机械毕业设计（论文）-斜盘式柱塞泵结构设计【全套图纸】 .pdf

哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） i 目 录 第第 1 章章 绪论绪论 1 第第 2 章章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 2 2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 2 2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 3 第第 3 章章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 4 3.1 柱塞运动学分析 4 3.2 滑靴运动分析 5 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 8 第第 4 章章 柱塞受力分析与设计柱塞受力分析与设计 13 4.1 柱塞受力分析 13 4.2 柱塞设计 17 第第 5 章章 滑靴受力分析与设计滑靴受力分析与设计 22 5.1 滑靴受力分析 22 5.2 滑靴设计 24 5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 25 第第 6 章章 配油盘受力分析与设计配油盘受力分析与设计 28 6.1 配油盘受力分析 28 6.2 配油盘设计 33 第第 7 章章 泵轴的校核泵轴的校核 38 7.1 花键与缸体的连接强度 38 7.2 键与联轴器的连接强度 39 7.3 泵轴薄弱部位的强度校核 40 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） ii 结结 论论 41 致致 谢谢 42 参考文献参考文献 43 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 1 第 1 章 绪论 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。轴向柱塞泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵，盘式轴向柱塞泵包括斜轴 式轴向柱塞泵和斜盘式轴向柱塞泵。 斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长，斜轴式轴向柱塞泵采用了驱 动盘结构，使柱塞缸体不承受侧向力，所以，缸体对配油盘的倾复可能性小，有 利于柱塞副与配油部位工作，另外，允许的倾角大，可是，结构复杂，工艺性差， 需要使用大容量止推轴承，因而高压连续工作时间往往受到限制，成本高。斜盘 式轴向柱塞泵，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静 压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低， 体积小，重量轻等优点，从而使该泵获得了迅速发展，并且由于轴向泵比径向泵 结构简单，制造成本低；斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，体积小，重量轻， 维修方便；因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他泵在技术经济指标上占很大优势，所 以，斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展，其发展方向是：扩大使用范围、提 高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声，以适应液压技术不断发展的要求。 斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在 柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的。是容积式液压泵的 一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸体均为圆柱形，加工方便，配合精 度高，密封性能好，工作压力高而得到广泛的应用。 柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高压柱塞泵常采 用的形式之一，能适应高压力高转速的需要；配油盘设计的好坏也直接影响泵的 效率和寿命。 斜盘式轴向柱塞泵被广泛使用与工程机械、 起重运输、冶金 、航空、 船舶 等都种领域，在航空中普遍用于飞机液压系统，操纵系统及航空发动机燃油系统 中，使飞机上所用的液压泵中最主要的一种形式，尤其是在煤炭行业的高压重载 液压系统中，更是得到广泛应用。 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 2 第 2 章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变，因而，它们的运动和动力 分析就可以用统一的方程式来描述。 斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图(2- 1)。柱塞的头部安装有滑靴，滑靴低面始 终贴着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体存在一倾 斜角 ， 迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。 当缸体旋转， 在 180360 范围内， 柱塞由下死点(对应 180 位置)开始不断伸出， 柱塞腔容积不断增大， 直至上死点(对 应 0 位置)止。在这个过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸入柱塞 腔内，这是吸油过程。随着缸体继续旋转，在 0180范围内，柱塞在斜盘约束下 由上死点开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下死点止。在这个过程 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。 由此可见，缸体每转一周，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。 12 3456 7 89 10 1-斜盘 2-压盘 3-中心弹簧 4-配油盘 5-传动轴 6-圆柱滚子轴承 7-滑靴 8-轴承支座 9-柱塞 10-缸体 图 2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 3 2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 1. 排量、流量与容积效率 轴向柱塞泵排量q是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即 zhdzahq pp 2 4 p = 不计容积损失时，泵理论流量q为 znsdqnq p 2 4 p = 式中 d柱塞外径 mmd35=； a柱塞横截面积 22 11.962035 . 0 44 mmda= pp ； p h 柱塞最大行程 ； z 柱塞数 取 z=7； n传动轴转速 min/1000rn =； 从图可知，柱塞最大行程为 mmtgtgrhp37182582= o b 式中 r 柱塞分布圆半径 mmr58=； b 斜盘倾斜角 取 o 18=g； 所以， 是 min/250000min/1000/250mlrrmlqnq= 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 4 第 3 章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 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 上一点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体 绕其自身轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。 3.1 柱塞运动学分析 柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。即分析柱塞与 缸体做相对运动时的行程、速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主要零 件受力状况的基础。 3.1.1 柱塞行程 如图 3- 1 所示，当柱塞由最大外伸转到j角时，柱塞球头中心即由 a 点到 b 点。柱塞沿缸体轴线的相对(缸体)位移 p s ,由直角三角形 abc 得： bactgbcsp= 式中 b斜盘倾角（度） 。 图 3-1 柱塞的运动分析 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 5 由图 3- 1 可以得出， ac=af=ao- fo=r- fo 再由直角三角形得jcoscofo =。 将上述诸关系式代入上式，整理得： )cos1 (jb -=rtgsp 式中 r柱塞轴线在缸体中的分布圆半径(m)； j缸体的转角，j=wt。 柱塞的行程 p h ,等于柱塞对缸体的最大与最小外伸量之差，亦即由j=0 转至p时的 相对位移量，由上式得柱塞最大行程： brtghp2= 式中 r 柱塞轴径分布圆半径(m)； m3818582= o tghp 3.1.2 柱塞运动速度 柱塞相对(缸体的移动)速度 p v 由相对位移 p s 对时间 t 求导,可得： jbwsinrtg d ds v t p p = 其平均相对速： bbw p j p p rntgrtgdvv tpmean 15 121 0 = 式中 n泵轴的转速(r/s)。 11000 0.058180.021m/s 1560 pmean vtg= o 当 0 90=a及 0 270 时，1sin=j，可得最大运动加速度 max v为 smtgtgrv/979 . 1 18105058 . 0 0 max =bw 3.1.3 柱塞运动加速度 柱塞相对（缸体的移动）的加速度 p a ,由其相对速度 p v 对时间 t 求导,可得： jbwcos 2rtg dt dv a p p = 当 0 0=a及 0 180 时，1cos=j，可得最大运动加速度 max a为 2022 max /77.20718105058 . 0 smtgtgra=bw 3.2 滑靴运动分析 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 6 滑靴在与柱塞一起相对缸体往复运动及随缸体旋转外，同时与柱塞头一起沿 斜盘平面作平面运动。下面将讨论滑靴与柱塞球头中心在斜盘平面上的运动情况， 如图所示。 图 3-2 滑靴的椭圆运动分析 由图 3- 2 可以看出，滑靴与柱塞球头中心 a 之绝对运动轨迹的参数方程为： sinxrj= cos cos r yj b = 该运动轨迹是一个椭圆，其长半轴与短半轴分别为： max max cos r a b = ；br= 滑靴由于沿斜盘平面作椭圆运动，所以在与压盘一起绕 z 轴旋转时，必将相 对压盘作径向移动，其位移量(如图 3- 2) 2 0 d -= re 式中 r滑靴球心(即滑靴与柱塞球头中心)运动轨迹的向径，其值为： jbr 2222 cos1tgryx+=+= 0 d 压盘装滑靴颈部的孔心分布圆直径(m)； ) 1 cos 1 ( max max0 +=+= b rbad 式中 max b 斜盘最大倾角(度)。 m119 . 0 ) 1 18cos 1 (058 . 0 0 =+= o d 这样，式 2 0 d -=re，便可以写成下述形式： 22 max max 1cos ( 1cos) 2cos rtg b ebj b + =+- 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 7 分析上式便可指出，当0=b时或者当 max bb=及=j 0、 2 p、p、 2 3p、 p2时， e 的绝对值为最大，即 ) cos2 cos1 ( max max max b b e - =r m0015 . 0 ) 18cos2 18cos1 (058 . 0 max = - = o o e 向径与椭圆轨迹长半轴之夹角(即与 y 轴的夹角)为： jbqtg y x tgcos= 所以： )(cos 1 jbqtgtg - = 因此，滑靴球心绕 o 点的旋转角速度为： w jbj b w 222 sincoscos cos + = s 由上式可知得出，当 2 p j=， 2 3p等时， s w 便达到最大值，其值为： 式中 w泵轴的角速度(rad/s)。 已知泵轴的转速 1000r/min rad/s105 60 10002 2= p pwn max max cosb w w= s rad/s 4 . 110 18cos 105 max = o s w 而当=j 0、p时， s w 便达到最小值，其值为： maxmin cosbww= s s s /rad86.9918cos105 min = o w 由结构可知，滑靴球心绕 o 点旋转一周(2p)的时间等于缸旋转一周的时间， 因此，其平均旋转角速度等于缸体的角速度，即 rad/s105=wwsmean 滑靴沿斜盘表面的滑动速度： jbb w rw 222 cossincos+ = r v ss 由上式可以得出，当 2 p j=、p 2 3 、时， s v 便达到最大值，为： 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 8 max max cosb w r vs= max 105 0.058 6.39m/s cos18 s v = o 而当0=j、p时， s v 便达到最小值，为 rvsw= min m/s07 . 6 058 . 0 105 min = s v 滑靴沿斜盘平面的平均滑动速度： - = 22 022 2 0 1 sinsin1 2 pp jb jw j p p dr dvv ssmean =1.03wr=6.21m/s 顺便指出，柱塞于滑靴除了上述的相对运动与牵连运动之外，还可能有因摩擦 而产生的绕自身轴线的转动，这无论对于均匀摩擦还是对改善润滑都是有益的。 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 容积式液压机械的理论输油率，是其工作元件的时间所划成的几何容积。 对于所述及类型的液压泵，一个柱塞的瞬时理论输油率为： pi vdq 2 / 4 p = 式中 d柱塞直径(m)； p v 柱塞相对缸体的移动速度(m/s)。 将式jbwsinrtg d ds v t p p =代入，则得到第一个柱塞的瞬时理论输油率： jbw p sin 4 2 / 0 rtgdq= 柱塞数为 z=7,柱塞角距为 o 4 . 51 7 22 = pp q z ，位于排油区地柱塞数为 z0， 那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为： () () () += += += ajbw p ajbw p ajbw p 3sin 4 2sin 4 sin 4 2 / 2 / 2 2 / 1 rtgdq rtgdq rtgdq i ll 在 z 个柱塞中有(z 1)/2 个同时工作， 因此， i 应等于(z 1)/2- 1， 即paj+i， 这样一来，液压泵的瞬流量为： 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 9 / 3 / 2 / 1 / 0i qqqqqq+=ll = -+= 0 1 ) 1(sin z i itgarqabw z z z z z tgar p pa p bw sin ) 1 sin(sin 00 - + = 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(z=7)排油区的柱塞数为 z0. 已知： 22 11.962035 . 0 44 mmda= pp 当 7 0 pp a= z 时，取4 2 1 0 = + = z z，由上式可知瞬时流量为： z z tgarq 2 sin2 ) 2 cos( p p a bw - = 当 7 22 7 pp a pp = zz 时，取3 2 1 0 = - = z z，由式上可得瞬时流量为： z z tgarq 2 sin2 ) 2 3 cos( p p a bw - = 当0=a、 z p、 z p2 、时，可得瞬时流量的最小值为 mltg z z tgarq 5 . 4170 72 sin2 72 cos 18105058 . 0 11.962 2 sin2 2 cos 0 min = = = p p p p bw 当 z2 p a=、 z2 3p、时，可得瞬时流量的最大值为 mltg z tgarq 7 . 4277 72 sin2 1 18105058 . 0 11.962 2 sin2 1 0 max = = = p p bw 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 10 该式表明液压泵的瞬时理论输油率q是缸体转角j的函数， 其变化如图 3- 3 所 示。 图 3- 3 输油率脉动曲线 3.3.1 脉动频率 由上式和图 3- 3 可以看出，液压泵的瞬时流量是以 z tq p =为转角周期变化的， 其脉动频率将为： 30 zn fq= 式中 n泵轴的转速(r/min)； z 柱塞个数。 hz89 . 3 6030 10007 = = q f 3.3.2 脉动率 当 z 为奇数时，液压泵的瞬时流量q在j=0、 2 a、a时为极小值，而在 4 a j=、p 4 3 、时为最大值，即 4 cot 42 1 2 min a bw p rtgdq= 4 csc 42 1 2 max a bw p rtgdq= 液压泵的平均流量 mean q，可以由式 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 11 - = 22 022 2 0 1 sinsin1 2 pp jb jw j p p dr dvv ssmean 在其变化周期 2 a内积分平均求得，推倒如下： () j j bw p a a a a drtgdqmean - = 2 0 4 42 2 sin cos 42 11 因为积分 () 2 sin cos 2 0 4 4 = - j j a a a d，所以上式可以写成下述形式： bw p p rtgd z qmean 2 4 = /sm0042 . 0 18058 . 0 105035 . 0 4 7 32 = o tgqmean p p 输油脉动率 q s 是以下式定义的： mean q q qq minmax - =s 经整理便可求得液压泵的输油脉动率为： z tg z rtgd z z z rtgd q 42 4 2 sin 2 cos1 42 1 2 2 pp bw p p p p bw p s= - = 由式上式可以看出，斜盘式轴向柱塞泵的输油脉动率只与柱塞个数 z 有关， 其值如表 1- 1 所列 表 1- 1 柱塞个数与脉动率 z 5 6 7 8 9 10 11 q s 4.98 13.9 2.53 7.8 1.53 5.0 1.02 上表所列数值表明，z 为偶数的输油脉动率均比奇数的大，所以通常选取 5、 7 和 9。此设计选 z=7, q s =2.53。 因为奇数柱塞泵， 根据计算值，将脉动率 与柱塞 z 画成下图的曲线 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 12 图 3- 4 脉动率 与柱塞数 z 关系曲线 由以上分析可知： (1)随着柱塞数的增加，无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵，流量脉动率都下降。 (2)相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率。 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 13 第 4 章 柱塞受力分析与设计 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油、 半周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。 4.1 柱塞受力分析 图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。 图 4-1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 4.1.1 柱塞底部的液压力 柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力 b p 为 knpdpb31.3010 5 . 31035 . 0 44 622 =）（ pp 式中 p 为泵的排油压力。 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 14 4.1.2 柱塞惯性力 柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度 a，则柱塞轴向惯性力 pg为 abwcos 2tg r g g amp z zg -=-= 式中 mz、gz为柱塞和滑靴的总质量和总重量 260-0.016 29 35+0.021 0 960-0.5 b 129 18 s 280-0.016 22 40+0.5 -0.5 111+0.1 -0.1 10 r70-0.02 60 143+0.1 0 ? ? ? ? 图 4-2 柱塞尺寸图 l=0.129m，d=0.035m，l1=0.111m，d1=0.028m，d2=0.026m 估算柱塞的体积： ()129 . 0 035 . 0 44 2 2 1 = pp ldv () 6 028 . 0 6 33 2 / 2 pp = d v 2 / 2 2 v v = () 111 . 0 4 026 . 0 4 2 1 2 1 3 =pp l d v 柱塞的整个体积 v 为： 36 321 m1075 - =-+=vvvv 材料密度： 33kg/m 1085 . 7 - =r 柱塞的粗略质量为： kg6 . 010751085 . 7 63 1 = - vmr 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 15 图 4-3 滑靴尺寸图 估算滑靴的体积： ()009 . 0 037 . 0 44 2 2 1 / 1 = pp b ddv () 2 1 6 028 . 0 2 1 6 33 2 = pp d vq ()0348 . 0 037 . 0 44 2 2 10 = pp cdvd 36/ 1 m108 - -+= qdh vvvv kg062 . 0 1081085 . 7 63 = - hh vmr 柱塞和滑靴总质量： kg662 . 0 062 . 0 6 . 0 1 =+=+= hps mmm 惯性力 pg方向与加速度 a 方向相反， 随缸体旋转角按余弦规律变化。 当 =00 和 1800时，惯性力最大值为 ntgtgr g g p z g. 0 662 . 0 22 max = o bw 4.1.3 离心反力 柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动，有向心加速度 al，产生的离心反力 pl 通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线，是径向力。其值为 nr g g amp z lzl 423105058 . 0 662 . 0 2 =w 4.1.4 斜盘反力 斜盘反力通过柱塞球头 knnp48.3218cos15.34cos= o b knnt55.1018sin15.34sin= o b 轴向力 p 与作用于柱塞底部的液压力 b p 及其他轴向力相平衡。而径向力 t 则 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 16 对主轴形成负载扭矩，使柱塞受到弯矩作用，产生接触应力，并使缸体产生倾倒 力矩。 4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 该力是接触应力 p1 和 p2产生的合力。 考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于 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t 和 离心力 l p 引起的接触应力 p1和 p2可以看成是连续直线分布的应力。 4.1.6 摩擦力 柱塞与柱塞腔之间的摩擦力 pf为 fpppf)( 21+ = 式中 f 为摩擦系数，常取 f=0.050.12。取 f=0.12 分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于死点时 的位置。此时 n、p1、和 p2可以通过如下方程求得： 0= y 0sin 21 =+-ppng 0= z 0cos 21 =-fpfpng 0 0 = m 0 22 ) 3 () 3 ( 21 2 2 20 01 =+- - +- zz d fp d fp l lp ll llp mm lfdl lfdlll l 86.33 8063512 . 0 612912 803512 . 0 3804129806 6612 346 2 0 0 2 00 2 = - - = - - = 式中 0l 柱塞最小接触长度 mml80 0 =； l 柱塞名义长度 mml129=； 解放程组得： kn l ll np 73.10 1 86.33 )86.3380( 1 1 18sin15.34 1 )( 1 1 sin 2 2 0 2 2 2 20 1 = - - += - - +=b kn l ll n p31.12 1 86.33 )86.3380( 18sin15.34 1 )( sin 2 2 0 2 2 2 20 2 = - - = - - = b 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 17 15.34 18sin71 . 1 12 . 0 18cos 31.30 sincos 00 = - = - = bfbf p n b kn 式中 1 max 244 2 0.1290.12 0.035 111.71 330.1290.05818 lf d c lrtgtgb - -=-= - o 为结构参数 () 12 ()10.73 12.310.122.76 f ppp fkn=+=+= 4.2 柱塞设计 4.2.1 柱塞结构型式 轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞.根据柱塞头部结构,有三种型式,(1)点接触式 柱塞,(2)线接触式柱塞,(3)带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一 个摆动头, 称滑靴,可绕柱塞球头中心摆动.滑靴与斜盘间为面接触,接触应力小, 能承受较高的工作压力.高压油液还可以通过柱塞中心孔,沿滑靴平面泄露,保持 与斜盘之间有一层油膜润滑,从而减少了摩擦和磨损,使寿命大大提高.目前大多 采用这种形式轴向柱塞泵. 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞 重量,减小柱塞运动的惯性力.采用空心结构还可以利用柱塞底部的高压油液使柱 塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙,取得良好的密封效果.空心柱塞内 可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位. 4.2.2 柱塞结构尺寸设计 4.2.2.1 柱塞直径及柱塞分布圆直径 柱塞轴线在缸体中的分布圆半径为： () 3 max 0.22 0.27/ t rz qz () 3 0.22 0.277 250 / 7 0.051 0.062m r 查参考文献1表 1- 29 取0.058mr = 按下式确定柱塞直径： ()( ) ()( ) 3 max 3 /11.09 250 / 711.09 0.033 0.036m t dqz d d 查参考文献1表 1- 27 取0.035md = 综上所得：柱塞直径 d=0.035m,柱塞轴线的分布圆半径0.058r =m 4.2.2.2 柱塞名义长度 由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力 t,为使柱塞不致被压变形以及保持有 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 18 足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取 a mpp20 dl)8 . 14 . 1 ( 0 = a mpp30 dl)5 . 22( 0 = 因为 a mpp 5 . 31= 所以 mml 5 . 8770 0 = 取= 0 l80mm 所以,柱塞名义长度 l 应满足: minmax0 lsll+ 80387125lmm+ = 式中 max s 柱塞最大行程; min l 柱塞最小外伸长度,一般取 mmdl72 . 0 min =. 根据经验数据,柱塞名义长度常取: a mpp20 dl)5 . 37 . 2(= mpap30 dl)7 . 32 . 3(= ()m1295 . 0 112 . 0 035 . 0 7 . 32 . 3=l 查参考文献1表 1- 29 取 l=0.129m 4.2.2.3 柱塞球头直径 从结构紧凑角度，滑靴的球杯外径应稍小于柱塞直径 d，以保证球杯可以进入柱塞 缸孔内，这样，不仅减少了轴向尺寸，更重要的是改善了缸孔壁的受力状使市柱 塞的最小外伸长度近于零。 球铰副的配合直径 2 d ,应满足下述条件 ()() cs qpd dd cfff d - - +- 2 4 2 4 2 2 maxmax1maxmax 2 cossinsincosbbbb 式中 c q滑靴材料的许用比压 zqal9-4 青铜 26 n/m1075； 2 d 、 4 d 滑靴球窝尺寸(m)，见图 4-1 所示， ； 1 f 柱塞与缸孔之间滑动摩擦系数，钢对青铜， 1 0.12f =； f 滑靴与斜盘之间的摩擦系数，0.008 0.08f =。 ()() 22 2 006 . 0 028 . 0 71 . 1 18cos008 . 0 18sin12 . 0 18sin008 . 0 18cos 035 . 0 - +- oooo 6 10 5 . 31 = 62 58.3 10 n/m 满足要求 2 0.028dm= 4 0.006dm= 按经验常取 mmdd z 26)8 . 07 . 0( 2 = 满足条件。如图 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 19 图 4- 4 柱塞尺寸简图 为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱 面保持一定的距离 ld ,一般取 mmdld25.1914)55 . 0 4 . 0(= 取= d l18mm 4.2.2.4 柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽,起均衡侧向力,改善润滑条件 和存贮赃物的作用.如上图 均压槽的尺寸常取:mmmmh8 . 08 . 03 . 0取=;宽mmmmb6 . 07 . 03 . 0取= ; 间距 mmmmt10102取=. 实际上,由于柱塞受到的径向力很大,均压槽的作用并不明显,还容易划伤缸 体上柱塞孔壁面.因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽. 4.2.3 柱塞摩擦副比压 、比功验算 假定柱塞的最小外伸长度较之其长度可以略去，那么，柱塞得最大外伸长度 便为柱塞的行程 p h ，在任一位置的外伸长度将为： pp shh-= 0 将式)cos1 (jb -=rtgsp,brtghp2=代入上式，得 ()jbcos1 0 +=rtgh 对于所述及的情况，由式 () () 51 1 2 51 2 1 cossin 2 1 43 2 cossin 2 1 4 2 3 2 fflfdf l l l n fflfdf l ll l n s s + -= + -+-= bb bb 比较得知， 2 n 大于 1 n ，所以，只讨论 2 n 处的状况就可以了。 当柱塞为任一位置时， 2 n 可以改写为下式: 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 20 () 5maxmax 1 22 2 2cossin34 2 1 2 3 3 1 f l fl f l df le ll e n s + -+=bb 由 ()()cfff f f maxmax1maxmax 6 5 cossinsincosbbbb+- = 2 6 4 s fd p p = 略去惯性力和弹性力 推得 ()() 2 5 maxmax1maxmax 4 cossinsincos s d p f fffc p bbbb = -+ 1 max 244 2 0.1290.12 0.035 111.71 330.1290.05818 lf d c lrtgtgb - -=-= - o ()() 2 5 0.035250 4 cos180.05sin180.12180.05 cos18 f sinc p = -+ oooo 所以 3 5 27.9 10fn= 缸孔外缘与柱塞之平均接触比压，由机械力学可知： 2 2 1 277 . 1 2 dl n pc= 式中 2 l 柱塞与缸孔外缘的接触长度(m)。 将式：()() () 2 2 2 243lllllll= -+-+ , () 5maxmax 1 22 2 2cossin34 2 1 2 3 3 1 f l fl f l df le ll e n s + -+=bb代入上式，略 去其中 l df1 、 l fls 2项(因 1 f 、 f 很小)不计，得： ()() 5maxmax 22 2 1 cossin342 831 . 3 1 ffeee dl pcbb+= 如取令上式中 ()ltg l r ee +jbcos1 7 1 1 2 7 34 max 22 () 2 max 2 4 cos121 l tg l r l +jb 那么， 1c p 有下述形式： ()() 5maxmax 22 2 1 cossin342 831 . 3 1 ffeee dl pcbb+= 由上式可以看出， 2 n 处的接触比压 1c p 正比于 d l 、 d r 和 l r 并随斜盘倾角b增大而 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 21 增大。当0=j、llp2时便达到最大值，为： () 2 5 maxmaxmaxmax max 1 cossin415 . 243 . 2 l f ftg l r tg d r d l pcbbbb+ + += 式中 r 柱塞分布圆半径, max b 斜盘最大倾角。 + += oo 18 129 . 0 058 . 0 4118 035 . 0 058 . 0 5 . 2 035 . 0 129 . 0 43 . 2 max 1 tgtgpc () 3 2 27.9 10 sin180.05 cos18 0.129 + oo 23 n/m101259= 该值不应超过滑动副中最小的材料许用比压，即 cc pp max1 式中 - c p缸孔（或柱塞）材料的许用比压，49-qal青铜的材料许用值 23 /1030000mnpc= 经比较满足要求。 柱塞相对缸体的最大滑动速度，亦应小于材料的许用值，即由 jbwsinrtg d ds v t p p = 得： vrtgvp= maxmax 100 1 bw 式中 v 缸孔（或柱塞）材料的许用滑动速度，经手册49-qal 青铜的材料许用值 m/s8=v。 m/s124 . 0 18058 . 0 60 2 100 1 max = o tg n vp p vvp max 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 22 第 5 章 滑靴受力分析与设计 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 触应力,而且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 0 d 和滑靴中心孔 0 d ,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. 5.1 滑靴受力分析 液压泵工作时,作用于滑靴上有一组方向相反的力.一是柱塞底部液压力力图 把滑靴压向斜盘,称为压紧力 y p ;另一是由滑靴面直径为 d1的油池产生的静压力 pf1与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力 pf2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为 分离力 pf .当紧压力与分离力相平衡时,封油带上将保持一层稳定的油膜,形成静 压油垫. 5.1.1 分离力 图为柱塞结构与分离力分布图。 图 5- 1 滑靴结构及分布力分布 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 23 根据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量 q 的 表达式为 1 2 21 3 ln6 )( r r pp q m pd- = 若0 2 =p ,则 1 2 1 3 ln6 r r p q m pd = 式中 d 为封油带油膜厚度. 封油带上半 径为 r 的任一点压力分布式为 1 (ppr= 2 2 2 2 ln ln )p r r r r p+- 若0 2 =p ,则 1 2 2 1 ln ln r r r r ppr= 从上式可以看出 由上式可以看出，封油带上压力 随半径增大而呈对数规律下降。 2 11 2 1 2 2 1 2 1 2 )( ln2 rprr r r p pfp p -= 油池静压分离力 pf1为 1 2 11 prpfp= 总分离力 pf为 kn p r r rr ppp fff 08.4110 5 . 31 4 . 17 5 . 23 ln2 10) 4 . 17 5 . 23( ln2 )( 6 622 1 1 2 2 1 2 2 21 = - = - =+= - p p 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 24 5.1.2 压紧力 滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 b p 引起的，即 kn p d p p bb y 14.36 18cos 1072.35 035 . 0 4cos4cos 0 6 22 = = p b p g 5.1.3 力平衡方程式 当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式 fy pp = 1 1 2 2 1 2 22 ln2 )( cos4 p r r rrp d b - = p b p 1 2 1 3 ln6 r r p q m pd = 得泄流量为 ml rr dp q b 97 18cos 4 . 17 5 . 2305 . 0 12 035 . 0 1072.3501 . 0 cos)(12 22 263 2 1 2 2 23 = - = - = o ）（ p bm pd 5.2 滑靴设计 滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法 最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度，使滑靴泄漏功率损失法与摩 擦功率损失之和最小，保持最高功率。 5.2.1 泄漏功率损失 已知滑靴在斜盘上的泄漏流量 q ， 。若不计吸油区的损失，则滑靴在排油区域 的泄漏功率损失为 ml rr pd qpn b bv 394 18cos 4 . 17 5 . 2305 . 0 24 1072.3501 . 0 cos)(242 1 22 63 2 1 2 2 32 = - = - =d o ）（ p bm dp 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 25 5.2.2 摩擦功率损失 滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆，为简化计算，近似认为是柱塞分布圆。因 此滑靴摩擦功率损失为 w d mp t r u rrufnm)( 2 1 2 2 -=d 式中 t f 液体粘性摩擦力， d mp t u rrf)( 2 1 2 2 -=； u切线速度，wru = )( 2 1 2 2 rr -p滑靴摩擦（支承）面积； d mu液体粘性摩擦应力，m为液体粘性系数，d为油膜厚度。 将wru =代入上式中可得 ml r rrnm 268 01 . 0 58105 05 . 0 4 . 17 5 . 23 )( 22 22 22 2 1 2 2 = -= -=d ）（p d w mp 5.2.3 滑靴总功率损失 mv nnnd+d=d d w p bm dp 22 2 1 2 2 232 cos)(24 r rr pd b + - = 令, 0 )( = d d n 可得最佳油膜厚度 0 d为 mm dp rrr b 003 . 0 18cos8 035 . 0 1072.35 058 . 0 10505 . 0 ) 4 . 17 5 . 23( cos8 )( 4 6 222 4 2 1 2 2 0 = - = - = o b mw d 由上式计算出的油膜厚度，可使滑靴功率损失最小，效率最高。最佳油膜厚 度在mm03 . 0 01 . 0 0 =d范围。 5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 5.3.1 滑靴结构型式 滑靴的结构型式如图 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 26 图 5- 2 滑靴结构型式 关于滑靴的结构，应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨，所以往往在密 封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带。这样，即使滑靴出现某些偏磨，也 不会破坏滑靴的平衡设计，从而延长了滑靴的寿命。为了减小对滑靴底面的比压， 并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形（这种变形引起松靴） ，常常在滑 靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带，为了不影响滑靴的支承力，并 使密封环带内侧压力迅速伸展，内辅助支承面在圆周上是断开的。 为了提高滑靴的拉脱强度，可以将滑靴的收口部位加厚。滑靴的球面圆柱度 和椭圆度不大于 0.003mm，与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于 0.01mm，与柱 塞球头的接触面积不小于 70%。滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造。要 特别注意材料中心不允许有疏松和偏析，否则容易引起疲劳强度损坏。 5.3.2 结构尺寸设计 5.2.2.1 滑靴外径 滑靴在斜盘上的布局，应使倾斜角0=g时，互相之间仍有一定间隙 s，如图 图 5- 3 滑靴外径 d2的选定 滑靴外径 d2为 mmss z rd47 7 sin582sin2 2 =-=-= pp 一般取mms12 . 0= 5.2.2.2 油池直径 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 27 初步计算时，设定 mmdd 8 . 34 7 . 497 . 0)7 . 06 . 0( 21 = 5.2.2.3 中心孔及长度 节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔 0 d 作为节流装置，如滑靴结构及分离 力分布图所示。根据流体力学细长孔流量 q 为 kl ppd q b - = m p 128 )( 1 4 0 式中 0 d 、 l 细长管直径、长度； k修正系数； l dr k e += 64 1 0 z 4 1 0 ) 1 (62 . 2 1 e rd +=z 065 . 0 1 0 e rd 28 . 2 =z 065 . 0 1 0 e rd 把上式带入滑靴泄漏量公式 1 2 1 3 ln6 r r p q m pd = 可得 1 2 1 3 1 4 0 ln6 128 )( r r p kl ppd b m pd m p = - 整理后可得节流管尺寸为 b p r r k l d a ad - = 1 ln6 128 1 2 3 4 0 经多次试算得 mmd37 . 0 0 = 40lmm = 式中a 为压降系数， b p p1 =a。当667 . 0 3 2 =a时，油膜具有最大刚度，承载 能力最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 9 . 08 . 0=a。 从 b p r r k l d a ad - = 1 ln6 128 1 2 3 0 4 0 公式中可以看出， 采用节流管的柱塞- 滑靴组合， 公 式中无粘度系数m ， 说明油温对节流效果影响较小， 但细长孔的加工工艺性较差， 实现起来有困难。 哈尔滨石油学院本科生毕业论文（设计） 28 第 6 章 配油盘受力分析与设计 配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸、排油液以及承受由 高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命。 6.1 配油盘受力分析 常用配油盘简图如下 图 6- 1 配油盘基本结构 液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘