞在缸体平面上 A 点坐标 cossinffRyRx 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 那么 A 点在斜盘平面 yox 的坐标为 sin fRx coscos fRy 如果用极坐标表示则为 矢径 2222 c os1 tgRyxRfh 极角 )c os( c o s arctg 滑靴在斜盘平面 yox 内的运动角速度k为 222 s inco sco s co s dtdk由上式可见，滑靴在斜盘内是不等角速度运动，当 =2、 23时，k最大（在短轴位置）为 sr a dh /17.16418c o s157c o s 0m a x 当 0 、 时，k最小（在长轴位置）为 sr a dh /14.15018co s157co s 0m i n 由结构可知，滑靴中心绕 点旋转一周（ 2 ）的时间等于缸体旋转一周的时间。因此其平均旋转角速度等于缸体角速度，即 np 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 itgRFvFQ fZiZti s in式中 zF 为柱塞截面积， 222 4.452024.044 mmdF ZZ ）（。 柱塞数为 Z=7,柱塞角距为722 Z，位于排油区 地柱塞数为 Z0，那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为 s in1 tgRFQ fZt )s in (2 tgRFQ fZt )2s in (3 tgRFQ fZt . . )1(s in ( 00 ZtgRFQ fZtZ ) 泵的瞬时流量为 0.21 tZttt QQQQ 01)1(s in ZifZitgRF ZZZZZtgRF fZ s in)1s in (s in 00 （ 3-4） 由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角 有关，也与柱塞数有关。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 对于奇数（ Z=7）排油区的柱塞数为 Z0 当70 Z时，取 42 10 ZZ，由 式（ 3-4） 可知瞬时流量为 ZZtgRFQfZt2s in2)2c o s ( 当7227 ZZ时，取 32 10 ZZ，由式（ 3-4）可得瞬时流量 ZZtgRFQfZt2s in2)23c o s ( 当 0 、Z、Z2、时，可得瞬时流量的最小值为 mltgZZtgRFQfZt05.1 2 2 272s i n272c o s18157037.04.4522s i n22c o s0m i n当Z2、Z23、时，可得瞬时流量的最大值为 mltgZtgRFQ fZt5.125372s i n2118157037.04.4522s i n210m a x充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 奇数柱塞泵瞬时流量规律见图 /2Z/2Z/2Z/2Z图 3-3 奇数柱塞泵 定义脉动率 0025.0m inm a x tptt Q QQ式中tpQ为平均流量，可由瞬时流量公式在 2周期内积分求平均值而得 无论奇数泵还是偶数泵均为 mltgtgRFZdtQZQ fZZttp6.124318157037.04.5427100 3.3.1 脉动频率 因为奇数柱塞泵，所以 21000mi n/1500722 rZnf 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 3.3.2 脉动率 因为奇数柱塞泵，所以 %51.274s in22s in2 22 Z 根据计算值，将脉动率 与柱塞 Z画成下图的曲线 图 3-4 脉动率 与柱塞数 Z关系曲线 由以上分析可知： （ 1）随着柱塞数的增加，无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵，流量脉动率都下降。 （ 2） 相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率。 第四章 柱塞受力分析与设计 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油、半周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。 4.1 柱塞受力分析 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。 图 4-1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 4.1.1 柱塞底部的液压力bP柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力bP为 KNpdP bZb 25.14105.31024.044 622 ）（ 式中bp为泵的排油压力。 4.1.2 柱塞惯性力 Pg 柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度 a，则柱塞轴向惯性力 Pg 为 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 co s2 tgRgGamP fZZg 式中 mZ、 GZ为柱塞和滑靴的总质量和总重量 惯性力 Pg方向与加速度 a方向相反，随缸体旋转角按余弦规律变化。当 =00和 1800时，惯性力最大值为 tgRgGP fzg 2m a x 4.1.3 离心反力 Pl 柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动，有向心加速度 al，产生的离心反力Pl通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线，是径向力。其值为 fZlZl RgGamP 2 4.1.4 斜盘反力 N 斜盘反力通过柱塞球头 cosNP sinNT 轴向力 P与作用于柱塞底部的液压力bP及其他轴向力相平衡。而径向力 T则对主轴形成负载扭矩，使柱塞受到弯矩作用，产生接触应力，并使缸体 产生倾倒力矩。 4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 P1和 P2 该力是接触应力 p1 和 p2产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞在柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞轴线的径向力 T 和离心力lP引起的接触应力 p1和 p2可以看成是连续直线分布的应力。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 4.1.6 摩擦力 P1f 和 P2f 柱塞与柱塞腔之间的摩擦力 Pf为 fPPP f )( 21 式中 f 为摩擦系数，常取 f=0.050.12。取 f=0.12 分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于死点时的位置。此时 N、 P1、和 P2可以通过如下方程求得： 0y 0s in 21 PPN 0z 0c os 21 fPfPN 00 M 022)3()3( 21222001 ZZ dfPdfPllPllllP mmlfdllfdllllZZ4.235462412.067412542412.035447454666123462002002式中 0l 柱塞最小接触长度 mml 540 ； l 柱塞名义长度 mml 74 ； 解放程组得： 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 KNlllNP2.1214.23)4.2354(1118s i n33.171)(11s i n220222201 KNlllNP 14.714.23 )4.2354(18s i n33.171)(s i n220222202 00 18s i n82.312.018co s25.24s i nco s fPN b 式中 82.314.23)4.2354(14.23)4.2354(1)(1)(22222222022220llllll 为结构参数 4.2 柱塞设计 4.2.1柱 塞结构型式 轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞 .根据柱塞头部结构 ,有三种型式 ,(1)点接触式柱塞 ,(2)线接触式柱塞 ,(3)带滑靴的柱塞 .选用带滑靴的柱塞 ,柱塞头部同样装有一个摆动头 , 称滑靴 ,可绕柱塞球头中心摆动 .滑靴与斜盘间为面接触 ,接触应力小 ,能承受较高的工作压力 .高压油液还可以通过柱塞中心孔 ,沿滑靴平面泄露 ,保持与斜盘之间有一层油膜润滑 ,从而减少了摩擦和磨损 ,使寿命大大提高 .目前大多采用这种形式轴向柱塞泵 . 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构 ,以减轻柱塞重量 ,减小柱塞运动的惯性力 .采用空心结构还可以利用柱 塞底部的高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 间隙 ,取得良好的密封效果 .空心柱塞内可以安放回程弹簧 ,使柱塞在吸油区复位 . 4.2.2 柱塞结构尺寸设计 1.柱塞直径 Zd 及柱塞分布圆直径 Df 柱塞直径 Zd 、柱塞分布圆直径 Df、和柱塞数 Z 是互相关联的 .根据统计资料 ,在缸体上各柱塞孔直径 Zd 所占的弧长约为分布圆周长fD的 75% , 即 75.0fZDZd由此可得 75.0ZdDmZf 式中 m 为结构参数 .m随柱塞数 Z 而定 . 当泵的理论流量lbQ和转速bn根据使用工况条件选定之后 ,根据流量公式可得柱塞直径 Zd 为 mmtgtgZnmQdblbZ 24181500775.0 794500443 03 柱塞直径 Zd 确定后 ,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 Df , 即 mmtgZntgd QDbZlbf 371 5 0 071824 9 5 0 044 222 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2. 柱塞名义长度 L 由于柱塞圆球中心作用有很大的 径向力 T,为使柱塞不致被 以及保持有足够的密封长度 ,应保持有最小留孔长度 ,一般取 ab MPp 20Zdl )8.14.1(0 ab MPp 30Zdl )5.22(0 因为 aMPp 5.31所以 mmdlZ 5425.20 因此 ,柱塞名义长度 l 应满足 : m inm a x0 lsll 式中 maxs 柱塞最大行程 ； minl 柱塞最小外伸长度 ,一般取 Zdl 2.0min . 根据经验数据 ,柱塞名义长度常取 : ab MPp 20Zdl )5.37.2( MPapb 30 Zdl )2.42.3( 同理 mml 96244)2.42.3( 3.柱塞球头直径 d1 按经验常取 mmdd Z 18)8.07.0(1 如图 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 图 4-2 柱塞尺寸图 为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔 ,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 ld ,一般取 mmdl Zd 132455.0)55.04.0( 4.柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽 ,起均衡侧向力 ,改善润滑条件和存贮赃物的作用 .如上图 均压槽的尺寸常取 : mmmmh 8.08.03.0 取 ；宽 mmmmb 6.07.03.0 取 ； 间距 mmmmt 10102 取 . 实际上 ,由于柱塞受到的径向力很大 ,均压槽的作用并不明显 ,还容易划伤缸体上柱塞孔壁面 .因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽 . 4.2.3柱塞摩擦副比压 p 、比功 pv 验算 取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压 值 ,则 22311m a x /30/68.296.3024 102.1222 cmNcmNpld PpZ 柱塞相对缸体的最大运动速度 vmax 应在摩擦副材料允许范围内 , smtgvtgRv f /8775.11815737 0m a x 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 pmax vmax为 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 scmNtgpvtgRldPvpfZ/6068.52181576.3024102.122220311m a xm a x 选用 18CrMnTiA 材料 . 第五章 滑靴受力分析与设计 目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构 .滑靴不仅增大了与斜盘的接触应力 ,而且柱塞底部的高压油液 ,经柱塞中心孔 0d和滑靴中心孔0d,再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中 .由于油液在封油带环缝中的流动 .使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜 ,大大减少了相对运动件间的摩擦损失 ,提高了机械效率 .这种结构能适应高压力和高转速的需要 . 5.1 滑靴受力分析 液压泵工作时 ,作用于滑靴上有一组方向相反的力 .一是柱塞底部液压力力图把滑靴压向斜盘 ,称为压紧力yp；另一是由滑靴面直径为 D1 的油池产生的静压力 Pf1 与滑靴封油带上油液泄露时油 膜反力 Pf2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开 ,称为分离力 Pf .当紧压力与分离力相平衡时 ,封油带上将保持一层稳定的油膜 ,形成静压油垫 . 5.1.1 分离力 Pf 图为柱塞结构与分离力分布图 . 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 图 4-3 滑靴结构及分布力分布 根据流体力学平面圆盘放射流可知 ,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量q的表达式为 12213ln6)(RRppq 若 02 p ,则 1213ln6 RRpq 式中 为封油带油膜厚度 . 封油带上半 径为 r 的任一点压力分布式为 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 1(ppr 2222lnln) prRrRp 若 02 p ,则 1221lnlnRRrRpp r 从上式可以看出 由上式可以看出，封油带上压力 随半径增大而呈对数规律下降。 21121221212 )(ln2RpRRRRpPf 油池静压分离力 Pf1 为 1211 pRPf 总分离力 Pf 为 KNpRRRRPPP fff2.70105.3105.225.31ln210)05.225.31(ln2)(66221122122215.1.2 压紧力yP充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 bp 引起的，即 KNpdPP bZby 9.1418co s 105.310 2 4.04co s4co s 0 622 5.1.3 力平衡方程式 当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式 fy PP 11221222ln2)(c o s4 pRRRRpd bZ 1213ln6 RRpq 得泄流量为 mlRRdpq zb19718c o s05.225.3105.012024.0105.3101.0c o s)(1222263212223）（5.2 滑靴设计 滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法 最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度，使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损失之和最小，保持最高功率。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 5.2.1 泄漏功率损失VN已知滑靴在斜盘上的 泄漏流量 q ，。若不计吸油区的损失，则滑靴在排油区域的泄漏功率损失为 mlRRpdqpN bzbV17118c o s05.225.3105.024105.3101.0c o s)(24212263212232）（5.2.2 摩擦功率损失mN滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆，为简化计算，近似认为是柱塞分布圆。因此滑靴摩擦功率损失为 fm RuRRuFN )( 2122 式中 F 液体粘性摩擦力， uRRF )( 2122 ； u 切线速度， fRu )( 2122 RR 滑靴摩擦（支承）面积； u 液体粘性摩擦应力， 为液体粘性系数， 为油膜厚度。 将 fRu 代入上式中可得 mlRRRN fm26801.03715705.005.225.31)(2222222122）（充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 5.2.3 滑靴总功率损失 N mV NNN 222122232c os)(24fbz RRRpd 令 ,0)( N可得最佳油膜厚度0为 mmdpRRRZbf012.018c o s8024.0105.31037.015705.0)05.225.31(c o s8)(46222421220由上式计算出的油膜厚度，可使滑靴功率损失最小，效率最高。最佳油膜厚度在 mm03.001.00 范围。 5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 5.3.1 滑靴结构型式 滑靴的结构型式如图 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 图 5-1 滑靴结构型式 关于滑靴的结构，应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨，所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带。这样，即使滑靴出现某些偏磨，也不会破坏滑靴的平衡设计，从而延长了滑靴的寿命。为了减小对滑靴底面的比压，并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形（这种变形引起松靴），常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带，为了不影响滑靴的支承力，并使密封环带内侧压力迅速伸展，内辅助支承面在圆周上是断开的。 为了提高滑靴的拉脱强度，可以将滑靴的收口部位加 厚。滑靴的球面圆柱度和椭圆度不大于 0.003mm，与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于0.01mm，与柱塞球头的接触面积不小于 70%。滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造。要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析，否则容易引起疲劳强度损坏。 5.3.2 结构尺寸设计 1. 滑靴外径 D2 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 滑靴在斜盘上的布局，应使倾斜角 0 时，互相之间仍有一定间隙 s，如图 图 5-2 滑靴外径 D2 的选定 滑靴外径 D2 为 mmsZDD f 5.316.07s in74s in2 一般取 mmsmms 6.012.0 取 2. 油池直径 D1 初步计算时，设定 mmDD 05.225.317.0)7.06.0( 21 3. 中心孔0d、 0d及长度0l节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔 0d作为节流装置，如滑靴结构及分离力分布图所示。根据流体力学细长孔流量 q 为 Klppdq b0140128 )( 式中 0d、0l 细长管直径、长度； K 修正系数； 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 00641 ldRK e 410 )1(62.21eRd 065.010eRd28.2 065.010 eRd把上式带入滑靴泄漏量公式 1213ln6 RRpq 可得 12130140ln6128)(RRpKlppd b 整理后可得节流管尺寸为 bpRRKld 1ln61 2 8123040 经多次试算得 mmd 2.10 mml 5.220 式中 为压降系数，bpp1 。当 667.032 时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 9.08.0 。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 从 bpRRKld 1ln61 2 8123040 公式中可以看出，采用节流管的柱塞 -滑靴组合，公式中无粘度系数 ，说明油温对节流效果影响较小，但细长孔的加工工艺性较差，实现起来有困难。 第六章 配油盘受力分析与设计 配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸、排油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命。 6.1 配油盘受力分析 常用配油盘简图如下 图 6-1 配油 盘基本结构 液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而 生的压紧力 Py；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力 Pf。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 6.1.1 压紧力yP压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在 柱塞腔底部台阶面上，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。 对于奇数柱塞泵 )7( Z ，当有 4)1(21 Z个柱塞处于排油区时，压紧力Py1 为 KNppdZP ybZy57105.31024.0421742162m a x21当有 3)1(21 Z个柱塞处于排油区时，压紧力 Py2 为 KNppdZP ybZy7.42105.311020421742163m i n22）（平均压紧力 Py 为 KNpZdPPP bZyyy85.49105.31024.0788)(21622216.1.2 分离力 Pf 分离力有三部分组成。即外封油带分离力 Pf1、内封油带分离力 Pf2、排油窗高压油对缸体的分离力 Pf3 对奇数柱塞泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同，封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘排油窗包角0有所扩大。 当有 4)1(21 Z个柱塞排油时，封油带实际包角 1 为 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 19845511721)1(21 01 ）（ Z 当有 3)1(21 Z个柱塞排油时，封油带实际包角2为3(21 02 ）（ Z 平均有2Z个柱塞排油时，平均包角p为2(21)(21 021 ）（ Zp 式中 柱塞间距角 512 Z； 0 柱塞腔通油孔包角 450 1. 外封油带分离力 Pf1 外封油带上泄流量是源流流动，可得 222122211 2ln4)( RpRRRRP pbpf bp外封油带泄流量 q1 为 2131ln12 RRpq bp 2. 内封油带分离力 Pf2 内封油带上泄流量是汇流流动，可得 bpbpf pRpRRRRP 232124232 2ln4)( 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加