轴向柱塞泵主要零部件设计

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采用特制短圆柱滚子轴承和滚针轴承。为了使通轴式的泵轴粗一些，前斜盘式轴向柱塞泵的柱塞分布圆直径通常比后斜盘式的大一些，因而柱塞数要比后斜盘式的多，斜盘倾角也要比后斜盘式小一些。滑靴副。即滑靴与斜盘这对运动副，磨损是较严重的，人们在改善其工作状况方面做过一些工作，斜盘与滑靴滑动表面直接接触的结构，是最简单的结构，在设计方面力图使之形成理想的静压支撑，可是，总不能十分理想的解决，而在滑靴与斜盘平面之间增设了一个止推板，该止推板在工作过程可以自行绕其轴线自转，以调整磨损部位，使之磨损均匀，更重要的是便于维修。另一种结构，是将止推板与回程压盘固定在一起，使滑靴夹在中间，这样一来，止推板与压盘一起转动，滑靴只对止推板与压盘有很小的相对运动，改善了这对运动副的磨损情况。配油部位是盘式配油的轴向柱塞泵的关键部位，人们为使之处于良好的工作状况做了大量的研究试验工作。在固定式配油机构中，泵轴与缸体的连接有静连接和挠性连接两种类型。静连接有单静连接和热压配合连接，这种固定式配油机构要求制造精度高，即便精度很高，也无法补偿受力变形对配油表面油膜的影响，为了改善这种状况，泵轴与缸体的连接采用了花键挠性连接，试图使缸体具有一定的浮动能力，当采用这种挠性连接时，务需使连接部分的中心设置在柱塞球绞中性面附近，以减少缸体的倾覆力矩。假若在采用球面配油盘，那就更有利于消除配油表面间的倾斜，使油膜均匀，可是这种球面配油表面加工困难、工艺性差，所以发展了缸体浮动式与配油盘浮动式配油机构，以其浮动部分补偿制造误差，减少受力变形对配油表面油膜的影响，保证油膜均匀。1.4直轴式轴向柱塞泵的工作原理斜盘式轴向柱塞泵的工作原理如图1-2所示。图1-2直轴式轴向柱塞泵工作原理图图1-2直轴式轴向柱塞泵工作原理图Fig.1-2Directaxistypeaxialpistonpumpworkingprinciplediagram1-斜盘2-滑靴3-柱塞头部4-柱塞5-缸体6-配油盘7-传动轴1-斜盘2-滑靴3-柱塞头部4-柱塞5-缸体6-配油盘7-传动轴轴向柱塞泵的缸体与泵轴采用花键连接，驱动缸体旋转，使均匀分布在缸体上的柱塞孔内的柱塞绕泵轴的轴线转动，柱塞4安装在缸体5内均匀分布的柱塞孔中，柱塞3的头部安装有滑靴2，由于回程机构的作用，迫使滑靴底部始终贴着斜盘表面运动，斜盘表面相对于缸体表面有一倾斜角，当缸体带动柱塞旋转时，柱塞在柱塞孔内做直线往复运动。中心弹簧通过内套、钢球将滑靴压紧于与轴线成某一倾角并支撑于斜盘上。为了使柱塞的运动和吸油路、压油路的切换实现准确的配合，在缸体的配流端面和泵的吸油通道、压油通道之间安放了一个固定不动的配流部件—配流盘。配流盘上开有两个弧形通道，即腰形配流窗口。配流盘的正面和缸体配流端面紧密贴合，并且相对滑动，而在配流盘的背面，应使两腰形配流窗口分别和泵的吸油路、压油路相通。轴向柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动，造成密封容积的变化，来实现吸油和排油的过程。下面以直轴式轴向柱塞泵为例来阐述轴向柱塞泵的工作原理。直轴式轴向柱塞泵的结构如图所示，柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底面始终贴着斜盘运动，当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体平面存在一倾斜角，使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。缸体旋转，在～范围内，柱塞由开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至，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，柱塞在～斜盘约束下开始不断进入腔内，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。可见，缸体每转一圈，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。如果斜盘倾角方向不变，只改变缸体的转向，那么柱塞的吸入与压出方向就反过来，即吸入口变成压出口，压出口变成吸入口，泵的流向便改变了。如果缸体转向不变，改变斜盘倾角的方向，柱塞的工作行程也发生变化，而且泵的排量大小可通过改变斜盘的倾角的大小来实现。总之，对于斜盘式轴向柱塞泵，无论改变斜盘倾角方向还是改变缸体的转向均可改变泵的流向。这也是斜盘式轴向柱塞泵通常为双向变量泵的原因。1.5课题研究意义20世纪60年代以来，随着原子能、航空航天科技、微电子技术的发展，液压技术在诸多领域得到了发展，在液压系统中液压泵是整个液压系统的最重要部分，液压泵质量的好坏关系着整个液压系统的正常运行。液压泵一旦出现问题轻者影响液压设备的正常使用，重者会引起整个液压系统的瘫痪，导致液压设备无法进行正常工作，造成严重的经济损失。因此，用户对液压泵提出了更高的要求。为此，我们应加强液压泵的开发和生产力度来满足市场需求。在液压系统中，液压泵的功能是将电动机或内燃机等原动机的机械能转换为液压的压力能，向系统提供压力油并驱动系统工作，属于液压动力元件，具有以下共同的特征：液压泵在每一个工作周期中吸入或排出的液体容积只取决于工作构件的几何尺寸；液压泵的理论流量与泵的转速成正比；不考虑泄露和液体的压缩性时，液压泵的理论流量与工作压力无关。柱塞泵是依靠柱塞在缸体内的往复运动，使密封工作腔容积产生变化来实现吸油和压油。由于柱塞与缸体内孔配合精度高，密封性能好，只需改变柱塞的工作行程就能改变泵的排量。所以，柱塞泵具有压力高、容积效率高、流量调节方便和结构紧凑等优点。柱塞泵常用于高压大流量系统中。柱塞泵按柱塞排列方向不同，分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵两大类。但发展和国外的比较仍有不足之处，所以对此研究很有意义。现在生产能力在全世界范围内迅速提高，市场经济的大潮正在将越来越多的国家带入世界经济范围内。发达国家生产出来的液压泵相对我国来说更加稳定。使得我国大多数大型工程采用国外产品，而放弃本国产品，对本国的液压行业造成了不利影响。其中主要因素还在于设计制造技术的落后。所以，对泵的设计和制造技术的要求也已经提高到了一个新的层次。只有加大对液压泵的开发和生产力度，才能提高我国产品在全世界的竞争力。2直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计柱塞泵的主要参数确定如下排量质量m=70kg额定压力p=32额定转速n=1500r/min驱动功率P=59.2KW容积效率0.922.1柱塞设计柱塞为滑靴式柱塞结构，柱塞的头部装有滑靴，可绕球头中心摆动，这样滑靴与斜盘之间的接触为面接触，滑靴式柱塞有较大的支撑面积，可以承受较高的压力，但其结构相对于点接触式复杂，为了减小流量脉动，选用奇数个柱塞，且柱塞数越多流量脉动越小，这里取9个柱塞。柱塞一般做成空心结构，来减轻质量，减少惯性。柱塞结构尺寸设计。柱塞的具体尺寸如图2-1所示。图2-1柱塞主要尺寸图2-1柱塞主要尺寸Fig.2-1Plungermaindimensions1）柱塞直径d及柱塞分布塞直径D柱塞直径d﹑柱塞分布塞直径D和柱塞数Z都是互相关联的。根据经验可知，所有柱塞孔直径d总和所占的弧长大概为分布圆周长的75%，即 （2-1） 由此可得出（其中柱塞数Z最好为奇数，切Z越大越好，这样的流量脉动小，系统工作较平稳），式中为结构参数，随柱塞数Z而定，对于轴向柱塞泵，其值如下表。表2-1m随Z的变化表F表2-1m随Z的变化表Fig.2-1mtablealongwiththechangeofZZ7911m当柱塞泵的理论流量和转速n根据使用工况条件选定后，根据理论流量公式可得柱塞直径d及柱塞分布圆直径D （2-2） 根据计算出的d数值要进行圆整，并应按有关标准进行选取标准直径,应选取18mm。 （2-3） 初选斜盘倾角2）柱塞名义长度由于柱塞球头中心作用有很大的径向力，为使柱塞不致被卡死以及保持足够的密封长度，应保证柱塞有最小留孔长度。当工作压力时，一般取；当时，取，d为柱塞直径。因此柱塞名义长度l应满足其中为柱塞最大行程，为柱塞最小外伸长度，一般取。根据经验数据当时，一般取；当时，取。这里取3）柱塞球头直径柱塞球头直径比柱塞直径略小，一般取。这里取=0.718=14.4mm为使柱塞在排油完毕后圆柱面能完全进入柱塞腔，那么柱塞球头中心至圆柱面就要保持一定的距离，一般取，这里取=9mm。滑靴式柱塞阻尼孔通常取0.5~2mm,这里取0.6mm。2.2配油盘设计配流盘是轴向柱塞泵的主要零件之一，配油盘的作用是使柱塞和缸孔组成的工作容积在其容积减小时和排油腔相通，以及承受由高速旋转的缸体带来的轴向载荷，柱塞缸体底部和配流盘接触表面的结构直接影响泵的容积效率、寿命和噪声等。在容积增大时和吸油腔相通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。配油盘设计主要是确定内封油带尺寸﹑吸排油窗口尺寸。配油盘采用正封闭的形式，缸体窗口包角小于配油盘隔挡夹角，可有效的防止高低压油的串通而提高容积效率，但由于封闭角的存在，将会产生困油现象，当缸体窗口离开配油盘吸油窗口时因尚未达到上死点，故随着缸体的转动，柱塞腔容积继续增加但吸不上油，使柱塞腔内压力下降，以致出现气穴。当缸体窗口离开上死点后，柱塞开始收缩，压力开始增大，直至与排油腔相通时，压力突然增大，出现高峰值，以致出现液压冲击。缸体窗口离开排油孔同理。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。因此我们要在上下过渡区内设置卸荷槽。配油盘的具体尺寸如图2-2所示。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。这里取=75.58mm。配有窗口包角，在吸排油窗口包角相等时，取 （2-4） 为避免吸油不足，配油窗口流速应满足 （2-5）式中—泵理论流量；—配油窗面积，；—许用吸入流速，=2～3m/s。由此可得 = （2-6） 图2-2配油盘尺寸Fig.2-2图2-2配油盘尺寸Fig.2-2Oildistributiondiscsize2）封油带尺寸设内、外封油带宽度分别为、，和确定方法如下：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，一般大于等于，即 (2-7) (2-8) 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 （2-9） 联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸，计算结果经多次调整计算得到2.3缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸，缸体的具体尺寸如图2-3所示。1)缸体通油窗口设计为减小油液损失，一般取通油孔分布圆半径与配油窗口分布圆半径相等。通油孔面积 （2-10） 其中、分别表示通油孔长度和宽度 （2-11） 所以，，可得缸体通油窗口的角度为 2)缸体内外径的确定柱塞孔分布在R的半径圆周上，相邻孔间的间距。 (2-12)取=8mm因此 内径=18+28=34mm(2-13) 外径=75.58+34=109.58mm （2-14）图2-3缸体主要尺寸F图2-3缸体主要尺寸Fig.2-3Maincylinderbodysize缸体长度 （2-15）其中表示柱塞最短留孔长度；表示柱塞最大行程；表示退刀槽长度；表示缸体厚度。2.4轴的设计斜盘式轴向柱塞泵的泵轴只传递转矩，所以轴可以细一些，一般需核算轴与花键的连接强度，以及轴本身薄弱部分的强度。2.4.1轴直径的确定图2-4轴的尺寸图2-4轴的尺寸Fig.2-4Thesizeoftheshaft1）轴直径的初步确定柱塞的反作用力对缸体的转轴的转矩为处于吸油腔的柱塞产生转矩，当处于吸油腔的柱塞为五个时，转矩应该为最大，并将这五个转矩求和，就是该轴所承受的最大转矩，此时计算出的轴径为最大的情况。柱塞底部所受的力为 （2-16）柱塞所在分度圆半径 （2-17）五个柱塞对转轴的转矩分别为图2-5柱塞受力分析简图F图2-5柱塞受力分析简图Fig.2-5Plungerforceanalysisdiagram第一的： (2-18)第二个： (2-19) 第三个： (2-20)第四个： (2-21) 第五个： (2-22) 轴所承受的总转矩为 (2-23) 所以转轴所承受的总转矩为424.54按扭转强度计算，其强度条件为 (2-24) 其中-轴传递的转矩，表2-2常用轴材料的[]和值Tab2-2Commonlyusedshaftmaterials[]and表2-2常用轴材料的[]和值Tab2-2Commonlyusedshaftmaterials[]andvalue轴的材料Q235A,20354540Cr,35SiMn[]/MPa12~2020~3030~4040~52160~135135~118118~107107~98对于实心圆轴因此 (2-25) 其中材料为45钢时轴的许用应力为，这里取。因此轴径确定为42。2）矩形花键轴的设计设矩形花键轴的小径d为46mm，选用矩形花键规格为。3）轴承段的设计根据泵的最小轴径为42mm，设计装轴承的直径为60mm，选择轴承为角接触球轴承7012C。轴承左端采用挡圈固定，按标准取GB/T894.1-1986轴用弹性挡圈。轴承右端采用轴肩定位，取轴肩高度b=2mm。4）密封圈轴段的设计考虑到对轴承定位和选取密封圈时要符合国家标准，取密封圈轴段的直径为70mm。5）与电机相连的轴段的设计设计与电机相连的轴的直径为55mm，选用A型普通平键，规格为。2.4.2轴的校核1）花键部分的连接强度 (2-26) 其中—泵轴传递的扭矩；—不均匀系数，取0.75；—花键的键数，取6；—分别为花键的内哦经和外径，；—分别为花键的倒角和根圆半径，； (2-27) —花键的工作强度，；—花键的平均工作半径，；—连接中最弱材料的许用挤压应力，这里取150。花键轴的抗扭强度 (2-28) 其中故符合要求。2）与联轴器的连接强度键的挤压强度 (2-29) 式中M--为轴所承受的总转矩 表2-3键连接的许用挤压应力表2-3键连接的许用挤压应力Tab2-3Thekeylinkofallowablecompressivestress许用应力连接方式被连接件材料静载冲击静连接钢125~15060~90动连接钢5040 3）轴最薄弱部位的强度校核 (2-30) 上式中，—轴的抗扭截面系数 (2-31) 故符合设计要求。2.5柱塞回程机构设计直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。回程盘是一平面圆盘，盘上为滑靴安装孔径，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。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 (2-32) 长轴 (2-33)和的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则，所以，取椭圆长﹑短轴的平均值较为合理，即 (2-34) 从图2-6中可以看出回程盘上安装孔中心O与长﹑短轴端点A或B的最大偏心距相等，且为，因此 (2-35) 其中--斜盘倾角的最大值R--柱塞分布圆半径 图2-5回程盘结构尺寸图2-5回程盘结构尺寸Fig.2-5Setplatestructuresize为了允许滑靴在任一方向偏离，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑靴的颈部直径大，同时，考虑到加工、安装等误差，应安装孔与滑靴颈部之间保留有适当间隙，这样安装孔直径为 (2-36) 式中d—滑靴颈部直径J—间隙，一般取J=0.5~1mm2.6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，经柱塞中心孔和滑靴中心孔，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。1）滑靴的结构型式的选择滑靴结构有如图2-3所示的3种型式。图2-6滑靴结构型式Fig.2-6Slidingboots图2-6（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2-6（b）所式滑靴增加了内﹑外辅助支承面。减小了由剩余压紧力产生的比压，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2-6（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2-6（a）所示的结构型式。2）滑靴结构尺寸设计滑靴的具体结构尺寸如图2-7所示。图2-7滑靴尺寸图Fig.2-7DiagramSlidingbootssize图2-7滑靴尺寸图Fig.2-7DiagramSlidingbootssizea.滑靴底部封油带外径滑靴在斜盘上的布局，应使斜盘倾角时，互相之间仍有一定的间隙s，如图2-8所示。 (2-37)图2-8滑靴外径的确定Fig.2-8Diameterofslidingboots一般取s=0.2～1，这里取0.5。b.滑靴底部封油带内径根据经验，初选。所以 (2-38) 式中--滑靴底部内封油带半径--滑靴底部外封油带半径D--柱塞直径c.中心孔﹑及长度 (2-39)这里取。3运动分析3.1柱塞运动分析柱塞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任一点的运动轨迹成一个椭圆。此外，柱塞还可能因摩擦产生相对于缸体绕其自身轴线的自转运动，但此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀。3.1.1柱塞行程如图3-1所示为带滑靴的斜盘泵柱塞运动学分析简图，其柱塞分布圆半径为R、斜盘倾角为。图3-1图3-1斜盘泵柱塞运动分析简图Fig.3-1Swashplatepumpplungermotionanalysisdiagram如果以柱塞腔容积最大时的上死点作为柱塞位移的计算起点，那么对应于任意旋转角度时，柱塞位移s可表示为 （3-1） 其中，代入上式 （3-2） 当柱塞旋转到下死点位置时，柱塞位移最大，则有3.1.2柱塞在缸体中的轴向运动速度及加速度将（3-1）对时间求导，可得柱塞的运动速度为 （3-3） 式中为缸体旋转角速度当时，，柱塞的轴向速度达最大值，故得 （3-4）将（3-2）对时间求导，可得柱塞相对缸体的轴向运动加速度为 （3-5）当时，，故得柱塞轴向加速度的最大值为 （3-6）3.2滑靴运动分析研究滑靴的运动主要是分析滑靴球窝中心A在斜盘平面的运动规律，即滑靴中心在斜盘平面内的运动规律，设柱塞球头中心A在斜盘平面上的坐标为 （3-7） （3-8）那么点A在斜盘平面上的对应位置的坐标为 （3-9） （3-10）的运动轨迹为一椭圆，椭圆轴的短半径及长半径分别为：当=90和270时，（椭圆短轴半径）当=0和180时，（椭圆长轴半径）椭圆的大小决定了回程盘的几何尺寸。3.3柱塞瞬时流量及脉动品质分析泵瞬时流量是一周期脉动函数.由于泵内部或系统管路中不可避免地存在有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动.这些脉动严重影响了输出流量品质,使系统工作不稳定,当泵的脉动频率与液压油柱及管路的固有频率相当,就产生了谐振的条件,谐振时压力脉动可能很高,这时系统的构件有极大的潜在破坏性.在一些极端情况下,几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限.液压油的流量﹑压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械震动将引起导致管路﹑附件及安装构件的应力.液压泵的供压管路,一般是最容易受到破坏的部位.柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 （3-11） 式中为柱塞横截面积，泵柱塞数为9，柱塞角距（相邻柱塞间夹角）为，位于排油区的柱塞数为，那么参与排油的各柱塞瞬时流量为 （3-12） …………泵的瞬时流量为 由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角a有关，也与柱塞数有关。对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为。当时，取=，由泵的流量公式可得瞬时流量为 （3-13） 当时，取，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 （3-14） 图3-2奇数柱塞泵瞬时流量F图3-2奇数柱塞泵瞬时流量Fig.3-2Theoddplungerpumpflow当a=0﹑﹑﹑……时，可得瞬时流量的最小值为 （3-15） 奇数柱塞泵瞬时流量规律见下图：我们常用脉动率和脉动频率表示瞬时流量脉动品质。定义脉动率 （3-16） 这样，就可以进行流量脉动品质分析了。.脉动频率对偶数柱塞泵为 （3-17） 对奇数柱塞泵为 （3-18） b.脉动率对偶数柱塞泵 （3-19） 对奇数柱塞泵 （3-20） 当Z=9，脉动频率为： （3-21） 当Z=9，脉动率为： （3-22） 利用以上两式计算值，可以得到以下内容：表3-1柱塞泵流量脉动率Tab3-1Thepistonpumppulserate Z/%613.487.6104.8123.4142.6161.954.8972.5191.52111.02130.73150.55由以上分析可知：1）随着柱塞数的增加，流量脉动率下降。2）相邻柱塞数想比，奇数柱塞泵的脉动率远小于偶数柱塞泵的脉动率。从中还可以看出，奇数柱塞中，当时,脉动率已小于1%.因此，从泵的结构考虑,轴向柱塞泵的柱塞数常取Z=7﹑9﹑11.这是本设计柱塞数取9的原因.4受力分析4.1柱塞受力分析柱塞和缸体孔构成了柱塞泵最基本的工作容腔。除此之外，斜盘式轴向柱塞泵的柱塞还要通过其圆柱表面在柱塞和缸体之间传递径向力，并且这种传力过程是在柱塞悬臂外伸状态下进行的，所以其受力情况要比斜轴式轴向柱塞泵恶劣。柱塞的具体受力情况如图4-1所示。作用在柱塞上的力柱塞在吸油过程和压油过程中的受力情况是不同的。下面主要分析柱塞在压油过程中的受力情况，如图，作用在柱塞上的力有：图4-1柱塞受力分析简图图4-1柱塞受力分析简图Fig.4-1Plungerforceanalysisdiagrama.作用在柱塞底部的轴向液压力。的计算公式为 （4-1） 式中为泵的柱塞直径为泵的压油压力b.轴向运动惯性力。柱塞相对缸体做往复直线运动时，如有直线加速度a，则柱塞的轴向惯性力为 （4-2） 式中为柱塞和滑靴总质量为柱塞和滑靴所受的总重力惯性力的方向与加速度a的方向相反，随缸体旋转角按余弦规律变化。当=0和180时，惯性力达最大值为 =169.69N （4-3） c.离心反力。柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，存在向心加速度，产生的离心反力通过柱塞重心垂直于柱塞轴线的径向力，其值为 =466.22N （4-4） d. 斜盘反力。斜盘反力通过柱塞球头中心垂直作用于滑靴底面，可以分解为轴向力F及径向力，其值为 =9044.39N （4-5） =3291.89N （4-6）轴向力F与作用于柱塞底部的液压力及其它轴向力相平衡；而径向力不仅对主轴形成负载转矩，同时使柱塞受到弯矩作用，与缸体孔产生很大的接触应力。柱塞与柱塞腔壁之间的接触力和。该力是接触应力和产生的合力。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和离心力引起的接触应力和可以近似看成是连续的呈直线分布的应力。由和引起的摩擦力。的计算公式为 （4-7）式中为摩擦因数，其值取决于对偶材料，如青铜与钢之间，=0.15，铸铁与钢之间，=0.11.求解、及由图可知，径向力是悬臂地作用在柱塞头部，因此，在计算、及时，应按柱塞在缸体孔中具有最小接触长度，即柱塞处于上死点位置时的最危险情况进行计算 式中—柱塞最小接触长度，根据经验=—柱塞名义长度—柱塞重心至球心距离以上三个方程中，除、及未知外，也未知，所以还需增加一个方程才能求解。根据力分布三角形的相似原理可得出 或（4-11）将（4-11）代入（4-10）求解。为简化计算因离心反力相对很小，故将(3-19)式简化为 （4-12）将(4-11)代入(4-8)可得 （4-13） (4-14)将(4-13)和(4-14)代入(4-9)可得 (4-15)式中—结构参数，其值为(4-16)4.2配油盘受力分析1）压紧力压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油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，当有个柱塞处于排油区时，压紧力 (4-17)当个柱塞处于排油区时，压紧力 (4-18)则平均压紧力为 (4-19)2)分离力分离力是由三部分构成，即外封油带分离力，内封油带分离力，排油窗高压油对缸体的分离力。对于奇数柱塞泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量不同，位置也不同。封油带的包角是变化的，实际包角比配油盘油窗包角有所扩大，如图所示。当有个柱塞排油时，封油带实际包角为 = （4-20） 图4-2封油带实际包角的变化图4-2封油带实际包角的变化Fig.4-2OilsealwiththeactualAnglechanges 当有个柱塞排油时，封油带实际包角为 = （4-21） 平均有个柱塞排油时，平均包角为 = （4-22） 式中—柱塞间距角，；—柱塞腔通油孔包角a.外封油带分离力外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任一半径上的压力从到积分，并以代替，可得外封油带上的分离力为 （4-23）b.内封油带分离力内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力为 （4-24）c.排油窗分离力 （4-25）d.配油盘总分离力(4-26)4.3缸体受力分析因为缸体受到径向力的作用，如果没有可靠的径向约束，缸体倾倒和偏磨仍会发生。下面分析缸体所受径向力和对缸体稳定性的影响及缸体径向支撑形式。径向力及径向力矩。从柱塞受力分析知道，在排油区的柱塞由于受斜盘约束受又径向力的作用，对缸体产生以为支点的倾倒力矩。即 (4-27) 式中为任意柱塞球头中心到点的距离。柱塞径向合力对缸体的倾倒力矩为（4-28） 当个柱塞处于排油区时，径向合力最大。若忽略柱塞惯性力、摩擦力等因素的影响，则柱塞最大径向合力为(4-29)4.4滑靴受力分析目前高压柱塞泵通常都采用带滑靴的柱塞结构。滑靴会增大与斜盘的接触面﹑还会而且减少接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔和滑靴中心孔，再经过滑靴封油带泄露到泵壳体中。由于油液在封油带中的流动，使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜，这就减少了相对运动件间的摩擦损失，提高了机械效率。这种结构不仅能适应高压力情况和而且还能适应高转速的需要。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把滑靴压向斜盘，称为压紧力；另一是由滑靴面直径为的油池产生的静压力与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离。当压紧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。下面对这组力进行分析。图4-3滑靴结构及分离力分布Fig.4-3Slidingbootsstructureandseparationforcedistribution分离力下图为滑靴结构与分离力，根据流体学知识可知，油液经滑靴封油带环缝流动的泄漏量q的表达式为 （4-30） 若，则 (4-31)式中为封油带油膜厚度。封油带上半径为的任意点压力分布式为 (4-32)若，则 (4-33)从上式可以看出，封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降。封油带上总的分离力可通过积分求得。如图4-4，取微环面，则封油带分离力为 (4-34)油池静压分离力为 (4-35)总分离力为 (4-36)2）分离力滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力引起的，即 (4-37)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 即 (4-38)将上式代入式中，得泄漏量为 (4-39)5直轴式轴向柱塞泵基本性能参数5.1容积效率轴向柱塞泵排量是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即 （5-1） ==49.47mL/r不计容积损失时，泵的理论流量为 （5-2）=49.47×1500=74.21mL/min式中—柱塞横截面积；—柱塞外径；—柱塞最大行程；—柱塞数；—传动轴转速。则泵的理论排量q为（5-3）从泵的排量公式中可以看出柱塞直径﹑分布圆直径、柱塞数Z都是泵的固定结构参数，并且当原动机确定之后传动轴转速也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角来实现。对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角～，这里取。泵实际输出流量： =94.5-3=91.5（） （5-4） 式中为柱塞泵泄漏流量。轴向柱塞泵的泄漏流量主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之间及柱塞与柱塞腔之间的油液泄漏产生的。此外，泵吸油不足﹑柱塞腔底部无效容积也造成容积损失。泵容积效率定义为实际输出流量与理论流量之比，即 轴向柱塞泵容积效率一般为0.94～0.98，经校核，符合要求。5.2机械效率不计摩擦损失时，泵的理论扭矩为 （5-5）式中为泵吸﹑排油腔压力差。考虑摩擦损失时，实际输出扭矩为 =251.95+30=281.95N/m （5-6） 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与实际输出扭矩之比，即5.3总效率泵总效率为容积效率与机械效率之积，即 （5-7） 对于轴向柱塞泵，总效率一般为=0.85～0.9,经校核，满足要求。6结论液压泵是液压传动的动力源，为液压传动系统的动力源，为液压传动系统的“心脏”。液压泵可以分为很多种，由于每一种泵有各自突出的特点,其结构功能各不相同,因此不同的使用场合选择不同的液压泵。一般在机床液压系统中，往往选用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵，而在筑路机械、港口机械以及小型工程机械中，往往选择抗污染能力比较强的齿轮泵；在负载大﹑功率大的场合往往选择柱塞泵。柱塞泵的应用范围比较广，应用在工业现代化和大规模城市化进程中，工程机械、冶金、机床和农业机械等领域。本文设计的SCY14-1B型轴向柱塞泵，首先对该泵进行了介绍，然后对主要尺寸进行了计算，包括柱塞、缸体、配油盘等等；又对主要零部件进行了运动分析及受力分析；最后计算了其效率，包括机械效率、容积效率和总效率。该泵可以应用在大功率、高压化、不常变量的场合，且该泵的流量比较大。可用在锻压机械、机床、船舶、工程机械和矿山机械等液压设备。但该轴向柱塞泵泵仍有一些不足之处，变量方式为手动变量，这种变量方式还不够精准。致谢在本次设计中，我得到了很多人的指导和帮助，特在此表示感谢。首先我要感谢我的指导教师王慧老师。在整个设计过程中，您给了我无私的指导和帮助，为我精心选择了设计题目，并提供了大量的设计资料。多次指出了我设计中的错误并提出了改正建议和意见。王慧老师的严谨治学作风、实事求是的治学态度以及丰富的知识储备给我留下了深刻的印象。在整个设计过程中还得到了很多同学的帮助，他们指出了我设计中的缺点和不足。在此一并表示感谢。最后再一次对所有指导和帮助过我的老师和同学表示衷心的感谢。参考文献[1]王慧.液压与气压传动[M].沈阳：东北大学出版社，2001.[2]李壮云.液压元件与系统[M].第一版.北京：电子工业出版社，2002.[3]机械设计手册编委会.机械设计手册[M].第三版.北京：机械工业出版社，1996.[4]孙志礼.机械设计[M].沈阳：东北大学出版社，2000.[5]黎启栢，液压元件手册[M].北京：机械工业出版社，1999.[6]孙桓.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2000.[7]成大先.机械设计手册[M].第五版.北京:化学工业出版社,2010.[8]叶敏.高压轴向柱塞泵配流盘设计[M].第二版.北京:化学工业出版社,1999.[9]李中复.轴向柱塞泵压力与噪声[J].机床与液压,2003，（1）[10]张建寿.机械和液压噪声及其控制[M].上海:上海科学技术出版社,1987.[11]成大先.机械设计手册[M].第五版.北京:化学工业出版社,2010.[12]曾祥荣.液压噪声控制[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,1998.[13]王福军.流体动力学分析[M].第五版.北京:清华大学出版社,2005.[14]张红伟.基于现代设计方法的轴向柱塞变量泵柱塞的研究[D].重庆大学,2003.[15]李万莉.流体力学与液压传动[M].上海:同济大学出版社,2006.[16]姜佩东.液压与气动技术[M].北京：高等教育出版社，2000.[17]罗晴岚.跨世纪中国锻造业的发展方向[J].锻压机械，2001（5）：1~4.[18]黄宏甲，黄宜.液压传动[M].北京：机械工业出版社，1999.[19]李永堂，付建华，白墅洁，张文杰.锻压设备理论与控制[M].第一版.北京：国防工业出版社，2005.[20]刘建民.液压挖掘机关键技犬综述．建设机械技术与管理．2001.12[21]左健民主编.液压与气压传动（2版）.北京：机械工业出版社.1999.5[22]官忠范.《液压传动系统》.北京：机械工业出版社，1997[23]

王运炎，叶尚川.机械工程材料

第二版

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沈阳：辽宁科学技术出版社，1999.[29]D.DuboisandH.Prade.FuzzySetsandSystems:TheoryandApplications[M].NewYork:AcademicPress,2002.[30]LebekAO.principlesandDesignofMechanicalFaceSeals,TJ246.L43,1991附录A轴向柱塞泵/马达技术的发展演变（杨华勇张斌徐兵）轴向柱塞泵/马达是液压系统中重要的动力元件和执行元件，广泛地应用在工业液压和行走液压领域，是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。此外，由于轴向柱塞泵/马达结构复杂，对制造工艺、材料的要求非常高，因此它又是技术含量很高的液压元件之一。近年来，随着材料、制造、电子等技术的发展，轴向柱塞泵/马达的新技术层出不穷，例如荷兰Innas公司开发的FloatCup结构轴向柱塞泵，丹麦的Saur-Danfoss公司为工程机械量身定做的H1系列的多功能泵，德国Rexroth公司推出的电子智能泵等等。而我国自20世纪六、七十年代开发了CY系列和引进Rexroth技术的泵/马达后，轴向柱塞泵/马达技术进展缓慢。近年来，随着我国经济的腾飞，在工业现代化和大规模城市化进程中，工程机械、塑料机械、冶金、机床和农业机械等领域对轴向柱塞泵/马达的需求十分旺盛，因此提高我国轴向柱塞泵/马达的性能显得十分迫切，对轴向柱塞泵/马达技术革新的要求也十分紧迫！纵览国内外轴向柱塞泵/马达技术的发展演变对认识轴向柱塞泵/马达的发展趋势和加快我国轴向柱塞泵/马达技术的发展都有着重要的指导意义和现实意义。一、轴柱塞泵/马达的演化历程（1）演化历程轴向柱塞泵/马达的雏形可以追溯到十六世纪初，Ramelli开发了用于从矿井里往外汲水的皮革密封的轴向柱塞泵，如图1。从结构上看，它和现在的柱塞泵已经十分相似。直到1905年，美国HarveyWilliam教授和ReynoldJanny工程师设计了端面配流的斜盘泵/马达的静液传动装置，用在军舰炮塔转向的液压系统中，后来人们称此结构的泵为Janny泵。1907年，美国人Renault改进了Janny的这种柱塞传动机械，有效提高了其的运行效率。斜轴式柱塞泵发展较晚，1930年，瑞士HansThoma教授设计了第一台斜轴泵，后人常把斜轴泵称为Thoma泵。其缸体中心线与传动轴中心线成一夹角，使缸体对配油盘的倾复力矩减小，因此允许的倾角较大。20世纪50年代中期，美国Denison公司和英国Lucas公司摆脱Janny泵的传统，设计了轴承支承缸体的斜盘泵。这种泵传动轴只传递扭矩，不传递弯矩，保障了配流副的良好接触，加上制造水平的提高，使其工作压力提高到35MPa，转速也大幅提高，引起斜盘泵历史上的一次飞跃。20世纪60年代中期，由于对液压系统集成化的要求，特别是在行走车辆闭式回路的应用，通轴泵获得了新的发展。主轴尾端可以安装辅助泵或其他作用的泵，使通轴泵具有集成多种元件的复合功能，大大简化了液压系统，这是斜盘泵/马达发展的另一次飞跃。20世纪70年代以后，欧美很多轴向柱塞泵/马达的制造商逐渐崛起，针对不同领域做了很多技术革新，比如Vickers针对注塑机节能的要求推出PVB轻型泵；泵/马达和电子技术结合也越来越紧密，出现了多种多样控制方式。1966年，我国综合了国外后斜盘式柱塞泵的特点，设计出CY14-1型轴向柱塞泵/马达。经过30多年的实践，对CY14-1相继做过四次大的改进，前两次以标准化和缩小体积为主，改进为CY14-1A型。第三次针对配油盘烧损和斜盘磨损以及工艺问题，形成了CY14-1B型泵/马达。第四次针对CY14-1B型噪声高、转速低、易松靴脱靴、可靠性差、自吸能力差，规格不全和无通轴泵等缺陷，开发了Q**CY14-1Bk系列开式低噪声泵和QT**CY14-1Bk系列通轴泵。进入九十年代后，德国Rexroth公司开发了A4V泵。柱塞与传动轴成一交角，工作时离心力有助于柱塞的回程，也有利于减小配流盘直径，降低缸体配流面的线速度；采用球面配流，有利于补偿轴向偏载对缸体产生的倾复力矩。进入21世纪，荷兰Innas公司设计了一种名为FloatingCup结构的轴向柱塞泵。这种泵为双层柱塞结构，类似于将两个泵面对面的叠加，它可以平衡泵一部分的轴向力，减轻轴承的工作负载，减少流量脉动，降低噪声。从最初用于低压排水到现在高压甚至超高压的驱动方式，柱塞泵的性能得到了巨大的提升，应用也越来越广。（2）分类比较与发展趋势按照配流方式来分，轴向柱塞泵/马达可以分为阀配流式和端面配流式，但是阀配流由于靠单向阀来实现配流，无级变量困难、自吸能力差、不可逆，因此其应用越来越少，本文将不作详细介绍。就端面配流而言，可分为斜盘式和斜轴式。由于斜轴泵/马达的倾角比斜盘泵/马达的要大，可达到40°左右，因此作为液压马达启动效果好和输出扭矩大。但其结构复杂，工艺性差，而且不能实现通轴式结构，加上变量结构复杂，使得其作为液压泵在现代液压领域的应用有所减少。斜盘泵除了斜盘倾角比斜轴泵略小之外，其他各个方面都获得了不错的综合性能。本文也将以斜盘泵为重点进行介绍。近年来，轴向柱塞泵的发展趋势呈现出了以下一些新的特点。1)高速化、高压化是轴向柱塞泵/马达的发展方向。这体现了其功率密度的提高，而且使其可以直接与发动机匹配，应用更为方便。2)无论是定量还是变量的斜轴马达，由于启动性能好和传递扭矩大的特点，都有着较好的前景。3)轻型轴向柱塞泵由于成本仅比叶片泵高20%左右，但是性能却比其高不少，可以和叶片泵进行竞争，这也是轴向柱塞泵的一个发展方向[1]。4)和电子技术相结合，实现多种控制方式。Rexroth公司推出的电子泵，实现对压力流量进行精确的闭环控制。此外变频控制也在液压电梯、注塑机等领域逐步开始应用。二、关键技术及其国内外研究现状（1）关键摩擦副润滑与摩擦磨损优化技术轴向柱塞泵/马达在其发展历程中柱塞副、配流副和柱塞与斜盘的接触副（现在基本上是滑靴结构）这三个摩擦副始终没有发生大的变化。它们是吸油、压油、配流完成泵/马达工作的最重要的环节，也是产生能量耗散、泄漏、流量脉动的地方，泵/马达的性能和寿