軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)(更新版)

　　

【正文】 的油液 會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。 1 5 0 0 2 4 . 66 0 . 53 0 0 0 2 2 . 3 5 5 5S ?? ? ?? ? ? 所以符合要求 配油盤(pán)受力分析 不同類(lèi)型的軸向柱塞泵使用的配油盤(pán)是由差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。實(shí)際包角比配油盤(pán)油窗包角 0? 有所擴(kuò)大，如圖 4— 7 所示。 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 (1) 通油孔分布圓半徑 fR? 和面積 aF 圖 4— 8 柱塞腔通油孔尺寸 28 為減 少油液流動(dòng)損失，通常取通油孔分布圓半徑 fR? 與配油窗口分布圓半徑 0r 相等，即 0 24fR r mm? ?? 通油孔面積近似計(jì)算如下（如圖 4— 8所示） a a aF l b b?? ? ?221 6 8 0 .2 1 5 8 1 1 4aF m m? ? ? ? ? 式中： al 通油孔長(zhǎng)度， 16al d mm?? ab 通油孔寬度， 8ab d mm?? (2) 缸體高度 H 從圖 49中確定缸體高度 H 為 ? ?0 m a x 3 4 2 4 2 4 5 8 6 1H l S l l m m? ? ? ? ? ? ? ? ? 式中 ： 0l 柱塞最短留孔長(zhǎng)度； maxS 柱塞最大行程； 3l 為便于研磨加工，留有的退刀槽長(zhǎng)度，盡量取短； 4l 缸體厚度，一般 ? ?4 ~ ? ，這里取 。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。 oa 柱塞腔通油孔包角 ，這里取0 27a ?? 。 液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤(pán)之間作用有一對(duì)方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力 yp ；配油窗口和風(fēng)又打油膜對(duì)缸體的分離力 fp 。對(duì)泵的壽命影響很大。采用滑靴 — 中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù) ? 的影響，油溫對(duì)節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。 圖 4— 4 滑靴外徑的確定 滑靴外徑 2D 為 ? ?2 180s in 5 0 s in 0 . 5 2 1 . 27fD D S m mZ?? ? ? ? ? ? 一般取 ~1S? ，這里取 . ② 油池直徑 1D 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 12 ~1DD ? ，這里取 ? ?120. 8 0. 8 21 .2 17D D m m? ? ? ? ③ 中心孔 0d 、 od? 及長(zhǎng)度 0l 如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔 0d 和 od? 可以不起節(jié)流作用。此時(shí)無(wú)論柱塞中心孔 0d? 還是滑靴中心孔 0d ，均不起節(jié)流作用。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤(pán)放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量 q 的表達(dá)式為 ? ?213 126 ln RRFFq ?? ? ?? 若 2 0F? ，則 17 213 16 ln RRFq ???? 式中 ? 為封油帶油膜厚度。滑靴不僅增大了與斜盤(pán)得接觸面、減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔 0d? 和滑靴中心孔 0d ，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。 ⅰ） 0yF ?? ， 12si n 0N F F? ? ? ? ⅱ） 0xF ?? ， 21c os 0PN fF fF F? ? ? ? ? ⅲ ) 0M?? , 02 21 0 2 1 2 03 3 2 2ll l ddF l l F l fF fF??? ??? ? ? ? ? ? ????? ???? ⅳ）由相似原理 ? ?2021222llFFl?? 。高壓油液還可以通過(guò)柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄露，保持與斜盤(pán)之間有一層油膜潤(rùn)滑，從而減少了 摩擦和磨損，使壽命大大提高。下面主要討論柱塞在排油過(guò)程中的受力分析，而柱塞在吸油過(guò)程中的受力情況在回程盤(pán)設(shè)計(jì)中討論。 脈動(dòng)頻率 當(dāng) Z=7，即為奇數(shù)時(shí) ? ?15002 2 7 3 5 060f n Z H z? ? ? ? ? 脈動(dòng)率 當(dāng) Z=7，即為奇數(shù)時(shí) 0 .0 2 5 32 4 2 7 4 7tg tgzz? ? ? ?? ??? ? ? ??????? 當(dāng) Z為偶數(shù)時(shí) 2tgzz??? ?? 利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容： 表 3— 1 脈動(dòng)率的計(jì)算值 Z 5 6 7 8 9 10 11 ? （％） 由以上分析可知： ，流量脈動(dòng)率下降。 圖 3— 2 柱塞運(yùn)動(dòng)特征圖 滑靴運(yùn)動(dòng)分析 研究滑靴的運(yùn)動(dòng)，主要是分析它相對(duì)斜盤(pán)平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，即滑靴中心在斜盤(pán)平面xoy 內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖 3— 3所示。即分析柱塞與缸體做相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)的行程、速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質(zhì)和主要零件受力狀況的基礎(chǔ)。泵的機(jī)械效率定義為實(shí)際輸出扭矩 gbM 與理論扭矩 tbM 之比，即 660 . 0 4 3 1 0 0 . 9 10 . 0 4 7 1 0gbbm tbMM? ?? ? ?? 軸向柱塞泵的機(jī)械效率 bm?? ～ 。 柱塞數(shù) Z，由泵的結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)率 ? 來(lái)決定，因?yàn)槭欠峭ㄝS式所以一般取 Z=7。 圖 2— 1 軸向柱塞泵的工作原理 1— 缸體 2— 配油盤(pán) 3— 柱塞 4— 斜盤(pán) 5— 傳動(dòng)軸 6— 彈簧 直軸式軸向柱塞泵主要性 能參數(shù) 給定設(shè)計(jì)參數(shù) 最大工作壓力 max 40p ? MPa 額定流量 35Q? ml/r 最大流量 max 70Q ? ml/r 額定轉(zhuǎn)速 1500n? r/min 最大轉(zhuǎn)速 max 3000n ? r/min 排量、流量、容積效率與結(jié)構(gòu)參數(shù) 軸向柱塞泵幾何排量 bq 是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即 22m a x ta n44q d Z S d Z D?? ??? 式中 d—— 柱塞直徑； Z—— 柱塞數(shù)； D—— 柱塞分布圓直徑； ? —— 斜盤(pán)傾角。 軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結(jié)構(gòu)保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。英國(guó)密蘇里大學(xué)哥倫比亞分校的 Noah ，著重考慮了柱塞和缸體間各種磨損所帶來(lái)的泄漏及泵在預(yù)升壓過(guò)渡區(qū)的油液倒灌，得到了七 、八、九柱塞泵的實(shí)際流量與理論流量的比較圖，結(jié)果顯示：泵的實(shí)際流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于理論脈動(dòng)，且偶數(shù)泵在數(shù)據(jù)顯示上好于奇數(shù)泵。并用計(jì)算機(jī)仿真研究軸向柱塞裂流量脈動(dòng)與柱塞奇偶數(shù)、阻尼形式及通油比例等影響因素的關(guān)系。 目前，國(guó)內(nèi)對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)研究較多的是甘肅工業(yè)大學(xué)的那成烈教授和安徽理工大學(xué)的許賢良教授，他們以各自不同的角度對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)進(jìn)行了較深入的研究。近年來(lái)，隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的騰飛，在工業(yè)現(xiàn)代化和大規(guī)模城市化進(jìn)程中，工程機(jī)械、塑料機(jī)械、冶金、機(jī)床和農(nóng)業(yè)機(jī)械等領(lǐng)域?qū)S向柱塞泵 /馬達(dá)的需求十分旺盛，因此提高我國(guó)軸向柱塞泵 /馬達(dá)的性 能顯得十分迫切，對(duì)軸向柱塞泵 /馬達(dá)技術(shù)革新的要求也十分緊迫！縱覽國(guó)內(nèi)外軸向柱塞泵 /馬達(dá)技術(shù)的發(fā)展演變對(duì)認(rèn)識(shí)軸向柱塞泵/馬達(dá)的發(fā)展趨勢(shì)和加快我國(guó)軸向柱塞泵 /馬達(dá)技術(shù)的發(fā)展都有著重要的指導(dǎo)意義和現(xiàn)實(shí)意義。同時(shí)缸體的材料選用以及校核也很關(guān)鍵，本文對(duì)變量機(jī)構(gòu)分類(lèi)型式也進(jìn)行了分析， 最后利用 Solidworks 制圖軟件繪 制零件圖與組裝成裝配圖 ,并進(jìn)行干涉檢驗(yàn)，無(wú)誤后出圖。 軸向柱塞泵是利用與傳動(dòng)軸平行的柱塞在柱塞孔內(nèi)往復(fù)運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的容積變化來(lái)進(jìn)行工作的。 1985年，德國(guó) Achen大學(xué)流體動(dòng)力研究所從理論上得出：八柱塞泵在受力、噪聲方面優(yōu)于九柱塞泵，模擬實(shí)驗(yàn)裝置上測(cè)得結(jié)果是八樁塞泵的壓力脈動(dòng)約為九柱塞泵的 122％。他的多位學(xué)生在他的指導(dǎo)下，對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)做了大量的研究。同時(shí)指出流量脈動(dòng)系數(shù)最大的影響因素是油液的彈性模量和油泵靜工作壓力，其次是柱塞數(shù)。 德國(guó)漢堡技術(shù)大學(xué)的 RolfLasaar分別從柱塞受力角度和泵的實(shí)際流量角 度對(duì)斜盤(pán)式軸向柱塞泵柱塞與缸體的間隙進(jìn)行了較為詳盡的分析，從柱塞所受摩擦力角度：要求間隙取大者；從泄漏量對(duì)流壁的影響角度：要求間隙越小越好。柱塞沿圓周均勻分布在缸體內(nèi)。 1000 351500 ?? ? ? ? /q ml r? 為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算 q 值之后，需按下式做校核計(jì)算： 13max pn q C?? 式中： pC —— 常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無(wú)預(yù)壓力的油泵 pC =5400；對(duì)進(jìn)口壓力為 25/kgf cm 的油泵 pC =9100。 排量是液壓泵的主要性能參數(shù)之一，是泵幾何參數(shù)的特征量。對(duì)于軸向柱塞泵，總效率一般為 ~ ? ? ，上式滿(mǎn)足要求。則對(duì)應(yīng)于任意旋轉(zhuǎn)角 ? 時(shí)， 圖 3－ 1 柱塞運(yùn)動(dòng)分析 cosffh R R ??? 所以柱塞行程 S 為 ? ?1 c o sfS h tg R tg? ? ?? ? ? 當(dāng) 180?? 時(shí)，可得最大行程 maxS 為 m a x 2 2 25 20 18 .2fS R tg tg m m?? ? ? ? ? 柱塞運(yùn)動(dòng)速度分析 V 將式 ? ?1 c o sfS h tg R tg? ? ?? ? ?對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度 v 為 s ins s vft v td d du R tgd d d ? ? ?? ? ? ? 當(dāng) 90?? 及 270176。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 ? ?1500 2 1 5 7 /60h ra d s? ? ?? ? ? ? 瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析 柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫(xiě)成 sinti z fQ F R tg? ? ?? 式中 zF 為柱塞橫截面積 , 24zFd??。由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可 避免的存在有液阻，流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng)。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損、剝落和邊緣掉塊，不能承受過(guò)高的工作壓力，壽命較低。均壓槽的尺寸常取：深 ~ mm? 間距 2 ~10t mm? 實(shí)際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面。當(dāng) 0oa? 和 180o時(shí)，慣性力最大值為 ? ?223 0 . 6 1 5 0 02 0 2 5 1 0 2 2 0 3 3 31 0 6 0ooBf GF m a R tg tg Ng ?? ? ??? ? ? ? ? ? ? ????? (6) 柱塞與缸孔間比壓 P、平均比功 ? ?avgpv驗(yàn)算 對(duì)于柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副，過(guò)大的接觸應(yīng)力不僅會(huì)增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞活缸體。 滑靴受力分析 液壓泵工作時(shí)，作用于滑靴上有一組方向相反的力。 圖 4— 2 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布 18 如圖 4— 2，取微環(huán)面 2 rrd? 。但摩擦功率較大，機(jī)械效率會(huì)降低。 01 64xoRdk l? ??? 16011 2xdR? ??? ? ? ?????? 1 oxdR?? 21 ?? 01 xdR?? 把上式帶入滑靴泄漏量公式 3 1216 lnFqRR????可得 ? ? 301 1201128 6 lnPd F F FRlkR? ??? ?? ? ? 整理后可得節(jié)流管尺寸為 4 3020112816 ln pd ka FRlaR?? ??? 帶入數(shù)據(jù)可以求得 0 1d mm?? 0 8l mm? 式中 a 為壓降系數(shù)， 1PFa F? 。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。即 0 fDD? ，然后根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度： ? ?06000Dnvv????? 式中： ??v? —— 配油盤(pán)許用表面滑動(dòng)速度 ? ?/ms，推薦 ? ? 4 ~ 6 /v m s? ? 取 48D mm? 。即外封油帶分離力 1fp ，內(nèi)封油帶分 離力 2fp ，排油窗高壓油對(duì)缸體的分離力。輔助支承面上開(kāi)有寬度為 B的通油槽，起卸荷作用