轴向柱塞泵主要零部件设计

中文题目轴向柱塞泵主要零部件设计外文题目AXIALPISTONPUMPDESIGN毕业设计（论文）共62页（其中外文文献及译文16页）图纸共7张完成日期2015年6月答辩日期2015年6月摘要首先，对轴向柱塞泵的主要零部件进行了设计，其中包括柱塞、配油盘、缸体、轴以及柱塞回程机构。其中，柱塞设计了其直径、长度、柱塞球头直径和柱塞分布圆直径等；配油盘在轴向柱塞泵中起着重要的作用，连接吸排油腔，承受载荷，因此对它的设计非常重要，主要设计了配油窗尺寸和封油带尺寸；然后设计了缸体，因为柱塞装在柱塞缸体内，所以对缸体的尺寸有着严格的要求，这包括缸体的通油窗口、内外径的确定；进一步确定了轴的各个部分直径，因为轴要承受较大的转矩，所以首先根据轴所要承受的最大转矩确定出最小轴径，然后在确定出花键轴、轴承段及与电机相连的轴的直径并对之进行一一校核，最后确定出直径。其次，对柱塞和滑靴进行了运动分析，包括柱塞的行程、以及柱塞在缸体内运动的速度和加速度和滑靴的速度加速度进行了计算。然后有进行了受力分析，包括柱塞受力分析、配油盘受力分析和滑靴受力分析。最后对全文进行了总结，得出结论。关键词柱塞泵；主要零部件；液压泵；液压元件ABSTRACTHYDRAULICPUMPISTOTHINKOFTHEHYDRAULICSYSTEMTOPROVIDETHECERTAINFLOWANDPRESSUREOFTHEPOWEROFTHEOILCOMPONENTSHEISINDISPENSABLEINTHEHYDRAULICSYSTEMOFEACHCORECOMPONENTS,REASONABLECHOICEOFHYDRAULICPUMPHYDRAULICSYSTEMTOREDUCEENERGYCONSUMPTION,IMPROVETHEEFFICIENCYOFTHESYSTEMTOREDUCENOISEANDIMPROVETHEWORKINGPERFORMANCEANDENSURETHERELIABLEWORKOFTHESYSTEMISVERYIMPORTANTFIRSTUNDERSTANDTHEDESIGNOVERVIEWOFTHEAXIALPISTONPUMP,THEMAINCOMPONENTSOFAXIALPISTONPUMPDESIGNANALYSIS,SUCHASTHESTRUCTUREOFPLUNGERANDSIZE,THESTRUCTUREOFOILDISTRIBUTIONPLATEANDTHESIZE,STRUCTUREANDSIZEOFTHEPLUNGERCYLINDER,ALSOHASCARRIEDONTHEBASICPERFORMANCEPARAMETERSOFTHECALCULATION,ANDTHEMAINCOMPONENTSOFMOTIONANALYSISANDFORCEANALYSIS,FINALLYCOMETOTHECONCLUSIONKEYWORDSPLUNGERPUMPTHEMAINCOMPONENTSHYDRAULICPUMP目录前言11轴向柱塞泵概述211轴向柱塞泵简介212轴向柱塞泵国内外发展状况413轴向柱塞泵结构剖析614直轴式轴向柱塞泵的工作原理715课题研究意义82直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计1021柱塞设计1022配油盘设计1223缸体设计1424轴的设计16241轴直径的确定16242轴的校核1925柱塞回程机构设计2026滑靴设计223运动分析2531柱塞运动分析25311柱塞行程25312柱塞在缸体中的轴向运动速度及加速度26VA32滑靴运动分析2633柱塞瞬时流量及脉动品质分析274受力分析3141柱塞受力分析3142配油盘受力分析3443缸体受力分析3644滑靴受力分析365直轴式轴向柱塞泵基本性能参数4051容积效率4052机械效率4153总效率416结论43致谢44参考文献45附录A47附录B54前言液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件，它是每个液压系统中不可缺少的核心元件，合理的选择液压泵对于降低液压系统的能耗、提高系统的效率降低噪声、改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。轴向柱塞泵主要有结构紧凑，单位功率体积小，重量轻，压力高，变量机构布置方便，寿命长等优点，不足之处是对油液的污染敏感，滤油精度要求高，成本高等。柱塞泵是液压系统中重要的动力元件，在液压领域被广泛的应用，它是使用最广泛的液压元件之一。轴向柱塞泵，依其配油方式有阀式与盘式之分，阀式轴向柱塞泵由于吸排油阀的滞后现象，限制了泵轴转速不能高于1500R/MIN左右，再加上变量困难及阀式配油使泵失去了液压机械的可逆性，所以，阀式轴向柱塞泵主要做定量泵，而变量型液压泵主要是盘式配油的轴向柱塞泵。柱塞泵可以分为很多种，有柱塞泵、叶片泵、齿轮泵等等。现在由于对轴向柱塞泵的需求越来越高了，使得我们对于轴向柱塞泵的研究也越来越重要了。因为柱塞泵的应用越来越广泛，所以对于轴向柱塞泵的研究很有意义。近年来，科学技术发展迅速，在工业现代化和大规模城市化进程中，工程机械、塑料机械、冶金、机床和农业机械等领域对轴向柱塞泵的需求十分旺盛，因此提高我国轴向柱塞泵的性能显得十分迫切，对轴向柱塞泵技术革新的要求也十分紧迫纵览国内外轴向柱塞泵技术的发展演变，对认识轴向柱塞泵的发展趋势和加快我国轴向柱塞泵技术的发展都有着重要的指导意义和现实意义。本文第一章简单的介绍了轴向柱塞泵及其工作原理，和国内外发展状况；第二章对轴向柱塞泵主要的零部件进行了设计；第三章对于轴向柱塞泵进行了运动学分析，包括柱塞和滑靴的运动学分析。第四章对轴向柱塞泵的主要零部件进行了动力学分析，包括柱塞、配油盘和缸体。第五章对全文进行了总结。1轴向柱塞泵概述11轴向柱塞泵简介轴向柱塞泵是柱塞的往复运动方向与缸体中心轴平行的柱塞泵。轴向柱塞泵是利用与传动轴平行的柱塞在柱塞孔内往复运动所产生的容积变化来进行工作的。由于柱塞和柱塞孔都是圆形零件，加工时可以达到很高的精度配合，因此容积效率高，运转平稳，流量均匀性好，噪声低，工作压力高等优点，但对液压油的污染较敏感，结构较复杂，造价较高。轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内往复运动，来改变柱塞腔的容积实现吸油和排油。柱塞泵是容积式液压泵的一种，柱塞泵虽然具有工作参数高、效率高、变量方便，变量形式多、使用寿命长、可以使用不同的工作介质和单位功率的质量比较轻等优点。但其也有一些不足之处，如结构复杂，零件数较多、制造工艺要求高，价格较贵等。泵的技术发展是由市场需求推动的。如今，在以高科技发展的大背景下，对于包括泵行业在内的许多行业或领域都带来了技术的飞速变革和发展。产品的意义在于市场的需求。如今的市场需求要求创新，做到与众不同；正是这一点，造就了泵产品的多元化趋势。它的多元性主要体现在（1）输送介质的多样性（2）产品结构的差异性（3）运行要求的不同性除了输送对象对泵的结构有不同要求外，在泵的安装形式、管道形式、维护维修等方面对泵的内在或外在的结构提出了新的要求。同时，各个生产厂商，在结构的设计上又加入了各自的理念，更加提高了泵结构的多元化程度。泵的运行环境对泵的设计又提出了更多的要求，几个着重点并行均需考虑，也必然形成泵的多元化形式。除了输送对象对泵的结构有不同要求外，在泵的安装形式、管道布置形式、维护维修等方面对泵的内在或外在的结构提出新要求。同时，各个生产厂商，在结构的设计上又加入了各自企业的理念，更加提高了泵结构的多元化程度。基于可持续发展和环保的总体背景，泵的运行环境对泵的设计又提出了众多的要求，如泄漏减少、噪声振动降低、可调性增加、寿命延长等等均对泵的设计提出了不同的侧重点或几个着重点并行均需考虑，也必然形成泵的多元化形式。我国的轴向柱塞泵技术还比较落后，但旺盛的需求对轴向柱塞泵技术的发展有很大的推动作用。因此只要能紧跟国际技术潮流，发挥后发优势，一定能赶上国际先进水平，甚至后来居上。CY141型轴向柱塞泵的介绍见图11所示。这是一种手动变量的直轴斜盘式轴向柱塞泵的实际结构。它由泵主体和变量机构两部分组成。泵的主体部分主要有斜盘、缸体、柱塞、滑靴、回程盘、传动轴、中心弹簧等等。柱塞左端的球头装在滑靴内，二者之间可以任意摆动。中心弹簧的作用是一方面通过钢球和回程盘，使柱塞与左端球头铰接在一起的滑靴紧靠在斜盘上，这样就保证了柱塞相对于缸孔的伸出运动。另一方面是使柱塞缸体向右紧靠在配油盘的表面上，而保证了吸排油腔的密封。柱塞底部密封容积中的部分压力油经柱塞轴向中心孔和滑靴中心图11手动斜盘式轴向柱塞泵FIG11MANUALSWASHPLATEAXIALPISTONPUMP1变量机构2斜盘3回程盘4缸体5柱塞6轴7螺钉8角接触球轴承9配油盘10圆柱螺旋压缩弹簧11缸外大轴承12滑靴13轴销14阀杆15手轮孔进入滑靴与斜盘接触面间缝隙而形成了一层很薄的油膜，起到静压支撑作用，以减少滑靴和斜盘间磨损。柱塞缸体通过一个大型滚柱轴承，来平衡斜盘通过柱塞对缸体产生的径向分力和翻转力矩。传动轴的左端与缸体花键配合。柱塞底部的密封容积通过配油盘的配油孔与进、出油口相连通。该泵的变量控制机构为手动式，通过转动手柄来改变斜盘倾角大小。直轴斜盘式轴向柱塞泵结构简单，体积小，容积效率高，额定压力可达32MPA，最大压力为40MPA，排量为，转速为。这RCM/25013）（MIN/2015R）（种泵的缺点是滑靴与斜盘的滑动面易磨损，对油液的清洁度要求高。12轴向柱塞泵国内外发展状况斜盘式轴向柱塞泵，目前有下述几种1）CY141型轴向柱塞泵我国曾综合了国外轴向柱塞泵的优点，设计CY141型轴向柱塞泵，该型泵的柱塞较长，改善了柱塞副的受力情况，泵壳为分段结构，便于加工，易保证精度要求，吸排油孔道平缓流畅，提高了泵的自吸能力，另外，配油盘顺缸体转向转过一定的角度，有助于防止气穴和降低噪声，经过多年实践，对CY141型轴向柱塞泵的问题相继做过两次改进，以标准化和缩小体积为主，改进为CY141A型轴向柱塞泵，后又针对常发生的配流盘磨损和斜盘磨损等问题，以及工艺问题，又做了较大的结构改进，形成了CY141B型轴向柱塞泵。2）ZB型轴向柱塞泵该泵结构大体上与CY141型泵一样，不同之处是，柱塞短些，中心加力装置为双弹簧式，泵壳为整体结构，泵的吸排油孔道没有CY141型泵的平缓流畅，所以自吸能力差一些。3）英国LUCAS轴向柱塞泵这种轴向柱塞泵，英国早起作为燃料泵使用，1954年开始用于工业设备的高压液压系统中。目前，生产两种不同结构系列的轴向柱塞泵。1969年以后，将IP系列改进为PM系列，在规格方面，增加了大输油率规格，输油率提高了30左右，压力与转速也都有提高，其结构特点与我国的ZB型轴向柱塞泵非常相似，该系列泵的一个重要特点，是可将由一个安全阀与补油阀组成的集成阀组以螺钉固定于泵体上，构成集成回路。PM系列的泵的泵轴为双轴式，可以承受一定的径向力。LUCAS轴向柱塞泵的变量机构与我国ZB型的结构相似，其斜盘的回转中心位于缸体支承轴承内，因而结构很紧凑。4）美国DENISON轴向柱塞泵该型泵是一种高压力高效率的斜盘式轴向柱塞泵，其结构简单工作可靠，该型泵的主体部分与我国CY141B型差不多，为分段泵壳，长柱塞，单弹簧式中心加力装置，吸排油口采用了铸造流道，减少了流动阻力，使泵具有一定的自吸能力。变量机构由于斜盘支承设在缸体轴承之外，造成机构庞大笨重，但是其变量机构调节力较小，变量形式有七种手动、恒压、拉杆控制、伺服、液控、电动和定量等。总的来说，DENISON轴向柱塞泵与LUCASIP系列轴向柱塞泵相比，性能是相似的，虽然前者的压力、转速低于后者，但工作可靠维护方便。日本仿造美国DENISON轴线柱塞泵，稍加修改而制造出RPV型轴向柱塞泵，该泵比DENISON型轴向柱塞泵复杂一些，其传动轴中部装设一个滚针轴承，在斜盘上还设有一个短圆柱滚柱止推轴承，近年来，对该型泵进行了较大的改进，取消了上述两种轴承，修改了变量机构。该型泵的变量形式有拉杆控制、手动控制、伺服变量、压力补偿变量和电动控制变量等。5）英国VARDIS型轴向柱塞泵该型泵的泵体为整体结构，取消了配油盘，泵的各个轴承均采用滑动轴承变量机构是一种特殊的变量机构，所以零件较少，结构简单，另外又采用廉价的材料，如滑靴为纯铝，斜盘与缸体为铸铁，没有滚动的轴承，所以成本低。泵的吸油通过变量机构端部流道进入泵体，进入泵体铸造出来的配油槽，最后进入柱塞缸内，由于采用特殊的变量机构，使泵的流向不能借助斜盘倾角变向改变，最小输油率不能近于零，再加上流道方面的限制，所以该型泵的泵轴与流向均是单向的。该型泵的泵轴可以取下来，如泵体用法兰连接时，原动机的主轴可以直接插入缸体内，作为泵的传动轴，因而省掉一个联轴节，使液压装置更为紧凑。该系列泵有四种变量形式手动、恒压、恒输油率和恒功率。6）英国REYROLLRPDRSONS轴向柱塞泵该型泵是英国近年来生产的斜盘式轴向柱塞泵，该型泵的结构特点是，整体泵壳，缸体与泵轴制成一体，柱塞为铜件，在滑靴与斜盘之间装设一块止推板，该止推板与压盘之间用螺钉连接在一起，是止推板跟随压盘同步旋转，以减少滑靴的磨损，这种泵虽然结构简单，零件少，但工艺性差，精度不易保证。变量机构轴向布置于泵壳内，这样泵的径向尺寸小，轴向尺寸大，其变量形式有电液伺服、液压伺服和手动控制等。7西德REXROTH型轴向柱塞泵该型泵是一种通轴式轴向柱塞泵，这种泵轴的刚度大，缸体是由九个柱塞缸孔的缸套、过油浮动套，弹簧和缸体配油板等四种零件组成的浮动缸体结构，可以防止像整体缸体由于侧向力造成的缸体与配油盘之间出现的楔形间隙，保增长了配油机构的良好运转条件，该型泵的柱塞回程是借助固定压盘强制回程的。该型泵有两种变量形式液动变量和压力补偿变动。轴向柱塞泵在发展中，基本结构保持了稳定，高速高压以及良好的控制耦特点与方法是其发展的方向。随着电子、计算机、材料、制造等相关技术的发展，多学科交叉应用于泵的研究，使仿真和试验更为接近现实，泵设计和优化的效率大大提高。我国的轴向柱塞泵技术还比较落后，但旺盛的需求对轴向柱塞泵技术的发展有很大的推动作用。因此只要能紧跟国际技术潮流，发挥后发优势，一定能赶上国际先进水平，甚至后来者居上。13轴向柱塞泵结构剖析从泵的壳体结构来讲，斜盘式轴向柱塞泵有两体、三体和四体结构。两体结构虽件数少，误差环节少，可是加工很难保证其精度与光度的要求，而三体结构虽然比前者多一段，即多一个误差环节，但加工方便，容易保证上述精度与光度要求，进而能达到上述要求的精度与光度。至于轴向柱塞泵的四体结构，是为了缩小外廓尺寸，将转子轴承的外座圈变成一段泵壳，这种结构制造也很方便，可是其转子轴承需自制或特制。目前多采用三体结构的泵壳。传动轴即泵轴的结构，斜盘式轴向柱塞泵的泵轴大部分是悬臂轴，有一段和两段的结构。两段结构，其两根轴间以花键连接，泵轴上的外负荷由两个轴承支承，泵轴在工作时的变形不致影响到配油表面，另外，还可以提高泵轴的强度，一段结构就没有这些优点，可是泵轴结构最简单。除了上述一段和两段结构外，还有一种泵，将泵轴与缸体制成一体，使泵轴成两端支承，以稳定缸体运转，但精度要求高，工艺性差。后斜盘式轴向柱塞泵的泵轴，因为是悬臂轴所以还需装一个滚子轴承，通常采用短圆柱滚子轴承，此外，还有采用特制短圆柱滚子轴承和滚针轴承。为了使通轴式的泵轴粗一些，前斜盘式轴向柱塞泵的柱塞分布圆直径通常比后斜盘式的大一些，因而柱塞数要比后斜盘式的多，斜盘倾角也要比后斜盘式小一些。滑靴副。即滑靴与斜盘这对运动副，磨损是较严重的，人们在改善其工作状况方面做过一些工作，斜盘与滑靴滑动表面直接接触的结构，是最简单的结构，在设计方面力图使之形成理想的静压支撑，可是，总不能十分理想的解决，而在滑靴与斜盘平面之间增设了一个止推板，该止推板在工作过程可以自行绕其轴线自转，以调整磨损部位，使之磨损均匀，更重要的是便于维修。另一种结构，是将止推板与回程压盘固定在一起，使滑靴夹在中间，这样一来，止推板与压盘一起转动，滑靴只对止推板与压盘有很小的相对运动，改善了这对运动副的磨损情况。配油部位是盘式配油的轴向柱塞泵的关键部位，人们为使之处于良好的工作状况做了大量的研究试验工作。在固定式配油机构中，泵轴与缸体的连接有静连接和挠性连接两种类型。静连接有单静连接和热压配合连接，这种固定式配油机构要求制造精度高，即便精度很高，也无法补偿受力变形对配油表面油膜的影响，为了改善这种状况，泵轴与缸体的连接采用了花键挠性连接，试图使缸体具有一定的浮动能力，当采用这种挠性连接时，务需使连接部分的中心设置在柱塞球绞中性面附近，以减少缸体的倾覆力矩。假若在采用球面配油盘，那就更有利于消除配油表面间的倾斜，使油膜均匀，可是这种球面配油表面加工困难、工艺性差，所以发展了缸体浮动式与配油盘浮动式配油机构，以其浮动部分补偿制造误差，减少受力变形对配油表面油膜的影响，保证油膜均匀。14直轴式轴向柱塞泵的工作原理斜盘式轴向柱塞泵的工作原理如图12所示。图12直轴式轴向柱塞泵工作原理图FIG12DIRECTAXISTYPEAXIALPISTONPUMPWORKINGPRINCIPLEDIAGRAM1斜盘2滑靴3柱塞头部4柱塞5缸体6配油盘7传动轴轴向柱塞泵的缸体与泵轴采用花键连接，驱动缸体旋转，使均匀分布在缸体上的柱塞孔内的柱塞绕泵轴的轴线转动，柱塞4安装在缸体5内均匀分布的柱塞孔中，柱塞3的头部安装有滑靴2，由于回程机构的作用，迫使滑靴底部始终贴着斜盘表面运动，斜盘表面相对于缸体表面有一倾斜角，当缸体带动柱塞旋转时，柱塞在柱塞孔内做直线往复运动。中心弹簧通过内套、钢球将滑靴压紧于与轴线成某一倾角并支撑于斜盘上。为了使柱塞的运动和吸油路、压油路的切换实现准确的配合，在缸体的配流端面和泵的吸油通道、压油通道之间安放了一个固定不动的配流部件配流盘。配流盘上开有两个弧形通道，即腰形配流窗口。配流盘的正面和缸体配流端面紧密贴合，并且相对滑动，而在配流盘的背面，应使两腰形配流窗口分别和泵的吸油路、压油路相通。轴向柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动，造成密封容积的变化，来实现吸油和排油的过程。下面以直轴式轴向柱塞泵为例来阐述轴向柱塞泵的工作原理。直轴式轴向柱塞泵的结构如图所示，柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底面始终贴着斜盘运动，当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体平面存在一倾斜角，使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。缸体旋转，在范围内，柱塞由开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至，180361800在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔内，这是吸油过程，随着缸体继续旋转，柱塞在斜盘约束下开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止，在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通，油液通过排油窗排出。这就是排油过程。可见，缸体每转一圈，各个柱塞有半周吸油、半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。如果斜盘倾角方向不变，只改变缸体的转向，那么柱塞的吸入与压出方向就反过来，即吸入口变成压出口，压出口变成吸入口，泵的流向便改变了。如果缸体转向不变，改变斜盘倾角的方向，柱塞的工作行程也发生变化，而且泵的排量大小可通过改变斜盘的倾角的大小来实现。总之，对于斜盘式轴向柱塞泵，无论改变斜盘倾角方向还是改变缸体的转向均可改变泵的流向。这也是斜盘式轴向柱塞泵通常为双向变量泵的原因。15课题研究意义20世纪60年代以来，随着原子能、航空航天科技、微电子技术的发展，液压技术在诸多领域得到了发展，在液压系统中液压泵是整个液压系统的最重要部分，液压泵质量的好坏关系着整个液压系统的正常运行。液压泵一旦出现问题轻者影响液压设备的正常使用，重者会引起整个液压系统的瘫痪，导致液压设备无法进行正常工作，造成严重的经济损失。因此，用户对液压泵提出了更高的要求。为此，我们应加强液压泵的开发和生产力度来满足市场需求。在液压系统中，液压泵的功能是将电动机或内燃机等原动机的机械能转换为液压的压力能，向系统提供压力油并驱动系统工作，属于液压动力元件，具有以下共同的特征液压泵在每一个工作周期中吸入或排出的液体容积只取决于工作构件的几何尺寸；液压泵的理论流量与泵的转速成正比；不考虑泄露和液体的压缩性时，液压泵的理论流量与工作压力无关。柱塞泵是依靠柱塞在缸体内的往复运动，使密封工作腔容积产生变化来实现吸油和压油。由于柱塞与缸体内孔配合精度高，密封性能好，只需改变柱塞的工作行程就能改变泵的排量。所以，柱塞泵具有压力高、容积效率高、流量调节方便和结构紧凑等优点。柱塞泵常用于高压大流量系统中。柱塞泵按柱塞排列方向不同，分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵两大类。但发展和国外的比较仍有不足之处，所以对此研究很有意义。现在生产能力在全世界范围内迅速提高，市场经济的大潮正在将越来越多的国家带入世界经济范围内。发达国家生产出来的液压泵相对我国来说更加稳定。使得我国大多数大型工程采用国外产品，而放弃本国产品，对本国的液压行业造成了不利影响。其中主要因素还在于设计制造技术的落后。所以，对泵的设计和制造技术的要求也已经提高到了一个新的层次。只有加大对液压泵的开发和生产力度，才能提高我国产品在全世界的竞争力。2直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计柱塞泵的主要参数确定如下排量RMLQT/63质量M70KG额定压力P32MPA额定转速N1500R/MIN驱动功率P592KW容积效率09221柱塞设计柱塞为滑靴式柱塞结构，柱塞的头部装有滑靴，可绕球头中心摆动，这样滑靴与斜盘之间的接触为面接触，滑靴式柱塞有较大的支撑面积，可以承受较高的压力，但其结构相对于点接触式复杂，为了减小流量脉动，选用奇数个柱塞，且柱塞数越多流量脉动越小，这里取9个柱塞。柱塞一般做成空心结构，来减轻质量，减少惯性。柱塞结构尺寸设计。柱塞的具体尺寸如图21所示。图21柱塞主要尺寸FIG21PLUNGERMAINDIMENSIONS1）柱塞直径D及柱塞分布塞直径D柱塞直径D柱塞分布塞直径D和柱塞数Z都是互相关联的。根据经验可知，所有柱塞孔直径D总和所占的弧长大概为分布圆周长的75，即（21）750ZD由此可得出（其中柱塞数Z最好为奇数，切Z越大越好，这样的流量750DM脉动小，系统工作较平稳），式中为结构参数，随柱塞数Z而定，对于轴向柱塞泵，M其值如下表。当柱塞泵的理论流量和转速N根据使用工况条件选定后，根据理论流量公式可得TQ柱塞直径D及柱塞分布圆直径D（22）320TAN4ZMD33310T15948根据计算出的D数值要进行圆整，并应按有关标准进行选取标准直径,应选取18MM。（23）TANQ4D2ZD32310T94518M7Z7911M313945表21M随Z的变化表FIG21MTABLEALONGWITHTHECHANGEOFZ初选斜盘倾角202）柱塞名义长度L由于柱塞球头中心作用有很大的径向力，为使柱塞不致被卡死以及保持足够的密TF封长度，应保证柱塞有最小留孔长度。当工作压力时，一般取；当0LDL8140时，取，D为柱塞直径。因此柱塞名义长度L应满足ADMP30L520MINXSL其中为柱塞最大行程，为柱塞最小外伸长度，一般取。AMINLDL20MIN根据经验数据当时，一般取；MPAD20L5372当时，取。3D4这里取ML603）柱塞球头直径HD柱塞球头直径比柱塞直径略小，一般取。DDH87这里取0718144MMH70为使柱塞在排油完毕后圆柱面能完全进入柱塞腔，那么柱塞球头中心至圆柱面就要保持一定的距离，一般取，这里取9MM。DLDLD54DL50滑靴式柱塞阻尼孔通常取052MM,这里取06MM。K22配油盘设计配流盘是轴向柱塞泵的主要零件之一，配油盘的作用是使柱塞和缸孔组成的工作容积在其容积减小时和排油腔相通，以及承受由高速旋转的缸体带来的轴向载荷，柱塞缸体底部和配流盘接触表面的结构直接影响泵的容积效率、寿命和噪声等。在容积增大时和吸油腔相通配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。配油盘设计主要是确定内封油带尺寸吸排油窗口尺寸。配油盘采用正封闭的形式，缸体窗口包角小于配油盘隔挡夹角，可有效的防止高低压油的串通而提高容积效率，但由于封闭角的存在，将会产生困油现象，当缸体窗口离开配油盘吸油窗口时因尚未达到上死点，故随着缸体的转动，柱塞腔容积继续增加但吸不上油，使柱塞腔内压力下降，以致出现气穴。当缸体窗口离开上死点后，柱塞开始收缩，压力开始增大，直至与排油腔相通时，压力突然增大，出现高峰值，以致出现液压冲击。缸体窗口离开排油孔同理。当柱塞从低压腔接通高压腔时，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。对泵的寿命影响很大。为防止压力冲击，我们希望柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。因此我们要在上下过渡区内设置卸荷槽。配油盘的具体尺寸如图22所示。1）配油窗尺寸配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径。这里取7558MM。1D配有窗口包角，在吸排油窗口包角相等时，取0（24）650为避免吸油不足，配油窗口流速应满足（25）020VFQT式中泵理论流量；TBQ配油窗面积，；2F2023R许用吸入流速，23M/S。00由此可得（26）23R0TQV2）封油带尺寸设内、外封油带宽度分别为、，和确定方法如下2B12B考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，一般大于等于，即1B22712015ZBRD28432当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得（29）22234121LNLZPRZD联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸，计算结果经多次调整计算得到MRMR32,4,39,413223缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸，缸体的具体尺寸如图23所示。1缸体通油窗口设计图22配油盘尺寸FIG22OILDISTRIBUTIONDISCSIZE为减小油液损失，一般取通油孔分布圆半径与配油窗口分布圆半径相等。通RMD7932通通油孔面积0A（210）222601450185BL其中、分别表示通油孔长度和宽度LB（211）MDBL950所以，可得缸体通油窗口的角度为25871272缸体内外径的确定柱塞孔分布在R的半径圆周上，相邻孔间的间距。212MDZ857219SIN2587SIN2）（取8MM因此内径182834MM2132DD外径75583410958MM（214）缸体长度（215）MDLSLH63758243MAX0其中表示柱塞最短留孔长度；0L表示柱塞最大行程；MAXS表示退刀槽长度；3L表示缸体厚度。424轴的设计斜盘式轴向柱塞泵的泵轴只传递转矩，所以轴可以细一些，一般需核算轴与花键的连接强度，以及轴本身薄弱部分的强度。图23缸体主要尺寸FIG23MAINCYLINDERBODYSIZE241轴直径的确定46426057285103201）轴直径的初步确定柱塞的反作用力对缸体的转轴的转矩为处于吸油腔的柱塞产生转矩，当处于吸油腔的柱塞为五个时，转矩应该为最大，并将这五个转矩求和，就是该轴所承受的最大转矩，此时计算出的轴径为最大的情况。柱塞底部所受的力为（216）NPDF81430321846622柱塞所在分度圆半径（217）MDR79325五个柱塞对转轴的转矩分别为图24轴的尺寸FIG24THESIZEOFTHESHAFT第一的218TAN1FRM3102T79384MN02第二个219ZFRCOSTAN40COS2TAN10793843MN5第三个2202SITAN3ZFRM10SINTA1079843MN51第四个22123SINTA4ZFR30SINTA10798MN6图25柱塞受力分析简图FIG25PLUNGERFORCEANALYSISDIAGRAM第五个22224SINTA5ZFRM70SINTA10793843MN10轴所承受的总转矩为2235432M301961854所以转轴所承受的总转矩为42454MN按扭转强度计算，其强度条件为224TTW其中轴传递的转矩，TMN轴的抗扭截面模量，W3轴的材料Q235A,20354540CR,35SIMN/MPAT12202030304040520A16013513511811810710798对于实心圆轴320DWT因此225MT3641203其中材料为45钢时轴的许用应力为，这里取。MPAPA30因此轴径确定为42。M2）矩形花键轴的设计设矩形花键轴的小径D为46MM，选用矩形花键规格为。950468表22常用轴材料的和值T0ATAB22COMMONLYUSEDSHAFTMATERIALSANDVALUE3）轴承段的设计根据泵的最小轴径为42MM，设计装轴承的直径为60MM，选择轴承为角接触球轴承7012C。轴承左端采用挡圈固定，按标准取GB/T89411986轴用弹性挡圈。轴承右端采用轴肩定位，取轴肩高度B2MM。4）密封圈轴段的设计考虑到对轴承定位和选取密封圈时要符合国家标准，取密封圈轴段的直径为70MM。5）与电机相连的轴段的设计设计与电机相连的轴的直径为55MM，选用A型普通平键，规格为。106242轴的校核1）花键部分的连接强度226MPAHLRZMMZC150452016750422其中泵轴传递的扭矩；Z不均匀系数，取075；花键的键数，取6；2Z分别为花键的内哦经和外径，；DD,MDD46,50分别为花键的倒角和根圆半径，；RFRF23227RFDH512花键的工作强度，；LML50花键的平均工作半径，；MRDDR24连接中最弱材料的许用挤压应力，这里取150。CMPA花键轴的抗扭强度228PAWMPZA1506340752其中4207516MDDWP故符合要求。2）与联轴器的连接强度键的挤压强度229MPADHLMZC5031972106544式中M为轴所承受的总转矩许用应力连接方式被连接件材料静载冲击CM静连接钢12515060900A动连接钢50403）轴最薄弱部位的强度校核230MPAWMP式中，轴的抗扭截面系数PB23133145716MDPB故符合设计要求。25柱塞回程机构设计直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。回程盘是一平面圆盘，盘上为滑靴安装孔径，为滑靴安装孔分布圆直径。这两HDHD个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这表23键连接的许用挤压应力TAB23THEKEYLINKOFALLOWABLECOMPRESSIVESTRESS两个尺寸的确定方法。如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是短轴232MDA587长轴233B430COSAX和的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则，所以，取椭圆长HDDHD短轴的平均值较为合理，即234MBADH782/从图26中可以看出回程盘上安装孔中心O与长短轴端点A或B的最大偏心距相等，且为，因此MAX21E235MRD432COSCOSAXMAXAX其中斜盘倾角的最大值MAXR柱塞分布圆半径图25回程盘结构尺寸FIG25SETPLATESTRUCTURESIZE为了允许滑靴在任一方向偏离，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑MAX21E靴的颈部直径大，同时，考虑到加工、安装等误差，应安装孔与滑靴颈部之间保留有MAXE适当间隙，这样安装孔直径为236JEDH43152MAX式中D滑靴颈部直径J间隙，一般取J051MM26滑靴设计目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构。滑靴不仅增大了与斜盘的接触面减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔和滑靴中心孔，再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由于油液在封油带环缝中的流动，使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜，大大减少了相对运动件间的摩擦损失，提高了机械效率。这种结构能适应高压力和高转速的需要。1）滑靴的结构型式的选择滑靴结构有如图23所示的3种型式。图26滑靴结构型式FIG26SLIDINGBOOTS图26（A）所示为简单型，静压油池较大，只有封油带而无辅助支承面。结构简单，是目前常用的一种型式。图26（B）所式滑靴增加了内外辅助支承面。减小了由剩余压紧力产生的比压，同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。图26（C）所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。经比较，本设计采用图26（A）所示的结构型式。2）滑靴结构尺寸设计滑靴的具体结构尺寸如图27所示。A滑靴底部封油带外径2D滑靴在斜盘上的布局，应使斜盘倾角时，互相之间仍有一定的间隙S，如图280所示。237MSZF3529SIN587IN2图27滑靴尺寸图FIG27DIAGRAMSLIDINGBOOTSSIZE图28滑靴外径的确定FIG28DIAMETEROFSLIDINGBOOTS一般取S021，这里取05。B滑靴底部封油带内径1D根据经验，初选。所以DR2238M65102381）（）（式中滑靴底部内封油带半径1滑靴底部外封油带半径2RD柱塞直径C中心孔及长度0D0L239MD5180这里取。M803运动分析31柱塞运动分析柱塞泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成使柱塞轴线上任一点的运动轨迹成一个椭圆。此外，柱塞还可能因摩擦产生相对于缸体绕其自身轴线的自转运动，但此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀。311柱塞行程如图31所示为带滑靴的斜盘泵柱塞运动学分析简图，其柱塞分布圆半径为R、斜盘倾角为。如果以柱塞腔容积最大时的上死点作为柱塞位移的计算起点，那么对应于任意旋转角度时，柱塞位移S可表示为（31）TANHS其中，代入上式MRH84COS（32）M23TACOS1当柱塞旋转到下死点位置时，柱塞位移最大，则有RS517TN2MAX312柱塞在缸体中的轴向运动速度及加速度VA将（31）对时间求导，可得柱塞的运动速度为（33）SIN2SINTAMAXRDTSTV式中为缸体旋转角速度当时，柱塞的轴向速度达最大值，故得2709及1SIN图31斜盘泵柱塞运动分析简图FIG31SWASHPLATEPUMPPLUNGERMOTIONANALYSISDIAGRAM（34）TAN|MAXRV将（32）对时间求导，可得柱塞相对缸体的轴向运动加速度为（35）COS2COSTAMAX2DTA当时，故得柱塞轴向加速度的最大值为180及1COS（36）TAN2R32滑靴运动分析研究滑靴的运动主要是分析滑靴球窝中心A在斜盘平面的运动规律，即滑靴中心在斜盘平面内的运动规律，设柱塞球头中心A在斜盘平面上的坐标为（37）SINRX（38）COY那么点A在斜盘平面上的对应位置的坐标为A（39）SINRX（310）COY的运动轨迹为一椭圆，椭圆轴的短半径及长半径分别为A当90和270时，（椭圆短轴半径）ARX当0和180时，（椭圆长轴半径）BYCOS/椭圆的大小决定了回程盘的几何尺寸。33柱塞瞬时流量及脉动品质分析泵瞬时流量是一周期脉动函数由于泵内部或系统管路中不可避免地存在有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动这些脉动严重影响了输出流量品质,使系统工作不稳定,当泵的脉动频率与液压油柱及管路的固有频率相当,就产生了谐振的条件,谐振时压力脉动可能很高,这时系统的构件有极大的潜在破坏性在一些极端情况下,几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限液压油的流量压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械震动将引起导致管路附件及安装构件的应力液压泵的供压管路,一般是最容易受到破坏的部位柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成（311）2SINTIZTFTQFRTGA式中为柱塞横截面积，ZF4ZZD泵柱塞数为9，柱塞角距（相邻柱塞间夹角）为，位于排油区的柱2079Z塞数为，那么参与排油的各柱塞瞬时流量为0Z（312）123SINI2TZFTZFQFRTGATWQ0SIN1TZFQFRTGAZ泵的瞬时流量为120TTTTZQ0100SIN1SIZZFTZFFRGAIZT由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角A有关，也与柱塞数有关。对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为。OZ当时，取，由泵的流量公式可得瞬时流量为0AZO1952（313）COS2INTZFAZQFRTG当时，取，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为2AZ012Z（314）3COS2INTZFAZQFRTG当A0时，可得瞬时流量的最小值为Z2（315）MIN12SINTZFQFRTGZ奇数柱塞泵瞬时流量规律见下图我们常用脉动率和脉动频率表示瞬时流量脉动品质。F定义脉动率（316）MAXINTTPQD这样，就可以进行流量脉动品质分析了。脉动频率A对偶数柱塞泵为图32奇数柱塞泵瞬时流量FIG32THEODDPLUNGERPUMPFLOW（317）ZNF对奇数柱塞泵为（318）F2B脉动率对偶数柱塞泵（319）Z2SIN对奇数柱塞泵（320）4SI2当Z9，脉动频率为（321）50961NZF当Z9，脉动率为（322）13TAN184TA2D利用以上两式计算值，可以得到以下内容表31柱塞泵流量脉动率TAB31THEPISTONPUMPPULSERATEZ/D61348761048123414261619548972519152111021307315055由以上分析可知1）随着柱塞数的增加，流量脉动率下降。2）相邻柱塞数想比，奇数柱塞泵的脉动率远小于偶数柱塞泵的脉动率。从中还可以看出，奇数柱塞中，当时,脉动率已小于1因此，从泵的结构考虑,轴13Z向柱塞泵的柱塞数常取Z7911这是本设计柱塞数取9的原因4受力分析41柱塞受力分析柱塞和缸体孔构成了柱塞泵最基本的工作容腔。除此之外，斜盘式轴向柱塞泵的柱塞还要通过其圆柱表面在柱塞和缸体之间传递径向力，并且这种传力过程是在柱塞悬臂外伸状态下进行的，所以其受力情况要比斜轴式轴向柱塞泵恶劣。柱塞的具体受力情况如图41所示。1）作用在柱塞上的力柱塞在吸油过程和压油过程中的受力情况是不同的。下面主要分析柱塞在压油过程中的受力情况，如图，作用在柱塞上的力有A作用在柱塞底部的轴向液压力。的计算公式为BF（41）NPDB81432式中为泵的柱塞直径D为泵的压油压力PB轴向运动惯性力。柱塞相对缸体做往复直线运动时，如有直线加速度A，则柱塞的轴向惯性力为GF（42）COSTAN2RGGAMZZG式中为柱塞和滑靴总质量ZM为柱塞和滑靴所受的总重力ZG惯性力的方向与加速度A的方向相反，随缸体旋转角按余弦规律变化。当0GF和180时，惯性力达最大值为16969N（43）C离心反力。柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，存在向心加速度，产生的离心反力通过柱塞重心垂直于柱塞轴线的径向力，其值为|F|GMAXTAN2RGZAFRA图41柱塞受力分析简图FIG41PLUNGERFORCEANALYSISDIAGRAM46622N（44）RZAMF2RGGZD斜盘反力。斜盘反力通过柱塞球头中心垂直作用于滑靴底面，可以分解为NN轴向力F及径向力，其值为T904439N（45）COSNF329189N（46）INT轴向力F与作用于柱塞底部的液压力及其它轴向力相平衡；而径向力不仅对主BTF轴形成负载转矩，同时使柱塞受到弯矩作用，与缸体孔产生很大的接触应力。柱塞与柱塞腔壁之间的接触力和。该力是接触应力和产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔121P2的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞在柱塞腔内的接触长度，因此，由垂直于柱塞轴线的径向力和离心力引起的接触应力和可以近似看成是连续的呈直线分布的应力。TFA12由和引起的摩擦力。的计算公式为12FFF（47）FF21式中为摩擦因数，其值取决于对偶材料，如青铜与钢之间，015，铸铁与钢之FF间，011求解、及1F2N由图可知，径向力是悬臂地作用在柱塞头部，因此，在计算、及时，应按T1F2N柱塞在缸体孔中具有最小接触长度，即柱塞处于上死点位置时的最危险情况进行计算0YF0SIN21ANFZGBFCO0M023312201ALFDFFLLL式中柱塞最小接触长度，根据经验0L0L5柱塞名义长度L柱塞重心至球心距离A以上三个方程中，除、及未知外，也未知，所以还需增加一个方程才能求1F2N2L解。根据力分布三角形的相似原理可得出或（420MAX21LP2021LF11）将（411）代入（410）求解。为简化计算因离心反力相对很小，故将319式简2L化为（402026134LFDLL12）将411代入48可得（413）11SIN201LFAN414SI202LAN将413和414代入49可得415NFFFAGBN84962SINCO式中结构参数，其值为41671/12020LL42配油盘受力分析1）压紧力YP压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油作用在柱塞腔底部台阶面上，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。对于奇数柱塞泵，当有个柱塞处于排油区时，压紧力12Z1YP417NPDZPYY407154MAX21当个柱塞处于排油区时，压紧力12Z2Y418NPDZPYY357421MIN则平均压紧力为YP419PZDYY5364821222分离力FP分离力是由三部分构成，即外封油带分离力，内封油带分离力，排油窗高压1FP2FP油对缸体的分离力。3F对于奇数柱塞泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量不同，位置也不同。封油带的包角是变化的，实际包角比配油盘油窗包角有所扩大，如图所示。0当有个柱塞排油时，封油带实际包角为21Z1（420）102ZA89当有个柱塞排油时，封油带实际包角为12Z2（421）2013ZA65平均有个柱塞排油时，平均包角为2ZP（422）12P97式中柱塞间距角，；AAZ柱塞腔通油孔包角0A外封油带分离力1FP外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任一半径上的压力从到积分，并YP2