毕业论文终稿-大排量斜盘式轴向柱塞泵的设计（送全套CAD图纸 答辩通过）

下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763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21斜盘式轴向柱塞泵工作原理22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31柱塞运动学分析311柱塞行程S312柱塞运动速度V313柱塞运动加速度A32滑靴运动分析33瞬时流量及脉动品质分析331脉动频率332脉动率第4章柱塞受力分析与设计41柱塞受力分析411柱塞底部的液压力PB412柱塞惯性力PG413离心反力PL414斜盘反力N415柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P2416摩擦力P1F和P2F42柱塞设计421柱塞结构型式422柱塞结构尺寸设计423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51滑靴受力分析511分离力PF512压紧力PY513力平衡方程式下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或130413976352滑靴设计521剩余压紧力法522最小功率损失法53滑靴结构型式与结构尺寸设计531滑靴结构型式532结构尺寸设计第6章配油盘受力分析与设计61配油盘受力分析611压紧力PY612分离力PF613力平横方程式62配油盘设计621过度区设计622配油盘主要尺寸确定623验算比压P、比功PV第7章缸体受力分析与设计71缸体地稳定性711压紧力矩MY712分离力矩MF713力矩平衡方程72缸体径向力矩和径向支承721径向力和径向力矩722缸体径向力支承型式73缸体主要结构尺寸的确定731通油孔分布圆半径RF和面积F732缸体内、外直径D1、D2的确定733缸体高度H结论下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763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ABSTRACTTHEINCLINEDDISHTYPEANDAXIALPUMPWITHAPILLARISAMAINPARTINLIQUIDPRESSSYSTEM，THEINCLINEDDISHTYPEANDAXIALPUMPWITHAPILLARISABACKANDFORTHMOVEMENTBYPILLARTOFILLTHEINSIDEOFTHEPILLARCAVITY，INORDERTOCHANGETHEPILLARFILLSTHECONTENTSOFCAVITYTOREALIZETHEOILOFINHALINGWITHLINEUPOILY，ISACAPACITYTYPELIQUIDTOPRESSTHEPUMPFILLTOPILLARTOPUMPFORTHEINCLINEDDISHTYPESTALKTHEPILLARFILL,SLIPTHEBOOTSANDGOTOGETHERWITHTHEOILDISHANISITSIMPORTANCEPARTTHEPILLARFILLSISITSUFFERTHEONEOFTHEDINTSPAREPARTSPRIMARILYTHESLIPPERYBOOTSISONEOFTHEFORMTHATHIGHPRESSUREPILLARFILLTHEPUMPTOOFTENADOPTITCANADAPTTOTHEHIGHDEMANDTURNINGSOONINHIGHPRESSUREDINT,GOTOGETHERWITHTHEOILDISHANDTHEEFFICIENCYOFTHEDIRECTINFLUENCEINAPUMPWITHLIFESPANBECAUSEOFGOINGTOGETHERWITHTHEOILDISHFILLS,PILLARANDASLIPPERYBOOTSTHESETWORIGHTNESSOFHIGHSPEEDSTHESPORTTHEVICEALLADOPTINGATHESTATICPRESSUREACCEPTSTHEPROVINCEWENTTOTHEBIGCAPACITYPUSHTHEBEARINGS,HAVETHE下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763CONSTRUCTIONTIGHTLYPACKED,THESPAREPARTSISLITTLE,THECRAFTISGOOD,THECOSTISLOW,THEPHYSICALVOLUMEISSMALL,THEWEIGHTISLIGHT,COMPARINGTHEPATHFACETOPUMPTHECONSTRUCTIONSIMPLEETCBECAUSETHEINCLINEDDISHTYPESTALKFILLSTOPILLARTHEPUMPTOREALIZESTOHAVENOEASILYTHECLASSCHANGESTHEDEAL,MAINTAINCONVENIENCEANDSOONKEYWORDSTHEINCLINEDDISHPILLARPUMPSLIPPERYBOOTCROCKBODY买文档送全套图纸扣扣414951605下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763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，具有结下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763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21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。下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图（21）。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21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。22斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605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，BQ即ZSDZSFBMAX2MAX4不计容积损失时，泵理论流量为LQBZBLNSDNQMAX24式中柱塞外径；ZDDZ2柱塞横截面积；F224504FZZ柱塞最大行程；MAXS柱塞数取Z7；Z传动轴转速；BNMIN/150RNB从图可知，柱塞最大行程为TGTDSF23874MAX式中柱塞分布圆直径；FDF斜盘倾斜角取；18所以，泵的理论流量是MLNQBL9450泵的实际输出流量下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763MLQBLSB92318179540泵容积效率为V796540231LBSV泵的机械效率为90MB所以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积，87B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。31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。311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FR为，则对应于任一旋转角时，0下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763KSMAXRF图31柱塞运动分析COSFFRH所以柱塞行程S为（31）TGTGFS1当1800时，可得最大行程为MAXMTGTDTGRSFF23183720MAX312柱塞运动速度V将式（31）对时间微分可得柱塞运动速度V为（32）SINTGRDTASTF下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763当及时，可得最大运动加速度为090271SINMAXVSTGTGRVF/761850370MAX式中为缸体旋转角速度，。T313柱塞运动加速度A将式（32）对时间微分可得柱塞运动加速度A为（33）DVTCOS2TGRTF当及时，可得最大运动加速度为0181COSMAX2022MAX/83715703STGTGF32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、YOX短轴分别为长轴MRBF3871COS220短轴AF4设柱塞在缸体平面上A点坐标COSINFRYX下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763那么A点在斜盘平面的坐标为YOXSINFRCOSFY如果用极坐标表示则为矢径22COS1TGRYXRFH极角COSARTG滑靴在斜盘平面内的运动角速度为YOXK22SINCOSDTK由上式可见，滑靴在斜盘内是不等角速度运动，当、时，最3K大（在短轴位置）为SRADH/17648COS50MAX当、时，最小（在长轴位置）为0KSRADH/14508COS157CSMIN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2的时间。因此其平均旋转角速度等于缸体角速度，即NP下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或130413976333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ITGRFVQFZITISN式中为柱塞截面积，。ZF2224504MDZ）（柱塞数为Z7,柱塞角距为，位于排油区地柱塞数为Z0，那么7参与排油的各个柱塞瞬时流量为SIN1TGRFQFZT2FT2SIN3TGFZT1SIN00ZTGRFQFZT泵的瞬时流量为021TZTTTQ01SINZFZITGRF（34）ZTFZSIN1I00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。下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763对于奇数（Z7）排油区的柱塞数为Z0当时，取，由式（34）可知瞬时流量为70Z4210ZTGRFQFZT2SINCO当时，取，由式（34）可得瞬时流量727Z310ZTGRFQFZT2SINCO当、时，可得瞬时流量的最小值为0Z2MLTGZTGRFQFZT05127SIN2CO185703452SIN2CO0MIN当、时，可得瞬时流量的最大值为ZMLTGZTRFQFZT51237SIN2185703452SIN0MAX下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763奇数柱塞泵瞬时流量规律见图/2Z图33奇数柱塞泵定义脉动率025MINAXTPTQ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TPQ论奇数泵还是偶数泵均为MLTGTRFZDTQFZTP612438157034527100331脉动频率因为奇数柱塞泵，所以210IN/15072RZNF下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763332脉动率因为奇数柱塞泵，所以51274SIN2SINZ根据计算值，将脉动率与柱塞Z画成下图的曲线图34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。41柱塞受力分析下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。图41柱塞受力分析作用在柱塞上的力有411柱塞底部的液压力BP柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力为BPKNPDPBZB2514053024462）（式中为泵的排油压力。BP412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为下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763COS2TGRGAMPFZZG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TGRGPFZG2MAX413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2FZLLRGGAM414斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头COSPINT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BT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。415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。TLP下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763416摩擦力P1F和P2F柱塞与柱塞腔之间的摩擦力PF为FF21式中F为摩擦系数，常取F005012。取F012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0Y0SIN21PNZCOF0M02331221ZZDFPFLPLLPMLFDLLZ42356241067412560202式中柱塞最小接触长度；0LML柱塞名义长度解放程组得下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763KNLNP21423518SIN317SI2021LNP4718SIN71SI20202008SIN38COS5INCOSFB式中为结构参数21423512202LL42柱塞设计421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,取下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763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422柱塞结构尺寸设计1柱塞直径及柱塞分布圆直径DFZD柱塞直径、柱塞分布圆直径DF、和柱塞数Z是互相关联的根据统计资料,在缸体上各柱塞孔直径所占的弧长约为分布圆周长的75,ZDFD即750FZD由此可得DMZF式中M为结构参数M随柱塞数Z而定当泵的理论流量和转速根据使用工况条件选定之后,根据流量公式LBQBN可得柱塞直径为ZDMTGTGNMBL241850750944303柱塞直径确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径DF,ZD即MTGNTGDDBZLF371508249422下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605塞名义长度L由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力T,为使柱塞不致被以及保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度,一般取ABMPP20ZDL8140352因为所以AP531MDLZ40因此,柱塞名义长度L应满足INMAX0LSL式中柱塞最大行程MAXS柱塞最小外伸长度,一般取INLZDL20MIN根据经验数据,柱塞名义长度常取ABMPP20ZL5373D24同理ML962423柱塞球头直径D1按经验常取如图Z1807下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图42柱塞尺寸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MLZ132450404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宽MH8030取B60730取间距MT12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423柱塞摩擦副比压P、比功PV验算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则2231MAX/30/68902412CMNCLDPPZ柱塞相对缸体的最大运动速度VMAX应在摩擦副材料允许范围内,下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763SMTGVTGRVF/875115370MAX由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功PMAXVMAX为SCMNTGPTLDPFZ/608521763024120AX选用18CRMNTIA材料第五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,经柱塞中心孔和滑靴中心孔,0D0D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51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,称为压紧力另一是由滑靴面直径为D1的油池产生的YP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511分离力PF图为柱塞结构与分离力分布图下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图43滑靴结构及分布力分布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123LN6RPQ若,则02P123LN6RPQ式中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下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605R22LNPRR若,则02P12LNRRPR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。2121122LNPRPPF油池静压分离力PF1为121PF总分离力PF为KNRFFF27015305231LNL6622121512压紧力YP下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力引起的，即BPKNPDPBZBY9148COS053024COS4COS62513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FYP122LNCOS4PRPDBZ123LN6Q得泄流量为MLRDPQZB1978COS052310524COS2623）（52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。下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763521泄漏功率损失VN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MLRPDPBZBV178COS0523105246213）（522摩擦功率损失MN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FMRUUF21式中液体粘性摩擦力，；F2U切线速度，FRU滑靴摩擦（支承）面积；21R液体粘性摩擦应力，为液体粘性系数，为油膜厚度。将代入上式中可得FUMLRNFM2680137502531222）（下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763523滑靴总功率损失NMV2213COS4FBZRRPD令可得最佳油膜厚度为,0N0MDPRZBF01218COS02415337COS8462224210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。最佳油膜厚度在范围。053滑靴结构型式与结构尺寸设计531滑靴结构型式滑靴的结构型式如图下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图51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0003MM，与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于001MM，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。532结构尺寸设计1滑靴外径D2下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763滑靴在斜盘上的布局，应使倾斜角时，互相之间仍有一定间隙S，如0图图52滑靴外径D2的选定滑靴外径D2为MSZF531607IN4IN一般取MSS6010取2油池直径D1初步计算时，设定D052317023中心孔、及长度0D0L节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔作为节流装置，如滑靴结构及0D分离力分布图所示。根据流体力学细长孔流量Q为KLPQB01428式中、细长管直径、长度；0DL下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763K修正系数；0641LDRKE0621ED6510ED80ER把上式带入滑靴泄漏量公式可得123LN6PQ12304LN6128RPKLPDB整理后可得节流管尺寸为BPRLDLN6128304经多次试算得MD210L520式中为压降系数，。当时，油膜具有最大刚度，承BP673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。908下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763从公式中可以看出，采用节流管的柱塞滑靴组BPRKLD1LN628304合，公式中无粘度系数，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。第六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。61配油盘受力分析常用配油盘简图如下图61配油盘基本结构液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而生的压紧力PY；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力PF。下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763611压紧力YP压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液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7Z412ZPY1为KNPDPYBZY57103024176MAX当有个柱塞处于排油区时，压紧力PY2为321ZKNPDPYBZY7421053204176MIN22）（平均压紧力PY为PZDPBY85491053024788621612分离力PF分离力有三部分组成。即外封油带分离力PF1、内封油带分离力PF2、排油窗高压油对缸体的分离力PF3对奇数柱塞泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同，封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘排油窗包角有所扩大。0下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763当有个柱塞排油时，封油带实际包角为412Z198457210）（当有个柱塞排油时，封油带实际包角为31221475372120）（Z平均有个柱塞排油时，平均包角为P175452721210）（P式中柱塞间距角；5Z柱塞腔通油孔包角0401外封油带分离力PF1外封油带上泄流量是源流流动，可得22121LN4RPRBPFB外封油带泄流量Q1为2131LNRPB2内封油带分离力PF2内封油带上泄流量是汇流流动，可得下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763BPBPFRRP23212432LN内封油带泄流量Q2为432LN1RPB3排油窗分离力PF3BPF22334配油盘分离力PFBPFFFFPRLNL4432212321总泄流量LQMLRPBL198237540LN12L051236LN1L12624331（考虑到封油带很窄，分离力也可以近似看成线性分布规律，简化计算下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763KNPDPBPF56210374813652211）（82432BPFDPKN78132055662）（BPFDP8233KN41520547662）（842321BPFPDPKN67210531736522）（613力平衡方程式为使缸体能与配油盘紧密贴合，保证可靠密封性，应取压紧力稍大于分离力。设压紧力与分离力之差为剩余压紧力；剩余压紧力与压紧力YPYP之比为压紧系数，它表示压紧程度。即YP下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763YYFP由此可得力平衡方程式一般取取则YFP1105KNY47为保证泵启动时，缸体配油盘仍有一定的预压紧力，常设置一轴向中心弹簧，把缸体紧压在配油盘上。一般取弹簧力为300500N。弹簧力PT也可按下式选取BZTPDP28035KN1305314726662配油盘设计配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。621过度区设计为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过度角大于柱塞腔通油孔包角的结构，称正重迭配油盘。10具有这种结构的配油盘，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压力；当柱塞从高压腔接通低压腔时，封闭BP的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。0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。下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763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。图62柱塞腔内压力变化选带卸荷的非对称配油盘根据式YBFZEPTGRDV0201COSYBFZT02024计算出，152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12下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763槽。0120图63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。V得YBFZEPTGRDVCOA0201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P0PBP21槽的单位时间流量为128040PLD下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763而油液通过减振槽的单位时间是，则111028YEVQ把上式带入Q0式中可得减振槽的设计尺寸为10428YVLD经多次验算得MD20减振槽有多种形式，如等截面的沟槽，也有变截面的三角槽622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07521为避免吸油不足，配油窗口流速应满足020VFQVLB式中QLB泵理论流量；F2配油窗面积，2302RV0许用吸入流速，SMV/0由此可得下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763202356127594MVQRL2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MDRZ31502172432当配油盘受力平衡时，可得PZZDR12LNL432212计算出的结果经多次调整得到的为R1405R237R327R4125623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432124125FDF28926708050M）（）（下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询41495160564配油盘主要尺寸确定式中F1辅助支承面通油槽面积；F1KB（RR5）（K为通油槽个数，取K8MM，B2804508M）（为通油槽宽度，取B10MM）F2、F3吸、排油窗口面积。22273371）（3606M）（配油盘比压P为51854937PMPAFPTY下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763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294815PVMPAPV式中为平均切线速度，PVSMDN/4810574第七章缸体受力分析与设计71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。711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。YP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。下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图71压紧力合力作用点位置总压紧力矩为26281740530478MNPDDZMBFY712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P下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763P图72分离力合力作用点MRRR38275403231122114从数学可知，弧线重心矩为2SINROH由此可得外，内封油带分离力臂为下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763MRROHP9243657SIN14232SINSI11MRROHPP4136572SIN22SINSI342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23SINRROH由此可得排油窗分离力力臂为3MROHP217352SIN723SIN233）（）（分离力总合力作用点可用力平衡式求得，即C下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或13041397633212OHPOHPCFFFF得FFFOH312M21067451892456总分离力矩NOCPMFF02713力矩平衡方程设压紧力矩与分离力矩之比为力矩系数，。YFFYM则力矩平衡方程为FYM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，150Z91427取MNMY76984所以72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。721径向力