軸向柱塞泵畢業設計說明書-資料下載頁

【導讀】降低噪聲、改善工作性能和保證系統的可靠工作都十分重要。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，們的受力分析與計算。同時缸體的材料選用以及校核也很關鍵，本文對變量機構分類型。涉檢驗，無誤后出圖。本文對柱塞泵今后的發展也進行了展望。

　　

【正文】 寸 320 2121213 l n PadFR gaCR r??? ? ? ?? 帶入數據可以求得 0 1d mm? 以上提供了設計節流器的方法 。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。采用滑靴 — 中心孔為薄壁孔節流，受粘度系數 ? 的影響，油溫對節流效果影響較大，油膜穩定性也要差些。但薄壁孔加工工藝性較好。 為防止油液中污粒堵塞節流器，節流器孔徑應 ? 22 配油盤受力分析與設計 配油盤是軸向柱塞泵主要 零件之一，可以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋轉的鋼鐵傳來的軸向載荷。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。 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。 (1)過渡區設計 為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數配油盤采用過渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的結構，稱正重迭型配油盤。具有這種結構的配油盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，封閉的油液 會瞬間膨脹產生沖擊壓力。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。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。 (2)配油盤主要尺寸確定 圖 4— 5 配油盤主要尺寸 如圖 4— 5所示，求的配油盤主要尺寸如下： ① 配流窗口分部圓直徑 0D 配油盤窗口分布圓直徑一般取等于或者小于柱塞分布圓直徑 fD 。即 0 fDD? ，然后根據下式驗算其表面滑動速度： ? ?06000Dnvv????? 式中： ??v? —— 配油盤許用表面滑動速度 ? ?/ms，推薦 ? ? 4 ~ 6 /v m s? ? 取 48D mm? 。 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。 ② 封油帶尺寸 設內封油帶寬度為 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，泄漏量比內封油帶泄漏量大，取1b 略大于 2b ，即 ? ?1 1 2 0 .1 2 5 2b R R d m m? ? ? ? ? ?2 3 4 0. 1 ~ 0. 12 5 2b R R d d m m? ? ? ? 當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示于分離力計算式代入平衡方程式可得 ? ?2222 23412132 412ln ln pRRRR zdRRR R?????? ? ? ? 聯立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸：1 29R mm? , 2 27R mm? , 3 21R mm? , 4 19R mm? . ③ 配油窗口 (長腰形 )的長度與寬度 配油窗口長度至少可占其分布圓周圍長度的 75﹪，即 12 2????； 配油窗口的寬度 ? ?23S R R?? 應按自吸工況吸入液體的許可流速來計算： ? ? ? ?13000 fnqS c mvD?? 式中： ??v —— 吸入液體許可流速 ? ?/ms，一般推薦 ? ? 2 ~ 3 /v m s? 。 1 5 0 0 2 4 . 66 0 . 53 0 0 0 2 2 . 3 5 5 5S ?? ? ?? ? ? 所以符合要求 配油盤受力分析 不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是由差別的，但是功用和基本構造則相同。圖4— 6是常用的配油盤簡圖。 液壓泵工作時，高速旋轉的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產生的壓緊力 yp ；配油窗口和風又打油膜對缸體的分離力 fp 。 24 1— 吸油盤 2— 排油窗 3— 過渡區 4— 減震槽 5— 內封油帶 6— 外封油帶 7— 輔助支承面 圖 4— 6 配油盤基本構造 (1) 壓緊力 壓緊力是由于處在排油區是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上，事缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 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。即外封油帶分離力 1fp ，內封油帶分 離力 2fp ，排油窗高壓油對缸體的分離力。 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。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角 0? 有所擴大，如圖 4— 7 所示。 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?? 。 oa 柱塞腔通油孔包角 ，這里取0 27a ?? 。 ① 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏量是源流流動 ,對封油帶任意半徑上的壓力 yp 從 2R 到 1R 積分 ,并 以P? 代替 2? ，可得外封油帶上的分離力 1fP 為 ? ?2212 2121224 l np pf P PRRp F R FRR? ???? 26 ? ? ? ?2 2 6 26129 27 10 27 10 29 24 l n27fpN? ?? ???? ? ? ? ? ? ? 外封油帶泄漏量 1q 為 ? ?3 31712 01 808 1482912 2 10 l n12 l n27pp Fq m lRR?? ?? ???? ? ?? ? ? ② 內封油帶分離力 2fP 內封油帶上泄漏量是匯流流動，同理可得內封油帶分離力 2fP 為 ? ?2234 2233424 l np pf p pRRP F R FRR? ????? ? ? ? ?2 2 6 26219 21 10 21 10 21 24 l n19fPN? ?? ???? ? ? ? ? ? ?? 內封油帶泄漏量 2q 為 ? ?3 32 734 01 808 1062112 2 10 l n12 l n19pp Fq m lRR?? ?? ???? ? ?? ? ? ③ 排油窗分離力 3fP ? ? ? ? ? ?2 2 2 2 63 2 3 2 7 2 1 1 0 8 0 8 3 . 4 3 . 622pfpP R R F N? ? ?? ? ? ? ? ? ? ④ 配油盤總分離力 fP ? ?1 2 3 0 .9 0 .5 3 .6 5f f f fP P p p N? ? ? ? ? ? ? 總泄露量 q為 ? ?12 14 8 10 6 25 4q q q m l? ? ? ? ? 驗算比壓 P 、比功 Pv 為使配油盤的接觸應力盡可能減少和 使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。為此設置了輔助支承面，如圖 4— 7中的 5D 、 6D 。輔助支承面上開有寬度為 B的通油槽，起卸荷作用。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。 在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算 pv 值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv 為平均切線速度 ? ?42pv D Dn???. ? ? ? ? 242 2 2 8 4 1 8 2 0 4 5 8 6 0 0 /1 5 0 0 3 . 1 4pP V D D k g f c mn ? ?? ? ? ? ? ? ?? ? ?PV 根據資料取 2600 /Kgf cm . 缸體設計 缸體的穩定性 在工作過的配油盤表面上常看到在高壓區一側有明顯的偏磨現象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄露增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體外力矩不平衡，使缸體發生傾倒。 缸體主要結構尺寸的確定 (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 柱塞最短留孔長度； maxS 柱塞最大行程； 3l 為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短； 4l 缸體厚度，一般 ? ?4 ~ ? ，這里取 。 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。然后進行強度和剛度驗算。本文先取 5mm?? ，再進行校核。 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? ?