PVB柱塞泵計算說明書

1、畢業(yè)設(shè)計（論文）目錄目錄1第一章 概 論31.1 斜盤式軸向柱塞泵的概況41.2 軸向柱塞泵的工作原理111.3 柱塞泵的結(jié)構(gòu)剖析131.4 柱塞泵的主要參數(shù)16第二章 運動分析192.1 運動學(xué)192.2 流量及其脈動23第三章 受力分析273.1柱塞與滑靴的受力273.2 缸體受力363.3斜盤受力4334泵軸受力45第四章 主要部位設(shè)計484.1柱塞副484.1.1柱塞的設(shè)計484.1.2柱塞副摩擦比壓、比功率的驗算504.2滑靴副的設(shè)計與校核554.2.2 滑靴副的壓緊系數(shù)、比功率的驗算5843回程盤的設(shè)計計算6044缸體的設(shè)計計算624.4.1缸體的結(jié)構(gòu)形式和尺寸設(shè)計624.5配流盤

2、的設(shè)計計算664.5.1配流盤的設(shè)計674.5.2 配流盤的壓緊系數(shù)、比功率的驗算754.6中心加力彈簧的設(shè)計計算7747斜盤機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算8048泵軸的設(shè)計計算82第五章 伺服變量機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算855.1 概 述8652伺服機(jī)構(gòu)的設(shè)計計算8753伺服變量機(jī)構(gòu)在外供壓力時的靜動特性96參考文獻(xiàn)103外文翻譯及原文104致謝131 PVB型輕型軸向柱塞泵的設(shè)計 摘要 本說明書介紹了PVB型輕型軸向柱塞泵的概況、原理、用途及結(jié)構(gòu)形式。PVB輕型柱塞泵的設(shè)計計算主要從泵的結(jié)構(gòu)特點出發(fā)，分析關(guān)鍵部位的受力情況及力學(xué)計算。介紹了該類泵的薄弱環(huán)節(jié)，討論配流機(jī)構(gòu)和各主要運動副零部件的設(shè)計方法。配流盤常采用帶

3、卸荷槽的非對稱重疊型配流盤，它與后泵蓋采用了銷定位；斜盤機(jī)構(gòu)中加設(shè)止推板是為了使泵的機(jī)械效率不受影響。斜盤體上耳軸軸線與傳動軸的軸線在同一個平面內(nèi)，這樣使泵的性能得到了保證；滑靴與斜盤這對摩擦副中形成具有一定壓強(qiáng)的油膜，油膜內(nèi)的壓強(qiáng)是有外加有壓油液形成的，我們采用剩余壓緊力法設(shè)計滑靴，從而使泵的容積效率及滑靴與斜盤這對摩擦副的潤滑得到了可靠的保證。為了防止柱塞在缸孔中運動時受到液壓卡緊力的作用，設(shè)計柱塞時我們采用開均壓槽的結(jié)構(gòu)形式。為使滑靴緊靠在止推板上，我采用一個集中返回彈簧，通過回程盤把柱塞組件推靠在止推板上。該泵的變量機(jī)構(gòu)為恒壓變量機(jī)構(gòu)，其實質(zhì)為恒壓定值調(diào)節(jié)系統(tǒng)，我們采用一個零開口雙邊滑

4、閥進(jìn)行控制。關(guān)鍵詞：通軸式 后斜盤式 柱塞 滑靴 配流盤 回程盤 缸體 斜盤 耳軸 容積效率 機(jī)械效率 變量機(jī)構(gòu) 恒壓控制 雙邊滑閥 第一章 概 論在液壓系統(tǒng)中，液壓泵的功能是將電動機(jī)或內(nèi)燃機(jī)等原動機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為液壓的壓力能，向系統(tǒng)提供壓力油并驅(qū)動系統(tǒng)工作，屬于液壓動力元件。具有以下共同的基本特征：1.液壓泵在每一個工作周期中吸入或排出的液體容積只取決于工作構(gòu)件的幾何尺寸；2液壓泵的理論流量與泵的轉(zhuǎn)速成下比；3在不考慮泄漏和及液體的壓縮性時，液壓泵的理論流量與工作壓力無關(guān)。柱塞泵是依靠柱塞在缸體內(nèi)往復(fù)運動，使密封工作腔容積產(chǎn)生變化來實現(xiàn)吸油、壓油。由于柱塞與缸體內(nèi)孔配合精度高，密封性能好，只

5、需改變柱塞的工作行程就能改變泵的排量。所以，柱塞泵具有壓力高、容積效率高、流量調(diào)節(jié)方便和結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點。柱塞泵常用于高壓大流量和容積高速系統(tǒng)中。柱塞泵按柱塞排列方向不同，分為軸向柱塞泵和徑向柱塞泵兩大類。本次畢業(yè)設(shè)計為PVB45輕型軸向柱塞泵的設(shè)計，采用恒壓控制的變量方式。由于軸向柱塞泵的柱塞中心線與油缸體的軸線平行或接近于平行，它具有密封性好，工作壓力高，在高壓下仍能保持相當(dāng)高的容積效率和總效率的特點。因此，軸向柱塞泵作為中高壓及高壓油源，廣泛地用于各個工業(yè)部門。PVB45輕型通軸式軸向柱塞泵，是一種 壓力較低、結(jié)構(gòu)較簡單、質(zhì)量較輕的經(jīng)濟(jì)型軸向柱塞泵。圖1-1為我國邵陽液壓件廠引進(jìn)的美國Vi

6、ckers公司PVB型輕型通軸柱塞泵。缸體采用粉末冶金或球墨鑄鐵成型，其他零件也盡可能采用精密鑄造或粉末冶金成型。變變量機(jī)構(gòu)采用單作用變量缸，用彈簧使變量斜盤復(fù)位。該類泵的壓力較低，設(shè)計輕巧。1.1 斜盤式軸向柱塞泵的概況近年來，容積式液壓傳動的高壓化趨勢，使柱塞泵尤其軸向柱塞泵的采用日益廣泛。軸向柱塞泵主要有結(jié)構(gòu)緊湊，單位功率體積小，重量輕，壓力高，變量機(jī)構(gòu)布置方便，壽命長等優(yōu)點。不足之處是對油液的污染敏感，濾油精度要求高，成本高等。圖1-2 軸向柱塞泵分類軸向柱塞泵，依其配油方式有閥式和盤式之分，如上圖1-2所示。閥式軸向柱塞泵由于吸排油閥的滯后現(xiàn)象，限制了泵軸轉(zhuǎn)速不能高于1500r/mi

7、n左右，再加上變量困難及閥式配油泵失去了液壓機(jī)械的可逆性（即不能換向或作液壓馬達(dá)使用），所以，閥式軸向柱塞泵主要用作32MPa以上的定量泵，而變量型液壓泵主要是盤式配油的軸向柱塞泵。斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵相比較，各有所長，如表1-1所示。斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū)動盤機(jī)構(gòu)，使柱塞缸體不承受側(cè)向力，所以，缸體對配流盤的傾復(fù)的可能性小，有利于柱塞副與配油部位工作，另外，允許的傾角大（一般情況，作泵時，max=25°；作液壓馬達(dá)時，max=30°）?？墒?，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工藝性差，需要使用大容量止推軸承，因而高壓連續(xù)工作時間往往受到限制，成本高。斜盤式軸向柱塞泵，由于配流盤與缸體、滑靴

8、與柱塞這兩對高速運動副均采用了靜壓支承，省去了大容量止推軸承，具有結(jié)構(gòu)緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕等優(yōu)點，從而使該型泵獲得了迅速發(fā)展，一些原來生產(chǎn)斜軸式軸向柱塞泵的廠家也先后發(fā)展了斜盤式軸向柱塞泵。目前斜盤式軸向柱塞泵的連續(xù)工作壓力多數(shù)在21-35MPa之間，其峰值壓力為28-40MPa左右，轉(zhuǎn)速一般都在3000r/min以下，排量大都在300-500ml/r，近年來已發(fā)展到2336ml/r。斜盤式軸向柱塞泵，由于體積小，重量輕，變量機(jī)構(gòu)簡單，慣性小，幫適用于移動設(shè)備與自動控制系統(tǒng)，如起重運輸機(jī)械、礦山機(jī)械、機(jī)床與鍛壓冶金機(jī)械的液壓系統(tǒng)中。表1-1 斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵特

9、點比較型式斜盤式（盤式配流）斜軸式結(jié)構(gòu)與加工結(jié)構(gòu)簡單，有后斜盤式與前斜盤式之分，高精度零件的數(shù)量少。結(jié)構(gòu)復(fù)雜，有鉸式與無鉸式兩種，高精度零件的數(shù)量多。變量方式改變斜盤傾角變量機(jī)構(gòu)簡單改變缸體傾角變量機(jī)機(jī)構(gòu)復(fù)雜軸承受力徑向力與軸向力均不大徑向力與軸向力均較大，體積與重量不大大理論排量qTml/r4-50050-1000工作壓力MPa21-35<21最高壓力MPa28-4035效率%85-9288-95斜盤式軸向柱塞泵，依其出軸方式可分為后斜盤式與前斜盤式兩種。斜盤位于泵軸后端的，稱為后斜盤式軸向柱塞泵，如圖1-3a所示；斜盤位于泵軸前端的，稱為前斜盤式軸向柱寒泵，如圖1-3b所示圖1-3

10、a 前斜盤式軸向柱塞泵, b后斜盤式軸向柱塞泵我們設(shè)計的PVB45輕型軸向柱塞泵屬于前斜盤式軸向柱塞泵該泵從總體結(jié)構(gòu)上看可分為兩部分:1.主體部分：該部分也稱為泵的工作部分，是整個結(jié)構(gòu)的核心部分，其他部分都是圍繞它進(jìn)行的2.變量部分：根據(jù)工作機(jī)的工況要求來控制斜盤的傾角，通過改變斜盤的傾角來改變泵的排量，進(jìn)而使泵的輸出壓力基本保持不變，以滿足工作機(jī)的要求。 在設(shè)計查閱資料過程中我們知道PVB型輕型軸向柱塞泵具有如下優(yōu)點：首先，在上面我們已經(jīng)提到PVB型輕型軸向柱塞泵是通軸式后斜盤軸向柱塞泵，而通軸式軸向柱塞泵其主軸穿過斜盤，且軸的兩端一般是用滾動軸承支撐，取消了非通軸式那種用支撐缸體的大軸承。

11、這樣既改善了傳動軸的受力狀態(tài)，有為提高軸承轉(zhuǎn)速創(chuàng)造了有利的條件。其次，變量機(jī)構(gòu)的活塞與傳動軸平行或接近平行，并作用于斜盤的外緣，因此有利于縮小泵的徑向尺寸，又可以減小變量機(jī)構(gòu)所需的操縱力。而且，它還具有非通軸式泵的一般特點，即變量機(jī)構(gòu)布置方便，壽命長。但是，該PVB型輕型軸向柱塞泵也具有通軸式軸向柱塞泵自身的缺點：首先，通軸式軸向柱塞泵由于兩端用軸承支撐，支撐點相距較遠(yuǎn)，因此在傳動軸設(shè)計得很粗，這樣才不會導(dǎo)致軸因受力過大出現(xiàn)變形等剛度不合格的問題。然而軸設(shè)計的很粗必然是泵的徑向尺寸增大。其次，該類柱塞泵對油液的污染敏感，對濾油精度要求較高；此外由于該類泵發(fā)展較晚，工藝、結(jié)構(gòu)不如CY型泵成熟。但

12、從發(fā)展趨勢來看，它是比較有前途的。本次設(shè)計的CY14-1型軸向柱塞泵要求我們采用要求采用手動伺服變量。1.2 軸向柱塞泵的工作原理下面我們心手動伺服變量軸向柱塞泵為例說明斜盤式軸向柱塞泵的工作原理。如圖1-7a所示，泵軸11與缸體2為花鍵連接，驅(qū)動缸體旋轉(zhuǎn)，使均布于缸體中的七個柱塞5繞軸軸線轉(zhuǎn)動，第個柱塞頭部有一滑靴6。中心彈簧8通過內(nèi)套9、鋼球A、壓盤7將滑靴缸體旋轉(zhuǎn)時，柱塞隨缸體轉(zhuǎn)動的同時，相對缸體作往復(fù)運動，完成吸排油的工作，油液通過油道a吸入式排出。中心彈簧8通過外套10將缸體壓緊于配流盤1上，起預(yù)密封作用，同時又是使柱塞回程的加力裝置。圖1-9 斜盤式軸向柱塞泵的工作原理為了便于柱塞

13、工作過程起見，將圖1-7a從下死點沿柱塞分布圓分布圓展開，如圖1-9所示。當(dāng)缸體沿圖示方向轉(zhuǎn)動時，位于1處的柱塞既不向外也不向內(nèi)移動，此時柱塞窗口被配流盤的隔擋封閉。當(dāng)柱塞離開下死點時，因中心加力裝置拖動而使柱塞相對缸體向外移動而使柱塞相對缸體的向外移動，使其底腔形成負(fù)壓，如圖1-9所示的2、3、4處，油液通過配流盤的配油窗口被吸到柱塞底腔內(nèi)，這時，柱塞處于吸入行程，該行程直至柱塞達(dá)到5處，即上死點為止。柱塞位于上死點的狀況和位于下死點一樣，也是既不向內(nèi)也不向外移動，相對移動速度為零，柱塞窗口也被配流盤的隔擋封閉。缸體繼續(xù)轉(zhuǎn)動，柱塞便離開上死點，將被斜盤推壓而向缸內(nèi)移動，產(chǎn)生壓力，壓排油液，如

14、圖1-9所示的6、7、8處，油液便通過配流盤的配油窗口排入壓力管路，這時柱塞處于壓排行程，該行程直至柱塞達(dá)到1處，即下死點為止。這些循環(huán)進(jìn)行就會使缸體均布有Z個柱塞的液壓泵連續(xù)不斷地吸入油液。假若斜盤傾角方向不變，只改變缸體的轉(zhuǎn)向，那么，由圖1-9所示可以看出，柱塞的吸入行程與壓排行程便互易過來，即吸入行程變成壓排行程，壓排行程變成吸入行程，因而，液壓泵的吸入口變成壓排口，壓排口變成了吸入口，使泵的流向發(fā)生改變。如果缸體轉(zhuǎn)向不變，改變斜盤傾角的方向，如圖1-9所示，使柱塞球頭中心沿斜盤滑動的軌跡變成虛線時，柱塞的工作行程變發(fā)生互易，因而，液壓泵的流向亦轉(zhuǎn)換。一句話，對于盤式配油的斜盤式軸向柱塞

15、泵而言，無論改變缸體轉(zhuǎn)向還是改變斜盤傾角方向，均可改變泵的流向。所述及的這種液壓泵是容積式的，所以，其流量取決于缸體的轉(zhuǎn)速成和泵的排量，亦即改變其中任一個可改變泵的流量。通常將排量可變的液壓泵稱為變量型液壓泵，而將排量不可變的稱為定量型液壓泵。變量型液壓泵的變量型式有：手動、伺肥、壓力補(bǔ)償、恒壓、恒流量等多種型式，至于各種變量形式將在第五章詳述。圖1-7a所示的液壓泵為手動伺服變量形式，其變量調(diào)節(jié)過程如下：壓力油液由流道a經(jīng)過b、c并通過單向閥22流入變量殼體15的下腔d。當(dāng)拉桿14向下移動時，打開上閥口，使下腔d內(nèi)的壓力油液經(jīng)過流道有流入上腔g。由于上腔的活塞面積大于下腔的活塞面積，因此，變

16、量活塞16被推向下移動，直至伺服滑閥的上閥口關(guān)閉為止，流道e被截止。變量活塞始終跟隨伺服滑閥即拉桿移動，變量活塞的稱勸帶動銷18，使斜盤19繞鋼球A之中心轉(zhuǎn)動，改變斜盤傾角，因而改變泵的排量，進(jìn)而改變泵的流量。當(dāng)拉桿14向上移動時，拖動伺服滑閥上移，上閥口開啟，上腔g的壓力油液經(jīng)流道f卸出，因而變量活塞16的移動同樣使斜盤19改變其傾角，但改變方向相反。由1-7a所示，這種變量機(jī)構(gòu)可以使斜盤的傾角在一定范圍內(nèi)無級調(diào)節(jié)，因而，液壓泵的流量便可在正向最大排量和反向最大排量之間無級調(diào)節(jié)變量。這是一個很重要的優(yōu)點。1.3 柱塞泵的結(jié)構(gòu)剖析斜盤式軸向柱塞泵，由于應(yīng)用日益廣泛，使人們關(guān)注這種泵，相繼做了不

17、少改進(jìn)。1從泵的殼體來講，后斜盤式軸向柱塞泵有兩體、三體和四體結(jié)構(gòu)，分別如圖1-7和1-8所示；而后斜盤式有兩體和三體結(jié)構(gòu)。兩體結(jié)構(gòu)（即前述的整體泵殼結(jié)構(gòu)）雖然件數(shù)少，誤差環(huán)節(jié)少，可是加工很難保證其粗度和光潔度的要求（軸承孔對配流盤座落平面的不垂直度，以及該平面的不平直度與光度等），而三體結(jié)構(gòu)（即前述的分段泵殼結(jié)構(gòu)）雖比前者多一段，即多一個誤差環(huán)節(jié)，但加工方便，容易保證上述粗度和光潔度要求，進(jìn)而達(dá)到性能要求的的精度和光潔度。至于后斜盤式軸向柱塞泵的四體結(jié)構(gòu)，是為了縮小外廓尺寸，將轉(zhuǎn)子軸承的外座圈變成一段泵殼，這各結(jié)構(gòu)制造也很方便，可是其轉(zhuǎn)子軸承需自制或特制。目前多采用三體結(jié)構(gòu)的殼體。2傳動軸即

18、泵軸的結(jié)構(gòu)，后斜盤式軸向柱塞泵的泵軸大部分是懸臂軸， 有一段和兩段結(jié)構(gòu)，分別如圖1-7和1-8所示，。兩段結(jié)構(gòu)，其兩根軸間以花鍵連接，泵軸上的外負(fù)荷由兩個軸承支承，泵軸在工作時的變形不致影響到配油表面，另外，還可以提高泵軸承強(qiáng)度；一段結(jié)構(gòu)就沒有這兩優(yōu)點，但可以是泵軸的結(jié)構(gòu)最簡單。除了上述的兩種形式之外，還有一種泵，將泵軸與缸體制成一體，使泵軸成兩端去承，以穩(wěn)定缸體運轉(zhuǎn)，但要求精度高，工藝性差。后斜盤式軸向柱塞泵的泵軸，因是懸臂軸，所以還需裝設(shè)一個轉(zhuǎn)子軸承，通常采用短圓柱滾子軸承，此外，還有采用特制短圓柱滾子軸承，滾針軸承與流體動力軸承。前斜盤式軸向柱塞泵和后斜盤式軸向柱塞泵采用了通軸結(jié)構(gòu)，在軸

19、的兩端設(shè)有軸承，提高了泵軸的剛性，缸體靠泵軸定位，省去了轉(zhuǎn)子軸承，不公有利于提高轉(zhuǎn)速，以滿足大流量的要求，而且還能在另一端設(shè)置輔助補(bǔ)油泵，適應(yīng)集成化的要求。通常，為了使前斜盤式的泵軸粗一些，前斜盤式軸向柱塞泵的柱塞分布圓半徑通常比后斜盤式的大一些，因而，柱數(shù)個數(shù)比后斜盤式的多（一般前者為Z=9，后者為Z=7），斜盤的傾角也要比后斜盤式的小一些（一般，前者M(jìn)AX=15°, 后者M(jìn)AX=20°）。3回程密封加力裝置有四種形式：（1）.有一根或兩根中心彈簧借助壓盤使柱塞返回，使配油表面、滑靴副預(yù)密封；（2）.每個柱塞由一根專用彈簧送回，同時對兩個表面起預(yù)密封壓緊作用；（3）.利用

20、具有最大恒定間隙的壓盤使柱塞返回；（4）.以輔助補(bǔ)油泵的供油壓力使柱塞返回。常見的是第一種和第四種方式相結(jié)合，即是說，當(dāng)泵轉(zhuǎn)速成低，吸入管路阻力小，吸入高度低時，可以靠中心彈簧使柱塞返回，吸入油液，有自吸能力，而當(dāng)轉(zhuǎn)速高、吸入管路阻力大時，就需以一定的灌注壓力充入油液。在第一種回程方式中，有單彈簧結(jié)構(gòu)和雙彈簧結(jié)構(gòu)。前種結(jié)構(gòu)用不用一根彈簧既要滿足柱塞回程與滑靴預(yù)密封要求，又要滿足配油機(jī)構(gòu)的要求，這往往不盡合理，可是最簡單。而在圖1-8所示的中心加力裝置有兩根彈簧，一根解決柱塞與沒有靴的要求。一根以調(diào)節(jié)滿足配油機(jī)構(gòu)的要求，這樣便可以達(dá)到各取所需，安裝調(diào)整方便，但其銅制球頭常有研損，不如圖1-7中的

21、鋼球好些。4滑靴副，即滑靴與斜盤這對運動副，磨損是較嚴(yán)重的，人們在改善其工作狀況方面做過一些工作。斜盤與滑靴滑動表面直接接觸的結(jié)構(gòu)，是最簡單的結(jié)構(gòu)，在設(shè)計方面力圖使之形成理想的靜壓支承，可是，總不能十分理想的解決，而在滑靴與斜盤平面之間增設(shè)了一個止推板，該止推板在工作過程中可以自行繞其軸線旋轉(zhuǎn)，以調(diào)整磨損部位，使之磨損均勻，更重要的是便于維修。另一種結(jié)構(gòu)，是將止推板與回程壓盤因定在一起，使滑靴夾在中間，這樣一來，止推板與壓盤一起轉(zhuǎn)動，滑靴只對止推板與壓盤有很小的相對運動，而將滑靴相對斜盤的高速滑動面移到止推板與斜盤面之間，改善了這對運動副的磨狀況。5配油部位，是盤式配油的軸向柱塞泵的關(guān)鍵部位，

22、人們?yōu)槭怪幱诹己玫墓ぷ鳡顩r作了大量的研究試驗工作。在固定配油機(jī)構(gòu)中，泵軸與缸體的連接有靜連接與撓性連接兩種，前者要求制造精度高，但無法補(bǔ)償受力變形對配油表面的油膜的影響。6斜盤式軸向柱塞泵的變量機(jī)構(gòu)，依其對泵軸的關(guān)系分類，有平行、垂直和斜向等三種布置。后斜盤式軸向柱塞泵由于泵軸為懸臂軸，不穿過斜盤，所以，可以使變量機(jī)構(gòu)直接設(shè)置在泵的后端，與泵軸成垂直布置；而前斜盤式的軸向柱塞泵則不同于前者，為平行式斜向布置。此次設(shè)計的70SCY-14型斜盤式軸向柱塞泵為了便于加工制造，采用三體結(jié)構(gòu)，傳動軸采用單段結(jié)構(gòu)，回程密封加力裝置采用一根中心彈簧，變量機(jī)構(gòu)直接設(shè)置在泵的后端，與泵軸成垂直布置。柱塞的徑向

23、載荷由缸體外圍的轉(zhuǎn)子軸承承受，使缸體的傾復(fù)力矩減至最小，保證配油表面均貼緊。這樣做的優(yōu)點：一是徑向載荷由轉(zhuǎn)子軸承承受，泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，故可以細(xì)些；二是因轉(zhuǎn)子軸承是大型軸承，功率可以大些。1.4 柱塞泵的主要參數(shù)表1-2 斜盤式軸向柱塞泵的主要設(shè)計參數(shù)工作壓力額定轉(zhuǎn)速排量315Mpa1500r/min70ml/r液壓泵的主要參數(shù)，是其泵的理論單轉(zhuǎn)的理論排量（或稱為理論容積常數(shù)）qT、工作轉(zhuǎn)速n,以及額定壓力PS 與峰值壓力PS max等。對于一個相似的泵群來說，泵內(nèi)的受力與外負(fù)壓力P有關(guān)，即泵的強(qiáng)度限制了泵的最高壓力，而運轉(zhuǎn)時的油液流速與滑動部分的滑動速度正比于nq1/3,所以，從滑動部分的強(qiáng)度

24、與氣穴的角度，應(yīng)將nq1/3限定在某一許用值以下，即nmaxq1/3maxCp （1-1）式中nmax泵軸的最高轉(zhuǎn)速，qT max泵的最大理論容積常數(shù)，ml3/rcp許用值如下：標(biāo)準(zhǔn)級 （r/min）(ml3/r)1/3 無預(yù)壓的液壓泵（工業(yè)用） 5400 預(yù)壓0.5Mpa的液壓泵（工業(yè)用） 9100 預(yù)壓0.8Mpa的液壓泵（車輛用） 14400高級 預(yù)壓0.5Mpa的液壓泵（工業(yè)用） 11400航空機(jī)用 9100對于一般工業(yè)用的液壓泵，如果沒有告訴泵的排量，而通常泵以異步交流電動機(jī)和內(nèi)燃機(jī)拖動，轉(zhuǎn)速是已知的。這樣可以計算出粗略的理論容積常數(shù)常數(shù)為qt max=Q/ ml3/r上式中Q按使用

25、要求的流量折算到泵軸為1000rpm時的，該流量最好圓整為R5數(shù)系中的數(shù)值。容積效率，粗算時取為0.90.95當(dāng)理論容積常數(shù)qt max后，便可根據(jù)下式確定柱塞直徑之概略值 （1-2）按照表1-3推薦的數(shù)值進(jìn)行圓整，取上式中Z柱塞個數(shù)，對于所述及的泵，一般為奇數(shù)，Z=5，7，9。從后面的分析我們可知，奇數(shù)柱塞的流量不均勻系數(shù)要小于相鄰偶數(shù)柱塞的流量脈動系數(shù)，且Z越大，流量脈動系數(shù)越小。這里我們?nèi)?。由上式?-2）計算所得出的數(shù)值要圓整為液壓元件用柱塞、滑閥和活塞桿外徑系列參數(shù)（JB826-66）中的數(shù)值，下面列出液壓泵中的柱塞直徑數(shù)值。如表1-3所示。表1-3 液壓元件用柱塞、滑閥和活塞桿外徑

26、系列參數(shù)（JB826-66）mm8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、（30）、32、35、40、45、50、55注：括號內(nèi)的數(shù)值就盡量避免使用，如超出本系列范圍，就按GB321-64“優(yōu)先數(shù)和優(yōu)先數(shù)系”R10、R20數(shù)系選取。柱塞軸線的在缸體中的分布圓半徑R，也是一個重要的參數(shù)，其概略值可按下式來確定。 （1-3）由上式求出的數(shù)值圓整到0.005mm,這是根據(jù)實際取R=37mm。選定諸參數(shù)以后，便可按下式核算欲設(shè)計的液壓泵的理論排量： （1-4）實際中要求理論排量為70ml/r,故符合設(shè)計要求。上式中ma斜盤的最大傾角，增大斜盤傾角可增加排量，但不能任意增大，它受到以下條

27、件限制：1傾角增大后，液壓力引力的徑向力要增大，導(dǎo)致軸套負(fù)荷的加重，使結(jié)構(gòu)尺寸加大；2傾角過大，使流量和斜盤傾角之間的線形關(guān)系變差；3傾角過大，使柱塞行程變長，柱塞整個長度也要加長，否則運動中可能會引起卡住現(xiàn)象。4傾角過大時，柱塞頭部、頸部與滑靴窩邊會相碰。一般取15°20°，在本此設(shè)計過和中我們?nèi)?。額定壓力PS與峰值大壓力PS max。液壓泵的額定壓力，是指液壓泵在額定轉(zhuǎn)速、額定流量的條件下連續(xù)長時間工作的最高壓力。液壓泵的各個運動副與軸承等均是按額定壓力進(jìn)行設(shè)計計算。亦即在額定轉(zhuǎn)速、額定流量與額定壓力下保證液壓泵設(shè)計壽命。峰值壓力（或稱最高壓力）PS MAX，是表征液壓

28、泵的短時超載能力。該壓力主要是由液壓泵的強(qiáng)度限定的，一般是額定壓力的1.251.4倍左右，但也有高達(dá)1.9倍的，也有低到1.1倍的。第二章 運動分析2.1 運動學(xué)斜盤式軸向柱塞泵，在工作時其柱塞和滑靴作兩個主運動：一個是沿缸體軸線的相對缸體的往復(fù)移動；一個是與缸體一起旋轉(zhuǎn)。圖2-1柱塞滑靴的運動分析圖如圖2-1所示，當(dāng)柱塞由對缸體為最大外伸位置轉(zhuǎn)至角時，柱塞球頭中心即A點移至B點。柱塞沿缸體軸線的相對（缸體）位移為SP，由直角三角形可以得：SP=BC=ACtan (2-1)上式中，斜盤的傾角（如圖2-1）。由圖2-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO，再由直角三角形CFO得FO=COc

29、os。將上述關(guān)系代入式（2-1），經(jīng)整理得 （2-2）上式中，R柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑，缸體的轉(zhuǎn)角，（缸體的角速度，時間）。柱塞的行,等于柱塞對缸體的最大與最小的外伸量之差，亦即由轉(zhuǎn)至的相對位移量，由式（2-2）可得 （2-3）柱塞的相對（缸體的移動）速度VP，由相對位移SP對時間t求導(dǎo)，可得 (2-4)其平均相對速度為 (2-5)柱寒的相對加速度為,由相對速度對時間求導(dǎo)，得到： （2-6）滑靴除了與柱塞一起相對缸體往復(fù)運行及隨缸體旋轉(zhuǎn)之外，還與柱塞頭一起沿斜盤平面作平面運動。下面討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面的運動狀況：圖2-2 滑靴與柱塞球頭中心沿斜盤平面的運動分析圖如圖2-2所示

30、，滑靴與柱塞球頭中心A之絕對運動軌跡的參數(shù)方程為：; 由上式我們可以得知，此運動軌跡為一橢圓，其長軸與短軸分別為：;b=R;如為變量型液壓泵，最其最大長軸為： (2-7)圖2-3 橢圓的運動軌跡滑靴由于沿斜盤平面作橢圓運動，所以在與壓盤一起繞Z軸旋轉(zhuǎn)時作徑向移動，其位移量： （2-8）上式中滑靴球心（即滑靴與柱塞球頭中心）運動軌跡的向徑， （2-9）為壓盤滑靴頸部的也分布圓直徑，對常?。?（2-10）將式（2-9）、（2-10）代入到式（2-8）可以得到： （2-11）分析上式可得，當(dāng)或者及、 、時，的絕對值取到最大。即： （2-12）向徑與橢圓長半軸之夾角（即與y軸的夾角）為所以， （2-1

31、3）因此，滑靴球心繞O點的旋轉(zhuǎn)角速度為 （2-14）由上式我們可以得到，當(dāng)、時，取到最大值，其值為： （2-15）而當(dāng)、時，取到最小值，其值為： （2-16）由結(jié)構(gòu)可以知道，滑靴球心繞O點旋轉(zhuǎn)一周的時間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時間。因此，其平均角速度等于缸體的角速度，即：順便指出，柱塞與滑靴除了上述的相對運動與牽連運動以外，還可能由摩擦而產(chǎn)生的繞其自身軸線的轉(zhuǎn)動，這無論對于均勻磨損還是改善潤滑都是有益的。2.2 流量及其脈動容積式液壓機(jī)械的理論流量，是其工作執(zhí)行元件在單位時間內(nèi)形成的幾何容積。對于此次設(shè)計的斜盤式軸向柱塞泵，一個柱塞的理論流量為：上式中，d為柱塞直徑；vP柱塞相對缸體的移動速度，即式

32、（2-4）。將式2-4代入上式我們可以得到第一個柱塞的瞬時理論流量為： （2-17）此次設(shè)計的斜盤式軸向柱塞泵有7個柱塞均布于圓周，柱塞間的角距為，所以，以下各個柱塞的瞬時理論流量分別為： （2-18）有7個柱塞有i=(z±1)/2個柱塞同時工作，因此，i就等于(z±1)/2-1=3或4，即。故這里i=4。那么，液壓泵的瞬時理論流量為：將式2-18代入可以，整理可以得到： （2-19）上式中“”當(dāng)，取“+”；當(dāng)，取“”。式2-19表明液壓泵的瞬時理論排量Qt是缸體轉(zhuǎn)角的函數(shù)，其變化如圖2-4所示。圖2-4 輸油率脈動曲線由式（2-20）和圖2-4可以看出，液壓泵的理論變量是

33、以為轉(zhuǎn)角進(jìn)行周期變化的，其脈動頻率將為上式中，n泵軸的轉(zhuǎn)速。當(dāng)z為奇數(shù)時，液壓泵的瞬時理論排量為Qt在、時為最小值，而在、時為最大值。 （2-20） （2-21）液壓泵的平均理論流量為Qt mean可由式2-19在其變化周期內(nèi)積分求平均值得： （2-22）流量脈動率以下式來定義，將式（2-20）、（2-21）、（2-22）代入上式，經(jīng)整理便可求得液壓泵的流量脈動率為： （2-23）當(dāng)z為偶數(shù)時，上述關(guān)系將在為簡化，Qt在、為最小；而在、時為最大值。經(jīng)過變換可以得到： （2-24）由此可以得到斜面盤式軸向柱塞泵的流量脈動率只有與柱塞的個數(shù)Z有關(guān)，其值如下表所示：表2-1Z567891011q%4

34、.9813.92.537.81.535.01.02上式所列數(shù)據(jù)表明，Z為偶數(shù)時的q比其相鄰近的奇數(shù)都大，這就是柱塞個數(shù)應(yīng)選取奇數(shù)的根據(jù)所在，通常Z選取為5、7和9。泵的瞬時流量是一周期脈動函數(shù)，由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免地存在有液阻，流量的脈動必然要引起壓力脈動。這些脈動嚴(yán)重影響了輸出流量品質(zhì)，使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定，當(dāng)泵的脈動頻率與液壓油柱及管路或附件固有頻率相接近時，就產(chǎn)生了諧振的條件，諧振時壓力脈動可能很高，這時系統(tǒng)的構(gòu)件有極大的潛在破壞性。在一些極端的情況下，幾分鐘之內(nèi)管路或附件即可達(dá)到疲勞破壞極限。液壓油的流量、壓力脈動在管路或附件中激勵起高頻率的機(jī)械振動將引起導(dǎo)致管路及安裝構(gòu)件破壞的

35、應(yīng)力。液壓泵的供油管路，一般都是最容易受到破壞的部位。以上，對飛機(jī)液壓系統(tǒng)尤為重要。在設(shè)計液壓泵和液壓系統(tǒng)中，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。對于壓力脈動的幅值，在標(biāo)準(zhǔn)中有嚴(yán)格的規(guī)定：在任何情況下，壓力脈動均不超過壓力的±10%。實際上±10%的指標(biāo)還是偏大，但由于制造工藝上的原因，壓力脈動的指標(biāo)還不能定得嚴(yán)格，但降低泵的壓力脈動無疑是今后液壓發(fā)展的一種趨勢。第三章 受力分析液壓泵將原動機(jī)傳遞的轉(zhuǎn)矩，通過其內(nèi)各部件傳遞，變換以流體壓力能傳輸出去，本章將著重討論斜盤式軸向柱塞泵的主要零部件的受力情況，為第四章各主要零部件的設(shè)計奠定理論基礎(chǔ)。3.1柱塞與滑靴的受

36、力柱塞有兩種工作過程：吸入行程和壓排行程，其受力狀況是不同的，下面將分述兩個工作過程：一吸入行程，即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過壓盤和滑靴拖動，向缸外移動，使其底腔形成負(fù)壓吸入吸排油液的過程。所以，中心加力彈簧力FS必須克服下述諸力：柱塞（包括滑靴）的總慣性力Fi;柱塞吸入油液所需的總吸入力F1;柱寒（位于吸入行程）的總摩擦力F3;滑靴去撐面所需的密封力F2;克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力F4。中心加力彈簧須滿足下式：FS1.15Fi+F1+F2+F3+F4 （3-1）柱塞（包括滑靴）的總慣性力Fi單個柱塞（包括滑靴）所受的移動慣性力為Fi=mpspi （3-2）上式中，mps柱塞與滑靴的總質(zhì)量，這里可以

37、先概略的計算出柱塞與滑靴的總質(zhì)量。上式中k質(zhì)量系數(shù)，查手冊可得，k=1.2;d柱塞直徑，由式（1-2）可知d=22mm;d1柱塞空腔直徑，d1=10mm;l1為柱塞空腔長度，l1=51mm;柱塞和滑靴的所選材料密度，取=7.9g/cm3.將式（2-6）代入式（3-2）計算可得， （3-3）因此所有吸入和壓排油腔相通的柱塞的總慣性力為：上式中當(dāng)、等時，亦即達(dá)到最大值時，F(xiàn)i達(dá)到最大值，則上式可以寫成下述形式： （3-3）上式中是與柱塞個數(shù)z有關(guān)的系數(shù)，其值如下表所示：表3-1z5791113151.622.252.883.514.154.78如下圖3-1所示，z=7時的柱塞的慣性力 Fi以及總慣

38、性力Fi同缸體轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。圖3-1慣性力Fi與Fi同缸體轉(zhuǎn)角的變化曲線柱塞吸入油液所需的總吸入力為： (3-4)上式中Pv液壓泵吸入管路中的真空度，計算時可取令Pv=0.05MPa。如假定和吸入油腔相通的柱塞個數(shù)為（z+1）/2，則其總吸入力為： （3-5）滑靴去承面所需的總密封力F2為了使滑靴去承面不漏氣，需加力保證其密封，一個滑靴去承面所需的的密封力為： （3-6）上式中，As一個滑靴支承面的面積，其中d6=32mm;k支承表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓，依經(jīng)驗，計算是可取令k =0.080.1MPa,這里我們?nèi)?.85MPa。與吸入油腔相通的（z+1）/2個柱塞滑靴所需的總密封力為

39、： （3-7）同時，還應(yīng)當(dāng)保證缸體端面與配油盤間的密封性，所需的總密封力為： （3-8）上式中，Avp配流盤與缸體相接觸的表面積，取k=0.085MPa。代入式3-8可得計算中心加力彈簧裝置時，就滿足式（3-7）、（3-8）中的最大值。這里取F2=829.61N。柱塞位于吸入行程時的摩擦力F3 ( 3-9)上式中，f 1柱塞與其缸孔之間的滑動摩擦系數(shù)，此次設(shè)計的柱塞泵柱塞采用18CrMnTiA,而缸體的材料為ZQA19-4。查手冊可知，鋼對表銅的滑動摩擦系數(shù)為0.12;克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的力矩F4如第二章所述，滑靴沿斜盤平面作橢圓運動，其離心慣性力為 （3-10）上式中，ms滑靴的質(zhì)量，；滑靴重

40、心的運動向徑，由式（2-9）得；s滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度，由式（2-14）得。圖3-2滑靴部位由圖3-2可知，滑靴因離心慣性力引起翻轉(zhuǎn)力矩為：上式中e0滑靴重心至柱塞球頭中心的距離，。要想克服此力矩，須通過壓盤加一力矩Ma，使得：MaM0上式中Ma為附加力矩，。所以，由前述可知，當(dāng)時，為最大值，向徑為最小值， 取得最大值為，這樣一來，便為最大值。于是便有： （3-11）克服（z+1）/2個柱塞翻轉(zhuǎn)所需的總推壓力為：在以上的計算中，上述諸式中的泵軸角速度均以欲要求的自吸角速度代入。由以上的分析可知：二壓排行程，即柱塞因缸體拖動，再由斜盤經(jīng)滑靴推壓而壓排油液的過程。柱塞與缸孔間的配合間隙，一般為0.

41、010.05mm,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于柱塞的直徑d及其含接長度2l。所以，假定無間隙滑動是可行的。再假定滑動摩擦對其接觸比壓的分布無影響；滑靴與球頭之間無相對轉(zhuǎn)動，柱塞與缸孔壁的接觸長度為： （3-12） （3-13）并且，各支反力的合力N1和N2的作用點分別距接觸邊緣為L/4和 L2/4,如圖3-3所示。圖3-3 柱塞受力分析圖滑靴與斜盤之間的摩擦力,在據(jù)點述及的問題中，假定與力F5和F6在一個平面內(nèi)，其值為： （3-14）上式中，滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù)，考慮到起動等因素，=0.0080.08；F5斜盤經(jīng)滑靴對柱塞的作用力。缸孔對柱塞的摩擦力和，其值為： （3-15）上式中缸孔對柱塞的摩擦系數(shù)，青銅對

42、鋼，一般取為（有油潤滑的情況）。工作阻力為： （3-16）上式中，液壓泵的額定輸出壓力，此次設(shè)計的柱塞泵的額定壓力為31.5MPa;單個柱塞滑靴的最大移動慣性力，令式（3-2）中的=1，即；一個柱塞的回程彈簧力，中心加力裝置的情況，在每個柱塞專用一根回程彈簧的情況：（為彈簧的剛度，為彈簧的預(yù)壓縮量）將上述各項的值代入式（3-16）可以得；處于壓排行程的上述諸力應(yīng)滿足下述力學(xué)平衡方程： （3-17） （3-18） ( 3-19)將式（3-13）、（3-14）代入上述方程組，得： ( 3-20) ( 3-21) （3-22）由式（3-21）、（3-22）聯(lián)立可解得 （3-23） （3-24）再將式

43、（3-22）、（3-23）代入式（3-20），略去（因為較小），解得 （3-25）上式左端，上式右端，由上面的計算我們可以得知，0.6686<0.7125，即（3-25）成立。上式中C結(jié)構(gòu)系數(shù)，其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機(jī)械力學(xué)可知，為了保證柱塞可靠工作，就C、和有一個最大的傾角。其值為： （3-26）考慮到實際情況，為了簡化計算，可取，這樣，式（3-25）中的系數(shù)C可以簡化為下式， （3-27）C是一個結(jié)構(gòu)系數(shù)，其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機(jī)械力學(xué)可知，為了保證柱塞可靠工作，就C、和有一個最大的傾角。如圖3-4所示：圖3-4 傾角與結(jié)構(gòu)參數(shù)C的關(guān)系曲線通常，斜盤的傾角取為，由

44、圖3-4我們可以得知，因而C=4.5(令)，則最小含接長度與柱塞長度之比，最好要大于0.46，而實際上，否則會降低機(jī)械效率，增加柱塞的卡塞危險性。3.2 缸體受力缸體由泵軸拖動，借助斜盤、滑靴及中心裝置驅(qū)動柱塞，實現(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，從運轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點，希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。對于配流表面間，要想實現(xiàn)上述要求，缸體在運轉(zhuǎn)過程應(yīng)與配流盤表面保持平行，即不歪斜而平衡。為此，作用于缸體的諸力必須滿足下述力平衡方程。如圖3-5圖3-5缸體受力分析圖 （3-27） （3-28） （3-29） （3-30）（由于諸力均垂直于X軸，故自然平

45、衡，至于，不影響配流表面）在討論上述方程之前，先逐一討論一下缸體所承受的各個力。缸體在運轉(zhuǎn)過程中承受著下述諸力：斜盤的推壓力F5；轉(zhuǎn)子軸承的支反力F7；中心加力彈簧的彈簧國Fs；配流盤與缸體之間壓力場的支承力Fz，以及輔助支承力F8z等。在討論時，我們?nèi)镺點為坐標(biāo)原點的直角坐標(biāo)系，如圖3-5所示，假定力沿坐標(biāo)軸正向為正，力矩以右旋為下，X軸正負(fù)分別為排油邊和吸油邊，亦即假定流盤為零重迭的。斜盤的推壓力F5在討論缸體受力時，摩擦力與慣性力較之工作阻力小得多，為了簡化問題，略去不計，這樣，由式（3-16）和式（3-25）我們可知， （3-30）式中p柱塞缸內(nèi)的壓力，或為排出壓力，或為吸入邊壓力。

46、該力可沿Y、Z軸線分解為兩個分量：和，力通過柱塞底腔油液將缸體壓向配流盤，與壓排窗口相通的每個柱塞的為 （3-31）與吸入窗口相通的柱塞的為 （3-32）而和由圖3-5可以得出 （3-33）由第二章我們可以得知，奇數(shù)個柱塞的流量脈小，通常z=5、7、9等，為了討論方便起見，假定液壓泵的柱塞個數(shù)為z=2m+1(式中m為正整數(shù))。由于z=7,m=3液壓泵的工作情情況是：當(dāng)時，有m+1個柱塞壓排窗口相通，有m個與吸入窗口相通；當(dāng)時，有m個柱塞壓排窗口相通，有m+1個與吸入窗口相通。其中，為柱塞的角距， ；為缸體的轉(zhuǎn)角，取一個柱塞缸中心與Y軸線一致時為起點。這樣一來，的總推壓力為：當(dāng)時 （3-34）當(dāng)

47、時， （3-35）由上式我們可以看出，這兩種狀態(tài)在缸體每轉(zhuǎn)角交替重復(fù)。F5對X軸的力矩為當(dāng)時將（3-31）、（3-32）、（3-33）、（3-34）和（3-35）代入上式，整理得 （3-36）上式中，L0滑靴球鉸中心中性面至缸配流表面的距離。同時，當(dāng)時 （3-37）F5對Y軸的力矩M5Y為當(dāng)時 （3-38）當(dāng)時 （3-39）缸體與配流盤之間壓力場的支承力及其力矩缸體與配流盤之間的壓力場區(qū)域，如圖3-5所示，由于缸體的柱塞窗口使其不限于配流窗口，而有所擴(kuò)展。若相鄰柱塞缸體窗口間的隔擋非常小，并假定s和0分別為配流表面的向壓側(cè)與低壓側(cè)的壓力分布范圍，為柱塞缸體窗口的開角，則當(dāng)時， （3-40）當(dāng)時， （3-41）如所周知，油液通過兩平行圓板之間隙成放射流動時，任一點的壓力按對數(shù)衰減，就所述及的情形，當(dāng)假定泄油槽的壓力為零時，如圖3-6所示，在區(qū)域式中R1、R2內(nèi)密封帶的半徑，P配油窗口的壓力，或為ps,或為p0;在區(qū)域，p2=p;在區(qū)域,R3、R4外密封帶的半徑.壓力場的