軸向柱塞泵畢業設計說明書-免費閱讀

　　

【正文】 圖 4— 9 缸體機構尺寸圖 (3) 缸體內、外直徑 1D 、 2D 與壁厚 ? 的確定 為保證缸體在溫度變化和受力狀態下，各方向的變形量一致，應盡量使各處壁厚一致（如圖 4— 8），即 1 2 3? ? ? ?? ? ? ，壁厚初值仍由結構尺寸確定。 25 圖 4— 7 封油帶實際包角的變化 當有 ? ?1 12 Z? 個柱塞排油時，封油帶實際包角 1? 為 ? ? ? ?101 1 2 2 81 7 12 2 7 7 7Z a a ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? 當有 ? ?1 12 Z? 個柱塞排油時，封油帶實際包角 2? 為 ? ? ? ?201 1 2 2 63 7 32 2 7 7 7Z a a ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 平均有 2Z 個柱塞排油時，平均包角 p? 為 ? ?121 1 8 62 2 7 7p ??? ? ? ???? ? ? ? ????? 式中： a 柱塞間距角， 2a Z?? 。圖4— 6是常用的配油盤簡圖。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質，產生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。從上兩式中可以看出，采用節流管的柱塞 — 滑靴組合，公式中無粘度系數 ? ，說明油溫對節流效果影響較小，但細長孔的加工工藝性較差，實現起來有困難。 圖 4— 3 滑靴結構 20 (2) 結構尺寸設計 ① 滑靴外徑 2D 滑靴在斜盤上的布局，應使傾角 0?? 時，互相之間仍有一定的間隙 S ，如圖 4— 4所示。 滑靴設計 滑靴設計常用剩余壓緊力法 19 剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。 (1) 分離力 圖 4— 2 為柱塞結構與分離力分布圖。 滑靴受力分析與設計 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構。 (2) 斜盤對柱塞的法向力 N 法向力 N可分為柱塞的側向分離 T及柱塞的軸向分力 F, ? ?sinT N N??? ? ?cosF N N??? (3) 缸孔對柱塞的正壓力為 ? ?1FN與 ? ?2FN 如忽略柱塞的離心力、慣性力、滑履與斜盤間的摩擦力和柱塞與缸孔的配合間隙，并假定柱塞與缸孔間的比壓按直線分布，則可列出下列四個力的平衡方程式： f — 摩擦系數，可取 ? 。滑靴與斜盤間為面接觸，接觸應力小，能承受較高的工作壓力。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。定義脈動率 max mintttavgQ? ?? 這樣，就可以進行動品質分析。時， cos 1??? ,可得最大運動加速度 maxa 為 ? ?22m a x 15002 5 2 2 0 2 2 4 . 2 9 /60fa R tg tg m s? ? ???? ? ? ? ????? 柱塞運動的行程 s、速度 v、加速度 a與缸體轉角的關系如圖 3— 2所示。 柱塞運動學分析 7 柱塞的運動學分析主要是研究柱塞相對于缸體的往復直線運動。 考慮摩擦損失 bM 時，實際輸出扭矩 gbM 為 ? ?6 6 60 .0 4 7 1 0 0 .0 0 5 1 0 0 .0 4 3 1 0 /g b tb bM M M N m? ? ? ? ? ? ? ? 軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間、滑靴斜盤平面之 間、柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產生的。 對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角 max? 在 15~20 之間 ， 該設計是非通軸泵，受結構限制，取上限，即 ? =20 。缸體每轉一周 ,每個柱塞各完成吸、壓油一次 ,如改變斜盤傾角 ,就能改變柱塞行程的長度 ,即改變液壓泵的排量 ,改變斜盤傾角方向 ,就能改變吸油和壓油的方向 ,即成為雙向變量泵。業界更多地偏向于從配油盤結構的角度去分析軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數，而且形成了 較為完善的分析計算體系；至于泄漏對實際流量及脈動系數的影響，雖進行了一定的研究，但還沒一個較為完整的分析計算，更無計算公式。 就軸向柱塞泵的泄漏問題，國外的研究者更感興趣于柱塞和缸體間因摩損而引起的泄漏。 甘肅工業大學的劉淑蓮通過對對稱偏轉配油盤的軸向柱塞泵流量脈動形成機理進行理論分析，提出了計算流量脈動的修正公式。此外，北京航空航天大學的王占林教授與博士生從柱塞泵的計算機輔助設計入手，對斜盤式軸向柱塞泵作了運動學分析，給出了柱塞分別處于預升壓過渡區和預減壓過渡區柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法，對柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶數柱塞泵的流量脈動 相差無幾的結論。而我國自 20 世紀六、七十年代開發了 CY 系列和引進 Rexroth 技術的泵 /馬達后，軸向柱塞泵 /馬達技術進展緩慢。 本次設計對軸向柱塞泵進行了分析，主要分析了軸向柱塞泵的分類，對其中的結構，如柱塞的結構型式、滑靴結構型式、配油盤結構型式等也進行了分析和設計，還包括它們的受力分析與計算。 軸向柱塞泵的優點是結構緊湊， 運轉平穩，流量均勻性好，噪聲低 ， 徑向尺寸小，轉動慣量小，工作壓力高 ， 效率高 ， 并易于實現變量 。葉敏則考慮配油盤的偏轉安裝，并對傳統公式進行了修正，已看不出奇數泵的流量脈動遠遠小于偶數泵。 蘭州理工大學的那焱青針對軸向柱塞泵的流量脈 動是工程噪聲控制的主要因素之一，找出了軸向柱塞泵瞬時流量的影響因素，并運用計算機仿真分析給出了減小流量不均勻系數的方法。 安徽理工大學的許賢良教授從幾何角度分析了配流結構與流量脈動之間的關系，提出了偶數柱塞的流量特性及流量脈動是由 ? (兩相鄰柱塞間夾角 )、 f? ， (缸孔腰形角）、p? （配油 盤腰形角 )的組合確定的。作者通過計算和實驗，得到了此間隙的最優化處理模式。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度 ,柱塞靠機械裝置或在低壓油作用下壓緊在斜盤上 (圖中為彈簧 ),配油盤 2和斜盤 4固定不轉 ,當原 4 動機通過傳動軸使缸體轉動時 ,由于斜盤的作用 ,迫使柱塞在缸體內作往復運動 ,并通過配油盤的配油窗口進行吸油和壓油。 133000 2 4 .6 1 4 5 .460 pC? ? ? 所以主參數排量符合設計要求。相同結構型式的系列泵中，排量越大，做功能力也越大。 3 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析 泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。時， sin 1??? ，可得最大運動速度 maxV 為 ? ?m a x 15002 5 2 3 . 1 4 2 0 1 4 2 8 . 6 /60fu R tg tg m m s??? ? ? ? ? ? ? 式中 ? 為缸體旋轉角速度， t??? 。 泵柱塞數為 7，柱塞角距為 22 ??? ???，位于排油區的柱塞數為 0Z ，那么參與排油的各柱塞瞬時流量為 1 sint Z fQ F R tg? ? ?? ? ?2 sint z fQ F R tg q? ? ??? ? ?3 sin 2t z fQ F R tg q?? 10 ? ?0 1t Z fQ F R tg z? ? ? ?? ? ????? 泵的瞬時流量為 1 2 7t t t tQ Q Q Q? ? ? ? ? ?01 s in 1Zzf tF R tg i? ? ? ??? ? ?????? 11 c os2 2 4sin 4zfF R t g??? ? ?? ??? ? ????? 由以上可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角 a有關，也與柱塞數有關。在設計液壓泵和液壓系統時，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。 ?線接觸式柱塞，柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞窩中心擺動。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設均壓槽。其比壓控制在摩擦副材料允許的范圍內。一是柱塞底部壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力 yp ；另一是由滑靴面直徑為 1 D 的油池產生的靜壓力 1fP 與滑靴封油帶上油液泄露時油膜反力 2fp ，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離 fp 。則封油帶分離力 2fp 為 ? ?212 2 212 2 1 1 1212 2 l nRf r rR Fp P d R R F RRR???? ? ? ?? 油池靜壓分離力 1fP 為 21 1 1fp R F?? 總分離力 fP 為 ? ? ? ? ? ?2 2 2 221 61 2 12112 9 965 9 2 10122 l n2 l n9f f fRRp p p F NRR????? ? ? ? ? ? ? (2) 壓緊力 yP 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 pF 引起的，即 ? ?8 0 3 8 . 4 8551c o s c o s 2 0py FpN?? ? ? (3) 力平衡方程式 當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式 yfpp? ? ?222121214 c os 2 lnbzRRpdPRR????? 即 ? ?2 2112221ln2 c oszPRdPRP RR ?? ? 將上式帶入式 3 1216 lnpqRR????，得泄漏量為 ? ? ? ? ? ?32 3202 2 8 2 221 3 . 1 4 0 . 0 0 1 8 0 3 8 . 4 0 . 0 1 6 4 . 5 / m in1 2 c o s 1 2 2 1 0 1 2 9 c o s 2 0Pd F dqLRR??? ?? ? ?? ? ?? ? ? ? ? ? 除了上述主要力之外，滑靴上海作用有其他的里。若選擇適當的壓緊系數 ? ，剩余壓緊力產生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。當 2 ?? 時，油膜具有最大剛度，承載能力最強。 配油盤設計 配油盤設計主要是確定內封油帶尺寸、吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。 23 則 ? ?3 . 1 4 4 . 8 1 5 0 0 3 . 8 / 4 /6000v m s v m s????? ? ? ? 所以符合設計要求。 對于奇數泵，在缸體旋轉過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數量和位置不同。配油盤的總支承面積 F為 ? ? ? ?2 2 2 25 1 4 1 2 34F D D D D F F F?? ? ? ? ? ? ? 式中： 1F 輔助支承面通油槽總面積 ? ?15F KB R R?? （ K通油槽個數， B為通油 槽寬度） 2F 、 3F 吸、排油窗口面積 根據估算： ? ?21034F mm? 27 配油盤比壓 P為 ? ? ? ?512 284yt K B R RPpP p a pF l d ???? ? ? ? 式中：yp?配油盤剩余壓緊力 tp 中心彈簧壓緊力 ??p 根 據資料取 300pa。 缸體強度可按厚壁筒驗算 29 ? ?222222 2/22dp N c mdd??????????? ???? ??? ? ? ???? ? ? ?? ? ? ? 式中： d 筒外徑 ? ?cm ? 相鄰柱塞的壁厚 ? ?cm 2P 工作油壓 2/N cm???? ??? 缸體材料許用應力，對 94ZQAL ? ： ? ? ? ?26 0 0 ~ 8 0 0 /N c m? ? 。為此設置了輔助支承面，如圖 4— 7中的 5D 、 6D 。 對于奇數柱塞泵，當有 ? ?1 12 Z? 個柱塞處于排油區時，壓緊力 1yp 為 ? ?221 m a x1 7 1 1 . 6 8 0 3 8 . 4 6 4 6 1 62 4 2 4y p yzp d F p N????? ? ? ? ? ? ? ? 當有 ? ?1 12 z? 個柱塞處于排油區時，壓緊力 2yp 為 ? ?222 m i n1 7 1 1 . 6 8 0 3 8 . 4 4 8 4 6 22 4 2 4y p yZp d F p N????? ? ? ? ? ? ? ? 平均壓緊力 yp 為 ? ? ? ? ? ?1211 6 4 6 1 6 4 8 4 6 2 5 6 5 3 922y y yp p p N? ? ? ? ? (2) 分離力 fp 分離力由三個部分組成。 (2)配油盤主要尺寸確定