柱塞泵畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書資料

1、軸向柱塞泵設(shè)計(jì)摘要液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液的動(dòng)力元件，它是每個(gè)液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件，合理的選擇液壓泵對(duì)于降低液壓系統(tǒng)的能耗、提高系統(tǒng)的效率、 降低噪聲、改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要。本次設(shè)計(jì)對(duì)軸向柱塞泵進(jìn)行了分析，主要分析了軸向柱塞泵的分類，對(duì)其中的結(jié)構(gòu), 如柱塞的結(jié)構(gòu)型式、滑靴結(jié)構(gòu)型式、配油盤結(jié)構(gòu)型式等也進(jìn)行了分析和設(shè)計(jì)，還包括它 們的受力分析與計(jì)算。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)，無誤后出圖。本文對(duì)柱塞泵今后的發(fā)展也進(jìn)行了展望。關(guān)

2、鍵詞：軸向，柱塞泵，設(shè)計(jì)計(jì)算，SolidworksiDESIGN OF AXIAL PISTON PUMPABSTRACTHydraulic pump is the power components which can Provide a certain discharge and pressure of the oil for Hydraulic system. It is indispensable core components for each hydraulic system. It is very important to select a reasonable hydraulic

3、 pump, becauseit can effectively Reduce the energy consumption of the hydraulic system, improve system efficiency, reduce noise, improve performance and ensure reliable operation of the system.This design analysis axial piston pump. It mainly analyzed the classification of axial piston pump, on whic

4、h the structure, such as the structure type of the plunger, the structure type of slipper and oil pan structure type carried out analyzed and designed including stress analysisand calculation of their too. At the same time, the selection of materials and checking the cylinder is also critical, the t

5、ype of variable institutional classification was also analyzed in this paper, finally, Drawing parts drawing and installing Assembly body use the drawing software of solidworks, and drawing them after interference testing. The future development of piston was also discussed in this paper.KEYWORDS :

6、axial, piston pump, design and calculatio嘴olidworksII目錄摘要（中文） I摘要（英文） II1緒論 i1.1 引言 11.2 軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向 12直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 32.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理 32.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 42.2.1 排量、流量、容積效率與結(jié)構(gòu)參數(shù) 42 2,2扭矩與機(jī)械效率 52.2.3 功率與效率 63直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析 63.1 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 63.1.1 柱塞行程S 73.1.2 柱塞運(yùn)動(dòng)速度分析V 73.1.3 柱塞運(yùn)動(dòng)加速度 a 73.2

7、 滑靴運(yùn)動(dòng)分析 83.3 瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析 93.3.1 脈動(dòng)頻率 113.3.2 脈動(dòng)率 114柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)與受力分析 124.1 柱塞設(shè)計(jì)與受力分析 124.1.1 柱塞結(jié)構(gòu)形式 124.1.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 124.1.3 柱塞受力分析 134.2 滑靴受力分析與設(shè)計(jì) 164.2.1 滑靴受力分析 164.2.2 滑靴設(shè)計(jì) 184.2.3 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 194.3 配油盤受力分析與設(shè)計(jì) 224.3.1 配油盤設(shè)計(jì) 224.3.2 配油盤受力分析 234.3.3 驗(yàn)算比壓P、比功Pv 264.4 缸體設(shè)計(jì) 274.4.1 缸體的穩(wěn)定性 274.4.2 缸體主

8、要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 274.5 斜盤力夕!分析 294.5.1 柱塞液壓力矩 Mi 304.5.2 過渡區(qū)閉死液壓力矩M 2 304.5.3 回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩M3 324.5.4 滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩 M 4 324.5.5 柱塞慣性力矩 M5 334.5.6 柱塞與柱塞腔的摩擦力矩M6 334.5.7 斜盤支承摩擦力矩M7 334.5.8 斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)白轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩 M8 334.5.9 斜盤自重力矩 M9 335柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與變量機(jī)構(gòu) 345.1 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 345.2 變量機(jī)構(gòu) 356 SolidWorks 三維制圖 366.1 Solidworks 簡(jiǎn)介 366.2

9、主要零件三維圖與工程圖 376.2.1 柱塞的三維圖與工程圖 376.2.2 滑靴的三維圖與工程圖 376.2.3 配油盤的三維圖與工程圖 386.2.4 缸體的三維圖與工程圖 396.3 軸向柱塞泵的裝配體 40結(jié)論 41參考文獻(xiàn) 42致謝 431緒論1.1 引言軸向柱塞泵/馬達(dá)是液壓系統(tǒng)中重要的動(dòng)力元件和執(zhí)行元件， 廣泛地應(yīng)用在工業(yè)液壓 和行走液壓領(lǐng)域，是現(xiàn)代液壓元件中使用最廣的液壓元件之一。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)生的容積變化來進(jìn)行工作的。軸向柱塞泵的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻性好，噪聲低，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，工作壓 力高，效率高，并易于實(shí)現(xiàn)

10、變量。止匕外，由于軸向柱塞泵 /馬達(dá)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對(duì)制造工藝、 材料的要求非常高，因此它又是技術(shù)含量很高的液壓元件之一。近年來，隨著材料、制造、電子等技術(shù)的發(fā)展，軸向柱塞泵/馬達(dá)的新技術(shù)層出不窮， 例如荷蘭Innas公司開發(fā)的Float Cup結(jié)構(gòu)軸向柱塞泵，丹麥的Saur-Danfoss公司為工程 機(jī)械量身定做的H1系列的多功能泵，德國(guó)Rexroth公司推出的電子智能泵等等。而我 國(guó)自20世紀(jì)六、七十年代開發(fā)了 CY系列和引進(jìn)Rexroth技術(shù)的泵/馬達(dá)后，軸向柱塞 泵/馬達(dá)技術(shù)進(jìn)展緩慢。近年來，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)

11、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。1.2 軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向?qū)S向柱塞泵的研究可謂歷史悠久，其中為了改善軸向柱塞泵流量脈動(dòng)，減小振動(dòng) 和噪聲，國(guó)內(nèi)外液壓界科技工作者作了大量的研究和實(shí)驗(yàn)工作，研究表明：軸向柱塞泵 的實(shí)際流量受到各種因數(shù)的影響，其流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于理論流量脈動(dòng)，且脈動(dòng)系數(shù)與柱 塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。就軸向柱塞泵柱塞數(shù)的奇偶選擇問題，

12、中國(guó)學(xué)者王意在 1982年提出了 “偶數(shù)泵可以 和奇數(shù)泵工作一樣好”的觀點(diǎn)，并在1984年，選擇九柱塞泵與他設(shè)計(jì)的八柱塞泵進(jìn)行流 量脈動(dòng)對(duì)比測(cè)試，實(shí)驗(yàn)表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。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%。葉敏則考慮配油盤的偏轉(zhuǎn)安裝， 并對(duì)傳統(tǒng)公式進(jìn)行了修正，已看不出奇數(shù)泵的流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于偶數(shù)泵。在“流體控制 與機(jī)器人” 96學(xué)術(shù)年會(huì)上，北京理工大學(xué)的張百海教授就通常工況下，帶有預(yù)壓縮角的 軸向柱塞泵流量脈動(dòng)作了分析，認(rèn)為其流量脈動(dòng)系數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于其固有流量

13、脈動(dòng)系數(shù)，且偶數(shù)泵和奇數(shù)泵具有相同的流量脈動(dòng)頻率，但他沒有給出實(shí)驗(yàn)證明。鄒駿則在九柱塞泵 的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)并制造出一個(gè)八柱塞泵，對(duì)八、九柱塞泵作了仿真分析及實(shí)驗(yàn)對(duì)比，認(rèn) 為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵。止匕外，北京航空航天大學(xué)的王占林教授與博士生 從柱塞泵的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)入手，對(duì)斜盤式軸向柱塞泵作了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，給出了柱塞分 別處于預(yù)升壓過渡區(qū)和預(yù)減壓過渡區(qū)柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法，對(duì)柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶數(shù)柱塞泵的流量脈動(dòng)相差無幾的結(jié)論。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

14、泵的實(shí)際流量 及脈動(dòng)系數(shù)進(jìn)行了較深入的研究。那成烈教授在國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目”軸向柱塞泵噪聲控制”的研究中，指出 軸向柱塞泵流量脈動(dòng)不僅決定于供油質(zhì)量，也是流體噪聲控制的主要因素之一。他主要 從配油盤的結(jié)構(gòu)上對(duì)流量脈動(dòng)進(jìn)行了全面的分析研究。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。蘭州理工大學(xué)的那探青針對(duì)軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)是工程噪聲控制的主要因素之 一，找出了軸向柱塞泵瞬時(shí)流量的影響因素，并運(yùn)用計(jì)算機(jī)仿真分析給出了減小流量不 均勻系數(shù)的方法。西南交通大學(xué)的鄧斌在配油過程流量仿真中，對(duì)瞬時(shí)理論流量和倒灌流量分別進(jìn)行 了仿真，提出了倒罐流量引起的流量脈動(dòng)比柱

15、塞泵的幾何流量脈動(dòng)大，因此對(duì)于柱塞水 壓泵的流量脈動(dòng)應(yīng)從減小倒灌流量入手，即減小柱塞腔內(nèi)壓力的脈動(dòng)。在對(duì)實(shí)際流量進(jìn) 行分析仿真時(shí)，利用bw紊流模型和SIMPLEST法對(duì)水壓軸向柱塞泵配油過程中的流 場(chǎng)進(jìn)行了三維模擬，揭示了流量變化及柱塞腔和配流窗口中的流速分布規(guī)律，并指出轉(zhuǎn) 速和負(fù)載壓力對(duì)水壓軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)有較大影響。甘肅工業(yè)大學(xué)的劉淑蓮?fù)ㄟ^對(duì)對(duì)稱偏轉(zhuǎn)配油盤的軸向柱塞泵流量脈動(dòng)形成機(jī)理進(jìn) 行理論分析，提出了計(jì)算流量脈動(dòng)的修正公式。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。同時(shí)對(duì)帶有橫向傾角減振機(jī) 構(gòu)的斜盤酌兩種結(jié)構(gòu)形式的泵流量進(jìn)行了分析與仿真

16、。蘭州理工大學(xué)的尹文波主要從幾何因數(shù)，即配油盤的結(jié)構(gòu)對(duì)實(shí)際流量的影響進(jìn)行分 析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時(shí)流量脈動(dòng)系數(shù)比工作介質(zhì)不可壓縮時(shí)大一個(gè)數(shù)量級(jí)，且 與柱塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。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)。安徽理工大學(xué)的許賢良教授從幾何角度分析了配流結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)之間的關(guān)系，提出了偶數(shù)柱塞的流量特性及流量脈動(dòng)是由 « （兩相鄰柱塞間夾角）、豆f ,（缸孔腰形角）、 北（配油盤腰形角）的組合確定的。他的學(xué)生，安徽理工大學(xué)劉小華對(duì)影響軸向柱塞泵 的幾何因素和非幾何因素（包括泄漏）進(jìn)行了理論分析，同時(shí)對(duì)實(shí)際流量脈動(dòng)進(jìn)行了計(jì)算 仿真和動(dòng)態(tài)

17、測(cè)試，最后得出結(jié)論：流量脈動(dòng)劇烈，且流量脈動(dòng)頻率只與柱塞數(shù)有關(guān)，與 奇偶性無關(guān)。中國(guó)礦業(yè)大學(xué)的劉利國(guó)則考慮配油盤實(shí)際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞實(shí)際排液狀 況，得出八柱塞泵流量脈動(dòng)和七柱塞泵流量脈動(dòng)相差不大的結(jié)論。就軸向柱塞泵的泄漏問題，國(guó)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。英國(guó)密蘇里大學(xué)哥倫比亞分校的 Noah D.Manring在討論泵的實(shí)際流量時(shí)，著重考 慮了柱塞和缸體間各種磨損所帶來的泄漏及泵在預(yù)升壓過渡區(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。加拿大薩省大學(xué)的李澤良在研究軸

18、向柱塞泵中柱塞與缸體間的泄漏時(shí)，用一個(gè)壓力控制伺服閥以一個(gè)高頻率響應(yīng)用來模擬軸向柱塞泵的柱塞與缸體間的磨損，并采用控制運(yùn)算法模仿各種不同程度的柱塞磨損，測(cè)出其泄漏量。實(shí)驗(yàn)結(jié)果指出實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)與有真正 磨損的柱塞泵相比，其流壁脈動(dòng)、壓力脈動(dòng)相當(dāng)一致，這就為進(jìn)一步的深入研究提供了 一定的數(shù)據(jù)依據(jù)。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：要求問 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。作者通過計(jì)算和實(shí)驗(yàn)，得 到了此間隙的最優(yōu)化處理模式。綜上所述，軸向柱塞泵的實(shí)際流量脈動(dòng)異常復(fù)雜

19、，傳統(tǒng)理論力所難及。由于柱塞泵 的流量、壓力脈動(dòng)相當(dāng)復(fù)雜，涉及若干幾何因素和非幾何因素，至今還沒有人能夠定性 地、更沒有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起 的作用和地位。業(yè)界更多地偏向于從配油盤結(jié)構(gòu)的角度去分析軸向柱塞泵的實(shí)際流量及 脈動(dòng)系數(shù)，而且形成了較為完善的分析計(jì)算體系；至于泄漏對(duì)實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)的影 響，雖進(jìn)行了一定的研究，但還沒一個(gè)較為完整的分析計(jì)算，更無計(jì)算公式。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。2直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理軸向柱塞泵是將多個(gè)柱塞配置在一個(gè)共同

20、缸體的圓周上，并使柱塞中心線和缸體中 心線平行的一種泵。軸向柱塞泵有兩種形式，直軸式（斜盤式）和斜軸式（擺缸式），如圖2-1所示為直軸式軸向柱塞泵的工作原理，這種泵主體由缸體1、配油盤2、柱塞3和斜 盤4組成。柱塞沿圓周均勻分布在缸體內(nèi)。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度，柱塞靠機(jī)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(zhuǎn)，當(dāng)原動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)軸使缸體轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，由于斜盤的作用，迫使柱塞在缸體內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，并通過 配油盤的配油窗口進(jìn)行吸油和壓油。 如圖2-1中所示回轉(zhuǎn)方向,當(dāng)缸體轉(zhuǎn)角在冗2冗范 圍內(nèi)，柱塞向外伸出，柱塞底部缸孔的密封工作容積增大，通過配油盤的吸油窗口吸油； 在

21、0冗范圍內(nèi)，柱塞被斜盤推入缸體，使缸孔容積減小，通過配油盤的壓油窗口壓油。缸 體每轉(zhuǎn)一周，每個(gè)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(zhǎng) 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。圖21軸向柱塞泵的工作原理1 一缸體2一配油盤3一柱塞4斜盤5傳動(dòng)軸6彈簧2.2 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pmax = 40 MPa額定流量Q = 35 ml/r最大流量Qmax =70 ml/r額定轉(zhuǎn)速n = 1500 r/min最大轉(zhuǎn)速nmax = 3000 r/min2.2.1 排量、流量、容積效率與結(jié)構(gòu)參數(shù)軸向柱塞泵

22、幾何排量”是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即二 2 一： 2一tq = d ZSmax = _d ZD tan44式中 d 柱塞直徑；Z 柱塞數(shù)；D 柱塞分布圓直徑； 斜盤傾角。泵的理論排量q為1000Qn v式中：%油泵的容積效率，計(jì)算時(shí)一般去0.920.97。本文中取<=0.95 。1000 35 q 二1500 0.95q = 24.6 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： 1nmax q - C p式中：Cp常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無預(yù)壓力的油泵 Cp=5400;對(duì)進(jìn)口壓力為5kgf/cm2的油泵Cp =91000 p300060124.63 =

23、145.4 :二 Cp11所以主參數(shù)排量符合設(shè)計(jì)要求。從泵的排量公式q=-d2ZSmax=-d2ZD tan尸可以看出，柱塞直徑d ,分布圓直徑D, I .II V</v .ZZ*44柱塞數(shù)Z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n也是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角y來實(shí)現(xiàn)。對(duì)于直軸式軸向柱塞泵,斜盤最大傾斜角¥max在1520之間，該設(shè)計(jì)是非通軸泵，受結(jié)構(gòu)限制，取上限，即 二20。柱塞數(shù)Z,由泵的結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)率6來決定，因?yàn)槭欠峭ㄝS式所以一般取 Z=70柱塞直徑d和柱塞分布圓半徑R當(dāng) Z=7W,3qsin180d =3:z,二

24、 ztg0.059 24.6 tg20= 1.58 cm應(yīng)選d = 16mm由于上式計(jì)算出的d =15.8mm需要圓整化，并按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑,柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分部圓半徑。即Rf 三 1.54d =1.54 16 = 24.64mm將柱塞分布圓半徑進(jìn)行圓整取 Rf =25mm。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。相同結(jié)構(gòu)型式的系列 泵中，排量越大，做功能力也越大。因此對(duì)液壓元件型號(hào)命名的標(biāo)準(zhǔn)中明確規(guī)定用排量 作為主要參數(shù)來區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號(hào)的產(chǎn)品。2 2 2扭矩與機(jī)械效率不計(jì)摩擦損失時(shí)泵的理論扭矩Mtb為MtbPbq 12 0.0246

25、1062 3.14= 0.047 1 06 N /m式中Pb為泵吸、排油腔壓力差?？紤]摩擦損失Mb時(shí)，實(shí)際輸出扭矩Mgb為Mgb =Mtb -Mb =0.047 106 -0.005 106 =0.043 106 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(duì)運(yùn)動(dòng)以及軸承運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的。泵的機(jī)械效率定義為實(shí)際輸出扭矩Mgb與理論扭矩Mtb之比，即nbmMgb0.043 106Mtb0.047 106軸向柱塞泵的機(jī)械效率 Mm =0.880.93。所以此泵符合設(shè)計(jì)要求。2.2.3功率與效率不計(jì)各種損失時(shí)，泵的理論功率NtbNtb = pbQt

26、b = 2 nM gh15006Ntb =2 3.140.047 10 =7379 kw60泵的實(shí)際輸入功率Nbr為1Nbr =2 二 四 bm0.91二 7419 kwNbr =2 3.14 1500 0.043 10660定義泵的總效率列為輸出功率Nbc與輸入功率Nbr之比，即二." Nbbm =0.95 0.91 =0.86Nbr上式表明，泵總效率為容積效率與機(jī)械效率之積。對(duì)于軸向柱塞泵，總效率一般為 "=0.850.9,上式滿足要求。3直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析泵在一定斜盤傾角下工作時(shí)，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運(yùn)動(dòng), 另一方面又相對(duì)缸體做

27、往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上任何一點(diǎn)的運(yùn) 動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。止匕外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對(duì)缸體繞其自身軸線的自 傳運(yùn)動(dòng)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤(rùn)滑趨于均勻，是有利的。3.1 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析柱塞的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析主要是研究柱塞相對(duì)于缸體的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。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)。3.1.1 柱塞行程S圖3-1為一般帶滑靴的軸向柱塞運(yùn)動(dòng)分析圖。 若斜盤傾斜角為y,柱塞分布圓半徑Rf ,缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為a ,并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為 0° ,則對(duì)應(yīng)于任 意旋轉(zhuǎn)角a時(shí)，圖31柱塞運(yùn)動(dòng)分析h

28、 =Rf - Rf cos:所以柱塞行程S為S = htg = Rf 1 - cos： tg當(dāng):. 二180：時(shí)，可得最大行程Smax為Smax =2Rftg=2 25 tg20： = 18.2mm3.1.2 柱塞運(yùn)動(dòng)速度分析V將式S = htgV = Rf (1-cosa )tg¥對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度dsds dvZZAdtdv dtRf tg sin ：當(dāng)s= 90,及270°時(shí)，sin"=±1,可得最大運(yùn)動(dòng)速度Vmax為Umax| = RfctgY =25X1500 乂2 黑 3.14Mtg20 - = 1428.6( mm/s )60ot式

29、中切為缸體旋轉(zhuǎn)角速度，&)=一。t3.1.3 柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a將u =曳=與 dv =Rf .tg sin口對(duì)時(shí)間微分可得到柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a為ddv dta = dv = dv da = Rf ，2tg cos 二dt da dt當(dāng)Ot=0°或180°時(shí),COsU =±1,可得最大運(yùn)動(dòng)加速度amax為amaxc 2,“1500=Rf ；：； tg = 25 I60、2I tg 20' = 224.29 m/s)oJ3.2 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)斜盤平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面 xoy內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖33所示。圖33滑

30、靴運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析圖其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。橢圓的長(zhǎng)，短軸分別為2R 長(zhǎng)軸 2b = =53.2 mmcos短軸2a = 2Rf =50 mmdt由上式可見, 短軸位置）為滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng),=-2或挈時(shí),環(huán)最大（在'h max15002 二-=-60: =167 rad /scos cos 20當(dāng)a =0或n時(shí)，斜最小（在長(zhǎng)軸位置）為, 'hmin = cos =1500 八 ”2 二 cos2060= 147.6 rad /s由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞o ,點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間等于缸體旋轉(zhuǎn) 平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即周的時(shí)間。因此，其602 T =157 rad /s

31、設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)為x = Rf sin ;y = Rf cos：如果用極坐標(biāo)表示則為矢徑Rh = , x2 y2 = Rf . 12 tg2 cos2 ：-極角 2a =2Rf=50mm滑靴在斜盤平面xo內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度 叫為，cos2 .2_._2 一cos 工，cos sin -3.3 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)流量可寫成Qti = FzRf tg sin式中Fz為柱塞橫截面積，F(xiàn)z =-d204泵柱塞數(shù)為7,柱塞角距為e=至=空0.9,位于排油區(qū)的柱塞數(shù)為Z。，那么參 z 7與排油的各柱塞瞬時(shí)流量為Qt1 = FZ Rf tg sinQt2 = F

32、zRf tg sin qQt3 = FzRftg sin 2qQt =FzRtgwRWzo1 -泵的瞬時(shí)流量為Qt =Qti Qt2 |IIH Qt7Z0-FzRf tg '、sin'+。1 it ：1-FzRf tg1cos I 一一 -nsin 一4由以上可以看出，泵的瞬時(shí)流量與缸體轉(zhuǎn)角 a有關(guān)，也與柱塞數(shù)有關(guān)。圖34奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量對(duì)于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為 Z0 0Z 17 1當(dāng)0 M中W 時(shí)，取Z。= = J=4,由泵的流量公式可得瞬時(shí)流量為222cos I -/:Q =FzRf tg 紅2sin2z7-1當(dāng)-M邛日時(shí)，流量脈動(dòng)取Zo = J,同樣由泵的流量公式

33、可得瞬時(shí)流量為2 23 二 cosl - Q =FzRf tg 紅JL2sin2z當(dāng)中=0、日、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為2八13Qmin = cFzRf tg 網(wǎng) 1024、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為業(yè).3315 t1而當(dāng)中=一、一444Qtmax I FzRf，tg CSC三 10“ 24油泵的平均流量Qtavg可按下式計(jì)算：Qtavg =n -d2 2RfZtg 10J 4級(jí)數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見圖34我們常用脈動(dòng)率6和脈動(dòng)頻率f來表示瞬時(shí)流量脈動(dòng)品質(zhì)。定義脈動(dòng)率 _ Qt max Qt minQtavg這樣，就可以進(jìn)行動(dòng)品質(zhì)分析。3.3.1脈動(dòng)頻率當(dāng)Z=7,即為奇數(shù)時(shí)f =2nZ150

34、0=27 =350 Hz603.3.2脈動(dòng)率當(dāng)Z=7,即為奇數(shù)時(shí)、= tg =2z 4z 2 7/冗tg I4 7= 0.0253當(dāng)Z為偶數(shù)時(shí)Ji Ji' =一 tg z 2z利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容：表31脈動(dòng)率的計(jì)算值Z5678910116 (%)4.8913.92.537.81.534.981.23由以上分析可知：1 .隨著柱塞數(shù)的增加，流量脈動(dòng)率下降。2 .相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率遠(yuǎn)小于偶數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率，這就是軸向 柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。泵瞬時(shí)流量是一周期脈動(dòng)函數(shù)。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)。在設(shè)計(jì)

35、液壓泵和液壓系統(tǒng)時(shí)，要考慮采取措施抑制或 吸收壓力脈動(dòng)，避免引起諧振。4柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)與受力分析柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油，一周排 油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油 過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設(shè)計(jì)中討論。4.1柱塞設(shè)計(jì)與受力分析4.1.1 柱塞結(jié)構(gòu)形式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，可以有以下三種形式：點(diǎn)接觸式柱塞，這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點(diǎn)接觸，其零件簡(jiǎn)單，加工方 便。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損、剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓 力，壽命較低。線

36、接觸式柱塞，柱塞頭部安裝有擺動(dòng)頭，擺動(dòng)頭下部可繞柱塞窩中心擺動(dòng)。擺動(dòng) 頭上部是球面或平面或面接觸，已降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓力。帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中 心擺動(dòng)?；ヅc斜盤間為面接觸，接觸應(yīng)力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可 以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄露，保持與斜盤之間有一層油膜潤(rùn)滑， 從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。本設(shè)計(jì)即采用帶滑靴的柱塞形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。4.1.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)（1）柱塞直徑d及柱塞分部圓半徑Rf在2.2.1中我們已經(jīng)求出：柱塞直徑d =16mm柱塞分部圓半徑Rf =25mm（2）柱塞名義長(zhǎng)度L如

37、圖41所示，應(yīng)選定下列主要參數(shù)：h 柱塞行程（cm）lmin 柱塞最小外伸長(zhǎng)度（cm）io柱塞最小接觸長(zhǎng)度（cm）i 柱塞名義長(zhǎng)度（cm>h值在結(jié)構(gòu)計(jì)算中以確定，一般在 h=（11.5 ）d范圍內(nèi)，而口所及l(fā)值一般可按經(jīng)驗(yàn) 數(shù)據(jù)來取：10 =(1.52 )d 取 10 =1.5d =24mm而1 =h 1min 10= 2.73.7 d這里取1 = 3d = 48mm(3)柱塞球頭直徑di按經(jīng)驗(yàn)常取di =0.7d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 一定的距離1d ,取1d =0.5d =8mm(4)柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)形均壓槽

38、，起均衡側(cè)壓力、改善潤(rùn)滑條件和存儲(chǔ)贓物的作用。均壓槽的尺寸常?。荷?h=0.3 0.7mm間距t=210mm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。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設(shè)均壓槽。4.1.3柱塞受力分析圖4-1柱塞受力簡(jiǎn)圖作用在柱塞上的力有：(1)柱塞底部的液壓力Fp柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力Fp為FpJI d4JI2 pmaxFp=z(16父爐40M106= 8038.4 N式中Pmax為泵的最大工作壓力。(2)斜盤對(duì)柱塞的法向力N 法向力N可分為柱塞的側(cè)向分離T = N sin NT及柱塞的軸向分力F,F = N

39、 cos N(3)缸孔對(duì)柱塞的正壓力為F1(N)與F2(N)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(gè)力的平衡方程式:f 摩擦系數(shù)，可取f =0.12。i )£Fy=0 ,Nsin>F1 +F2 =0ii) £Fx=0 ,N cos? fF2 fF1 FP= 0iii) £ M =0, Fjf+l0” 112卜 fFid + fF2d=0I 3 J I 3J 22iv)由相似原理Fi2l0 -l2F2解上列方程式可得:6101-41： -3fdl012l -6fd -6l012

40、一一一一 2一一 一 一 一6 24 48 -4 24 -3 0.12 16 2412 48 -6 0.12 16 -6 24=10.6mm2l0 -l2l；2l0 F4-1(24-10.6)2 21中二 一1062一 =4.3 mm(24-10.6) 110.62N=cos J8038.410577 Ncos20、-0.12 4.3sin 20，- 1Fi=N sinFi1十«0) _112 一. 一 1=10577 m sin 20" 11+I 1.6-1 J= 9659 N46F2 二N sin2l0 -l2l2-11210577 sin 20 二 6029 N1.6

41、 -1(4)缸孔與柱塞間的摩擦力為fFi與fF2fF1 =0.12 9659=1159 N fF2 -0.12 6029=723 N(5)柱塞慣性力FB 柱塞相對(duì)缸體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線加速度 a,則柱塞軸向慣性力FB為_G _2FB = -ma = - - Rf tg cos a g式中m、G為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。慣性力方向與加速度的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)a = 0°和180° 時(shí)，慣性力最大值為Fb 二 ma = GRf 2tg20o =0.63 1500 c25 10210602tg20o =333 N(6)柱塞與缸孔間比壓P、平均比功(pvbv

42、g驗(yàn)算對(duì)于柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副，過大的接觸應(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。具比壓控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。去柱塞伸出最長(zhǎng)時(shí) 的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值，則2E , 1Pmax - 3 1 MpaI1 D2 9659 1Pmax =24.1 Mpa-p，= 30Mpa1.34 5柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度Vmax應(yīng)在摩擦副材料允許方位內(nèi)，即vmax = Rf tg =25 I5。2二 tg 201P = 1.43m/s "v 1 = 8m / s60平均比功可按下式計(jì)算：表4 1材料牌號(hào)許用比壓Ip(Mpa)許用滑動(dòng)速度Iv(m/s)平均許用比功pv

43、(Mpa m/ s)ZQA1 9-430860ZQS10-115320耐磨鑄鐵10518pmaxPv avg = 2vmax224.1 1.43= 8.6Mpa ： l.pv.l - 60Mpa上式中的許用比壓p、許用速度 參考表41卜、許用比功pv的值，以摩擦副材料而定，可柱塞與缸體這一對(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。4.2滑靴受力分析與設(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)?；ゲ粌H增大了與斜盤得接觸面、 減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱

44、塞中心孔d0和滑靴中心孔d0 ,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)縫中德流動(dòng)，使滑靴與斜盤之間形 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。4.2.1 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。一是柱塞底部壓力圖把滑靴壓 向斜盤，稱為壓緊力Ry ；另一是由滑靴面直徑為D1的油池產(chǎn)生的靜壓力Pf1與滑靴封 油帶上油液泄露時(shí)油膜反力 Pf2,二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離Pf。當(dāng)壓緊力與分離想平衡時(shí)，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。下面對(duì)這組力 進(jìn)行分析。(1)分離力圖4-2為柱塞結(jié)構(gòu)與分

45、離力分布圖。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動(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-3 F1 -F2q 一 6舁R1若F2 =0 ,貝U-：、：3F1q 二R-6叫式中6為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為r的任一點(diǎn)壓力分布式為lnR2Pr = Fl - F2r- F2lnR2Ri,R2 lnir-lnR2R從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對(duì)數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離 力Pf可通過積分求得。圖42滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布如圖42,取微環(huán)面2nrdr。則封油帶分離力pf2為R2Pf2 = R Pr2二 drR1：:.Fi_2_2_21R2RFi二 R2lnRRi油池靜壓分離力Pfi為

46、Pf1總分離力PfmR2F1為Pf=Pf1 Pf222(R2 - R1R2F12ln 2Ri_22二 122 - 926 9659 = 3.32 106 N2ln 12 9(2)壓緊力Py滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力Fp引起的，即PyFp8038.4coscos20=8551 N(3)力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時(shí),Py = Pf應(yīng)滿足下列力平衡方程式dI4Pb cos_2_2二 R2 - RP2lnR2 Rd2lnR2RiPP 2 段 - R2 cos將上式帶入式q =二、：36 TnP1 ,得泄漏量為R2R二d；FPd2323.14 0.0018038.4 0.016q =22 =28

47、22712R2-R cos 12 2 1012 -9 cos20= 4.5 L/min除了上述主要力之外，滑靴上海作用有其他的里。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑 靴質(zhì)量引起的離心力，球較摩擦力，帶動(dòng)滑靴沿斜盤旋轉(zhuǎn)的切向力等。這些力有的使滑 靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產(chǎn)生偏磨，并破壞了滑靴的密封, 應(yīng)該在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)中予以注意。4.2.2滑靴設(shè)計(jì)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，使滑靴緊貼斜盤表面。此時(shí)無論柱塞中心孔 d0'還是滑靴中心孔do ,均不起節(jié)流作用。靜壓 油池壓力P1與柱塞底部壓力Fb相等，即P1

48、 = Fp2R2dz ln -將上式帶入式 = -FFp2 R2 -R2 cos二 R2 -R2 p1 二RFp 二2lnR中，可得滑靴分離力為R1設(shè)剩余壓緊力.包=py - pf3.14 122 -9210-6-8038.4=2.74 N2ln12 9,則壓緊系數(shù)=Py =0.050.15 Py這里取0.1滑靴力平衡方程式即為pf 21 - ： p1 - J1 -0.12.74=2.466 N用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 0.008-0.01mm左右?；バ?漏量少，容積效率較高。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)中， 剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍

49、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)。4.2.3滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)(1)確定滑靴結(jié)構(gòu)型式滑靴結(jié)構(gòu)有如圖4-3所示為簡(jiǎn)單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面, 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。圖4- 3滑靴結(jié)構(gòu)（2）結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)滑靴外徑D2滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾角 尸=0時(shí)，互相之間仍有一定的間隙S ,如圖44 所示。圖44滑靴外徑的確定滑靴外徑D2為一 .二一c . 180 八 D2 = D f sin - - S =50 sin 0.5 = 21.2 mm一般取S=0.21 ,這里取0.5.油池直徑D1初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 卷=

50、0.61,這里取0.8D1 =0.8D2 =0.8 21.2=17 mm中心孔d0、do,及長(zhǎng)度l0如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔d0和do可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取d0 （或 do'） =0.81.5mm如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔d0 （或do'）對(duì)油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度0=0.01,節(jié)流器有以下兩種型式： 節(jié)流器采用截留管時(shí)，常以柱塞中心孔 d；作為節(jié)流裝置，如圖4-2所示。 根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量q為4_ d0 Pb-P1q 一128T0k式中 d0、l0-細(xì)長(zhǎng)管直徑、長(zhǎng)度；K-修正系數(shù)。k =1Rxdo64

51、101.1冶1二二1 +2.62 <0.065ld0RxJdoRx2.28把上式帶入滑靴泄漏量公式10.065d0RxF1q =1-可得6ln匹R二 do Fp - F1 i ； 3 F112810klnR整理后可得節(jié)流管尺寸為4 d0l0128、3ka F61n 民 Ja R帶入數(shù)據(jù)可以求得式中a為壓降系數(shù),d0 =1mm10 = 8mma=。當(dāng)a =2 =0.667 時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力FP3最強(qiáng)。為不使封油帶過寬及阻尼管過長(zhǎng)，推薦壓降系數(shù)a = 0.80.9,這里取0.8 節(jié)流器采用節(jié)流孔時(shí)，常以滑靴中心孔d。作為節(jié)流裝置，如圖5-1所示，根據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量q為二d2

52、 2g 匚q = c Fp - F14 r式中C為流量系數(shù)，一般取把上式帶入 q二61n R2R1C =0.6 0.7。中，有二 C.3F16J1n R2 R1整理后可得節(jié)流孔尺寸do2二33/1n0 R帶入數(shù)據(jù)可以求得Rid0 =1mm以上提供了設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法。從上兩式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞一滑靴組 合，公式中無粘度系數(shù)說明油溫對(duì)節(jié)流效果影響較小，但細(xì)長(zhǎng)孔的加工工藝性較差,實(shí)現(xiàn)起來有困難。采用滑靴一中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù)N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。但薄壁孔加工工藝性較好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)之0.4mm4.3配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配

53、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(zhuǎn)的鋼鐵傳來的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。4.3.1 配油盤設(shè)計(jì)配油盤設(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)過渡區(qū)設(shè)計(jì)為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角日大于柱塞腔通油孔包角a。的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低 壓腔接通高壓腔時(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)壓力能平緩過渡從而避 免壓力沖擊。(2)配油盤主要尺寸確定圖45配油盤主要尺寸如圖45所示，求的配油盤主要尺寸如下: 配流窗口分部圓直徑Do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Df。即D°E Df ,然