恒压变量泵设计与性能分析.

1、燕山大学课程设计说明书燕山大学课程设计说明书（机电一体化课程设计）项目名称：25ml/r恒压变量泵设计及控制特性仿真分析姓名:闫桂山、张帅、宋旭通、孙永海指导教师：权凌霄职称：讲师2012-11-17燕山大学课程设计（论文）任务书院（系）：机械工程学院基层教学单位：机电控制系项目名称25ml/r恒压变量泵设计及控制特性仿真分析指导教师姓名权凌霄小组成员分工闫桂山：了解掌握各种恒压变量泵的工作原理和控制策略 张帅：液压泵外壳二维建模宋旭通：液压泵仿真分析孙永海：说明书的编写项目考察知识点1.在理解反馈控制原理的基础上，初步了解液压泵特别是变量轴 向柱塞泵的变量形式和工作原理2.S0LIDW0RK

2、的简单应用泵壳三维建模。3.Amesim的基本建模与仿真设计。项目设计参数25ml/r，恒压轴向柱塞泵，斜盘式项目实施内容1. 设计恒压变量泵主体结构及变量机构（机-液反馈）。2. 通过理论建模（机-液反馈传函）和仿真分析，给出25ml/r恒压变量泵变量机构的结构参数和工作参数。3. 绘制25ml/r 恒压变量泵三维零件模型、装配模型及相应的二 维工程图。项目结题须提交材 料1. 设计计算说明书2. 变量机构工作原理图 A43. 泵的三维装配模型及二维工程图1*A1、8A24. 仿真分析报告、汇报 PPT项目实施时间节点要求第一周：设计恒压变量泵主体结构及变量机构（机-液反馈）。第二周：通过理

3、论建模（机-液反馈传函）和仿真分析，给出25ml/r 恒压变量泵变量机构的结构参数和工作参数。第三周：完成二维和三维图的绘制第四周：完成泵壳体模态分析，准备汇报。小组分工及贡献姓名课题组分工闫桂山各种恒压变量泵的工作原理和控制策略的了解及其原理图绘制，恒压变量泵的设计计 算，恒压变量 AMESim仿真，Matlab仿真， 恒压变量泵的测绘，word排版制作，PPT制 作宋旭通恒压变量泵的原理分析，恒压变量泵AMESim 仿真、恒压变量泵的原理分析，恒压变量泵 的测绘，solid works三维爆炸视图的生成， word排版制作，PPT制作张帅恒压变量泵的测绘，三维建模，二维图绘制，相关资料查询

4、孙永海恒压变量泵的测绘，三维建模，二维图绘制，相关资料查询第5页共73页燕山大学课程设计说明书恒压变量泵是一种高效、节能、大功率的液压动力源，这种恒压能源与定 量泵一一溢流阀恒压能源相比较具有效率高、节约能源，系统的发热量少从而 可靠性提高等一系列优点。它广泛应用于工程机械、机床工业、航空航天工业 等液压系统领域。本次课设以恒压变量泵设计及控制特性仿真分析为主要目的，通过国内外研究现状调研，原理结构分析、数学建模，对恒压变量泵有了直观的认识。最 后对25ml/r恒压变量泵主体结构及变量机构进行了设计及受力校核，并应用 AMESim MATLAB SolidWorks等软件进行了三维建模和仿真分

5、析。关键词恒压变量泵三维建模仿真分析数学建模变量机构第6页共73页燕山大学课程设计说明书目录小组分工及贡献3摘要4第1章绪论81.1恒压变量泵发展的背景 81.2恒压变量泵的国内研究现状 81.3恒压变量泵的国外研究现状 8第2章 恒压变量泵概况 92.1恒压变量泵简介92.2恒压变量泵的改进和发展 102.2.1第一代PCY141B恒压变量泵 102.2.2第二代PCY141B恒压变量泵 112.2.3第三代恒压变量泵PCY14 1 BK)132.2.4国外恒压变量泵 142.2.5我国QB探P系列恒压泵 15第3章恒压变量泵原理分析173.1恒压变量泵的工作原理 173.2恒压变量泵数学建

6、模 183.2.1静态特征方程 183.2.2动态数学模型 19第4章 恒压变量泵主体及变量机构设计及分析 234.1轴向柱塞泵工作原理与性能参数 234.1.1轴向柱塞泵工作原理 234.1.2轴向柱塞泵主要性能参数 244.1.2.1排量、流量与容积效率 244.1.2.2扭矩与机械效率 244.1.2.3功率与效率254.2轴向柱塞泵主要零部件设计 264.2.1柱塞设计 264.2.1.1柱塞结构型式的选择 264.2.1.2柱塞结构尺寸设计 274.2.2滑靴设计 304.2.2.1滑靴的结构型式的选择 314.2.2.2滑靴结构尺寸设计 324.2.3配油盘设计 334.2.3.1

7、过渡区设计334.2.3.2配油盘主要尺寸确定 344.2.3.3验算比压 p、比功pv354.2.4缸体设计 364.2.4.1通油孔分布圆 Rf和面积F 374.2.4.2缸体内、外直径 Di、D2的确定 374.2.4.3缸体高度 H394.2.5柱塞回程机构设计 394.3轴向柱塞泵主要零件受力分析 414.3.1柱塞受力分析 414.3.2滑靴受力分析444.3.3配油盘受力分析47第 5章 恒压变量泵 solidworks建模分析 505.1 SOLID WORKS软件及其特点分析 505.2恒压变量泵的测绘 515.2.1恒压变量泵测绘的意义 515.2.2恒压变量泵测绘的过程

8、515.3 恒压变量泵的 SOLID WORKS 建模 54第6章 恒压变量泵仿真分析 556.1软件AMESim介绍556.2软件AMESim的建模方法 566.3恒压变量泵建模分析57第7章 恒压变量泵的matlab仿真分析 637.1MATLAB/SIMULINK 的液压系统仿真简介 637.2恒压变量泵的仿真建模647.2.1转速对系统性能的影响 667.2.2调压弹簧刚度ks的影响 67结论68心得69参考文献71第10页共73页燕山大学课程设计说明书第1章绪论1.1恒压变量泵发展的背景斜盘式轴向柱塞泵第一次应用于实践是在 1906年，应用于军舰的炮塔上， 距今已经有100多年的历史

9、了；叶片泵自H.F.Vickers先生1925年发明以来也已 经有80多年的历史了。但是恒压变量泵的发明的历史相比之下却要短得多。20 世纪70年代初，世界上发生第一次石油危机。为了节省能源，恒压变量泵应运 而生。1.2恒压变量泵的国内研究现状在国内，70年代中期，我国引进德国的1700轧机上已经大量应用力士乐公 司的A1系列恒压变量泵。我国在1980年开始研制PCY!压变量泵，1982年研制 成功63PCYI4-1B恒压变量泵，并开始投放市场，满足各行业的需要。多年以 来，PCY1压变量泵得到不断改进和发展。 到目前为止，我国PCY1压变量泵的 发展已经经过了 3代的历史。目前，我国的变量泵

10、噪声低，转速高、自吸能力好、可靠性高、重量也比 前两代泵轻20%上，而且随着科技的不断进步，恒压变量泵业从以前的单一 品种发展成为有多种结构和型号的适应于不同场合的恒压变量泵，并且渐渐的发展出了节能和环保的产品。我国第三代恒压变量泵主要有双级压力变量泵、 三级压力变量泵、远距离无级调整压力的变量泵、负载传感变量泵和电液比例 恒压变量泵等。1.3恒压变量泵的国外研究现状国外一些液压公司也有十分成熟的恒压变量泵可供选用，例如力士乐、威格士、丹尼逊以及意大利的沙姆公司（SAM HYDRAIJK等。另外，近来美国、 日本、德国等国研究开发出的一种新型电液控制阀，它是通过脉冲宽度调制（PWM信号（一般由

11、计算机或PW放大器产生）来控制阀的开启和关闭时间，即通 过控制调制频率的大小来实现流量或压力的比例控制。它的控制方式较伺服 阀、比例阀简单得多，特别适合于计算机控制，是实现电液数字控制的最佳方 式之一。它的显著优点还有对油液清洁度要求不苛刻、抗污能力强、响应速度快、结构紧凑、工作可靠、重复性好、寿命长以及价格便宜等，因此具有广阔 的应用前景。第2章恒压变量泵概况2.1恒压变量泵简介恒压变量泵泵是通过调定调压弹簧设定工作压力、 改变斜盘倾角实现变量 的，变量系统的被控对象是斜盘组件，变量调节机构属于阀控缸式液压动力机 构。其变量控制方式是利用泵的出口压力作为反馈信号，与调压弹簧调定值进 行比较，

12、然后再通过变量机构的位置控制作用来调节泵的排量，使泵的压力恒定。液压泵的排量调节是进行变量控制的基础和根本。系统的输入是调压弹簧 的预紧力，输出是泵的实际压力。恒压泵一般用于这样的液压系统：开始阶段要求低压快速前进，而后 转为慢速靠近，最后停止不动并保压，像油压机就是这样。这里，恒压泵 设定的压力就是系统保压所需要的压力。这里，对“液压系统压力由负载 决定，而由溢流阀加于限定”的基本原则应该讲是符合的。为了更好理解 泵控系统，可以考虑修改为“系统压力由负载决定，而由恒压泵加于限 定”。像压机的例子，压制件的反力可以很大，具体施加多少由恒压泵调 节。2.2恒压变量泵的改进和发展221 第一代PC

13、Y1 1B恒压变量泵图2-1第一代P0Y14-1E恒压变量泵结构图2-2第一代PCY14-1B1压变量泵液压原理图和变量特性第一代PCY1 1B恒压变量泵设计有10、25、63、160、250 mL/r五种规 格，但实际投放市场的只有25和63ml/r两种规格。图2-1为其结构，图2-2为 其液压原理图。其结构特点为：1）变量活塞倒装，小头在上面，大头在下面。上腔常通高压，内装定位弹簧。以保证恒压阀不工作时，泵的排量最大，变量活塞下腔处于常卸荷状态。2）恒压阀装在变量机构下法兰内部。3）恒压阀芯直径为8mm在阀芯外面装有阀套。4）为保证泵恒压变量时变量特性的稳定性，在变量活塞下腔装有一个常泄

14、漏的阻尼器（见图2的A点）。主要缺点如下：1）恒压阀装在下法兰里面，通用性较差，特别对于小排量（例如10PCYS）, 下法兰内无法安装恒压阀。此外，恒压阀调试也不方便。2）恒压阀制造工艺较复杂，制造成本较高，泵价格较贵。3）由于有常泄口，故能量损失大，特别在保压系统中，系统容易发热。4）恒压阀阀芯直径大，当泵变量时，容易引起恒压特性不稳定，引发系统 振荡。2.2.2 第二代PCY1 1B恒压变量泵第二代恒压变量泵克服了第一代恒压变量泵的缺点， 但由于泵的安装联接 尺寸未变，故泵的型号未变。图2-3为第二代恒压变量泵的结构。图2-4为其液 压原理图。图2-3第二代PCY14-1B!压变量泵结构图

15、2-4第二代PCY14-1B1压变量泵液压原理图其结构特点为1）变量活塞大头在上，小头在下，上、下腔同时通高压，上腔内装有定位 弹簧，以保证恒压阀不工作时，泵的排量最大。2）恒压阀为一独立部件，安装在上法兰上面。3）恒压阀芯直径为 6mn,与国外泵的恒压阀阀芯直径一样。4）当恒压阀开启时，变量活塞上腔放油，变量活塞向上运动，泵的排量减 小，实现恒压变量。存在问题有：1）泵变量机构和恒压阀内一些阻尼设计存在缺陷， 恒压特性容易产生不稳 定，特别是泵在小排量保压时容易引发振荡。2）缺少远程调压和其他变型的品种。2.2.3 第三代恒压变量泵（0很卩。丫 1 1 BK）第三代恒压变量泵是改型泵。在原

16、PEY14-1BS型号前加一个“ Q表示轻 重量、轻噪声；最后“ B改为“ BK,表示仅用于开式油路。图2-5为g PCY14-1B系列泵的的结构，图2-6为其液压原理图。图2-5第三代恒压变量泵（Q*PCY14-1BQ结构其结构特点如下：1）泵主体的结构有重大改进，排量规格有 10、16、25、32、40、63、80、 100、125、160 mL/r，主要优点是噪声低，转速高、自吸能力好、可靠性高、 重量比前两代泵轻20%以上。2）变量活塞的布置与第二代恒压变量泵相同，但恒压阀旋转180安装。3）第三代恒压变量泵的变量液压原理（图2-6）比前两代泵有重大改进。其 基本功能类似于溢流阀，即将

17、恒压阀2作为先导阀来控制变量活塞1（相当于溢 流阀的阀）的运动节流器3使变量活塞上下腔形成压力主差，并向上腔补油。 恒压阀始终由泵的出1: 3压力单独控制。只与泵的负载有关，不受其他干扰。 因此该泵的恒压特性稳定不会产生系统振荡。图2-6 Q*PCY14-1Bk恒压变量泵液压原理图1-变量活塞2-恒压阀3-节流器2.2.4国外恒压变量泵国外所有的恒压泵原理都相同，如图2-7所示，其中2为变量小缸，常通泵 的出油口。装有最大流量定位弹簧。使泵处于最大的输出流量位置。当泵的输 出压力未达到恒压阀设定压力时，泵的输出流量最大；当泵的输出压力达到恒 压阀设定压力时，恒压阀开启。变量大缸 3进油，使泵的

18、斜盘角减小，泵的输 出流量减小。图2-8为恒压变量泵特性。图2-9为国外恒压阀结构。图2-7国外恒压泵原理1-恒压阀2-变量小缸3-变量大缸图2-8恒压变量泵特性曲线图2-9国外恒压阀结构2.2.5我国Q跌P系列恒压泵我国QB P系列恒压泵的液压原理如图2-10所示，其中2为变量小缸，常通 泵的出油口，3为变量大缸，通过阻尼器4与泵的下缸相通，变量大缸3中装有 定位弹簧，保持斜盘角处于最大位置，泵的输出流量最大；当泵的输出压力达 到恒压阀设定的压力时，恒压阀开启，变量大缸泄油，由于阻尼器的存在，使 变量小缸2的压力大于大缸3的压力.变量小缸2推动泵的斜盘角减小，泵的输 出流量减小。图2-11所

19、示的恒压泵输出特性。图2-12为我国Q療列泵恒压阀结 构。阀2-变量小缸a变4-冏尼認图2-10 QB探卩系列恒压泵的液压原理图2-11恒压泵输出特性曲线F C T图2-12我国QB系列泵恒压阀结构从图2-10的原理可以看出：我国的QB P系列恒压变量泵的恒压阀和变量机构的原理与国外的恒压阀和变量机构的原理完全不同，我国的QB P型恒压泵变量原理与先导型溢流阀的原理十分相似， 可以很方便实现电磁阀卸荷和多 点控制，具有许多优点，并已经获得了中国专利局授予的专利权。第3章恒压变量泵原理分析3.1恒压变量泵的工作原理恒压式柱塞液压泵是依靠柱塞的往复运动，改变柱塞缸内的容积，进行吸 入和排出液体的泵

20、。柱塞泵由于具有参数高，效率高，寿命较长等优点，应用 越来越广泛。液压泵的变量控制是在排量控制的基础上按特定调节要求实现 的。斜盘式柱塞泵是通过改变斜盘倾角与主轴线夹角实现变量的。图3-1为其变量控制机构的工作原理图3-1变量控制机构的工作原理变量机构是由变量活塞1、弹簧2、调压弹簧3、控制滑阀4组成的。当变 量泵活塞符号的带箭头斜线受变量活塞推动变得更陡，表示泵的排量减小。如 图所示的变量泵为内控式。泵的输出流量过大，会引起系统压力 PS增加。此 时，控制滑阀端部的液压力大于调压弹簧的弹簧力而使阀芯右移， 泵输出的高 压油，通过油路及凸肩a上的小平面进入凸肩a的右腔，克服调压弹簧3的弹 簧力

21、，使阀口打开，高压油进入活塞左腔，并推动泵的变量机构，使泵的排量 减小，因而输出流量减小，泵的工作压力也随之降低。当滑阀左端面上的液压 力刚好等于调压弹簧3的预紧力时，滑阀关闭，变量活塞停止运动，变量过程 结束，泵的工作压力稳定在调定值。同理，如系统压力下降，变量机构使泵的 输出流量增加，工作压力回升到调定值。调节调压弹簧的预紧力，即可调节泵 的工作压力。3.2恒压变量泵数学建模3.2.1静态特征方程1）三通阀的流量方程为式中：Cd为流量系数；S（x）为三通阀节流孔过流面积；x为阀芯位移；为油的密度；Ps为排油压力；Pc为变量活塞前腔压力；Qi为三通阀节流口流量.2）控制阀芯力平衡方程为AR

22、二心 Xi x 2Cd5S x Ps - P. costA）为控制阀芯受压面积；xi为控制弹簧的预压缩量；-为阀口出流射流角度；Cv为流速系数；Kx为弹簧刚度.3)变量活塞力平衡方程为式中：A2 Pc P。=Ky Y1 y _FA2为变量活塞受压面积；Ky为调解弹簧刚度；yi为弹簧预压缩量；y为变量活塞位移；Po为回油压力；F为斜盘调节力.4)变量活塞阻尼间隙流量方程为式中：Q2 二 K3 PcK3为阻尼系数；Pc为变量活塞前腔压力.322动态数学模型(1) 液压缸前腔连续方程:Qi -Q2Vo dpcA2dJ式中 Q2 阻尼间隙回油流量，m3/sVo 变量前腔容积，m3A2 变量活塞受压面积

23、，m2y 变量活塞位移，m：e 油液的弹性模量(2) 三通阀流量方程2( Ps - Pc)p式中Q1 三通阀节流口流量， m3/sCd 控制阀节流口的流量系数，m5/NSco 阀开口位置梯度，N/mPs泵口压力，Nx 阀芯位移，mPc变量活塞无杆腔压力，N油液密度，kg/m 3对方程式(4-1)进行线性化后得：Qi = KqX - KcPc式中Kq三通阀的流量增益，m5/N *sKc三通阀的流量压力系数，N/m(3) 三通控制阀芯的运动微分方程:d xdxAi PS = mvy Bf1 Kf x KX(x1 x)dtdt式中 A 控制阀芯的收压面积， m2mv控制阀芯与1/3弹簧刚度之和Bf1

24、控制阀阻尼系数，N?s/mKf节流口液动力等效刚度，N/mX1 控制弹簧预压缩量，mKx 控制弹簧刚度，N/m(4) 斜盘的力矩方程：d2：I厂二 FsL Ts -PlApLdt2P式中B斜盘倾角，且P = arctann (y max - y )I斜盘的转动惯量，kg/m2T柱塞在斜盘上作用的扭矩，N?mL变量活塞缸到斜盘支点之间的距离，mFs 弹簧对斜盘的作用力，N, Fs 二 k(l。 Lx sin Fax-Lx si nJk 弹簧的刚度，N/ml o 弹簧的最大安装压缩长度，m(5) 变量活塞运动微分方程:A2(Pc _ Po) = mpd2ydt2Bf2 詈 Ky(yiy) F式中

25、mP负载及活塞总质量，kgBf 2变量活塞阻尼系数，N?s/mKy 调节弹簧刚度，N/m yi 调节弹簧预压缩量，mF 斜盘调节力，NPo回油压力，N(6) 柱塞腔压力为：PP +mbn _(兀/2_丫/2卩Pn =Ps。Ps0 -mbn -/2-Y/2)P式中 Pn柱塞腔压力，NP0标准大气压，MPa丫 配流盘上封油区的夹角油液的密度，kg/m30 ：入：二 /2-二/2 -:片：二 /2二/2n ：3二 / 2 -3二/2 -:片：3二/23 - 12： 2hz配油盘中心到油箱的垂直距离， mg重力加速度(7) 阻尼间隙流量方程为:Q2 =K3(FC - Po)式中K3 阻尼间隙阻尼系数，

26、m5/N?sPc 变量活塞前腔压力，N(8) 泵流量连续方程为:QpMdpsedt式中QP泵的理论流量，m3/sQl负载流量，m3/sQc 系统的外泄露流量，m3/sVt泵出口总容积，m3(9) 泵的理论流量方程为：Qp =Kpn（ymax 一 y）式中Kp泵的结构参数(排量梯度)n泵的转速，rad/s(10) 油泵输出压力特性Qs 二 KsXt S2n其中Ks d2DfZ460r式中Ks变量泵的排量梯度， m2 -sd柱塞直径，mmDf柱塞分布圆直径，mmQs泵的输出流量；m3第4章恒压变量泵主体及变量机构设计及分析4.1轴向柱塞泵工作原理与性能参数4.1.1轴向柱塞泵工作原理恒压轴向柱塞泵

27、主要结构如图4-1所示。柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底 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平 面（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，直至上死点（对应0位置）止。在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔内，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。在这过程中，柱塞腔刚好 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

28、。由此可见，缸 体每转一跳各个往塞有半周吸油、 半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地 吸油和排油。1-住堆E一怔休9 一聲袖扯惜动朝5fl盘7咼瞿童，一申香鼻賢图4-1恒压轴向柱塞泵工作原理4.1.2轴向柱塞泵主要性能参数给定设计参数最大工作压力pma31.5MPa额定流量 Q=37.5L/min额定转速n=1500r/mi n4.1.2.1排量、流量与容积效率轴向柱塞泵排量V是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即廿V 二 一zRtan F =0.025L /r2不计容积损失时，泵的理论流量qt为qt = nV = 37.5L / min泵的实际流量q为q = v qt = 35.

29、6L /min式中A 柱塞横截面积；d 柱塞直径；Smax 柱塞最大行程；R柱塞分布圆半径Z柱塞数；斜盘倾角n 传动轴转速。v柱塞泵容积效率4.1.2.2扭矩与机械效率不计摩擦损失时，泵的理论扭矩 Mtb为皿也=竺生=5 105(N.m)2兀式中Pb为泵吸、排油腔压力差。 考虑摩擦损失：Mb时，实际输出扭矩Mgb为5 M gb = M 也：M b = = 5.2 10 (N.m)轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间、滑靴与斜盘平面 之间、柱塞与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。泵的机械效率定义为理论扭矩 Mtb与实际输出扭矩Mgb之比，即tbtbmbMgbMtb Mb

30、= 96%第30页共73页燕山大学课程设计说明书fb4.1.2.3功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率NtbNtb 二 pbqt = = 450(kw)泵实际的输入功率Nbr为1Nbr =2二 nbM gb =2二 nbMtb =448(kw)mb泵实际的输出功率Nbc为Nbc f PbQgb F；PbQtb b=3267(kw)定义泵的总 效率 为输出功率Nbc与输入功率Nbr之比，即NbcNbrpbQtbb2二 Mtb 丄mb=b mb = 0.889 0.97=0.86上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。 对于轴向柱塞泵，总效 率一般为hb=0.850.9,上式满足要求。4.2

31、轴向柱塞泵主要零部件设计421柱塞设计4.2.1.1柱塞结构型式的选择轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。根据柱塞头部结构，可有以下三种形式：1）点接触式柱塞如图4-2（a）所示，这种柱塞头部为一球面，与斜盘为点接触，其零件 简单，加工方便。但由于接触应力大，柱塞头部容易磨损、剥落和边缘掉块， 不能承受过高的工作压力，寿命较低。这种点接触式柱塞在早期泵中可见， 现 在很少有应用。2）线接触式柱塞如图4-2 （b）所示，柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞球窝 中心摆动。摆动头上部是球面或平面与斜盘或面接触，以降低接触应力，提高泵工作压。摆动头与斜盘的接触面之间靠壳体腔的油液润滑，相当于普通滑动轴承

32、，其Ipv 1值必须限制在规定的范围内。3）带滑靴的柱塞如图4-2 （c）所示，柱塞头部同样装有一个摆动头，称滑靴，可以绕柱 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及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，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 多采用这种轴向柱塞泵。111:图4-2 柱塞结构型式可见，柱塞大多做成空心结构，以减轻柱塞重量，减小柱塞运动时的惯性 力。采用空心结构还可以利用柱塞底部高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞 与柱塞腔之间的间隙，取得良好的密封效果。空心柱塞内还可以安放回程弹簧， 使柱塞

33、在吸油区复位。但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效 容积。在高压泵中，由于液体可压缩性能的影响，无效容积会降低泵容积效率, 增加泵的压力脉动，影响调节过程的动态品质。综上，本设计选用图4-2（c）所示的型式。4.2.1.2柱塞结构尺寸设计1）柱塞直径dz及柱塞分布塞直径Df柱塞直径dz、柱塞分布直径Df和柱塞数Z都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上各柱塞孔直径dz所占的弧长约为分布圆周长 江Df的75%即Zdz二 Df= 0.75第32页共73页燕山大学课程设计说明书第#页共73页燕山大学课程设计说明书由此可得第33页共73页燕山大学课程设计说明书Df0.75 二=3.1m =

34、dz式中m为结构参数。m随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其 m值如表4-1所示。表4-1柱塞结构参数Z7911m3.13.94.5当泵的理论流量qt和转速nb根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径dz为dz4qt二 3一 m 二ZrMg:14.5mm第34页共73页燕山大学课程设计说明书第#页共73页燕山大学课程设计说明书式中 丫一斜盘最大倾角，取丫 =20由上式计算出的dZ数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径，应选取15mm.柱塞直径d ”确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径Df，即D f兀dztg4Qtb=1.95dz =43mm第#页共73页燕山大学课程设计说明书

35、第#页共73页燕山大学课程设计说明书2）柱塞名义长度I由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力T，为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密封长度，应保证有最小留孔长度l，一般取:Pb 三 20MpaI。=(1.41.8)dzPb - 30MpaI。=(2 -2.5)dz第#页共73页燕山大学课程设计说明书第#页共73页燕山大学课程设计说明书这里取 l =2d30mm。因此，柱塞名义长度I应满足：1 - 1 0 Smax 1 min式中 Smax 柱塞最大行程;lmin 柱塞最小外伸长度，一般取Imin =0.2dz = 3mm 根据经验数据，柱塞名义长度常取：Pb _20Mpa I =(2.7 -3)d

36、ZPb _30Mpa 丨=(3.2 -4.2)dz这里取 丨=3.5dZ =52.5mm。3) 柱塞球头直径di按经验常取di =(0.7 -0.8)dz，如图4-3所示。75图4-3柱塞尺寸图这里取 d1 =0.8dZ =12mm为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离ld，一般取ld =(0.4-0.55)dz，这里取ld =0.5dZ = 7.5mm。4) 柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽，起均衡侧向力、改善润滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深h=0.30.7mm；间距t=2 10mm这里取 h =0.5mm,t =

37、2mm。5) 柱塞摩擦副比压P、比功Pv验算对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的 磨损，而且有可能压伤柱塞或缸体。其比压应控制在摩擦副材料允许的范围内。取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值，则2FiPmax 21Mpadzh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，即vmax = R tan，0.55m/s ；： |v = 8m/s由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 PmaxVmax为2 fPmaxVmax- R tan = 11.55Mpam / s ；： | pv =60Mpam/sd zli上式中的许用比压pl、许用速度Ivl、许用比功I

38、pvl的值，视摩擦副材料 而定，可参考表4-2。表4-2材料性能材料牌号许用比压1 plMpa许用滑动速度l.v 1m/s许用比功pvMpa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨铸铁10518柱塞与缸体这一对摩擦副，不宜选用热变形相差很大的材料，这对于油温 高的泵更重要。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力， 不选用 铜材料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。4.2.2滑靴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面、减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔d；和滑靴中心孔do，再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由

39、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。滑靴设计常用剩余压紧力法。剩余压紧力法的主要特点是：滑靴工作时，始终保持压紧力稍大于分离力，使滑靴紧贴斜盘表面。此时无论柱塞中心孔do 还是滑靴中心孔do，均不起节流作用。静压油池压力 Pi与柱塞底部压力Pb相 等，即卩Pi = Pb2 R2dz In 将上式代入式 日2R 中，可得滑靴分离力为pb 2(R；R2)cosY2 22InRRi设剩余压紧力.Ry二Py - Pf，则压紧系数.: Pyy =0.05 -0.15，这里取 0.1。Py滑靴

40、力平衡方程式即为Pf =(1 -)Py =2.8(N)用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.0080.01mm左右。 滑靴泄漏量少，容积效率教高。但摩擦功率较大，机械效率会降低。若选择适当的压紧系数，剩余压紧力产生的接触应力也不会大， 仍有较高的总效率和 较长的寿命。剩余压紧力法简单适用，目前大多数滑靴都采用这种方法设计。4.2.2.1滑靴的结构型式的选择滑靴结构有如图4-4所示的3种型式33Q图4-4滑靴结构型式图4-4 (a)所示为简单型，静压油池较大，只有封油带而无辅助支承面。 结构简单，是目前常用的一种型式。图4-4 (b)所式滑靴增加了内、外辅助支承面。减小了由剩余压紧力

41、产 生的比压，同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。图4-4 (c)所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同 形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。经比较，本设计采用图4-4 (a)所示的结构型式。422.2滑靴结构尺寸设计滑靴在斜盘上的布局，应使倾角=0时，互相之间仍有一定的间隙s，如图4-5所示。1）滑靴外径D2:兀D2 = Df sins = 15mmZ一般取s=0.21,这里取0.2。2）油池直径D,初步计算时，可设定D1 = 0.6 -0.8，这里取0.8.D2Di = 0.8D2 = 12mm3）中心孔d、d0及长度I。如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔

42、d。和d。可以不起节流作用。为改 善加工工艺性能，取d0 （或 d0 ） =0.8 1.5=1.0mm4.2.3配油盘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、排油油液以及承 受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿 命。配油盘设计主要是确定内封油带尺寸、吸排油窗口尺寸以及辅助支承面 各部分尺寸。4.2.3.1 过渡区设计为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角 印大于柱塞腔通油孔包角a的结构，称正重迭型配油盘。具有这种结构的配 油盘，当柱塞从低压腔接通高压腔时，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产 生冲击压力；当柱塞从高压腔接通底压

43、腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击 压力。这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。对泵的寿命影响很大。为防止压力冲击，我们希望 柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。423.2配油盘主要尺寸确定第40页共73页燕山大学课程设计说明书第#页共73页燕山大学课程设计说明书图4-6配油盘主要尺寸1)配油窗尺寸配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径Df配油窗口包角;o，在吸油窗口包角相等时，取-a为避免吸油不足，配油窗口流速应满足v0 - 2.3 _ V0 丨 - 3m/ sF 2满足要求。式中qt -泵理论流量；F2 配油窗

44、面积，F2(R| -rI);2 许用吸入流速，t 0 1=23m/s由此可得Rf_R； =2Qt；：oI.Vo 12) 封油带尺寸设内封油带宽度为b2，外封油带宽度为bi , bi和b2确定方法为：考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用， 泄漏量比内封油带泄漏量大，取 d略 大于b2，即bi = Ri R2 = 0.125dzb2 =R3 -Rt =(0.1 -0.125)dz当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可 得R2-R2 戌-R2_JiZd； (1-lnn2. pR2R联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：R =42.5mm, R2 = 27.5mm,

45、 R3 = 22.5mm, R4 = 14mm423.3 验算比压p、比功pv为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图4-9中的D5、D6。 辅助支承面上开有宽度为 B的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积 F 为2 2 2 2F (D -D5 D1 -D4)-(F1 F2 F3)4式中F1 辅助支承面通油槽总面积；且FKB(R -R5) ( K为通油槽个数，B为通油槽宽度)F2、F3 吸、排油窗口面积。第41页共73页燕山大学课程设计说明书根据估算：F =1014(mm2)配油盘比压p为Py + Pt2KB(R-R

46、5) r ip-264 pa IplFF式中 -Py 配油盘剩余压紧力;Pt 中心弹簧压紧力；Ip 1根据资料取300pa；在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而 磨损，应验算pv值，即pv = pvp Ipvl2式中Vp 平均切线速度，Vp = (D4，D)。兀nP2P(D4 D) = 438 空 600Kgf /cm2nnIpv 1根据资料取600 Kgf / cm2。4.2.4缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸第42页共73页燕山大学课程设计说明书第43页共73页燕山大学课程设计说明书4.241通油孔分布圆Rf和面积F第#页共73页燕山大学课程设计说明书第

47、#页共73页燕山大学课程设计说明书为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径Rf与配油窗口分布圆半径rf相等。即只彳=_ =25mm2式中R2、R3为配油盘配油窗口内、外半径。通油孔面积近似计算如下（如图 2-6所示）。Fa = laba - 0.215ba? =831(mm2)式中la 通油孔长度,la ： dz ；ba 通油孔宽度,ba - 0.5dz ；4.2.4.2 缸体内、外直径 Di、D2的确定为保证缸体在温度变化和受力状态下， 各方向的变形量一致，应尽量使各 处壁厚一致（如图4-8 ）,即=2= 3。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进 行强度和刚度验算。图4-8缸体结构尺寸缸体强度

48、可按厚壁筒验算22D1 +D22一 Pb=勺 12560 = 143(kgf/cm)刁D1 _D2式中Di 筒外径，且 Di =dz =97mm缸体材料许用应力，对 ZQAL 4: I- 1=600800(kgf / cm2)缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为亘(=Pb) =0.004mm J ： 2F式中E 缸体材料弹性系数；一材料波桑系数，对刚质材料J =0.230.30，青铜=0.320.35 ;【A6允许变形量，一般刚质缸体取IE 0.0065mm，青铜则取L、.1 : 0.0048mm；符合要求。4.243缸体高度H从图4-8中可确定缸体高度H为H = lo lmax I3 丨4 二

49、 88mm式中lo 柱塞最短留孔长度；Smax 柱塞最大行程；13 为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；14 缸体厚度，一般 14= (0.4 0.6 ) dz，这里取 0.5 dz =7.5 mm。4.2.5柱塞回程机构设计恒压轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱 塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。 它的特点是在滑靴颈部装一回 程盘2,如图4-9，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时， 应保证滑靴上表面与斜盘垫板 3之间有一固定间隙，并可调。回程盘是一平面圆盘，如图4-9所示。

50、盘上dh为滑靴安装孔径，Dh为滑 靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈 部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。图4-9回程盘结构尺寸如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是短轴a = 2 Rf = 2 25 =50( mm)长轴2Rfb54(mm)COS maxdh和Dh的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此,Dh取椭圆长、短轴的平均值较合理，即=RfRfCOS max=52(mm)从图2-8中可以看出回程盘上安装孔中心O与长、短轴端点A或B的最1大偏心距相等，且为-emax，因而22RfRfemax(Rf) =

51、2mmCOS maxCOS max-为了允许滑靴在任一方向偏离-emax，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑靴径部直径d大emax。同时，考虑到加工、安装等误差，应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙 J。这样安装孔的直径为dk =d emax 2J =30(mm)式中 d 滑靴颈部直径；J 间隙，一般取J=0.51mm4.3轴向柱塞泵主要零件受力分析4.3.1柱塞受力分析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 、一周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下面主要讨论柱塞在排油过程中的受力分析，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程 盘设计中讨论

52、。图4-10是带有滑靴的柱塞受力分析简图。P15口 -1|图4-10柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：(1) 柱塞底部的液压力Pb柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力Pb为兀 2Ptdx Pmax =12550(N)4式中 Pmax 泵最大工作压力。(2) 柱塞惯性力Pb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Pb为GPB = -mZaZ Rf，tg cosa =-103g式中mz、Gz为柱塞和滑靴的总质量。惯性力Pb方向与加速度a的方向相反，随缸体旋转角a按余弦规律变化。 当a =0。和180时，惯性力最大值为G Z2PBmax =Rf tgY=243(N)g(3) 离心反力R柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度at，产生的离心反力P 通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为Pt 二 mz at 二 907 (N)(4) 斜盘反力N斜