轴向恒流柱塞泵的设计.doc

轴向恒流柱塞泵的设计轴向恒流柱塞泵的设计前 言随着社会科技的发展，社会的需要，使得液压泵在不同领域得到了广泛的应用，目前最常用的泵有以下几种：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。 近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使控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，寿命长等优点，不足之处是对油掖的污染敏感，滤油精度要求高，成本高等。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。本设计的题目是新型轴向恒流柱塞泵的设计，采用最新的柱塞泵恒流理论设计该圆柱凸轮式端面配流轴向恒流柱塞泵,利用该理论设计的双作用柱塞泵具有无流量脉动、无压力脉动、工作压力高、容积效率高、结构对称简单、转速高、运行平稳、噪音低的优点。一 柱塞泵恒流理论的提出11 柱塞泵的运动情况柱塞泵的常见形式有轴向柱塞泵和径向柱塞泵。柱塞的中心轴线与转轴轴线平行的称为轴向柱塞泵，其柱塞有轴向运动而无径向运动，吸油与排油是通过柱塞的轴向运动实现的；柱塞的中心线与转轴轴线垂直的称为径向柱塞泵，其柱塞有径向运动而无轴向运动，吸油与排油是通过柱塞的径向运动实现的。 通常柱塞泵中有多只柱塞，它们是绕转轴轴线沿周向均匀分布的，工作时一部分柱塞做吸油运动，同时另一部份柱塞做排油运动。单个柱塞绕转轴轴线旋转运动时，先是吸油后是排油，再吸油再排油，如此周而复始，其运动速度V（对于轴向柱塞泵来说是轴向运动速度，对于径向柱塞泵来说是径向运动速度）与转轴转过的角度在一个周期T内的关系如图1.1所示(=t, 为转轴的角速度,t为时间)。在本篇论文中约定柱塞吸油时的运动速度为正,排油时的运动速度为负，称该曲线为单个柱塞的运动速度曲线。 图1.1：一个周期T内单个柱塞的运动速度曲线12 恒流特征速度曲线的提出要实现柱塞泵工作时无流量脉动，必须使任一时刻处于吸油状态的各个柱塞的运动速度之和为一恒定值，同理，处于排油状态的各个柱塞的运动速度之和也应该为一恒定值。然而目前的柱塞泵，不管是轴向的还是径向的都不能满足上述要求。要满足上面提出的要求，必须使单个柱塞的运动速度曲线具备一定的特征，现绘出具备这些特征的速度曲线如图1.2粗实线所示（该粗实线为一个周期T内的速度曲线），其表达式为V=Amax G(), Vmax为其最值，现将该曲线的特征罗列如下：（1） 曲线必须是连续的，且具有周期性；（2） 在0，T/4区间的曲线必须关于点（T/8，Vmax G（T/）成原点对称；（3） 在0，T/2区间的曲线必须关于直线= T/4成轴对称；（4） 在0，T区间的曲线必须关于点（T/2，0）成原点对称。图1.2：恒流特征速度曲线及其位移曲线称上述特征为恒流特征，将具备这些特征的单个柱塞的运动速度曲线命名为恒流特征速度曲线。将表达式V= Vmax G()对t积分就得到柱塞的位移（径向位移或轴向位移）的表达式： 1-1图中细实线为C=0时的位移曲线，当=T/2时位移S有最值H（柱塞的升程），且有下式成立： 1-2那么Vmax=4H/T,故式可改写为： 1-3只要柱塞的位移曲线满足式，就可使其运动速度曲线为恒流特征曲线,从而实现柱塞泵的恒流,并称满足式的位移曲线为恒流特征位移曲线。13 恒流的实现下面来说明柱塞泵的单个柱塞的运动速度曲线为恒流特征速度曲线时是如何实现柱塞无流量脉动的。现有一柱塞泵（轴向的或径向的），设该泵单个柱塞的运动速度曲线为恒流特征速度曲线，其柱塞数为4，为单作用柱塞泵,故T=2（为双作用泵时T取）,相邻两柱塞之间的相位差为2/4=/2。现将该泵中4只柱塞的运动速度曲线绘制到同一个坐标系中如图1.3所示，则在同一坐标系中不难看出相邻两柱塞的速度曲线之间的相位差为/2，并且还可以发现在任一时该泵有两只柱塞处于吸油状态，另外两只柱塞处排油状态。图1.3:粗细不同的曲线代表不同柱塞的速度曲线依据前述的恒流特征不难证明：轴上半部分所有的曲线叠加后为一直线V=Vmax,也即任一时刻处于吸油状态的两只柱塞的速度之和为一恒定值Vmax；同理，轴下半部分所有的曲线叠加后为一直线V=-Vmax，也即任一时刻处于排油状态的两只柱塞的速度之和为一恒定值-Vmax。这说明具有恒流特征的速度曲线理论上能实现柱塞泵的恒流。事实上，采用这类速度曲线时,单作用泵的柱塞数必须为4的倍数，双作用柱塞泵的柱塞数必须为8的倍数，否则不能实现恒流，无论单作用泵或双作用泵,通常情况下柱塞数都应选8，采用8只柱塞时任一时刻有4只柱塞处于吸油状态，另4只处于排油状态。14 几种具有恒流特征的速度曲线（1）一次函数恒流特征速度曲线V=A G(), G()满足下式： 1-4上式中正负号分别对应着两条恒流特征速度曲线，将上式对时间t求导后 ，就可以得到加速度的表达式，并且从该加速度表达式可以发现加速度有突变，也就是说如果采用一次函数恒流特征速度曲线，柱塞在运动虽无刚性冲击，但存在着柔性冲击。（2）三角函数恒流特征速度曲线V=A G(), G()满足下式： 1-5同样将上式对时间t求导后 ，就可以得到加速度的方程式，并且从该方程可以发现加速度没有突变，说明采用该曲线无柔性冲击。（3）无高次冲击恒流特征速度曲线。将恒流特征速度曲线对积分，便得一新曲线（图4中的细实线所示），该新曲线酷似恒流特征曲线的前半部分，事实上补上后半部分曲线后（图1.4中的虚线所示），再将前后两半部份组合起来就是一条新的恒流特征速度曲线，其周期为原曲线的2倍，将新得来的恒流特征速度曲线再次进行积分，重复上述步骤，便又得一条恒流特征速 图1.4：图中粗实线为一恒流特征速度曲线度曲线，经过N次上述步骤后所得到的恒流特征速度曲线至少无N+1次冲击。通常情况下我们求得无3次冲击的恒流特征曲线就足够了，更高次的难以求得，并且给加工也会带来困难。 其实恒流特征速度曲线有很多的，只要依据恒流特征就可以求出许多这样的曲线，而上面仅仅是给出了几种常见的。以上便是柱塞泵恒流理论，依据该理论可以设计轴向恒流柱塞泵和径向恒流柱塞泵，这两种泵的流量脉动和压力脉动在不考虑工作油液的可压缩性质的情况下是为零的，当此类泵工作在高压的情况下或要考虑油液的可压缩性质的情况下，该理论还有待进一步完善。二 新型轴向恒流柱塞泵的结构设计2.1 新型轴向恒流柱塞泵的简介及其基本结构在上节中所讲的柱塞泵恒流理论既可以用来设计轴向恒流柱塞泵也可以用来设计径向恒流柱塞泵，本设计只设计轴向恒流柱塞泵，下面简单介绍一下该泵的其本作原理。如图2.1所示，该泵为双作用泵，8只柱塞在转子中沿轴向等分排列，每只柱塞的头部嵌有一滚柱，滚柱与固定在泵体上的圆柱凸轮面呈线接触，该曲面可依据第一章中所讲的恒流特征位移曲线来设计，转子与传动轴之间是通过花键来连接的。该泵的配流采用端面配流方式，柱塞在弹簧力的作用下使柱塞头部的滚柱贴在圆柱凸轮面上；同时，弹簧的反作用力使缸体与配流盘紧贴，起到预密封的作用。在驱动轴的高速带动下，转子中的柱塞不断的周期性的伸缩，从而使柱塞完成吸油与排油运动。下图是该泵的结构简图。 图2.1 轴向柱塞泵结构图1转子； 2弹簧； 3柱塞； 4滚珠； 5圆柱凸轮； 6泵轴 ； 7壳体； 8配流盘 ； 9泵体2.2 柱塞副及滚柱的设计依据毕业设计任务书可知该泵的排量为48ml/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=48/8/2=3ml,并有如下公式成立： 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=14mm，那么依据式可知:为了便于设计，根据表2.1,圆整后H取20mm。通常情况下柱塞的行程H的取值范围为（11.5）D，H=20满足这一条件（），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。柱塞副的结构简图如图2.2所示：柱塞在转子转动的过程中不断的伸缩，同时和定子表面接触并在其表面进行滑动，但必然会使柱塞头部在摩擦的过程中受损，故在其头部镶一个圆柱滚珠，使其与定子表面为线接触并在其表面上滚动。为了防止其脱落，用挡板挡住其端面。同时为了限制柱塞不相对转子进行转动，则把柱塞头部与转子内表面接触。 图2.2 柱塞结构简图下面来确定最小含接长度M，依据经验一般M=（1.52）D,这里取M=2D=28mm。那么柱塞的长度L和直径D:L=M+H =28+20=48mmD=14mm柱塞的头部尺寸：C、N、E及滚柱的直径D1确定如下：C=10mm；R1=5mm；B=22mm；柱塞空腔的尺寸D1和L1，是为了减小柱塞的质量，进而减少移动惯性力而设置的，在选定D1都L1时应考虑到柱塞的强度。同时还要考虑弹簧的长度。滚柱的长度K的设计：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：有量纲形式：式中 H=，G=，U=，W=，R=；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2.2）；、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。表2.2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，。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全弹流接触，进而减少接触疲劳损伤，使接触疲劳寿命提高。在这里我们取=0.2，则所以取=0.848去求滚柱的长度K。将道森公式的有量纲形式变形后得：F为滚柱所承受的载荷，由于本泵的峰值压力为=20MPa,且柱塞的直径D=14mm,故滚柱所承受的载荷F由下式进行计算：F=20=3077.2N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=0.515728=2.2m/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：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为全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K为：K=0.0105m=10.5mm在设计此泵时，滚柱的长度K应取比12.6大的值就行了，这里计算求得了部分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K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：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=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=3077.2N，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=0.0071m=7.1mm由于7.15-1010-1818-30间隙c/mm0.61232）弹簧受力分析弹簧力的作用是使柱塞头部的滚柱贴在圆柱凸轮面上；同时，弹簧的反作用力使缸体与配流盘紧贴，起到预密封的作用。为了使转子端面与配油盘的气密性，所需密封力为F=As .其中As-配油盘与刚体相接触的表面积，单位cm2.-防止吸入空气所需要接触比压，依经验，可取=0.81kg/cm2As=1.44 cm2其中（R1=22.5mm, R2=24.5mm, R3=31.5mm, R4=35mm,）故F=1.441=1.44 kg=14.4N每个弹簧平均受力=14.4/8=1.8N当弹簧的欲压变形量=2mm时，安装载荷F1=3.2N;最大变形量时，最大载荷所以弹簧的刚度: 查表可知：取G=82000MPa,则弹簧的圈数n为： n=弹簧自由长度H0的确定：由于柱塞的最大的行程=20mm,安装载荷在3.2N时，压缩变形量=2mm；又弹簧的圈数n=12.5,直径d=1mm；所以取H0=40mm,可以满足设计要求。3）疲劳强度和静应力的验算弹簧的曲度系数K=当弹簧所受载荷在F1=3.2和之间不断循环变化时，可得弹簧材料内部所产生的最大切应力为： 由表2.7可知，=1800MPa 而表2.8 65Mn弹簧钢丝拉伸强度极限钢丝直径d/mmm1-1.21.4-1.61.8-22.2-2.52.8-3.418001750170016501600 故，满足设计要求。2.8螺栓的设计及强度的校核（1）确定螺栓的直径由于轴向柱塞泵所受的轴向力很大，故要对其螺栓进行校核。根据前面的已知条件，可求得轴向力 :F=8螺栓数目n=6,每个螺栓所受的预紧力 选择螺栓的材料为Q235-A、性能等级为4.6的螺栓，查表可知，材料的屈服极限=240MPa,安全系数S=1.5,故螺栓材料的许用应力。根据公式来求螺栓危险截面的直径（螺纹的小径） 由机械设计手册查得,选用螺纹公称直径d=8mm(螺纹小径=6.917mm6.5mm)。（2）校核螺栓所需预紧力是否合适对碳素钢螺栓，要求已知，取预紧力下限即 要求预紧力故满足设计要求。三 英文资料译文Introduction for materials Designers and engineers are usually more interested in the behavior of materials under load or when in a magnetic field than in why they behave as they do. Yet the better one understands the nature of materials and the reasons for their physical and mechanical properties the more quickly and wisely will he/she be able to choose the proper material for a given design. Generally, a material property is the measured magnitude of its response to standard test performed according to a standard procedure in a given environment. In engineering materials the load are mechanical or physical in nature and the properties are recorded in handbooks or, for new materials, are made available by the supplier. Frequently such information is tabulated for room-temperature conditions are at subfreezing or elevated temperatures, more information is needed.The properties of materials are sometimes referred to as structure sensitive, as compared to structure-insensitive properties. In this case structure-insensitive properties include the traditional Physical properties: electrical and thermal conductivity, specific heat, density, and optical properties. The structure-sensitive properties include the tensile and yield strength, hardness, and impact, creep, and fatigue resistance. It is recognized that some sources maintain that hardness is not a true mechanical property, because it varies somewhat with the characteristics of the inventor and therefore is a technological test. It is well known that other mechanical properties vary significantly with rate of loading, temperature, geometry of material properties are technological tests. Furthermore, since reported test values of materials properties are statistical averages, a commercial material frequently has a tolerance band of percent or more deviation from a given published value.I n the solid state, materials can be classified as metals, polymers, ceramics, and composites. Any particular material can described by its behavior when subjected to external conditions .Thus, when it is loaded under known conditions