斜盤軸向柱塞泵

1、摘 要斜盤軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中被廣泛使的動(dòng)力元件，用于各類工程機(jī)械中。其本身結(jié)構(gòu)的特殊性工作柱塞存在著剩余容積、缸體與柱塞加工修配等相對(duì)困難，并且維護(hù)成本高、以及缸套加工成本高等問(wèn)題。 針對(duì)上述問(wèn)題進(jìn)行以下幾方面改進(jìn)；（1）柱塞內(nèi)放入填充物；（2）在缸孔內(nèi)加入內(nèi)套；（3）采用帶內(nèi)圈軸承改善加工條件。通過(guò)上述的措施可有效的提高斜盤軸向柱塞泵的容積效率、降低維護(hù)成本提高了性能品質(zhì)、節(jié)約缸套加工成本；在上述改進(jìn)的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)一款額定壓力： ；額定轉(zhuǎn)速： ；額定排量： ml/r的手動(dòng)伺服變量斜盤軸向柱塞泵，并進(jìn)行柱塞與滑靴、缸體、斜盤、泵軸的受力分析以及強(qiáng)度校核，結(jié)果滿足相應(yīng)的設(shè)計(jì)要求。 關(guān)鍵詞 軸向

2、柱塞泵 斜盤 缸體 柱塞AbstractWobble-axial piston pump is dynamic components which are widely used in various construction machinery in hydraulic system. Because its own special structure 、there is a plunger residual volume、processing and fixing of the cylinder plunger are relatively difficult, the costs of m

3、aintaining and the processing of cylinder is highTo address the above issues carrying on following aspectses improvements: (1) Add cramming in plunger; (2) adding inner sleeve in the cylinder hole; (3) improve the processing conditions with bearing inner ring.Passage of these measures can effectivel

4、y improve the Wobble-axial piston pump volumetric efficiency, reduce the costs of maintaining and enhanced the quality and performance, saving cylinder processing costs; In improving on the basis of the design pressure rated :; Rated Speed : ; Rated Displacement : ml/r manual servo variable axial pi

5、ston pump ramp site, and with the plunger Slipper, block, catch basin, Analysis of the shaft and strength check, the results meets the corresponding design requirements. Keywords Axial piston pump Slanting Cylinder Plunger 目錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 國(guó)內(nèi)CY系列軸向柱塞泵發(fā)展概況11.2 國(guó)外軸向柱塞泵發(fā)展概況21.3 CY系列軸向柱塞泵的主要用途和

6、應(yīng)用領(lǐng)域21.4 主要參數(shù)3第2章 受力分析42.1柱塞與滑靴的受力42.1.1柱塞（包括滑靴）的移動(dòng)慣性力62.1.2柱塞吸入油液所需的總吸入力82.1.3滑靴支承面所需的總密封力82.1.4柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力102.1.5克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力102.1.6壓排過(guò)程132.1.7處于壓排行程柱塞所受的力152.2 缸體受力162.2.1斜盤的推壓力172.2.2缸體與配油盤之間壓力場(chǎng)的支撐力及其力矩202.2.3輔助支撐的支撐力232.3 斜盤受力分析272.3.1柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩292.3.2斜盤滑動(dòng)支承的摩擦力矩312.3.3球鉸的摩擦力力矩312.3.4柱

7、塞與滑靴在改變傾角時(shí)的慣性力矩322.4 泵軸受力332.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率332.4.2后斜盤軸向柱塞泵的泵軸受力35第3章 運(yùn)動(dòng)分析363.1計(jì)算柱塞軸線的分布圓半徑和柱塞直徑363.2 運(yùn)動(dòng)學(xué)373.3 輸油率及其脈動(dòng)42第4章 主要部位設(shè)計(jì)與校核464.1 柱塞副464.2 球鉸副514.3 滑靴副524.4 配油部位554.5 泵軸604.5.1花鍵部分與缸體的連接強(qiáng)度604.5.2與聯(lián)軸節(jié)的連接強(qiáng)度624.5.3泵軸薄弱部位的強(qiáng)度核算63結(jié)論64致謝65參考文獻(xiàn)66附錄168附錄277 97第1章 緒論1.1 國(guó)內(nèi)CY系列軸向柱塞泵發(fā)展概況我國(guó)目前大量使用的CY系列軸向

8、柱塞泵，2003年全國(guó)的總產(chǎn)量達(dá)到了20萬(wàn)臺(tái)1-2。這類泵的最大特點(diǎn)是采用大軸承支承缸體，具有壓力高、工藝性好、成本低、維修方便等優(yōu)點(diǎn)，比較適合國(guó)情，因此，成為當(dāng)今我國(guó)應(yīng)用最廣的開(kāi)式油路軸向柱塞泵。CY型軸向泵從1966年開(kāi)始設(shè)計(jì)以來(lái)，經(jīng)過(guò)CY14-I，CYI4-lA，CYI4-IB幾個(gè)發(fā)展階段，每一個(gè)發(fā)展階段泵的性能、壽命都得到提高，品種也不斷增長(zhǎng)。但是，從1982年CY14-1B軸向泵定型以來(lái)，已經(jīng)過(guò)去20余年的時(shí)間，該泵發(fā)展停滯、變化不大。近年來(lái)，世界上柱塞泵技術(shù)已有長(zhǎng)足進(jìn)步，加上國(guó)內(nèi)對(duì)使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要對(duì)CY14-1B軸向泵進(jìn)行更新，開(kāi)發(fā)一種噪聲更低、自吸性能更好

9、、節(jié)能、省料、使用更可靠的軸回柱塞泵，這就是Q*CY14-1BK軸向柱塞泵3-7。早期的斜盤式軸向泵的壓力都只有7MPa，但現(xiàn)代液壓傳動(dòng)系統(tǒng)均要求更高的壓力。目前定量斜盤式軸向柱塞泵的壓力已達(dá)21-48 MPa，這是因?yàn)槲覀冊(cè)诟髯缘陌l(fā)展過(guò)程中，突破了一些關(guān)鍵技術(shù)8-10。2003年產(chǎn)量估計(jì)有近20萬(wàn)臺(tái)，被我國(guó)各行各業(yè)廣泛采用，特別是應(yīng)用于開(kāi)式油路固定式機(jī)械設(shè)備CY14-1 B軸向泵從1972年開(kāi)始設(shè)計(jì)研制，1982年定型，但此后20多年的時(shí)間，變化不大，有些廠家生產(chǎn)20余年，沒(méi)有任何改。但是世界上的柱塞泵發(fā)展有了長(zhǎng)足的進(jìn)步，然而CY14-1 B軸向泵的使用中也發(fā)現(xiàn)不少問(wèn)題，柱塞在壓排油液終了時(shí)

10、，柱塞底腔仍有一些油液未排除，當(dāng)柱塞進(jìn)入吸入行程時(shí)，這樣便損失一部分吸入容積，降低了容積效率。進(jìn)行改進(jìn)，往柱塞腔填入尼龍，減小柱塞腔的殘留空間，提高容積效率11-13。 以及缸體外套使用軸承鋼，加工非常不方便，從加工制造角度考慮變換其他材料。對(duì)CYI4-1 B軸向泵進(jìn)行更新的改造。這就是研制CY系列軸向泵的目的。1.2 國(guó)外軸向柱塞泵發(fā)展概況國(guó)外從上世紀(jì)80年代以來(lái)，軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)、材料、工藝上雖然都有不少進(jìn)步，但一個(gè)最重要的動(dòng)向是向著個(gè)性化發(fā)展，即針對(duì)不同的需要，發(fā)展專用類型的泵。例如閉式油路用泵、開(kāi)式油路用泵。這類泵的發(fā)展主要是為了滿足行走機(jī)械靜液壓傳動(dòng)的需求，行走機(jī)械要求所使用的泵液壓

11、裝置體積小、重量輕、轉(zhuǎn)速高，而靜液壓傳動(dòng)系統(tǒng)又實(shí)現(xiàn)了系統(tǒng)標(biāo)準(zhǔn)化，因此發(fā)展閉式油路用集成化的油泵靜液傳動(dòng)裝置就成為必然的趨勢(shì)之一，這種裝置將閉式系統(tǒng)的所有元件(有的甚至包括過(guò)濾器)都集成在泵和馬達(dá)上，用戶使用時(shí)只要裝上油箱聯(lián)接兩根管道，就可以使系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)14-15。開(kāi)式系統(tǒng)大多數(shù)用于固定式機(jī)械，它的主要需求是噪聲低、自吸能力好、節(jié)能。因此進(jìn)出油口不對(duì)稱的開(kāi)式系統(tǒng)用泵、新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式就應(yīng)運(yùn)而生。為了滿足系統(tǒng)對(duì)于不同壓力的需求，又出現(xiàn)了開(kāi)式油路用重型泵(壓力25 MPa以上)和輕型柱塞泵(壓力25 MPa以下)，但從近期發(fā)展動(dòng)向看，又有重型泵輕量化，輕型泵參數(shù)重型化的趨勢(shì)。在軸向

12、泵的使用中，閉式油路用泵和馬達(dá)主要是解決系統(tǒng)集成化問(wèn)題，以滿足工程機(jī)械和建設(shè)機(jī)械靜液壓傳動(dòng)的要求；而開(kāi)式油路用泵主要需求是降低噪聲、提高自吸能力，開(kāi)發(fā)新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式，以滿足固定式機(jī)械的多種要求。開(kāi)式油路用泵又分為重型泵(壓力>25MPa)和輕型泵(壓力<25MPa)，其發(fā)展趨勢(shì)是重型泵輕量化，參數(shù)重型化。據(jù)有關(guān)資料介紹，國(guó)外對(duì)閉式油路用泵和馬達(dá)與開(kāi)式油路用泵分別進(jìn)行了個(gè)性化設(shè)計(jì)，以發(fā)揮各自的優(yōu)點(diǎn)16-17。1.3 CY系列軸向柱塞泵的主要用途和應(yīng)用領(lǐng)域斜盤式軸向柱塞泵，由于體積小，重量輕，液壓伺服變量機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)，慣性小，故較適合用于移動(dòng)設(shè)備與自動(dòng)控制系統(tǒng)，作為液壓

13、動(dòng)力源。斜盤式軸向柱塞泵是現(xiàn)代液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中廣泛使用的動(dòng)力元件也是可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變量的兩類泵。1906年斜盤式軸向泵第一次使用于軍艦的炮塔上到現(xiàn)在已有近90年的歷史;從H. F. Vickers先生1925年發(fā)明葉片泵到現(xiàn)在也有70余年了。幾十年來(lái)，這類泵一直在不斷地改進(jìn)、發(fā)展、競(jìng)爭(zhēng)?，F(xiàn)在，斜盤式軸向泵已占領(lǐng)液壓系統(tǒng)大部分的變量泵市場(chǎng)和部分高壓(20 MPa以上)定量泵和液壓馬達(dá)市場(chǎng)，喪失了絕大部分中高壓(20 MPa)以下定量泵和液壓馬達(dá)市場(chǎng)。1.4 主要設(shè)計(jì)參數(shù)額定排量： ml/r額定壓力： 額定轉(zhuǎn)速： 斜盤最大擺角： 變量方式： 手動(dòng)伺服第2章 受力分析液壓泵將原動(dòng)機(jī)輸給的轉(zhuǎn)矩，通過(guò)其內(nèi)各機(jī)

14、件傳遞、變換以流體壓力能傳輸出去。下面將討論柱塞于滑靴、缸體、斜盤及泵軸等受力情況。2.1柱塞與滑靴的受力柱塞有兩種工作過(guò)程：吸入行程和壓排行程，其受力狀況是不同的，論述如下：吸入行程，即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過(guò)壓盤和滑靴拖動(dòng)，向缸外移動(dòng)，使其低腔形成負(fù)壓而吸入油液的過(guò)程。所以，中心加力彈簧的彈簧力必須克服下述諸力：柱塞（包括滑靴）的總慣性力；柱塞吸入油液的總吸入力；滑靴支撐面所需的密封力；柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力；克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力。中心加力彈簧必須滿足下式： （2-1）在計(jì)算受力分析之前我們先估算一下柱塞副的質(zhì)量，在算慣性力用到。估算柱塞的尺寸如（2-1）圖所示。圖2-1 柱塞簡(jiǎn)

15、圖L=0.128，d=0.032，L1=0.088，d1=0.022，d2=0.024估算柱塞的體積： 柱塞的整個(gè)體積V為： 材料密度：柱塞的粗略質(zhì)量為：一般為了簡(jiǎn)化問(wèn)題結(jié)構(gòu)參數(shù)C取處的值：如果球杯高度過(guò)大會(huì)增加摩擦面積，增加損耗，接觸面積過(guò)小會(huì)使柱塞于滑靴脫落，所以應(yīng)稍小一些就可以取根據(jù)經(jīng)驗(yàn)給出 。圖2-2 滑靴簡(jiǎn)圖如圖2-2所示粗算滑靴的體積： 柱塞和滑靴總質(zhì)量：2.1.1柱塞（包括滑靴）的移動(dòng)慣性力單個(gè)柱塞（包括滑靴）的移動(dòng)慣性力為：式中 柱塞與滑靴的質(zhì)量（）；第i個(gè)柱塞的相對(duì)加速（）。將（3-6）式代入上式，得到 （2-2）因此，所有與吸入和壓排油腔相同的柱塞得總慣性力為： 上式當(dāng)、等

16、時(shí)，亦即當(dāng)達(dá)到最大值時(shí)亦即達(dá)到最大值，則上式可以寫成下述形式：式中 與柱塞個(gè)數(shù)Z有關(guān)的系數(shù)，其值如表3-1； 柱塞副質(zhì)量（）； 柱塞在缸體中分布圓半徑，查參考文獻(xiàn)1表1-29得； 斜盤傾角 取。表2-1 與柱塞個(gè)數(shù)有關(guān)的系數(shù)表Z5791113151.622.252.883.514.154.78如圖2-3所示，為Z=7的柱塞慣性力以及總慣性力同缸體轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。圖 2-3慣性力F1與F1同缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系2.1.2柱塞吸入油液所需的總吸入力移動(dòng)單個(gè)柱塞所需的吸入力為：式中 液壓泵吸入管路中的真空度，計(jì)算時(shí)可取令。 如果假定和吸入油腔相同的柱塞個(gè)數(shù)為（Z+1）/2，則其總吸入力為： 式中 柱塞個(gè)數(shù)

17、，取。2.1.3滑靴支承面所需的總密封力為了使滑靴支承面不漏氣，需加力保證其密封，一個(gè)滑靴支承面所需的密封力為： （2-3） 式中 滑靴支承面積（）；支撐表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓，依經(jīng)驗(yàn)，計(jì)算時(shí)可以取令。如果假定與吸入油腔相同的（Z+1）/2個(gè)柱塞滑靴支承面所需的總密封力為： （2-4）同樣，還應(yīng)當(dāng)保證缸體端面與配油盤間的氣密性，所需的密封力為： （2-5）式中 配油盤與缸體相接觸的表面積()。 （2-6）圖2-4配油盤如圖2-4由參考文獻(xiàn)1表4-4給出配油盤的主要尺寸參數(shù)：, , , 根據(jù)以上的數(shù)據(jù)可以算出配油盤與缸體相接觸的表面積：那么缸體端面與配油盤間所需的密封力為：2.1.4柱

18、塞（位于吸入行程）的總摩擦力柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力：式中 柱塞與其缸孔之間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，鋼對(duì)青銅的滑動(dòng)摩擦系數(shù) 柱塞的質(zhì)量（）。2.1.5克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力如前所述，滑靴沿斜盤平面作橢圓運(yùn)動(dòng)，其離心慣性力為： （2-7）式中 滑靴的質(zhì)量（）；滑靴的重心的運(yùn)動(dòng)向頸； 滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度（）。由圖2-5可知，滑靴因離心慣性力引起的翻轉(zhuǎn)力矩為：圖2-5 滑靴部位 （2-8）式中 e滑靴重心到柱塞球頭中心的距離（）。要想克服此力矩，必須通過(guò)壓盤加以力矩，方向相反，且大于等于即式中 附加力矩所以： 由前述可知，當(dāng)為最大值，向徑便為最大值，將式(3-15)及代入上式，整理得： （2-9）

19、克服（Z+1）/2個(gè)吸油柱塞的滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力為：式中 滑靴的質(zhì)量（）； 柱塞分布圓半徑（）； 滑靴重心到柱塞球頭中心距離（）。查文獻(xiàn)1表4-2取即：中心加緊力彈簧須滿足： 順便指出，在計(jì)算中心加力彈簧力時(shí)，上述諸式的泵軸角速度均應(yīng)以欲要求的自吸角速度（即泵軸的轉(zhuǎn)速）代入。2.1.6壓排過(guò)程即柱塞因缸體拖動(dòng)，再由斜盤經(jīng)過(guò)滑靴推壓而壓排油液的過(guò)程柱塞與其缸孔之間的配合間隙，一般為0.01-0.05mm，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于柱塞直徑d及其含接長(zhǎng)度2l，所以，假定無(wú)間隙滑動(dòng)時(shí)可行的。再假定滑動(dòng)摩擦對(duì)其接觸比壓的分布無(wú)影響；滑靴與柱塞頭之間無(wú)相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，柱塞與缸孔壁的接觸長(zhǎng)度為： （2-10） （2-11）并且

20、，各支反力的合力和的作用點(diǎn)分別距接觸邊緣為和，如圖2-6所示。圖 2-6 柱塞受力分析滑靴與斜盤之間的摩擦力，在所述及的問(wèn)題中，假定與力和在一個(gè)平面內(nèi)，其值為： （2-12）式中 滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù)，考慮到啟動(dòng)等因素，假定為半摩擦， 斜盤經(jīng)滑靴對(duì)柱塞的作用力（N）。通過(guò)平面圓盤縫隙流： （2-13）如圖2-2所示， 代入上式即：缸孔對(duì)柱塞的摩擦力和 式中 缸孔對(duì)柱塞的摩擦系數(shù)，青銅對(duì)鋼，一般取為，工作阻力: （2-14）式中 液壓泵的額定輸出壓力（）；單個(gè)柱塞滑靴的最大移動(dòng)慣性力（）； 一個(gè)柱塞的回程彈簧力()。2.1.7處于壓排行程柱塞所受的力諸力(和等)應(yīng)滿足下述力學(xué)方程： （2-1

21、5）將式（3-14）代入上述方程組，得上式聯(lián)立解得再將上述兩式聯(lián)立，略去（因?yàn)楹苄。?，解?（2-16） 式中 結(jié)構(gòu)參數(shù)，其值為：將值代入(2-16)式由上式可知柱塞受力滿足要求，并且最小含接長(zhǎng)度與柱塞長(zhǎng)度之比，要大于0.46，否則會(huì)降低機(jī)械效率，增加卡塞危險(xiǎn)性。即：2.2 缸體受力缸體由泵軸拖動(dòng)，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動(dòng)柱塞，實(shí)現(xiàn)吸排油液，其受力較復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一，是配油面，從運(yùn)轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點(diǎn)，希望各滑動(dòng)表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。對(duì)于配油面間，要想實(shí)現(xiàn)上述要求，缸體在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程應(yīng)與配油盤表面保持平行，即不歪斜而平衡。在討論上述方程之前，先逐一討論一下缸體所承

22、受的各個(gè)力。缸體在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程承受下述力（取包括柱塞滑靴在內(nèi)的平衡力）：斜盤的推壓力；轉(zhuǎn)子軸承的支反力；中心加力彈簧的彈簧力；配有盤與缸體之間壓力場(chǎng)的支承力，以及輔助支承的支承力等。在討論時(shí)，我們?nèi)?點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)的直角坐標(biāo)系，假定力沿著坐標(biāo)軸正向?yàn)檎?，力矩以右旋為正，軸正負(fù)分別為排油與吸油邊，亦即假定配油盤為零重迭的。2.2.1斜盤的推壓力在討論缸體受力時(shí)，摩擦力與慣性力較之工作阻力小的多，為了簡(jiǎn)化問(wèn)題，略去不計(jì)，這樣，由式2-14、2-16得： （2-17）式中 柱塞缸內(nèi)的壓力，或?yàn)榕懦鰤毫?，或?yàn)槲脒叺膲毫Γ?斜盤傾角（度）。該力可沿著、 軸線分解為兩個(gè)分量：和，力通過(guò)柱塞底油液將缸體壓向配油

23、盤，與壓排窗口相同的每個(gè)柱塞的力為：我們默認(rèn)吸油窗口壓力為0，即為0，而和可以得出 （2-18）由前章可知，奇數(shù)個(gè)柱塞得輸油率脈動(dòng)小，通常5、7、9等，為了討論方便起見(jiàn)，假定液壓泵得柱塞個(gè)數(shù)為式中 m正整數(shù)。液壓泵得配油工作情況是：當(dāng)時(shí)，有個(gè)柱塞與壓排窗口相通，有m個(gè)與吸入窗口相通；而當(dāng)時(shí)，有m個(gè)與壓排窗口相通，有個(gè)與吸入窗口相通，其中a柱塞得角距，；缸體轉(zhuǎn)角，取一個(gè)柱塞缸中心與Y軸線一致時(shí)為起點(diǎn)，這樣一來(lái)，得總推壓力為：當(dāng)時(shí)： （2-19） =當(dāng)時(shí)： （2-20）由上式可以看出這兩種狀態(tài)在缸體每轉(zhuǎn)角交替重復(fù)。對(duì)X軸得力矩為：當(dāng)時(shí)： （2-21） 整理得出； 式中 滑靴球鉸中心中性面至缸體配油

24、表面的距離()，取。同理當(dāng)時(shí)： 式中 正整數(shù)，??； 斜盤最大傾角，； 工作壓力，； 吸油窗口壓力，取。對(duì)Y軸的力矩為當(dāng)時(shí)： （2-22） 當(dāng)時(shí)： （2-23） 2.2.2缸體與配油盤之間壓力場(chǎng)的支撐力及其力矩缸體與配油盤之間的壓力場(chǎng)區(qū)域，由于缸體得柱塞口使其不限于配油窗口，而有所擴(kuò)展。若相鄰柱塞缸體窗口間得隔檔非常小，并假定和分別為配油表面得高壓側(cè)與低壓側(cè)得壓力分布范圍，為柱塞缸體窗口得開(kāi)角，則當(dāng)時(shí)： ， 弧度 （2-24）當(dāng)時(shí)： ， 弧度 （2-25）眾所周知，油液通過(guò)兩平行圓板之間隙成放射流動(dòng)時(shí)，任一點(diǎn)的壓力按對(duì)數(shù)衰減，就所述及得情形，當(dāng)假定泄油槽得壓力為零時(shí)，在區(qū)域 （2-26） 式中

25、、內(nèi)密封帶得半徑(m)。當(dāng)區(qū)域：當(dāng)區(qū)域： （2-27）式中 、外密封帶得半徑(m)。壓力場(chǎng)得總支撐力： （2-28） 式中 、外密封帶的半徑（）； 、內(nèi)密封帶的半徑（）；壓力分布范圍，。 當(dāng)時(shí)： （2-29） 當(dāng)時(shí)： （2-30） 式中 H力矩矢量得模，其值為： （2-31） 由上式可以看出，壓力場(chǎng)所產(chǎn)生得力矩矢量得模H，是和得函數(shù)，有兩種不同得數(shù)值，并以缸體同一轉(zhuǎn)速，同一方向回轉(zhuǎn)，交替反復(fù)。當(dāng)時(shí)；由于，所以： （2-32） 當(dāng)時(shí)：， （2-33）H之變化值為： （2-34） H之平均值為： 由以上可以看出，力矩得變化取決于，只有當(dāng)時(shí)才能達(dá)到理想得平衡，所以，從平衡角度，在設(shè)計(jì)柱塞缸體窗口時(shí)，

26、要盡可能地使其開(kāi)角大一些，同時(shí)還要顧及到容積效率。2.2.3輔助支撐的支撐力用于配油機(jī)構(gòu)中得輔助支撐由多種，下面討論得輔助支撐均是對(duì)稱的，所以，其支撐力均沿Z軸線方向，對(duì)X、Y軸得力矩亦均為零?，F(xiàn)在回頭討論缸體得力平衡方程，沿Y軸應(yīng)滿足式，即： （2-35） 繞Y軸之力矩方程應(yīng)為： （2-36） ，（），（）則由以上可以看出，,是一個(gè)矢量模與轉(zhuǎn)角無(wú)關(guān)得力矩矢得兩個(gè)分量，其模為： （2-37）而.,在、或內(nèi)亦均是一個(gè)矢量模與轉(zhuǎn)角無(wú)關(guān)的力矩矢得兩個(gè)分量，其模分別為： （2-38） 除此之外，還可以看出，與的作用軸線重合一致，方向相反，可是由于M得模為雙值，因而未能達(dá)到良好得平衡?，F(xiàn)取令M得模為，代

27、入，整理得： （2-39） 這是配油部位須滿足得方程之一。 繞X軸得力矩方程式應(yīng)為： （2-40） 圖 2-7力矩圖式中 轉(zhuǎn)子軸承到配油面得安裝距離（）。當(dāng)時(shí)： （2-41）當(dāng)時(shí)： （2-42）代入兩式，則可合寫成下述形式：由式3-23，3-27則上式可知為下述形式： 當(dāng)時(shí)：當(dāng)時(shí)：所以： （2-43）式（2-43）表明，在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，之合力作用點(diǎn)在附近移動(dòng)，其范圍為。為了使對(duì)X軸得力矩不致反映到配油盤表面，欲使得作用點(diǎn)落在轉(zhuǎn)子軸承滾動(dòng)體長(zhǎng)度之內(nèi)，這樣，首先應(yīng)將轉(zhuǎn)子軸承中心安設(shè)在處，并且滾動(dòng)體長(zhǎng)度須滿足下式： 除此之外，對(duì)于轉(zhuǎn)子軸承得間隙還要加以控制，這兩項(xiàng)措施已由某液壓泵廠得經(jīng)驗(yàn)證實(shí)（當(dāng)將軸承

28、中心移至中性面，軸承間隙由0.1mm減至0.060.07mm，配油盤研損情況大為減少）。除了上述措施外，還有加長(zhǎng)缸體花鍵配合長(zhǎng)度等方法。2.3 斜盤受力分析斜盤是形成和改變工作容積的主要部位，改變斜盤傾角便可以改變泵的輸油率和流向。在工作過(guò)程中，斜盤主要承受下述力：有工作阻力產(chǎn)生的并經(jīng)過(guò)滑靴推壓斜盤力；中心加力裝置的彈簧力；斜盤支反力、。 圖2-8斜盤受力分析滑靴推壓斜盤的力，是由工作阻力產(chǎn)生的，其值與前述的數(shù)值相等，方向相反，并且垂直于斜盤平面，垂直于支承軸線，其值為： （2-44） 式中 P柱塞底腔的壓力，或?yàn)?或?yàn)?。在時(shí)： 當(dāng)時(shí)：斜盤滑動(dòng)的支反力和,由力矩平衡方程求得： （2-45）式中

29、 斜盤支承跨度一半()。 2.3.1柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩壓力不平衡力矩與泵的配油機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)關(guān)系很大。一個(gè)柱塞對(duì)斜盤的作用力矩。 （2-46） 由得（因?yàn)椋儆傻?，則，因而，上式可表示下述形式：將式3-40代入上式，得 （2-47）由上式可以看出，每個(gè)柱塞壓力對(duì)斜盤的繞x軸之力矩，與柱塞底腔壓力有關(guān)，目前，對(duì)稱正重迭的，非對(duì)稱正重迭的和零重迭的（有時(shí)為了減少噪音，采用負(fù)重迭的，但其值甚小，故可認(rèn)為是零重迭的）。所有柱塞對(duì)x軸的力矩為：當(dāng)或者時(shí)： （2-48）當(dāng)或者時(shí)： （2-49） 當(dāng)或者時(shí)： （2-50） 當(dāng)或者時(shí)： （2-51） 式中 柱塞在重迭區(qū)困于其腔內(nèi)的壓力，對(duì)稱正重迭

30、的配有機(jī)構(gòu)，由于柱塞通過(guò)上死點(diǎn)，即時(shí)，當(dāng)時(shí)，躍至，而在下死點(diǎn)，即時(shí)， 可以看出，是隨缸體轉(zhuǎn)角周期變化的，假定缸體的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)為n，則變化頻率將為。其力矩可由下式求定： （2-52） 式中 額定工作壓力，； 柱塞分布圓半徑（）； 斜盤傾角； 柱塞個(gè)數(shù)。 2.3.2斜盤滑動(dòng)支承的摩擦力矩 （2-53）式中 滑動(dòng)支承的半徑()；滑動(dòng)支承的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，青銅對(duì)淬火鋼，。2.3.3球鉸的摩擦力力矩在改變斜盤傾角是，滑靴與柱塞之間的夾角亦隨之變化，這樣便產(chǎn)生摩擦力矩，其一個(gè)球鉸的摩擦力矩為： （2-54） 式中 球鉸的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，由于潤(rùn)滑充分，青銅對(duì)淬火鋼，一般可取為球頭半徑 。平均力矩為： （2-55

31、） 2.3.4柱塞與滑靴在改變傾角時(shí)的慣性力矩 由前述可知，柱塞與滑靴相對(duì)缸體的運(yùn)動(dòng)方程為： （2-56）式中 （為缸體的角速度）將上式對(duì)求二次導(dǎo)數(shù)，便得在改變傾角時(shí)柱塞滑靴相對(duì)缸體的加速度。一個(gè)柱塞與滑靴的慣性力矩為： （2-57）式中 柱塞與滑靴的質(zhì)量（）；柱塞滑靴在變傾角時(shí)的加速度（）；柱塞分布圓的半徑()?？偭貫椋?（2-58）斜盤與壓盤的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩： （2-59）式中 斜盤與壓盤繞斜盤支承軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性矩變量時(shí)斜盤與壓盤的傾角的角加速度。2.4 泵軸受力泵軸是支承缸體且拖動(dòng)其轉(zhuǎn)動(dòng)的機(jī)件。前、后斜盤軸向柱塞泵的泵軸，受力是個(gè)不相同的。2.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率理論轉(zhuǎn)矩，仍是

32、不計(jì)摩擦的驅(qū)動(dòng)泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動(dòng)的力矩，換言之，為克服柱塞工作壓力的轉(zhuǎn)矩所需的力矩，即： = （2-60）可以得出，以個(gè)柱塞的作用力對(duì)缸體的Z軸之轉(zhuǎn)矩將為： （2-61）而，因此： （2-62）綜合比較可變得：當(dāng)時(shí)： = （2-63）當(dāng)時(shí)： = （2-64）由上式可以看出，理論轉(zhuǎn)矩是以與的變化完全一樣的形式變化的。平均理論轉(zhuǎn)矩可按下式確定 （2-65）式中 理論容積常數(shù)（）；、分別為壓排側(cè)與吸入邊的壓力()。這樣，理論功率為： （2-66） 2.4.2后斜盤軸向柱塞泵的泵軸受力后斜盤軸向柱塞泵，其缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支承，另外為保證配油機(jī)構(gòu)有良好的運(yùn)轉(zhuǎn)條件，泵軸的初端又不允許以具有徑向力的

33、傳動(dòng)連接方式連接，所以，這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動(dòng)缸體轉(zhuǎn)動(dòng)，受力最簡(jiǎn)單。泵軸為了拖動(dòng)缸體工作，除了要克服缸體柱塞輸出壓力為的壓力油液所需的理論轉(zhuǎn)矩外，還要克服各工作運(yùn)動(dòng)副的摩擦力矩：配油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩；柱塞與缸體之間的粘性摩擦力矩；滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩；缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩；軸承的摩擦力矩；與工作壓力、轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)的不變阻力矩等 。對(duì)于設(shè)計(jì)計(jì)算，泵軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩可取為： （2-67） 式中 泵的機(jī)械效率，可取為0.90。 平均理論轉(zhuǎn)矩（）第3章 運(yùn)動(dòng)分析斜盤軸向柱塞泵，在工作使其柱塞和滑靴做兩個(gè)主運(yùn)動(dòng)：一個(gè)是沿缸體軸線的相對(duì)缸體的往復(fù)運(yùn)動(dòng)；一個(gè)是與缸體一起旋轉(zhuǎn)。3.1

34、計(jì)算柱塞軸線的分布圓半徑和柱塞直徑由圖21分析可得： （3-1） 式中 max斜盤最大擺角（度），Z柱塞個(gè)數(shù)，Z=7 ；d柱塞直徑（）。柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑為： （3-2）查參考文獻(xiàn)1表1-29取按下式確定柱塞直徑：查參考文獻(xiàn)1表1-27取綜上所得：柱塞直徑d=0.032m,柱塞軸線的分布圓半徑m3.2 運(yùn)動(dòng)學(xué)如圖3-1所示，當(dāng)柱塞由最大外伸轉(zhuǎn)到角時(shí)，柱塞球頭中心即由A點(diǎn)到B點(diǎn)。柱塞沿缸體軸線的相對(duì)（缸體）位移Sp,由直角三角形ABC得： (3-3)式中 斜盤傾角（度）。圖3-1 柱塞滑靴的運(yùn)動(dòng)分析由圖3-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO再由直角三角形得。 將上述諸關(guān)系式代

35、入(3-3)，整理得： (3-4)式中 R柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑（m）；缸體的轉(zhuǎn)角，=t。柱塞的行程,等于柱塞對(duì)缸體的最大與最小外伸量只差，亦即由=0轉(zhuǎn)至?xí)r的相對(duì)位移量，由上式得： (3-5)式中 柱塞軸徑分布圓半徑()；柱塞相對(duì)（缸體的移動(dòng)）速度vp,由相對(duì)位移Sp對(duì)時(shí)間t求導(dǎo),可得： (3-6) 其平均相對(duì)速：式中 n泵軸的轉(zhuǎn)速（）。柱塞相對(duì)（缸體的移動(dòng)）的加速度,由其相對(duì)速度對(duì)時(shí)間t求導(dǎo),可得： 滑靴除了與柱塞一起相對(duì)缸體往復(fù)運(yùn)動(dòng)及隨缸體旋轉(zhuǎn)外，還與柱塞頭一起沿斜盤平面作平面運(yùn)動(dòng)。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運(yùn)動(dòng)情況，如圖2-2所示。圖3-2 橢圓運(yùn)動(dòng)分析由圖3-2可

36、以看出，滑靴與柱塞球頭中心A之絕對(duì)運(yùn)動(dòng)軌跡的參數(shù)方程為：該運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓，其長(zhǎng)半軸與短半軸分別為： ； (3-7)滑靴由于沿斜盤平面作橢圓運(yùn)動(dòng)，所以在與壓盤一起繞Z軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，必將相對(duì)壓盤作徑向移動(dòng)，其位移量（如圖2-2） （3-8） 式中 滑靴球心（即滑靴與柱塞球頭中心）運(yùn)動(dòng)軌跡的向徑，其值為： （3-9）壓盤裝滑靴頸部的孔心分布圓直徑（）； （3-10）式中 斜盤最大傾角（度）。這樣，式，便可以寫成下述形式： （3-11）分析上式便可指出，當(dāng)時(shí)或者當(dāng)及0、時(shí)，的絕對(duì)值為最大，即 （3-12）向徑與橢圓軌跡長(zhǎng)半軸之夾角（即與Y軸的夾角）為：所以： （3-13）因此，滑靴球心繞O點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)角速

37、度為： （3-14）由上式可知得出，當(dāng)，等時(shí)，便達(dá)到最大值，其值為：式中 泵軸的角速度（）。已知泵軸的轉(zhuǎn)速1000 （3-15）而當(dāng)0、時(shí)，便達(dá)到最小值，其值為： （3-16）由結(jié)構(gòu)可知，滑靴球心繞O點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周（2）的時(shí)間等于缸旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間，因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體的角速度，即滑靴沿斜盤表面的滑動(dòng)速度： （3-17）由上式可以得出，當(dāng)、時(shí)，便達(dá)到最大值，為：而當(dāng)、時(shí)，便達(dá)到最小值，為 （3-18）滑靴沿斜盤平面的平均滑動(dòng)速度： （3-19） 順便指出，柱塞于滑靴除了上述的相對(duì)運(yùn)動(dòng)與牽連運(yùn)動(dòng)之外，還可能有因摩擦而產(chǎn)生的饒自身軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)，這無(wú)論對(duì)于均勻摩擦還是對(duì)改善潤(rùn)滑都是有益的。3.3

38、輸油率及其脈動(dòng)容積式液壓機(jī)械的理論輸油率，是其工作元件的時(shí)間所劃成的幾何容積。對(duì)于所述及類型的液壓泵，一個(gè)柱塞的瞬時(shí)理論輸油率為：式中 d柱塞直徑（）；柱塞相對(duì)缸體的移動(dòng)速度（）。將式（3-6）代入，則得到第一個(gè)柱塞的瞬時(shí)理論輸油率： （3-20）液壓泵有Z個(gè)柱塞均勻布于圓周，柱塞間的角距，所以，以下各柱塞的瞬時(shí)理論輸油率分別為： 在Z個(gè)柱塞中有（Z）/2個(gè)同時(shí)工作，因此，i應(yīng)等于（Z1）/2-1，即，這樣一來(lái)，液壓泵的瞬時(shí)理論輸油率為：將式、代入上式，經(jīng)變換整理得： （3-21）式中“”當(dāng)時(shí)，取“+”號(hào)；當(dāng)時(shí)，取“-”號(hào)。該式表明液壓泵的瞬時(shí)理論輸油率是缸體轉(zhuǎn)角的函數(shù)，其變化如圖3-3所示。

39、圖3-3 輸油率脈動(dòng)曲線由式（3-1）和圖3-3可以看出，液壓泵的瞬時(shí)理論輸油率是以為轉(zhuǎn)角周期變化的，其脈動(dòng)頻率將為：式中 n泵軸的轉(zhuǎn)速（）； 柱塞個(gè)數(shù)。當(dāng)Z為奇數(shù)時(shí)，液壓泵的瞬時(shí)理論輸油率在=0、時(shí)為極小值，而在、時(shí)為最大值，即 （3-22） （3-23） 液壓泵的平均理論輸油率，可以由式（3-19）在其變化周期內(nèi)積分平均求得，推倒如下： （3-24） 因?yàn)榉e分，所以上式可以寫成下述形式：輸油脈動(dòng)率是以下式定義的： （3-25）這樣，將式（3-21）、（3-20）代入上式，經(jīng)整理便可求得液壓泵的輸油脈動(dòng)率為： （3-26）如Z為偶數(shù)時(shí)，上述關(guān)系式便大為簡(jiǎn)單化，在、時(shí)為最小值，而在、時(shí)為最大值

40、，經(jīng)過(guò)類似變化整理可等其脈動(dòng)率為： （3-27）由式上述兩式可以看出，斜盤軸向柱塞泵的輸油脈動(dòng)率只與柱塞個(gè)數(shù)Z有關(guān)，其值如表3-1所列表3-1柱塞個(gè)數(shù)與脈動(dòng)率Z5678910114.9813.92.537.81.535.01.02上表所列數(shù)值表明，Z為偶數(shù)的輸油脈動(dòng)率均比奇數(shù)的大，所以一般選取5、7和9。第4章 主要部位設(shè)計(jì)與校核在所述及的這種液壓泵中，直接影響工作性能的部位有：柱塞副、球鉸副、滑靴副、泵軸，下面將對(duì)這幾個(gè)問(wèn)題進(jìn)行設(shè)計(jì)。4.1 柱塞副柱塞直徑d，不僅是柱塞的主要參數(shù)，而且還是液壓機(jī)械的主要參數(shù)，該參數(shù)要由既定的輸油率等諸因素確定，一般在35mm以下，否則，會(huì)使其移動(dòng)慣性力和離心慣性力過(guò)大，進(jìn)而降低其機(jī)械效率與吸入能力。柱塞的長(zhǎng)度L及含接長(zhǎng)度，如前所述，之比無(wú)論從防止柱塞卡塞，使之工作的可靠角度，還是從柱塞與缸孔之接觸強(qiáng)度