毕业设计（论文）-高压径向柱塞泵设计.doc

全套图纸加扣3012250582高压径向柱塞泵摘要 柱塞泵是可以得到高压力、大流量的泵型之一。液压传动与其他的传动方式相比较有很多的优点，使得它广泛应用于机械工业的各个部门中。例如，在工程机械、压力机械和航空工业中采用液压传动的主要原因是，液压装置的结构简单、体积小、重量轻、输出功率大等优点；而液压传动工作比较平稳，易于实现快速启动、快速制动和频繁的换向；并能在大范围内实现无级调速，易于实现自动化等优点，使得它常应用在机床中的进给运动传动装置、往复主体运动传动装置、方形装置、各种辅助装置及静压支承上。 当前，液压技术在实现高压、高速、大功率、高效率、低噪声、经久耐用、高度集成化等各项要求方面都取得了重大进展；在完善比例控制、伺服控制、数字控制等技术上也有许多新成就；径向柱塞泵有着良好的应用前景。而随着计算机技术的飞速发展以及与现代工业的关系不断紧密，计算机辅助设计、计算机仿真和优化及微机控制在液压元件和液压系统中的应用也更加成熟。径向柱塞泵的设计研究也由此产生了巨大需要。关键词 柱塞泵；高压；自动化；径向柱塞泵 High voltage radial piston pump Abstract Plunger pump can be high pressure, large flow of the pump. Hydraulic drive and other transmission compared have many advantages, each department make it widely used in machinery industry. For example, in mechanical engineering, mechanical and aerospace industry pressure used in the hydraulic transmission is the main reason, advantages of the hydraulic device has the advantages of simple structure, small volume, light weight, large output power and so on; and the hydraulic transmission is relatively stable, easy to implement quick start, rapid braking and frequent commutation; and can realize stepless speed regulation in large range, automation, the feed movement transmission device, it is often used in machine tools in the main transmission device, reciprocating motion square device, auxiliary device and hydrostatic bearing. At present, the hydraulic technology in the realization of high pressure, high speed, high power, high efficiency, low noise, high durability, high integration requirements have made significant progress; in perfect proportion control, servo control, digital control technology, there are many new achievements; and with the rapid development of computer technology and the relationship with modern industrial continuous closely, the application of computer aided design, computer simulation and optimization and computer control in hydraulic components and hydraulic systems are more mature. Design of radial piston pump also is resulting in great need.Keywords lunger pump；roller super；high-pressure pump； radial plunger pump目录摘要IAbstractII目录III第1章 前言11.1 引言11.2 柱塞泵的研究现状21.3 柱塞泵的应用及发展方向41.3.1 柱塞泵的应用41.3.2 柱塞泵的发展方向4第2章 150MPa径向柱塞泵的结构设计62.1 150MPa径向柱塞泵的简介及其基本结构62.2 受力分析62.3 柱塞和滚柱及转子的设计62.3.1 柱塞的设计62.3.2 花键的设计82.3.3 转子配流孔的设计112.3.4 滚柱的设计11第3章 公差与配合及材料的选取及其他设计163.1 柱塞，滚柱及转子的公差与配合及材料的选取设计163.2 驱动轴的设计及轴承和油封的选取183.2.1 驱动轴的设计183.2.2 键的设计203.2.3 轴承及油封的选取213.3 配流轴的设计213.4 泵盖的设计223.5 泵体的设计223.6 定子的设计223.7 泵体端盖的设计233.8 螺钉、密封、止动垫圈及密封纸垫的选取23结 论24致 谢25参考文献26附录A27附录B32- IV -第1章 前言1.1 引言 相对于机械传动来说，液压与气压传动是一门新技术。它是以流体(液压或是压缩空气）作为工作介质对能量进行传递和控制的一种传动形式，流体传动的能源装置分两大类：液压能源装置和气压能源装置，液压泵便是一种将机械能转变为液压能的转换装置。它为液压系统提供一定压力和流量的液压液，是液压系统的一个重要组成部分，液压泵的好坏直接影响到液压系统工作的可靠性和稳定性。 静压传动是利用液体传递动力的一种传动方式。静压传动系统主要由液压泵、马达及各类阀等组成。泵和马达是移动车辆静压传动的核心元件，若用泵输出的液体压力去驱动低速液压马达，则可直接驱动机械执行元件；改变泵输出油液的方向和排量，可以使执行元件移动速度和方向在一定范围内变动，在全速范围内实现无级变速。静压传动系统的泵、马达与固定设备液压传动的泵和马达工作原理相同，但由于一些精密机床，仪器对振动，液压泵的脉冲相当敏，所以对现代液压泵的转速、径向力平衡性、脉冲、耐久性、节能、噪声等方面提出了更为苛刻的要求。 目前，应用广泛的泵有：轴向柱塞泵、径向柱塞泵、螺杆泵、叶片泵和齿轮泵。这几种泵各有优缺点，现有的轴向柱塞泵和径向柱塞泵有容积效率高、工作压力高的优点，但存在明显的流量脉动和压力脉动，并且噪音都在70DB以上，尤其是在工作在高压的情况下噪音更大；螺杆泵、叶片泵具有流量脉动小、噪音低的优点，但其工作压力和容积效率都低；而齿轮泵轮具有结构简单，成本低的优点外其它各项性能指标均不如前面的泵。 当前，所缺少的是一种工作压力高、容积效率高，并且流量脉动和压力脉动低、噪音低的液压泵，尤其是工作在高压的情况下，流量脉动和压力脉动及噪音也很低的液压泵，而要同时满足上述要求的液压泵也只有柱塞泵才有可能，这就需要对柱塞泵的工作机理做深入的研究，改进现有的柱塞泵，提出新的方案和结构，来解决柱塞泵的脉动及噪声问题。解决了柱塞泵的脉动和噪声问题也就解决了在许多封闭空间中使用柱塞泵而产生噪声偏大的问题，从而大大地改善了人们的工作环境，尤其是在那些对噪声控制要求严格的场所，诸如军舰、潜艇和室内，降噪就具有非常重要的意义。与齿轮泵、叶片泵、螺杆泵相比，柱塞泵输出的压力最高。柱塞泵又分为轴向泵和径向泵两种。径向柱塞泵具有工艺性能好、压力高、抗冲击能力强、使用寿命长等优点。但传统的径向柱塞泵的柱塞为点接触，磨损严重，不适宜高速工作。因此，国内工程机械厂家多采用进口的径向高压泵来提高产品的整体质量。 但进口产品也存在着缺陷：采用欠平衡理论设计的泵配流轴，一部分高压载荷由油膜承受，一部分由金属直接承受；流轴上的排油、吸油口截面较小配流轴与转子的摩擦副不是静压支撑：滑靴在外导圈上滑动速度过高，同时在排量较大的情况下，还会产生抱轴、发热及噪声较大等问题。 随着科学技术的发展和现代加工技术的成熟，人们对液压泵的研究跨入了一个新的阶段。1.2 柱塞泵的研究现状 国际上70、80年代发展的轴配流径向柱塞泵克服了阀配流径向柱塞泵的不足。由于径向泵结构上的特点，限定了轴配流径向柱塞泵比轴向柱塞泵耐冲击、寿命长、控制精度高。使其成为一种优良的高压泵，代表当今国际上液压泵制造的先进水平。但是，它技术含量高、加工制造难度大，国际上只有博世(BOSCH)公司、沃依特(VOITH)公司等少数几家公司能够生产。从上世纪80年代初至今，德国博世公司一直处于该领域研究、开发及生产的国际领先地位。该公司生产的新型径向柱塞泵具有结构简单、压力高和抗冲击性强等特点，年产量已达2万台。德国FAG公司生产的RKP泵采用连杆滑靴结构，滑靴和定子接触副利用静压支撑，而且可以用数字精确控制，RKP径向柱塞泵在工业、国防、航空领域中广泛应用。Maryland Metrics生产的JBP系列径向柱塞泵性能可靠，经久耐用，可以保证正常工作5000小时，当以矿物油为介质时，可正常工作达24个月之久。JBP浆的额定工作压力为280bar，最高工作压力达350bar。瑞士Bieri生产的BRK径向柱塞泵，出奇数3、5和7个活塞组成，自稚气阀门控制，体积效率高，工作压力最高达1000bar，排量0.47-6.33立方厘米每转，转数范围500-2000转每分。印度卡纳塔克邦POLYHYDRON PVT公司生产的径向柱塞泵为缸体固定。凸轮轴传动机构。每个单元泵有5-7个柱塞组成，断面安装，可正反两个方向转动，输出稳定。我国从80年代末90年代初有很多科研机构与生产厂家开始研究开发这种产品，但都没有取得实质性进展。主要因为在理论上有待深化，在实际生产中不能解决转子与配流轴、滑靴与定子两对摩擦副烧研的问题。有些生产厂家在转子内孔通过浇铸轴承合金等方法来克服烧研，但效果并不理想，这种办法在小排量泵中使用，虽然能够防止摩擦副烧研的问题，但泵的使用寿命不长。由我国著名的液压专家卢望研究员和材料专家闰秉均教授及其课题组经过多年研究与开发，取得了“过平衡压力补偿方法及双1-驱动轴 2-十字配流轴 3-缸体 4-控制轴颈 5-径向柱塞 6-滑靴 7-定子 8-限位环 9、10-控制活塞对 11-活塞控制系统 12-电磁伺服阀图1-1 RKP泵结构图排径向柱塞泵”和“一种新型高压大排量双转子径向柱塞泵”两项技术专利，“合金奥氏体一贝氏体球铁开发应用研究”一项国家新材料技术成果。这些技术成果的取得，使我国径向柱塞泵的研制在设计理论与材料工艺方面取得突破性进展。兰州永新科技股份有限公司以上述两项专利与一项新材料技术成果为支持，成功地开发生产的JBP系列机电控制式径向柱塞泵，是国家科技部“八五”攻关和国家科技部火炬计划项目。该泵在多家企业进行了2-3年的工业考核试验，性能优良。JBP新型高压径向柱塞泵系列产品是液压系统动力源首选产品，但长期以来由于国内无专业生产厂家，使用单位不得不依靠从国外进口供货。首钢胜利机械厂抓住这一机遇，1998年通过与甘肃工业大学合作，开始共同研制开发这一填补国内空白的新产品。经过几年来的不断努力，他们先后解决了转子抱轴的世界性技术难题，获国家发明专利；解决了泵体烧研、发热难题，获国家实用型专利；解决了材料采用的难题，使用寿命超过了国外同类产品，获国家新材料成果鉴定证书；同时他们还从改进工艺入手，解决了产品精度和有关技术等一系列难题，使产品达到了国内先进水平，并通过了国家科学技术委员会、甘肃省经济贸易委员会和首钢总公司的鉴定。专家们一致认为，该产品在实际使用中，其主要性能达到或优于进口名牌产品，特别是在设计、工艺和材料应用方面所取得的研究成果在国内外均属创新。目前该产品已应用到矿山机械、化工机械、石油机械、船舶机械、冶金机械、锻压机械、试验台动力及航空等各领域。1.3 柱塞泵的应用及发展方向1.3.1 柱塞泵的应用 柱塞泵的应用可以分为两大类：一类统称为“固定设备用液压装置”， 如各类机床、液压机和轧钢机等；另一类则统称为“移动设备用液压装置”，比如起重机、 车辆和各种工程机械等。两类液压装置对液压泵的选用有较大的差异，详见表1-1。 基于上述两大分类，径向柱塞泵的应用也可分为固定应用，例如在机床的传动系统，由于其能够实现无级变速，在液压传动装置里有无可替代的作用。还有油压机上的应用。哪有高压的液压系统，哪里就有柱塞泵。对于移动设备液压装置应用的更为广泛，如大型汽车的翻斗装置，挖机，铲车执行件的转动装置。柱塞泵所能提供的高压在建筑，工程建设方面提供了巨大作用。1.3.2 柱塞泵的发展方向 对于柱塞泵的研究主要在于配流，目前各种柱塞泵的配流方式大体有阀配流、轴配流、端面配流3种且以端面配流(配流盘配流)和阀配流为主。因配流机构的性能直接影响了泵柱塞泵的质量，长期以来，前苏联、英国、德国、美国、日本、法国、芬兰、丹麦以及中国的学者围绕着配流副状况问题，进行了多方面的研究，取得了不少理论与实验研究成果。轴配流是曲轴连杆式液压马达及泵最早配流形式，至今仍被广泛应用，国产曲轴连杆液压马达普遍采用轴配流结构。配流轴具有结构简单、零部件少的优点。但存在如下缺陷：密封长度长，密封面之间有相对运动；运动副密封间隙要求严格，对配流轴及轴套的加工和装配工艺要求很高；若径向力平衡不够理想，造成酝流轴与轴套间磨损，影响了马达低速稳定性，著且出于磨损不能补偿，搜间隙不断增大，泄露日趋严重；在工作液油温较高，马达停转后再启动，热油突然进入马达、泵、配流轴处易发生“热冲击”，导致转子抱轴。同时，径向力不平衡和液压脉冲也是重要的研究方向，由于径向力不平衡力引起的机械周期振动大大降低了液压泵的工作寿命，同时也影响了机械本身的性能。不仅如此，径向力不平衡还会增大柱塞与泵体之间的摩擦，消耗大量的机械能转变成热量散失。随着科学技术的发展，机械加工技术的成熟，大大促进了液压泵的发展，现代的数控加工技术基本能满足液压密封精度的要求，人们开始了对液压泵更高压，脉冲小，噪音小的追求，现在柱塞泵以普遍运用于工程机械，车床，车辆等，由于其特殊的动力方式，可以实现无级变速，在机械驱动中是无法替代的。本课题针对传统径向柱塞泵的径向力不平衡问题，对径向柱塞泵的结构提出新的设计方案为了实现上述目标，人们展开了柱塞泵配流与径向力的研究已经有了一个世纪的历史。表1-1 两类不同液压装置的主要区别固定设备移动设备原动机多为电动机，转速稳定，且多为1500r/min原动机多为内燃机，转速变化范围较大，一般为500r/min4000r/min多采用中压范围：7MPa21MPa, 个别可达25 MPa多采用中、高压范围：14MPa35MPa, 个别可达40MPa环境温度稳定，液压装置的工作温度为50oC70oC环境温度变化大，液压装置的工作温度为-20oC110oC工作环境比较清洁工作环境较脏，尘埃多因在室内工作，要求噪声不超过80dB因在室外工作，噪声允许达90dB空间尺寸较宽裕，利于设备的维护空间尺寸紧凑，不利于设备的维护 第2章 150MPa径向柱塞泵的结构设计2.1 150MPa径向柱塞泵的简介及其基本结构在第一章中所讲的柱塞泵理论既可以用来设计轴向柱塞泵也可以用来设计径向柱塞泵，本设计只设计径向柱塞泵，下面简单介绍一下该泵的其本作原理。该泵为双作用泵，八只柱塞在转子中沿径向等分排列，每只柱塞的头部嵌有一滚柱，滚柱与固定在泵体上的定子的内曲面是呈线接触，该曲面可依据第一章中所讲的特征位移曲线来设计，转子与驱动轴之间是通过花键来连接的，在驱动轴的高速带动下，转子中的柱塞在离心力的作用下会使柱塞头部的滚柱贴在定子的内曲面上，从而使柱塞完成吸油与排油运动，该泵的配流采用轴配流方式，与普通径向柱塞泵的配流轴大致相同，只是其配油窗口有四个，两个吸油窗口和两个排油窗口。图2-1是该泵的结构简图，图2-2是该泵的原理简图。2.2 受力分析此泵的受力情况较其它种类的泵来说，是相当地简单，因为其结构对称，所以配流轴不受径向力的作用，这对防止配流副被烧伤有重要作用，另外由于柱塞是径向排列的，所以其驱动轴上不受轴向力的作用。柱塞与定子内曲面的接触为线接触，并且接触的应力大，设计时应将定子及柱塞的抗疲劳设计做为重点，从而保证泵的工作寿命与可靠性。2.3 柱塞和滚柱及转子的设计2.3.1 柱塞的设计依据毕业设计任务书可知该泵的排量为16ml/r,由于此泵有8个柱塞，且为双作用泵，故每个柱塞在泵轴旋转一周的过程中进行两次吸油和两次排油，故而单个柱塞的每次的排油量应为Qs=16/8/2=1ml,并有如下公式成立： (2-1)1-定子 2-滚柱 3-柱塞 4-转子 5-排油窗口 6-吸油窗口 7-端盖 8-吸油口 9-定位孔 10-配流轴 11-泵体 12-泵体排油口图2-1 该泵的结构简图1-转子 2-滚柱 3-柱塞 4-定子 5-配流轴图2-2 径向柱塞泵原理图 式中D为柱塞的直径，H为柱塞的行程，其中柱塞的直径D得按照优先数系选取，表是常用的柱塞直径，柱塞直径D，不仅是往塞的主要参数，面且还是液压机械的主要参数，该参数要由既定的输油率等诸因素确定，一般在35毫米以下，否则，会使其移动惯性力和离心惯性力过大，进而降低其机械效率与吸入能力。这里我们选择D=10mm，那么依据式可知: 为了便于设计，圆整后H取13mm。通常情况下柱塞的行程H的取值范围为（11.5）D，H=13满足这一条件（13/10=1.3），故H的选取合理。故此泵的实际设计的单个柱塞的排油量为:此时泵的排量为：表2-1 液压元件用柱塞、滑阀和活塞外径系列参数（JB826-66）毫米8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、（30）、32、35、40、45、50、55注：括号内的避免使用；如果超出本系列范围，应按GB321-64“优先数和优先数系”R10、R20数系选取。下面来确定最小含接长度M13，依据经验一般M=（1.52）D,这里取M=2D=20mm。那么柱塞的长度L:L=M+H=20+13=33mm 柱塞的头部尺寸：C、N、E及滚柱的直径D1确定如下：C=D+8=10+8=18mm；D1=8mm；E=H+6=13+6=19mm；N=E-3=19-3=16mm。滚柱的长度K待定。转子的配流孔直径与外径差值B：B =E+L=19+33=52mm转子的配流孔直径2R、和外径2R待定。因为驱动轴的负载为重载，故转子与驱动轴采用渐开线花键联接。2.3.2 花键的设计查阅机械设计手册.单行本.联接与紧固，这里初选渐开线花键的各参数如下：外径D4：27.5mm；模数m：2.5mm；齿数z：10；压力角：=30；工作长度L1待定。下面来校核该渐开线花键，查阅机械设计手册.单行本.联接与紧固，得校核公式如下： (2-2)式中 T转矩，N.mm；各齿载荷均匀系数，一般取=0.70.8；z齿数；l齿的工作（配合）长度，mm；Dm平均直径，mm，渐开线花键Dm=D；D渐开线花键分度圆直径；h齿的工作高度，mm，渐开线花键=30时h=m, =37.5时h=0.9m, =45时m=0.8m（m为模数）；许用压强，MPa,该值可查表2-2。表2-2 花键联接的许用压强联接方式使用和制造情况/MPa齿面未经热处理齿面经热处理静连接不良中等良好355060100801204070100140120200不在载荷作用下移动的动联接不良中等良好152020302540203530604070在载荷下移动的动联接不良中等良好 3105151020注：1.使用和制造情况不良是指受变载、有双向冲击、振动频率高和振幅大、润滑不好（对动联接）、材料硬度不高和精度不高等。2.同一情况下，的较小值用于工作时间长和较重要的场合。3.材料：内、外花键用抗拉强度不低于600MPa的钢制造。将校核公式变形后得下式： (2-3)式中 T的值可由该泵的功率及转速确定，即由下式确定： (2-4)且 =2/60=152.89rad/s；(式中n=1460r/min为泵的额定转速) P=16n/60=150161460/60=16352W=16.3kW；（式中、分别为泵的峰值压力和单个柱塞的每次的排油量）故=16352/152.89=106.95N.m 式中由表可查得为4070 MPa，在这里我们取60 MPa，取0.8，取10，h取该渐开线齿的模数m=2.5mm，取该渐开线齿的分度圆直径=mz=2.510=25mm。由a352/152。89定，由此时花键的长度L1的范围就可以确定下来了: L1=2106.95/(0.8102.52560) =7.13mm为了便于设计在这里L1取7.5mm；则L2=L1+5=7.5+5=12.5mm。至此花键的各项参数都确定下来了：外径D4：27.5mm；模数m：2.5mm；齿数z：10；压力角：=30；工作长度：L1=7.5mm。其标准号为：GB/T 3478.119952.3.3 转子配流孔的设计下面来确定转子的配流孔直径2R和和外径2R和直径D3：配流孔直径2R的值至少要大于花键的外径D4=27.5mm，并且同时还要使转子上8个柱塞孔能布置下，也就是说配流孔的周长要至少要大于80mm(810=80),式中10为转子中柱塞孔的直径，8为柱塞孔的数量)，据此配流孔直径2R应取40mm，也即R=20mm。那么R= R+B=20+52=72mm直径D3应该比配流孔直径2R大10mm左右，且同时也应小于2R-2E=144-38=106mm，这里我们取D3=40+15=55mm。2.3.4 滚柱的设计下面来确定最后一个参数：滚柱的的长度K。滚柱的长度K需视泵的工作峰值压力、滚柱和定子的材料及工作油液的粘度，还有驱动轴的转速n而定。滚柱和定子的材料必须选用抗疲劳强度性能好的材料。查阅机械工程材料手册可得这些材料的参数具体如下：滚柱和定子的材料：淬火轴承钢，接触疲劳极限强度为1726MPa。该泵所用的油液的性质为：工作油液密度0.9g/mm,50度时的粘度值为40mm/s。滚柱和定子之间的接触为线接触，在转子的高速的带动下，滚柱就会在定子内曲面上高速滚动，此时在滚柱和定子曲面间就会形成一薄层油膜，适当设计该油膜就能大大提高滚柱及定子的抗疲劳寿命。查阅疲劳强度设计手册可得求弹流最小油膜厚度计算公式（道森公式）如下：无量纲形式： (2-5)有量纲形式： (2-6)式中 H=，G=，U=，W=，R=；F滚柱承受的载荷,N；L滚柱的有效承载长度，m；润滑油粘度,；综合滚动速度,m/s；、分别为物体1和物体2的接触表面线速度,m/s；、分别为物体1和物体2的接触表面的曲率半径,m；R综合曲率半径，m；润滑油粘度压力指数, m/N（见表2-3）；、分别为物体1和物体2的材料弹性模量，Pa；综合弹性模量，Pa；、分别为物体1和物体2表面的材料的泊松比。由有纲量形式的道森公式可计算出最小油膜厚度，现引入膜厚比为 式中 为最小油膜厚度，； 和接触面1和2的综合粗糙度，表2-3 精制矿物油的粘度压力指数（m/N）温度（C）环烷基石蜡基锭子油轻机油重机油轻机油重机油气缸油3060902.11.61.32.62.01.62.82.31.82.21.91.42.42.11.63.12.82.8当时为全弹流，当时为部分弹流。对于大多数工业传动齿轮和滚动轴承，当时，就处于部分弹流状态；当时，疲劳寿命几乎与油膜厚度无关；当时，即进入边界润滑状态。弹流油膜的建立使接触面之间的压力分布趋于和缓，峰值压力下降，从而减少了接触疲劳损伤，使接触疲劳寿命提高。进入部分弹流状态后，虽不是全膜，但基本上建立了承载油膜。所以我们设计时应使此滚柱与定子间的油膜厚度比 ，使它们之间的接触为部份弹流接触，进而减少接触疲劳损伤，使接触疲劳寿命提高，所以就有下式：在这里我们取=0.2，则 所以取=0. 424去求滚柱的长度K。将道森公式的有量纲形式变形后得： (2-7) F为滚柱所承受的载荷，由于本泵的峰值压力为=150MPa,且柱塞的直径D=10mm,故滚柱所承受的载荷F由下式进行计算： F=150=3298.67N为该泵所用油液的压粘指数由表查取，因为一般泵在工作了一段时间后其温度为70度左右，故我们这里粗略地选取。为油液的动力粘度值，此泵的油液的=0.036为接触表面的综合线速度，其值为：=0.5=0.5152.8972=5.5m/sR为综合曲率半径，其值为：R=由于为定子曲面的曲率半径，其值是随着滚柱滚过的位置的不同而不同，并且定子与滚柱的接触为内接触，所以粗略地取=-100mm, 为滚柱的曲率半径，因其直径D=10mm，并且定子与滚柱的接触为内接触，故=5mm。将、的值代入上式可得R= 5.3mm=0.0053m为综合弹性模量，其值为： (2-8)由于定子和滚柱都是选用的淬火轴承钢，故 =2.275 =0.3所以=2.5为部份弹流接触时油膜的最小厚度，=0.424。至此所有的量的值都确定下来了，那么滚柱的长度L为： = =0.0126m =12.6mm 在设计此泵时，滚柱的长度L应取比12.6大的值就行了，这里计算求得了部份弹流接触下的滚柱长度的范围，但还得考虑滚柱和定子的材料的疲劳极限，从而进一步精确设计出L值，使滚柱和定子在循环高应力的作用下不致产生疲劳破坏。滚柱与定子间的接触为线接触，故要计算其间的接触应力就得用到赫兹应力公式： (2-9)式中：F作用于接触面上的总压力，N； B初始接触长度，m； 和分别为零件1和零件2初始接触线处的曲率半； 径，式中的正号用于外接触，负号用于内接触； 和分别为零件1和零件2材料的泊松比； 和分别为零件1和零件2材料的弹性模量将赫兹公式变形得下式： B= (2-10) 由于滚柱和定子是内接触，由于定子的曲率半径是变化的，所以粗略地取=100mm=0.1m, =5mm=0.005m为滚柱的曲率半径，=0.3， =2.275，F=3298.67N，在这里滚柱的材料我们是选取的淬火轴承钢，其疲劳极限值为1726MPa，故=172610Pa 将这些数值代入上式可得滚柱的长度值为：B= = =0.0083m =8.3mm 由于8.312.6，故应取滚柱的长度大于12.6mm即可。在这里我们取滚柱的长度为20mm,也即L=20mm。 至此柱塞和转子的基本尺寸已经全部确定下来了，下一章主要进行柱塞，滚柱及转子的公差与配合及材料的选取设计，其他部分的设计与选取。第3章 公差与配合及材料的选取及其他设计3.1 柱塞，滚柱及转子的公差与配合及材料的选取设计柱塞副的间隙，这是容积式液压传动的极其重要的参数。间隙过大，会使容积效率显著降低，损失过大而发热；间隙过小，虽容积效率高些，但可能由于发热以致使柱塞副研住。这样，就有一个既能保证正常运转，又能使能耗为最少的间隙，由液压技术基本理论可知，最低能耗的间隙应为最小。应为下式： cm (3-1) 式中 工作油液的粘度，kgs/cm； 柱塞对柱塞孔的相对滑动速度，cm/s； 2柱塞在柱塞孔中的含接长度，cm； 工作压力，kg/cm。 如所周知，是工作油液的粘度值，此设计中所选的油液的粘度值=0.036=3.67kgs/cm,柱塞的相对速度与含接长度2是随泵铀的转角变化而变化的，对于所述及的情况，我们将柱塞的相对速度取平均值，柱塞相对速度最大值为250cm/s,所以我们就取125cm/s,而含接长度2取柱塞处于中立位置时柱塞的含接长度，其值为2=25cm。为泵的工作压力值取420kg/cm。 将上述数据代入上式得：=2= 46.7 该间隙为液压泵运转过程中的间隙 ，我们称之为运转间隙希望泵能在该值下运转，为此目的，制造各零件时应考虑到： 由于制造与运转时的温度差别，一般运转温度为4065，而制造温度为标准温度，即为20，再者，柱塞与转子的材料线胀系数不等，会使间隙发生变化。如包容件的线膨胀系数大于被包容件的线膨胀系数，则运转时会增大间隙。当缸体材料为青铜，柱塞为铬钢时，因温差与线膨胀系数不等而引起的间隙变化量为： cm式中包容件的（转子）材料的线膨胀系数，青铜为 =； 被包容件的（柱塞）材料的线膨胀系数，铬钢为=；运转温度与制造温度之差，。 由于此泵的柱塞的直径为1厘米，据上式可得:=1.92 材料的金相组织稳定问题，如所周知，钢在淬火后总是有残余奥氏体，该体长时间会转变成密度小的马氏体，这样一来，合使零件尺寸变大与变形，减小间隙。这个因素是难以估计的，所以，从这个观点看，柱塞采用刃量具钢为好，或者采用时效或冷处理，以稳定金相组织，这个问题在间隙小时尤为重要。 从零件磨损角度，制造间隙应偏小些。间隙减少量可取为 (3-2) 式中柱塞表面的不平度平均高度，柱塞孔表面的不平度平均高度。此泵的柱塞与柱塞孔表面的光洁度分别为与，则=2(0.8+1.6)=4.8综上所述，柱塞副的制造间隙对于转速n小于等于1500r/min，工作压力140320kg/cm的情况，一般取为0.010015mm，工作压力1500r/min时，须按上述方法取定。 此泵的工作压力为150MPa，工作转速n=1460r/min，因而依据上面所述，确定此泵的柱塞副的制造间隙为0.010.02mm。 柱塞副表面上的密封环梢有两种开法，一种是开在柱塞表面上，一种是开在缸孔内表面上，从工艺角度，前者方便，可是从结构要求看，柱塞与缸孔因例向力作用使其边缘的润滑条件差，易发生液压固着，如果将环糟开在缸孔边缘的内表面上，不仅可以改善润滑条件，而且还可以消除液压固着。密封环槽除了可以改善润滑条件、消除液压固着外，还可以储存污物及起密封作用。环槽的尺寸，一般取为深度0.30.8mm，宽度0.30.7mm，间距210mm。顺便指出，柱塞的圆柱表面与诸端面(包括环槽侧面)交成的边棱不得倒回，不然可能会发生污物楔入，以致研损柱塞副。 柱塞工作表面的光洁度应为，而其柱塞孔的表面光洁度应为，在这里，此泵的柱塞工作表面的光洁度选为，柱塞孔的表面光洁度为。 柱塞及其缸孔的几何精度，对其工作状况影响很大，应严加控制其不圆柱度(圆锥度和椭圆度)在最小间隙的1/4之内，通常为0.0020.005mm。 柱塞副的材料有两种方案，一种是柱塞为硬的，柱塞孔为软的：另一种则相反，柱塞为软材料，柱塞孔为硬材料。前种方案是最常见的，柱塞的材料，通常选用：GCrl5、18CrMnTiA、9SiCr、CrMn和T7A、T8A等。为了提高校塞工作表而的抗咬能力及耐磨性，应热处理至高硬度，对于轴承钢，一殷采用整体淬火，硬度为HRC5663。像CrMn和9SiCr工具钢，热处理变形很小、金相组织较稳定，这是非常可取的性能，其淬火硬度也应为HRC5664；18CrMnTiA渗碳钢，耍表面渗碳，渗碳深度为0.81.2mm，淬火硬度须达到HRC5662。除此之外，还有采用氮化钢，如38CrMoAlA，氮化硬度可达到HV900-1100。 柱塞孔的材料，通常为10-2-3锡铅镍青铜、锑青铜、锑铅青铜、ZQSn10-1青铜、ZQSn11-4-3青铜、ZQAl9-4青铜等，另外还有耐磨铸铁。小规格的液压泵，其转子可制成整体青铜的，而对于大规格的液压泵，为了节省铜，常常制成镶青铜缸套的组合式转子，其基体材料为20Cr、12CrNl3A和OCfl5等合金钢。 若是采用后种材料方案，柱塞常用铍青铜或10-2-3锡铅镍青铜制造，而柱塞孔及转子的的材料为耐磨合金钢，须热处理至高硬度，HRC为6062以上。 此泵的柱塞的材料方案采用前种方案，即为柱塞为硬的，柱塞孔为软的。柱塞的材料选为18CrMnTiA，柱塞孔的材料选为ZQAl9-4青铜。 另外此泵的柱塞的头部还有一滚柱孔，用于装滚柱的，该滚柱孔需内嵌轴瓦，轴瓦的材料和滚柱的材料的选取方案与柱塞副的材料选取方案类似，轴瓦的材料选为ZQAl9-4青铜，滚柱的材料选取为18CrMnTiA，该滚柱副的间隙选为0.010.06mm。 转子也是泵的关键零件，其加工精度要求非常高，尤其是配流孔和柱塞孔，其圆柱度要求非常高，并且表面要达到镜面效果，而且它们与配流轴和柱塞的配合间隙不能太小也不能太大，同样八个缺槽的加工要求也是非常同的，不仅分度精度要高而且还要保证其对称度合适。3.2 驱动轴的设计及轴承和油封的选取3.2.1 驱动轴的设计驱动轴一端是用花键和转子相联接，另一端是用平键和电机联接的，下面来依据驱动轴所传动的扭矩确定其最小轴径，轴的扭转强度条件为： (3-3)式中：扭转切应力，单位为MPa；T轴所受的扭矩，单位为N；轴的抗扭截面系数，单位为mm；n轴的转速，单位为r/min；P轴传递的功率，单位为kW；d计算截面处轴的直径，单位为mm；许用扭转切应力，单位为MPa，见表3-1。表3-1 轴常用几种材料的及值轴的材料Q235-A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）4540Cr、35SiMn38SiMnMo、3Cr13/MPa152520352545355514912613511212610311297注：1）表中值是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。 2）在下述情况时，取较大值，取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转；反之，取较小值，取较大值。由上式可得轴的直径： (3-4)式中=，由于此驱动轴在工作中不受轴向力作用，且不受弯矩的作用，在这里我们选40Cr为此轴的材料，故据表就可得：=50MPa=98.5 mm将P=16.3kW、n=1460r/min代入上式得：=98.5=22.01mm故在设计此轴时其最小轴径应大于22.01mm，前面为转子所选的花键的大径为27.5mm，其小径为22.5mm，因为22.5，故采用此花键来设计该驱动轴的外花键是安全的。3.2.2 键的设计下面来设计驱动轴上的平键，普通平键联接强度强度条件为： (3-5)式中： T传递的转矩，单位为N.m；k键与轮毂键的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，单位为mm；l键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，这里L为键的公称长度，单位为mm，b为键的宽度，单位为mm；d轴的直径，单位为mm；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa,见表3-2。表3-2 静联接的许用挤压应力许用挤压应力联接工作方式键或毂、轴的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击静联接钢1201501001206090铸铁708050603045将上式变形得下式： (3-6)用此式可求出该驱动轴所用的平键的长度范围，由于该轴在装此平键的位置的轴径为d=35mm, 查机械设计手册.单行本.联接与紧固，可知所选平键的参数如下：键的厚度h=8；圆头的直径b=10；式中：=120MPa(查表可得)；T=106.95N.m；k=0.5h=4mm；将上述参数代入上式可得12.7mm故所选键长L应要大于12.7+10=22.7mm，查机械设计手册.单行本.联接与紧固可得L取25mm就可以了。至此，此平键的参数就确定下来了，其代号为10，标准为GB/T 1096-1979。3.2.3 轴承及油封的选取下面来选取轴承，由该泵的简图可知，其驱动轴上没有轴向和径向力的作用，只承受转矩的作用，所以我们就选取角接触球轴承，而角接触球轴承是成对使用的，故要选两个轴承，并且安装时要对称安装，查机械设计课程设计所选取的轴承代号为：7207AC。在驱动轴装轴承的地方应该安装密封，由于泵在工作时其内部的空间中会充满泄漏出来的低压油，并且驱动轴在高速运动，所以最好选取内包骨架旋转轴唇形密封圈，查机械设计课程设计所选的密封的代号为：（F）B 40 62 8 B-丙稀酸酯橡胶(ACM)。代号中40为该唇形密封的内径，62为其外径，8为其厚度。驱动轴上的轴承的定位我们选用轴用弹性挡圈定位，以防止其轴向移动，依据驱动轴的轴径，查机械设计课程设计我们选用的参数如下。轴承端盖是非标准件，其内部要装唇形密封圈，端盖上的四个孔是用来拆卸端盖中的唇形密封圈的。另外轴承端盖与泵盖之间有个配合应采用间隙配合，该配合之间还应有一个O形密封橡胶圈起密封作用，防止液压油外泄。据机械设计手册单行本常用的机械工程材料，我们可选用HT100进行铸造，因为轴承端盖是对强度要求比较低的。轴承端盖的定位也是采用的挡圈定位，由于轴承端盖要定位到泵盖上，所以应该选用孔用弹性挡圈定位。3.3 配流轴的设计配流轴的设计，其轴内部的油路比较复杂，并且四个吸油和排油窗口的形状也较难加工，为了降低成本可考虑采用铸造的方式加工。该轴由于是工作在高速的摩擦的状态下的，故其表面的耐磨能力要高，所以在加工过程中要使用渗碳或渗氮处理，以提高其抗磨能力。配流轴与配油孔这对摩擦副的材料是采用配流轴为硬材料和配油孔采用软材料这个方案，据此我们可以按照上述柱塞和柱塞孔这对摩擦副的选材原则，确定配流轴的材料为18CrMnTiA，配流孔的材料选为ZQAl9-4青铜。另外还值得说一下，在配流轴内部设计的油路的过流面积在液流方向上不能突然变大，否则将会产生明显的气蚀现象，以致严重影响泵的工作性能。3.4 泵盖的设计泵盖是用于密封泵体的，同时其内部有驱动轴通过，还得装上轴承，故得依据这些情况来设计，该泵盖上有均布的六个螺栓孔，是用于泵盖与泵体的连接的，三个均布的螺纹孔，是用于泵的固定的，突出部分上设计一台阶是为了使泵与其它机械连接时便于定位，该部件采用ZG200-400进行铸造。3.5 泵体的设计泵体顾名思义就是泵的主体部分，由于该部分要承受液压油的高压作用故应选用耐高压类的铸钢进行铸造，查机械设计手册单行本常用的机械工程材料可知，最好应选用ZG20MnMo，热处理使用正火+回火使硬度达到156HB。泵体的内部结构较复杂，内要装配流轴，转子与定子。配流轴在泵体里的定位是采用带有销的螺钉进行定位的，以防止其旋转和轴向运动；转子是套在配流轴上的，和