大排量斜盘式轴向柱塞泵.doc

目录第1章 绪论第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2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数第3章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析3.1 柱塞运动学分析3.1.1 柱塞行程s3.1.2 柱塞运动速度v 3.1.3 柱塞运动加速度a3.2 滑靴运动分析3.3 瞬时流量及脉动品质分析3.3.1 脉动频率3.3.2 脉动率第4章 柱塞受力分析与设计4.1 柱塞受力分析4.1.1 柱塞底部的液压力Pb4.1.2 柱塞惯性力Pg 4.1.3 离心反力Pl4.1.4 斜盘反力N4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P24.1.6 摩擦力p1f和P2f4.2 柱塞设计4.2.1 柱塞结构型式4.2.2 柱塞结构尺寸设计4.2.3 柱塞摩擦副比压p、比功pv验算第5章 滑靴受力分析与设计5.1 滑靴受力分析5.1.1 分离力Pf5.1.2 压紧力Py5.1.3 力平衡方程式5.2 滑靴设计5.2.1 剩余压紧力法5.2.2 最小功率损失法5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式5.3.2 结构尺寸设计第6章 配油盘受力分析与设计6.1 配油盘受力分析6.1.1 压紧力Py6.1.2 分离力Pf6.1.3 力平横方程式6.2 配油盘设计6.2.1 过度区设计6.2.2 配油盘主要尺寸确定6.2.3 验算比压p、比功pv第7章 缸体受力分析与设计7.1 缸体地稳定性7.1.1 压紧力矩My7.1.2 分离力矩Mf7.1.3 力矩平衡方程7.2 缸体径向力矩和径向支承7.2.1 径向力和径向力矩7.2.2 缸体径向力支承型式7.3 缸体主要结构尺寸的确定7.3.1 通油孔分布圆半径Rf和面积F7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定7.3.3 缸体高度H结论摘要 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，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力零件之一，滑靴是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，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，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，比径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。关键词 斜盘 柱塞泵 滑靴 缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system，The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily，Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crock body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。轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种。非通轴式的径向载荷由缸体外周的大轴承所平衡以限制缸体的倾斜，因此传动轴只传递扭矩，轴径小，由于存在缸体的倾斜力矩，因而制造精度较高，否则易损坏配油盘。但对于通轴式的传动轴穿过斜盘取消了大轴承，径向载荷由传动轴支撑，并且重量轻、体积小、零件种类少，可以串联辅助泵便于集成化，缸体倾斜力矩由主轴承受，因而转动轴径大。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。第二章 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（xoy面）存在一倾斜角，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。如果缸体按图示n方向旋转，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，直至下孔点止。在这个过程中柱塞腔，1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理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。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是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即 不计容积损失时，泵理论流量为 式中 柱塞外径 ；柱塞横截面积 ； 柱塞最大行程 ； 柱塞数 取Z=7； 传动轴转速 ；从图可知，柱塞最大行程为式中 柱塞分布圆直径 ； 斜盘倾斜角 取；所以，泵的理论流量是泵的实际输出流量泵容积效率为泵的机械效率为所以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积，第三章 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是的行程、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s下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。若斜盘倾角为，柱塞分布圆半径为，缸体或柱塞旋转角为，并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为 ，则对应于任一旋转角时，图3-1 柱塞运动分析所以柱塞行程s为 （3-1）当=1800时，可得最大行程为 3.1.2柱塞运动速度v将式（3-1）对时间微分可得柱塞运动速度v为 （3-2） 当及时，可得最大运动加速度为 式中 为缸体旋转角速度，。3.1.3 柱塞运动加速度a将式（3-2）对时间微分可得柱塞运动加速度a为 （3-3）当及时，可得最大运动加速度为3.2 滑靴运动分析 研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘平面的运动规律，也即滑靴中心在斜盘平面内的运动规律（如图），其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长、短轴分别为长轴 短轴 设柱塞在缸体平面上 A 点坐标 那么A点在斜盘平面 的坐标为如果用极坐标表示则为矢径 极角 滑靴在斜盘平面内的运动角速度为由上式可见，滑靴在斜盘内是不等角速度运动，当=、时，最大（在短轴位置）为当、时，最小（在长轴位置）为由结构可知，滑靴中心绕 点旋转一周（）的时间等于缸体旋转一周的时间。因此其平均旋转角速度等于缸体角速度，即3.3 瞬时流量及脉动品质分析柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成式中为柱塞截面积，。 柱塞数为Z=7,柱塞角距为，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 . . 泵的瞬时流量为 （3-4） 由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角有关，也与柱塞数有关。对于奇数（Z=7）排油区的柱塞数为Z0当时，取，由 式（3-4）可知瞬时流量为当时，取，由式（3-4）可得瞬时流量当、时，可得瞬时流量的最小值为当、时，可得瞬时流量的最大值为奇数柱塞泵瞬时流量规律见图图3-3 奇数柱塞泵定义脉动率 式中为平均流量，可由瞬时流量公式在 周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为3.3.1 脉动频率因为奇数柱塞泵，所以3.3.2 脉动率因为奇数柱塞泵，所以根据计算值，将脉动率与柱塞Z画成下图的曲线 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。第四章 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为式中为泵的排油压力。4.1.2 柱塞惯性力Pg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为式中mZ、GZ为柱塞和滑靴的总质量和总重量 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4.1.3 离心反力Pl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24.1.4 斜盘反力N 斜盘反力通过柱塞球头轴向力P与作用于柱塞底部的液压力及其他轴向力相平衡。而径向力T则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P1和P2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和离心力引起的接触应力p1和p2可以看成是连续直线分布的应力。4.1.6 摩擦力P1f 和 P2f柱塞与柱塞腔之间的摩擦力Pf为图6-2 柱塞腔内压力变化选带卸荷的非对称配油盘根据式 计算出 ，在泵的结构尺寸确定后，取决于吸排有压力差的大小。在实际工况条件下，泵排油压力常随负载改变而变化。要避免在新工况条件下的压力冲击，应改变压缩角和以适应压力差的变化。简单的方法是在过渡区开设减振槽。图6-3 非对称配油盘此时，过渡区压缩角，按柱塞腔封闭油液压力升高或降低所必须的体积压缩量的50%计算；而减振槽按余下地50%计算。得 柱塞腔接通减振槽过程中，减振槽两端的压力差是变化的。开始=0，完全接通后，取近似平均压力差为，则通过减振槽的单位时间流量为而油液通过减振槽的单位时间是，则把上式带入Q0式中可得减振槽的设计尺寸为 经多次验算得减振槽有多种形式，如等截面的沟槽，也有变截面的三角槽6.2.2 配油盘主要尺寸确定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Df 配油窗口包角，在吸排油窗口包角相等时，取为避免吸油不足，配油窗口流速应满足式中 Qlb泵理论流量； F2配油窗面积， v0许用吸入流速，由此可得2. 封油带尺寸设内封油带宽度为b1，外封油带宽度为b2.考虑到外封油带处于大半径，在加上离心力的作用，泄流量比内封油带泄流量大，取b1略大于b2，即当配油盘受力平衡时，可得计算出的结果经多次调整得到的为 R1=40.5 R2=37 R3=27 R4=12.56.2.3 验算比压p、比功pv为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如下图中D5，D6。辅助支承面上开有宽度为B的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积F为图6-4 配油盘主要尺寸确定式中 F1辅助支承面通油槽面积；F1=KB（R-R5）= （K为通油槽个数，取K=8mm，B为通油槽宽度，取B=10mm） F2、F3吸、排油窗口面积。配油盘比压p为式中 Py 配油盘剩余压紧力 Pt 中心弹簧压紧力在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算pv值，即式中为平均切线速度，第七章 缸体受力分析与设计7.1 缸体的稳定性 在工作过的配油盘表面常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与配油盘间摩擦损失增大，泄流增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的寿命。缸体是一个复杂的受力体，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸体发生倾倒。下面就缸体受到的主要力矩进行稳定性分析。7.1.1 压紧力矩My液压泵工作时，由于处于排油区的柱塞数量和位置随缸体转角变化，压紧力及合力作用点也随变化，其相应合力矩My也要随转角变化。因为选用九柱塞泵，排油区可能有四个或五个柱塞。下图是五个柱塞排油时柱塞位置。为了便于分析，把每个柱塞的压紧力看成是单位为1的集中载荷。图7-1 压紧力合力作用点位置总压紧力矩为7.1.2 分离力矩Mf因为分离力由三个部分组成，在内、外封油带上的压力分布是按对数规律分布的。可认为内、外封油带上的分离力是沿着封油带重心弧线r2 、r1均匀分布的。弧线的包角仍为，弧线的半径，如图所示，分别图7-2 分离力合力作用点从数学可知，弧线重心矩为由此可得外，内封油带分离力臂为排油窗的油压力是均布的，因此其分离力合力作用点可用求排油窗扇行面积重心来求得。数学上环扇面积重心矩为由此可得排油窗分离力力臂为 分离力总合力作用点可用力平衡式求得，即得 总分离力矩7.1.3 力矩平衡方程 设压紧力矩与分离力矩之比为力矩系数，。则力矩平衡方程为 缸体稳定性与有很重要关系，偏大偏小都可以造成缸体倾倒偏磨，直接影响泵输出油液压力大约有脉动。因此，Z=9 7.2 缸体径向力矩和径向支承上面分析了由轴向的压紧力和分离力引起的压紧力矩和分离力矩，通过选择力矩系数使得缸体轴向稳定。但仅此是不够的，因此缸体还受到径向力作用，如果没有可靠的径向约束，缸体倾倒和偏磨仍会发生。下面将分析缸体所受径向力和缸体稳定性的影响及缸体径向支承形式。7.2.1 径向力及径向力矩从柱塞受力分析知道，在排油区的柱塞，由于受斜盘约束受有径向力T的作用，对缸体产生以H为支点的倾倒力矩。即式中为任一柱塞球头中心至H点的距离。如图图7-3 径向合力产生的倾倒力矩柱塞径向合力对缸体的倾倒力矩Mt为当 个柱塞处于排油区时，径向合力最大。若忽略柱塞惯性力、摩擦力等因素的影响，则柱塞最大径向合力为对于柱塞数Z=9的柱塞泵，有式中 径向合力作用点运动弧长在Z轴上的投影长度。综上所述，要保证缸体不因径向力作用产生倾倒，必须根据径向力大小及作用点变动情况选择可靠的径向支承。安装位置应使支承轴承平面中心与传动轴的交点重合于柱塞球头与传动轴的交点7.2.2 缸体径向力支承型式选用缸体外支承 在柱塞径向合力中心位置上设置一缸体外径大轴承，如图 图7-4 缸体外支承型式缸体传动的径向力全部由缸体外径轴承支承。 这种形式的主要优点是传动轴只起传扭作用，不承受弯矩，因而轴和轴承的设计条件可以大大改善。同时，缸体支承刚度高，多次装配重复性好。 由于径向轴承外径大，造成泵的外径尺寸也大，重量增加，径向支承还限制了泵转速的提高。 缸体中心的传动轴尺寸较小，缸体结构设计更紧凑。柱塞分布圆直径较小，柱塞数较少（常取Z=7），斜盘倾角较大（）。 由前面分析可知，缸体倾倒造成偏磨的原因是因为配油盘不动，缸体倾倒后改变了原接触面的相对位置。如果缸体发生倾倒时，配油盘能自动相应变化，保持接触面良好的贴合关系，即配油盘具有自位性，无疑可以避免缸体偏磨和泄漏。为此从结构上采取措施，出现了浮动配油盘、浮动缸体和球面配油盘等多种装置，解决了缸体偏磨等问题。 7.3 缸体主要结构尺寸的确定7.3.1 通油孔分布圆半径和面积F为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径与配油窗口分布圆半径相等。即式中R2、R3为配油盘窗口内、外半径。通油孔面积近似计算如下 图7-5 柱塞腔通油孔尺寸式中 通油孔直径， 通油孔宽度，。7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量一致，应尽量使各处壁厚一致，壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算图7-5 缸体结构尺寸缸体强度可按厚壁筒验算式中为厚壁筒外径，。缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为式中 E 缸体材料弹性系数 ； 材料波桑系数，对青铜材料； 允许变形量，一般钢质缸体取，青铜则取。 当壁厚确定后，可依次定出D1、D27.3.3 缸体高度H 如上图中可确定缸体高度H为式中 柱塞最短留孔长度； 柱塞最大行程； 为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量最短； 缸底厚度，一般取结论 四年的大学生活即将结束，在这四年里我学会了不少的东西，无论在学习上、生活中、思想上都有很大的转变，从一开始带着父母的殷切希望，怀着充实自我，掌握一技之长，为以后找工作，实现自己的人生价值的目标作努力，到最后考研进一步接触社会，学到一些从理论上学不到东西，增加了许多经验，这一切的成果都离不开众多可敬师长谆谆教导、不厌其烦的耐心讲解传授，以及许多同学、朋友的坦诚相见砥励共勉；加上自己对本专业有一定的兴趣，特别是在毕业设计