基于proe的軸向泵設(shè)計(jì)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文(編輯修改稿)

　

【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 泵的壓力脈動(dòng)，影響調(diào)節(jié)過(guò)程的動(dòng)態(tài)品質(zhì)。 綜上，本設(shè)計(jì)選用圖 21（ c）所示的型式。 （ 2） 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 1）柱塞直徑 Zd 及柱塞分布塞直徑 fD 柱塞直徑 Zd ﹑ 柱塞分布塞直徑 fD 和柱塞數(shù) Z 都是互相關(guān)聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資 料，在缸體上各柱塞孔直徑 Zd 所占的弧長(zhǎng)約為分布圓周長(zhǎng) fD? 的 75%，即 fZdD? ? 由此可得 9 3 . 8 20 . 7 5 0 . 7 5fD Zm d ???? ? ? ? 式中 m 為結(jié)構(gòu)參數(shù)。 m 隨柱塞數(shù) Z 而定。對(duì)于軸向柱塞泵，其 m 值如表 21所示。 表 21 柱塞結(jié)構(gòu)參數(shù) Z 7 9 11 m 當(dāng)泵的理論流量 fbQ 和轉(zhuǎn)速 bn 根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公式得柱塞直徑 Zd 為 3 4 2 0 .3tbZbQd m zn tg???? （ 21） 式中 γ — 斜盤(pán)最大傾角，取γ =20176。 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 6 由上式計(jì)算出的 Zd 數(shù)值要圓整化，并應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑 ,應(yīng)選取 20mm. 柱塞直徑 d? 確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 fD ，即 24 1 . 9 5 3 9tbfzbQD d m md tg Z n???? ? ? （ 22） 2）柱塞名義長(zhǎng)度 l 由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力 T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長(zhǎng)度，應(yīng)保證有最小留孔長(zhǎng)度 0l ，一般取： 20bp Mpa? 0 ( )zld?? 30bp Mpa? 0 (2 )zld?? 因此，柱塞名義長(zhǎng)度 l 應(yīng)滿足： 0 max minl l s l? ? ? 式中 maxs — 柱塞最大行程； minl — 柱塞最小外伸長(zhǎng) 度，一般取 m in d mm==。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，柱塞名義長(zhǎng)度常取： 20bp Mpa? ( )zld?? 30bp Mpa? ( )zld?? 這里取 3 60zl d mm== 3）柱塞球頭直徑 1d 按經(jīng)驗(yàn)常取 1 ( ) zdd?? ，如圖 22 所示。 圖 22 柱塞尺寸圖 為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 7 定的距離 dl ，一般取 (0. 4 0. 55 )dzld?? ，這里取 10dzl d mm==。 4）柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開(kāi)有環(huán)行均壓槽，起均衡側(cè)向力﹑改善潤(rùn)滑條件和存儲(chǔ)贓物 的作用。均壓槽的尺寸常取：深 h=～ ；間距 t=2～ 10mm （ 3） 柱塞摩擦副比壓 P﹑比功 vP 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或缸體。其比壓應(yīng)控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長(zhǎng)時(shí)的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值，則 ? ?31m a x 312 2 2 0 . 1 1 0 2 1 3 53 9 1 0 2 0 . 4zpp M p a p M p adl ???? ? ? ? ? （ 23） 柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度 maxv 應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即 3m a x 1 9 . 5 1 0 4 . 6 6 1 5 1 0fv R tg tg?? ??? ? ? ? ? （ 24） [ ]0 .5 5 / 8 /m s v m s= = 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 max maxpv 為 1m a x m a x 12 2 1 0 . 5 5fzpp v R tgdl ??? ? ? （ 25） [ ]1 1 . 5 5 . / 6 0 . /M p a m s p v M p a m s= = 上式中的許用比壓 ??p ﹑許用速度 ??v ﹑許用比功 ? ?pv 的值，視摩擦副材料而定，可參考表 21。 表 21 材料性能 材料牌號(hào) 許用比壓 ??p Mpa 許用滑動(dòng)速度 ??v m/s 許用比功 ? ?pv ZQAL94 30 8 60 ZQSn101 15 3 20 球墨鑄鐵 10 5 18 柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對(duì)于油溫高的泵更重要。同時(shí)在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來(lái)減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時(shí)油液對(duì)銅材料的腐蝕作用。 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 8 滑靴設(shè)計(jì) 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)。滑靴不僅增大了與斜 盤(pán)的接觸面﹑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。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動(dòng)，使滑靴與斜盤(pán)之間形成一層薄油膜，大大減少了相對(duì)運(yùn)動(dòng)件間的摩擦損失，提高了機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。 滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法。剩余壓緊力法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤(pán)表面。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。靜壓油池壓力 1p 與柱塞底部壓力 bp 相等，即 1p = bp 將上式代入式2 2112221ln2( ) c oszbRdpRp R R ?? ?中，可得滑靴分離力為 22 2 2 6211 21() ( 1 4 1 1 ) 1 0 1 2 5 6 0 3 . 1 ( )142 l n2 l n11bRRp p NRR? ? ?? ??? ? ? ? （ 26） 設(shè)剩余壓緊力 y y fp p p? ? ? ，則壓緊系數(shù) 0 . 0 5 0 . 1 5yypp? ?? ? ?，這里取 。 滑靴力平衡方程式即為 ( 1 ) ( 1 0 . 1 ) 3 . 1 2 . 7 9 ( )fyp p N?? ? ? ? ? ? 用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 ～ 左右。滑靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機(jī)械效率會(huì)降低。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù) ? ，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長(zhǎng)的壽命。剩余壓緊力法簡(jiǎn)單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì)。 （ 1）滑靴的結(jié)構(gòu)型式的選擇 滑靴結(jié)構(gòu)有如圖 23 所示的 3 種型式。 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 9 圖 23 滑靴結(jié)構(gòu)型式 圖 23（ a）所示為簡(jiǎn)單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無(wú)輔助支承面。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。 圖 23（ b）所式滑靴增加了內(nèi)﹑外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生 的比壓，同時(shí)可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。 圖 23（ c）所示的滑靴在支承面上開(kāi)設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。 經(jīng)比較，本設(shè)計(jì)采用圖 23（ a）所示的結(jié)構(gòu)型式。 （ 2）滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 圖 24 滑靴外徑的確定 滑靴在斜盤(pán)上的布局，應(yīng)使傾角 0?? 時(shí)，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖 24 所示。 1）滑靴外徑 2D ： 2 s in 3 9 s in 0 . 2 4 ( )9fD D s m mZ??? ? ? ? ? ? （ 27） 一般取 s=～ 1，這里取 。 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 10 2）油池直徑 1D 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 12 DD ??，這里取 . 4 D m m? ? ? ? 3）中心孔 0d ﹑ 0d? 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 0d? 可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取 0d （或 0d? ） =～ = 配油盤(pán)設(shè)計(jì) 配油盤(pán)是軸向柱塞泵主要零件之一 ，用以隔離和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來(lái)的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。 配油盤(pán)設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)封油帶尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。（ 1）過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤(pán)吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤(pán)采用過(guò)渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤(pán)。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤(pán)，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力； 當(dāng)柱塞從高壓腔接通底壓腔時(shí)，封閉的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對(duì)泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過(guò)渡從而避免壓力沖擊。 （ 2）配油盤(pán)主要尺寸確定 圖 25 配油盤(pán)主要尺寸 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 11 1）配油窗尺寸 配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑 fD 配油窗口包角 0? ，在吸油窗口包角相 等時(shí)，取 120 2aa a? ? ??? ? ? ? 為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足 ? ?002 2 .3 3 /tbQ msF??? ? ? ? 滿足要求。 式中 tbQ — 泵理論流量； 2F — 配油窗面積， 2202 2 3()2F R R???； ??0? — 許用吸入流速， ??0? =2～ 3m/s。 由此可得 2223RR? = ? ?002 tQv? 2）封油帶尺寸 設(shè)內(nèi)封油帶寬度為 2b ，外封油帶寬度為 1b ， 1b 和 2b 確定方法為： 考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取 1b 略大于 2b ，即 1 1 2 0 .1 2 5zb R R d? ? ? 2 3 4 ( ) zb R R d? ? ? ? 當(dāng)配油盤(pán)受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示與分離力計(jì)算示帶入平衡方程式可得 222 2 23412132 4(1 ).2ln ln z pRRR R Z dRRR R? ???? ??? （ 28） 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤(pán)封油帶尺寸： 1 50R mm? ﹑ 2 32R mm? ﹑ 3 27R mm? ﹑ 4 17R mm? 。 （ 3）驗(yàn)算比壓 p、比功 pv 為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(pán)之間保持液體摩擦，配油盤(pán)應(yīng)有足夠 的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖 49 中的 5D ﹑ 6D 。輔助支承面上開(kāi)有寬度為 B的通油槽，起卸荷作用。配油盤(pán)的總支承面積 F 為 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 12 2 2 2 25 1 4 1 2 3( ) ( )4F D D D D F F F?? ? ? ? ? ? ? 式中 1F — 輔助支承面通油槽總面積；且： 15()F KB R R??（ K 為通油槽個(gè)數(shù)， B 為通油槽寬度） 2F ﹑ 3F — 吸 ﹑排油窗口面積。 根據(jù)估算： 21034( )F mm? 配油盤(pán)比壓 p為 ? ?512 ( ) 284ytpp K B R Rp p a pF l d?? ?? ? ? ? （ 29） 式中 yp? — 配油盤(pán)剩余壓緊力； tp — 中心彈簧壓緊力 ； ??p — 根據(jù)資料取 300pa； 在配油盤(pán)和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過(guò)大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算 pv 值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv — 平均切線速度， pv =42 ()DDn? ?。 242 2 2 8 4( ) ( 1 8 2 0 ) 4 5 8 6 0 0 /1500pp v D D K g f c mn ?? ?? ? ? ? ? ? ? ? ?pv 根據(jù)資料取 2600 /Kgf cm 。 缸體設(shè)計(jì) 下面通過(guò)計(jì)算確定缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸 （ 1）通油孔分布圓 fR 和面積 F 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 13 圖 26 柱塞腔通油孔尺寸 為減小油液流動(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 fr 相等。即 23 3 0 2 2 262fR R R m m?? ? ? ? ? 式中 2R ﹑ 3R 為配油盤(pán)配油窗口內(nèi)﹑外半徑。 通油孔面積近似計(jì)算如下（如圖 26所示）。 2 2 20 . 2 1 5 0 . 4 5 3 9 6 8 4 ( )a a a aF l b b m m? ? ? ? ? 式中 al — 通油孔長(zhǎng)度， azld? ； ab — 通油孔寬度， ? ； （ 2）缸體內(nèi) ﹑外直徑 1D ﹑ 2D 的