【《某手动变量轴向柱塞泵的主要零部件设计案例概述》6100字】

某手动变量轴向柱塞泵的主要零部件设计案例概述目录TOC\o"1-3"\h\u14127某手动变量轴向柱塞泵的主要零部件设计案例概述 1151031.1柱塞设计 1217321.1.1柱塞结构型式的选择 1244241.1.2柱塞结构尺寸设计 378571.1.3柱塞摩擦副比压P﹑比功验算 5199701.2滑靴设计 670361.2.1滑靴的结构型式的选择 7307161.2.2滑靴结构尺寸设计 7200071.3配油盘设计 864791.1.1过渡区设计 9237511.1.2配油盘主要尺寸确定 9147851.1.3验算比压p、比功pv 10107871.4缸体设计 1127532.4.1通油孔分布圆和面积 12154941.4.2缸体内﹑外直径﹑的确定 12126821.4.3缸体高度H 14255931.5柱塞回程机构设计 14181531.6变量机构设计 16254271.6.1手动变量机构 17252361.6.2手动伺服变量机构 17150451.6.3恒功率变量机构 18302111.6.4恒流量变量机构 181.1柱塞设计1.1.1柱塞结构型式的选择轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。根据柱塞头部结构，可有以下三种形式：1）点接触式柱塞如图2-1（a）所示，这种柱塞头部为一球面，与斜盘为点接触，其零件简单，加工方便。但由于接触应力大，柱塞头部容易磨损﹑剥落和边缘掉块，不能承受过高的工作压力，寿命较低。这种点接触式柱塞在早期泵中可见，现在很少有应用。2）线接触式柱塞如图2-1（b）所示，柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞球窝中心摆动。摆动头上部是球面或平面与斜盘或面接触，以降低接触应力，提高泵工作压。摆动头与斜盘的接触面之间靠壳体腔的油液润滑，相当于普通滑动轴承，其值必须限制在规定的范围内。3）带滑靴的柱塞如图2-1（c）所示，柱塞头部同样装有一个摆动头，称滑靴，可以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及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，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。目前大多采用这种轴向柱塞泵。图2-1柱塞结构型式可见，柱塞大多做成空心结构，以减轻柱塞重量，减小柱塞运动时的惯性力。采用空心结构还可以利用柱塞底部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。空心柱塞内还可以安放回程弹簧，使柱塞在吸油区复位。但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效容积。在高压泵中，由于液体可压缩性能的影响，无效容积会降低泵容积效率，增加泵的压力脉动，影响调节过程的动态品质。综上，本设计选用图2-1（c）所示的型式。1.1.2柱塞结构尺寸设计1）柱塞直径及柱塞分布塞直径柱塞直径﹑柱塞分布直径和柱塞数Z都是互相关联的。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%，即由此可得式中为结构参数。随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其值如表2-1所示。表2-1柱塞结构参数Z7911m1.11.94.5当泵的理论流量和转速根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径为（2-1）取γ=20°由上式计算出的数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径,应选取16mm.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，即（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，为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密封长度，应保证有最小留孔长度，一般取：这里取。因此，柱塞名义长度应满足：式中—柱塞最大行程；—柱塞最小外伸长度，一般取。根据经验数据，柱塞名义长度常取：这里取。3）柱塞球头直径按经验常取，如图2-2所示。图2-2柱塞尺寸图这里取为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离，一般取，这里取。4）柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽，起均衡侧向力﹑改善润滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深h=0.3～0.7mm；间距t=2～10mm。这里取。1.1.3柱塞摩擦副比压P﹑比功验算对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的磨损，而且有可能压伤柱塞或缸体。其比压应控制在摩擦副材料允许的范围内。取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值，则（2-3）柱塞相对缸体的最大运动速度应在摩擦副材料允许范围内，即（2-4）由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功为（2-5）上式中的许用比压﹑许用速度﹑许用比功的值，视摩擦副材料而定，可参考表2-1。表2-1材料性能材料牌号许用比压Mpa许用滑动速度m/s许用比功Mpa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨铸铁10518柱塞与缸体这一对摩擦副，不宜选用热变形相差很大的材料，这对于油温高的泵更重要。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力，不选用铜材料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。1.2滑靴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面﹑减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔和滑靴中心孔，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。滑靴设计常用剩余压紧力法。剩余压紧力法的主要特点是：滑靴工作时，始终保持压紧力稍大于分离力，使滑靴紧贴斜盘表面。此时无论柱塞中心孔还是滑靴中心孔，均不起节流作用。静压油池压力与柱塞底部压力相等，即=将上式代入式中，可得滑靴分离力为（2-6）设剩余压紧力，则压紧系数，这里取0.1。滑靴力平衡方程式即为用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.008～0.01mm左右。滑靴泄漏量少，容积效率教高。但摩擦功率较大，机械效率会降低。若选择适当的压紧系数，剩余压紧力产生的接触应力也不会大，仍有较高的总效率和较长的寿命。剩余压紧力法简单适用，目前大多数滑靴都采用这种方法设计。1.2.1滑靴的结构型式的选择滑靴结构有如图2-3所示的3种型式。图2-3滑靴结构型式图2-3（a）所示为简单型，静压油池较大，只有封油带而无辅助支承面。结构简单，是目前常用的一种型式。图2-3（b）所式滑靴增加了内﹑外辅助支承面。减小了由剩余压紧力产生的比压，同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。图2-3（c）所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。经比较，本设计采用图2-3（a）所示的结构型式。1.2.2滑靴结构尺寸设计图2-4滑靴外径的确定滑靴在斜盘上的布局，应使倾角时，互相之间仍有一定的间隙s，如图2-4所示。1）滑靴外径：（2-7）一般取s=0.2～1，这里取0.2。2）油池直径初步计算时，可设定，这里取0.8.3）中心孔﹑及长度如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔和可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取（或）=0.8～1.5=1.0mm1.3配油盘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﹑排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。配油盘设计主要是确定内封油带尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。1.1.1过渡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渡角大于柱塞腔通油孔包角的结构，称正重迭型配油盘。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击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。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。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。1.1.2配油盘主要尺寸确定图2-5配油盘主要尺寸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配油窗口包角，在吸油窗口包角相等时，取为避免吸油不足，配油窗口流速应满足满足要求。式中—泵理论流量；—配油窗面积，；—许用吸入流速，=2～3m/s。由此可得=2）封油带尺寸设内封油带宽度为，外封油带宽度为，和确定方法为：考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取略大于，即 当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得（2-8）联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：1.1.3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，如图4-9中的﹑。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为式中—辅助支承面通油槽总面积；且：（K为通油槽个数，B为通油槽宽度）﹑—吸﹑排油窗口面积。根据估算：配油盘比压p为（2-9）式中—配油盘剩余压紧力；—中心弹簧压紧力；—根据资料取300pa；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—平均切线速度，=。根据资料取。1.4缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸2.4.1通油孔分布圆和面积图2-6柱塞腔通油孔尺寸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﹑为配油盘配油窗口内﹑外半径。通油孔面积近似计算如下（如图2-6所示）。式中—通油孔长度，； —通油孔宽度，；1.4.2缸体内﹑外直径﹑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（如图2-7），即。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。图2-7缸体结构尺寸缸体强度可按厚壁筒验算（2-10）式中—筒外径，且=100mm。—缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：=600～800缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为=（2-11）式中E—缸体材料弹性系数；—材料波桑系数，对刚质材料=0.23～0.30，青铜=0.32～0.35；—允许变形量，一般刚质缸体取，青铜则取；符合要求。1.4.3缸体高度H从图2-7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，尽量取短；—缸体厚度，一般=（0.4～0.6），这里取0.5=8。1.5柱塞回程机构设计直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘2，如图2-8，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙，并可调。回程盘是一平面圆盘，如图2-8所示。盘上为滑靴安装孔径，为滑靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。图2-8回程盘结构尺寸如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是短轴长轴和的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，取椭圆长﹑短轴的平均值较合理，即从图2-8中可以看出回程盘上安装孔中心O与长﹑短轴端点A或B的最大偏心距相等，且为，因而（2-12）为了允许滑靴在任一方向偏离，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑靴径部直径d大。同时，考虑到加工﹑安装等误差，应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙J。这样安装孔的直径为式中—滑靴颈部直径；—间隙，一般取=0.5～1mm。1.6变量机构设计轴向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角，以改变输出流量的方向和大小。变量机构的型式很多，按照控制方式，可分为手动式、机动式、电动式、液动式、电液比例控制式等。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式，如图2-9。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。图2-9变量执行机构以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图2-9(a)所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜盘改变倾斜角，如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。图2-9(b)所示，在伺服阀C端用手轮或杠杆输入一位移量，称手动伺服变量式；若以电机或液压装置输入位移量时，则称电动或液动伺服变量式；如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值，则构成了压力补偿变量式。再如图2-9(c)中，用带有电磁阀的外液压源控制，可成为远程液控变量式；如果用伺服阀控制变量缸，并使泵出口压力为恒值，可成为恒压变量型式。由此可知，变量的型式是多种多样的，下面介绍其中最常用的几种变量机构。并予以比较选择。1.6.1手动变量机构手动变量机构是一种最简单的变量机构，适用于不经常变量的液压系统。变量时用手轮转动丝杠旋转，丝杠上的螺母直线运动带动斜盘改变倾斜角实现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图2-10所示。图2-10手动变量机构原理及特征图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量Q的方向和大小与变量机构行程y成正比。1.6.2手动伺服变量机构该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。手动伺服变量机构的原理图和变量特性如图2-11所示。图2-11手动伺服变量机构图中伺服变量机构由双边控制阀和差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活塞杆相连，变量缸的缸体与泵体相连。当控制阀处于中位时，斜盘稳定在一定的位置上。变量时，若控制阀C端向左移动，油路1和2连通，变量缸A﹑B两腔都是泵出口压力。由于B腔面积大于A腔，变量活塞在液压力作用下向右移动，推动斜盘倾斜角减小，流量随之减少。与此同时，由于阀套与活塞杆相连，阀套也向右移动逐步关闭油路l和2，于是斜盘稳定在新的位置上。反之，控制阀向右移动时，油路2和3连通，变量缸B腔与回油路接通，变量活塞在A腔液压力作用下向左移动，使斜盘倾角增大，流量也增大。同理，由于控制阀阀套的反馈移动，使斜盘稳定在新的位置。这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力，大大提高了变量的性能和精度。变量信号输入可以是手动，也可以是电动。如用外液压源可实现远程无级变量。因此，这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、机床等许多液压系统中。1.6.3恒功率变量