下載論文就送你全套CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763下載論文就送你全套CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763攀枝花學院本科畢業設計（論文）軸向柱塞泵設計下載論文就送你全套CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763下載論文就送你全套CAD圖紙，Q咨詢414951605或1304139763學生姓名樊俊學生學號200310621088院（系）機電工程學院年級專業03機制2班指導教師張勇講師二七年六月攀枝花學院畢業設計摘要摘要液壓泵是向液壓系統提供一定流量和壓力的油液的動力元件,它是每個液壓系統中不可缺少的核心元件,合理的選擇液壓泵對于液壓系統的能耗提高系統的效率降低噪聲改善工作性能和保證系統的可靠工作都十分重要本設計對軸向柱塞泵進行了分析,主要分析了軸向柱塞泵的分類,對其中的結構,例如,柱塞的結構型式滑靴結構型式配油盤結構型式等進行了分析和設計,還包括它們的受力分析與計算還有對缸體的材料選用以及校核很關鍵最后對變量機構分類型式也進行了詳細的分析,比較了它們的優點和缺點該設計最后對軸向柱塞泵的優缺點進行了整體的分析,對今后的發展也進行了展望關鍵詞柱塞泵,液壓系統,結構型式,今后發展攀枝花學院畢業設計ABSTRACTABSTRACTLIQUIDSPRESSINGAPUMPISTHEMOTIVECOMPONENTOFOILLIQUIDWHICHPRESSESSYSTEMTOPROVIDECERTAINDISCHARGEANDPRESSURETOWARDTHELIQUID,ITISEACHCORECOMPONENTTHATTHELIQUIDPRESSESTHEINDISPENSABILITYINTHESYSTEM,REASONABLEOFCHOICELIQUIDSPRESSINGAPUMPCANCONSUMEAEXALTATIONTHEEFFICIENCYOFTHESYSTEMTOLOWERAZAOVOICEANIMPROVEMENTWORKFUNCTIONANDASSURANCESYSTEMFORLIQUIDPRESSINGSYSTEMOFOFDEPENDABLEWORKALLVERYIMPORTANTTHISDESIGNFILLEDAPUMPTOCARRYONTOWARDTHEPILLARTOTHESTALKANALYTICAL,MAINLYANALYZEDSTALKTOFILLTHECLASSIFICATIONOFPUMPTOWARDTHEPILLAR,ASTOITSWINOFSTRUCTURE,FOREXAMPLE,THEPILLARFILLOFTHESLIPPERYXUESTRUCTUREPATTERNOFTHESTRUCTUREPATTERNWENTTOGETHERWITHTHEOILDISHSTRUCTUREPATTERNSETCTOCARRYONANALYSISANDDESIGN,ALSOINCLUDETHEIRISANALYZEBYDINTWITHCALCULATIONTHEMATERIALWHICHSTILLHASABODYTOTHEURNCHOOSESINORDERTOANDSCHOOLPITVERYKEYFINALLYMEASUREANORGANIZATIONCLASSIFICATIONTOWARDSCHANGE,THEPATTERNALSOCARRIEDONDETAILEDANALYSISANDCOMPAREDTHEIRADVANTAGEANDWEAKNESSTHATDESIGNENDFILLEDTHEMERITANDSHORTCOMINGOFPUMPTOCARRYONWHOLEANALYSISTOWARDTHEPILLARTOTHESTALKANDALSOCARRIEDONANOUTLOOKTOAFTERTIMESDEVELOPMENTKEYWORDTHEPILLARFILLSAPUMP,THELIQUIDPRESSESSYSTEM,STRUCTUREPATTERN,WILLDEVELOPFROMNOWON攀枝花學院畢業設計目錄1目錄摘要ABSTRACT緒論41直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數611直軸式軸向柱塞泵工作原理612直軸式軸向柱塞泵主要性能參數6123排量流量與容積效率7122扭矩與機械效率8123功率與效率92直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析1021柱塞運動學分析10211柱塞行程S11212柱塞運動速度分析V12213柱塞運動加速度A1322滑靴運動分析1423瞬時流量及脈動品質分析15231脈動頻率15232脈動率163柱塞受力分析與設計1731柱塞受力分析17311柱塞底部的液壓力17BP312柱塞慣性力18313離心反力18T314斜盤反力N19315柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力和201P2316摩擦力和201FP2F32柱塞設計21321柱塞結構型式22322柱塞結構尺寸設計23攀枝花學院畢業設計目錄2323柱塞摩擦副比壓P比功驗算23VP4滑靴受力分析與設計2541滑靴受力分析25411分離力26412壓緊力27YP413力平衡方程式2742滑靴設計28421剩余壓緊力法2843滑靴結構型式與結構尺寸設計29431滑靴結構型式29432結構尺寸設計315配油盤受力分析與設計3251配油盤受力分析32511壓緊力33YP512分離力34FP52配油盤設計35521過渡區設計35522配油盤主要尺寸確定37523驗算比壓P比功PV386缸體受力分析與設計4061缸體的穩定性4062缸體主要結構尺寸的確定40621通油孔分布圓半徑和面積F40FR622缸體內外直徑的確定421D2623缸體高度H437柱塞回程機構設計448斜盤力矩分析4681柱塞液壓力矩461M82過渡區閉死液壓力矩46821具有對稱正重迭型配油盤46822零重迭型配油盤47823帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤47攀枝花學院畢業設計目錄383回程盤中心預壓彈簧力矩483M84滑靴偏轉時的摩擦力矩48485柱塞慣性力矩48586柱塞與柱塞腔的摩擦力矩49687斜盤支承摩擦力矩49788斜盤與回程盤回轉的轉動慣性力矩50889斜盤自重力矩509M9變量機構5191手動變量機構5192手動伺服變量機構5393恒功率變量機構5594恒流量變量機構56結論57參考文獻58致謝59買文檔送全套圖紙扣扣414951605攀枝花學院畢業設計緒論4緒論隨著工業技術的不斷發展，液壓傳動也越來越廣，而作為液壓傳動系統心臟的液壓泵就顯得更加重要了。在容積式液壓泵中，惟有柱塞泵是實現高壓高速化大流量的一種最理想的結構，在相同功率情況下，徑向往塞泵的徑向尺寸大、徑向力也大，常用于大扭炬、低轉速工況，做為按壓馬達使用。而軸向柱塞泵結構緊湊，徑向尺寸小，轉動慣量小，故轉速較高；另外，軸向柱塞泵易于變量，能用多種方式自動調節流量，流量大。由于上述特點，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機械、起重運輸、冶金、船舶等多種領域。航空上，普遍用于飛機液壓系統、操縱系統及航空發動機燃油系統中。是飛機上所用的液壓泵中最主要的一種型式。本設計對柱塞泵的結構作了詳細的研究，在柱塞泵中有閥配流軸配流端面配流三種配流方式。這些配流方式被廣泛應用于柱塞泵中，并對柱塞泵的高壓高速化起到了不可估量的作用。可以說沒有這些這些配流方式，就沒有柱塞泵。但是，由于這些配流方式在柱塞泵中的單一使用，也給柱塞泵帶來了一定的不足。設計中對軸向柱塞泵結構中的滑靴作了介紹，滑靴一般分為三種形式；對缸體的尺寸結構等也作了設計；對柱塞的回程結構也有介紹。柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內的往復運動，改變柱塞腔容積實現吸油和排油的。是容積式液壓泵的一種。柱塞式液壓泵由于其主要零件柱塞和缸休均為圓柱形，加工方便配合精度高，密封性能好，工作壓力高而得到廣泛的應用。柱塞式液壓泵種類繁多，前者柱塞平行于缸體軸線，沿軸向按柱塞運動形式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類運動，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑向運動。這兩類泵既可做為液壓泵用，也可做為液壓馬達用。泵的內在特性是指包括產品性能、零部件質量、整機裝配質量、外觀質量等在內的產品固有特性，或者簡稱之為品質。在這一點上，是目前許多泵生產廠商所關注的也是努力在提高、改進的方面。而實際上，我們可以發現，有許多的產品在工廠檢測符合發至使用單位運行后，往往達不到工廠出廠檢測的效果，發生諸如過載、噪聲增大，使用達不到要求或壽命降低等等方面的問題；而泵在實際當中所處的運行點或運行特征，我們稱之為泵的外在特性或系統特性。正如科學技術的發展一樣，現階段科技領域中交叉學科、邊緣學科越來越豐富，跨學科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產品的技術發展亦是如此。攀枝花學院畢業設計緒論5以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問題，必須從電機結構開始，單局限于泵本身是沒有辦法實現的；解決泵的噪聲問題，除解決泵的流態和振動外，同時需要解決電機風葉的噪聲和電磁場的噪聲；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機內加設諸如泄漏保護、過載保護等措施；提高泵的運行效率，須借助于控制技術的運用等等。這些無一不說明要發展泵技術水平，必須從配套的電機、控制技術等方面同時著手，綜合考慮，最大限度地提升機電一體化綜合水平。柱塞式液壓泵的顯著缺點是結構比較復雜，零件制造精度高，成本也高，對油液污染敏感。這些給生產、使用和維護帶來一定的困難。攀枝花學院畢業設計1直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數61直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數11直軸式軸向柱塞泵工作原理直軸式軸向柱塞泵主要結構如圖11所示。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面始終貼著斜盤平面運動。當缸體帶動柱塞旋轉時，由于斜盤平面相對缸體平面（XOY面）存在一傾斜角，迫使柱塞在柱塞腔內作直線往復運動。如果缸體按圖示N方向旋轉，在范圍內，柱塞由下死點對應位置開始18036180不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點對應位置止。在這過程中，0柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內，這是吸油過程。隨著缸體繼續旋轉，在范圍內，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入腔內，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。這就是排油過程。由此可見，缸體每轉一跳各個往塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉，泵便連續地吸油和排油。圖11直軸式軸向柱塞泵工作原理12直軸式軸向柱塞泵主要性能參數給定設計參數最大工作壓力MAX40PM額定流量100L/MINQ攀枝花學院畢業設計1直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數7最大流量MAX20/INQL額定轉速N1500R/MIN最大轉速AX3/INR121排量流量與容積效率軸向柱塞泵排量是指缸體旋轉一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即BQ2MAXMAX4BXFSZDS1950195029P084L不計容積損失時，泵的理論流量為TBQ2MAX4TBBQNDSZN08415001260L式中柱塞橫截面積；XF柱塞外徑；D柱塞最大行程；MAXSZ柱塞數；傳動軸轉速。BN泵的理論排量Q為（ML/R）10107259VQNH為了避免氣蝕現象，在計算理論排量時應按下式作校核計算13MAXPQC072066P式中是常數，對進口無預壓力的油泵5400；對進口壓力為5KGF/CM的油PC攀枝花學院畢業設計1直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數8泵9100，這里取9100故符合要求。PCPC排量是液壓泵的主要性能參數之一，是泵幾何參數的特征量。相同結構型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，對液壓元件型號命名的標準中明確規定用排量作為主參數來區別同一系列不同規格型號的產品。從泵的排量公式中可以看出，柱塞直徑分布圓直徑24BXFQDDZTGZD柱塞數Z都是泵的固定結構參數，并且當原動機確定之后傳動軸轉速也FDBN是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角來實現。對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角，該設計MAX1520是通軸泵，受機構限制，取下限，即。15GO泵實際輸出流量為GBQ100397（ML/MIN）TB式中為柱塞泵泄漏流量。B軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤之間滑靴與斜盤平面之間及柱塞與柱塞腔之間的油液泄漏產生的。此外，泵吸油不足柱塞腔底部無效容積也造成容積損失。泵容積效率定義為實際輸出流量與理論流量之比，即VBGBQTBGBT9710軸向柱塞泵容積效率一般為094098，故符合要求。B122扭矩與機械效率不計摩擦損失時，泵的理論扭矩為TBM2BTPQ66108410NM式中為泵吸排油腔壓力差。BP考慮摩擦損失時，實際輸出扭矩為BMGBMGTB666102180NM軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間滑靴與斜盤平面之間柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產生的。泵的機械效率定義為理論扭矩與實際輸出扭矩之比，即TBGB攀枝花學院畢業設計1直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數961089TBTBMBGFMMH123功率與效率不計各種損失時，泵的理論功率TBN2TBTGPQNM6150823KWP泵實際的輸入功率為R12BRBGBTMNN615022809KWP泵實際的輸出功率為BC3GBTBNPQGH631095427KW定義泵的總效率為輸出功率與輸入功率之比，即BCBRN12TBCBMRTBPNMGHH0897086上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效率一般為08509,上式滿足要求。BH攀枝花學院畢業設計2直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析102直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上任一點的運動軌跡是一個橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產生的相對缸體繞其自身軸線的自轉運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。21柱塞運動學分析柱塞運動學分析，主要是研究柱塞相對缸體的往復直線運動。即分析柱塞與缸體做相對運動時的行程速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質和主要零件受力狀況的基礎。211柱塞行程S圖21為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。若斜盤傾斜角為，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉角為A，并以柱塞腔容積最大時的上死點FR位置為，則對應于任一旋轉角A時，0圖21柱塞運動分析攀枝花學院畢業設計2直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析11COSFFHRA所以柱塞行程S為1SSTGTG當時，可得最大行程為180AOMAXAX2FFSRTDT3918039TMO212柱塞運動速度分析V將式對時間微分可得柱塞運動速度V為1COSSHTGRTGSINSAFTTDRTGAUW當及時，可得最大運動速度為90A27IN1MAXMAX5092189/6FRTGTGSUPO式中為缸體旋轉角速度，。WATW213柱塞運動加速度A將對時間微分可得柱塞運動加速度A為SINSAFTTDRTG2COSAFTTDRTGA當及時，可得最大運動加速度為0A18COS1,MAX2MAX15089219/6FRTGSWP柱塞運動的行程S速度V加速度與缸體轉角A的關系如圖22所示。A攀枝花學院畢業設計2直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析12圖22柱塞運動特征圖22滑靴運動分析研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規律，即滑靴中心在斜盤平面內的運動規律（如圖23），其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長XOY短軸分別為長軸23940COS15FRBMGO短軸FA設柱塞在缸體平面上A點坐標為SINCOFXRY如果用極坐標表示則為矢徑2221COSHFXTGA極角COSARTGA滑靴在斜盤平面內的運動角速度為XOYH攀枝花學院畢業設計2直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析1322COSINHTDAAQWG由上式可見，滑靴在斜盤平面內是不等角速度運動，當時，最23H大（在短軸位置）為MAXCOSHWG15026/RADSPO當時，最小（在長軸位置）為0AHMIN150CS2COS152/6RADSPO由結構可知，滑靴中心繞點旋轉一周（）的時間等于缸體旋轉一周O的時間。因此，其平均旋轉角速度等于缸體角速度，即7/0APRADSW23瞬時流量及脈動品質分析柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成2SINTIZTFTQFRTGA式中為柱塞橫截面積，。ZF4ZZD泵柱塞數為9，柱塞角距（相鄰柱塞間夾角）為，位于2079Z排油區的柱塞數為，那么參與排油的各柱塞瞬時流量為0Z123SINI2TZFTZFQFRTGATWQ0SIN1TZFQFRTGAZ泵的瞬時流量為120TTTTZQ攀枝花學院畢業設計2直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析140100SIN1SIZZFTZFFRGAIZT由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角A有關，也與柱塞數有關。/2圖23奇數柱塞泵瞬時流量對于奇數柱塞，排油區的柱塞數為。OZ當時，取，由泵的流量公式可得瞬時流量為0AZO1952COS2INTZFAZQFRTG當時，取，同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為2AZ012Z3COS2INTZFAZQFRTG攀枝花學院畢業設計2直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析15當A0時，可得瞬時流量的最小值為Z2MIN12SINTZFQFRTGZ奇數柱塞泵瞬時流量規律見圖23我們常用脈動率和脈動頻率F表示瞬時流量脈動品質。定義脈動率MAXINTTPQD這樣，就可以進行流量脈動品質分析。231脈動頻率當Z9，即為奇數時1502946FNZHZ232脈動率當Z9，即為奇數時0262494TGTGZPPD利用以上兩式計算值，可以得到以下內容表21柱塞泵流量脈動率由以上分析可知（1）隨著柱塞數的增加，流量脈動率下降。（2）相鄰柱塞數想比，奇數柱塞泵的脈動率遠小于偶數柱塞泵的脈動率。這就是軸向柱塞泵采用奇數柱塞的根本原因。從中還可以看出，奇數柱塞中，當時,脈動率已小于1因此,從泵13ZZ（）61340876110489123411426116192攀枝花學院畢業設計2直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析16的結構考慮,軸向柱塞泵的柱塞數常取Z7911泵瞬時流量是一周期脈動函數由于泵內部或系統管路中不可避免地存在有液阻,流量的脈動必然要引起壓力脈動這些脈動嚴重影響了輸出流量品質,使系統工作不穩定,當泵的脈動頻率與液壓油柱及管路的固有頻率相當,就產生了諧振的條件,諧振時壓力脈動可能很高,這時系統的構件有極大的潛在破壞性在一些極端情況下,幾分鐘之內管路或附件即可達到疲勞破壞極限液壓油的流量壓力脈動在管路或附件中激勵起高頻率的機械震動將引起導致管路附件及安裝構件的應力液壓泵的供壓管路,一般是最容易受到破壞的部位以上,對飛機液壓系統尤其重要在設計液壓泵和液壓系統時，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。對于壓力脈動的幅值，在航空液壓標準中有嚴格的規定，例如航標變量泵通用技術條件（HB583983）中規定在任何情況下，壓力脈動均不超過額定出口壓力的。實際上的指標還是偏大，但由于制造工藝上1010的原因，壓力脈動的指標還不能定的很嚴格，但降低泵的壓力脈動無疑是今后液壓技術發展的一種趨勢。攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計173柱塞受力分析與設計柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉一周時，半周吸油一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設計中討論。31柱塞受力分析圖31是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。圖31柱塞受力分析作用在柱塞上的力有311柱塞底部的液壓力BP柱塞位于排油區時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為BP236MAX01401254BDPN式中為泵最大工作壓力。MAXP312柱塞慣性力B攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計18柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度A，則柱塞軸向慣性力為BP2COS10ZBZFGPMARTGNW式中為柱塞和滑靴的總質量。ZMG慣性力方向與加速度A的方向相反，隨缸體旋轉角A按余弦規律變化。當B和時，慣性力最大值為0A18223MAX061501915436ZBFGPRTGTGNWPO313離心反力T柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度，產生的離心反力TA通過柱塞質量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為TP24390715ZTZTFGPMARNGTWO314斜盤反力N斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力P及徑向力即0TCOS12560COS123ININ50PNTNGO軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其它軸向力相平衡。而徑向力BPT則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產生接觸應力，并使缸體產生傾倒力矩。315柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力和1P2該力是接觸應力和產生的合力。考慮到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小1P2于柱塞直徑及柱塞腔內的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力引起的接觸應力和可以看成是連續直線分布的應力。FP12316摩擦力和1FPF柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為FP攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計19120158201592FPPFN式中為摩擦系數，常取005012，這里取01。F分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點時的位置。此時，N和可以通過如下方程組求得1P20Y12SIN0TNP0ZM1202112COS33BSZZTFPLLDPLFDFLG式中柱塞最小接觸長度，根據經驗，這里取0L0L52D78MM；0L2D柱塞名義長度，根據經驗，這里取LL273D117MM；0L3D柱塞重心至球心距離，TLTL02856204M以上雖有三個方程，但其中也是未知數，需要增加一個方程才能求解。2L根據相似原理有1MAX022PL又有1AX0L2M2ZZPD所以0122L將式代入求解接觸長度。為簡化計算，012LP12SIN0TNP2L力矩方程中離心力相對很小可以忽略，得TP22002643678478319785611260ZLFDLM攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計20將式代入可得2012LP12COS0BSNFPP120SIN11TXPPLG3570SI520157KNO32220IN710SIN8386TXNPLGO將以上兩式代入可得022112033ZZTLLDPLPFFPL15607857COSINCOSSINBBTPFNKNJGOO式中為結構參數。220278561178XXLLJ32柱塞設計321柱塞結構型式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據柱塞頭部結構，可有以下三種形式點接觸式柱塞，如圖32（A）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應力大，柱塞頭部容易磨損剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現在很少有應用。線接觸式柱塞，如圖32（B）所示。柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接觸，以降低接觸應力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當于普通滑動軸承，其值必須限制在規定的范圍內。PV攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計21帶滑靴的柱塞，如圖32（C）所示。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動。滑靴與斜盤間為面接觸，接觸應力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。（A）BC圖32柱塞結構型式圖33封閉薄壁柱塞從圖32可見，三種型式的柱塞大多做成空心結構，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動時的慣性力。采用空心結構還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴張變形補償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果。空心柱塞內還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區復位。但空心結構無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調節過程的動態品質。因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件性能要求整體結構等多方面權衡利弊，合理選擇。航空液壓泵通常采用圖33所式的封閉壁結構。這種結構不僅有足夠的剛度，而且重量減輕1020。剩余無效容積也沒有增加。但這種結構工藝比較攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計22復雜，需要用電子束焊接。322柱塞結構尺寸設計柱塞直徑及柱塞分布塞直徑ZDFD柱塞直徑柱塞分布塞直徑和柱塞數Z都是互相關聯的。根據統計資料，在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長約為分布圓周長的75，即ZDFD075F由此可得9382FXDMDP式中為結構參數。隨柱塞數Z而定。對于軸向柱塞泵，其值如表31所M示。Z7911M313945表31當泵的理論流量和轉速根據使用工況條件選定之后，根據流量公式可得FBQBN柱塞直徑為ZD34203TBZQDMZGP由上式計算出的數值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取20MMZ柱塞直徑確定后，應從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即XDFD241953TBFXDDMDGZNP柱塞名義長度L由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應保證有最小留孔長度，一般取0L20BPMA148ZD3025ZL因此，柱塞名義長度應滿足L0MAXINLSL攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計23式中柱塞最大行程；MAXS柱塞最小外伸長度，一般取。INLMIN0278ZLD根據經驗數據，柱塞名義長度常取20BPMA35ZL324ZD這里取317LDM柱塞球頭直徑按經驗常取，如圖34所示。108ZD圖34柱塞尺寸圖為使柱塞在排油結束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，一般取，這里取。DL045DZLD0519DZLM柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環行均壓槽，起均衡側向力改善潤滑條件和存儲贓物的作用。均壓槽的尺寸常取深H0307MM；間距T210MM實際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設均壓槽。323柱塞摩擦副比壓P比功驗算VP攀枝花學院畢業設計3柱塞受力分析與設計24對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應力不僅會增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應控制在摩擦副材料允許的范圍內。取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則31MAX20123094ZPMPAPADL柱塞相對缸體的最大運動速度應在摩擦副材料允許范圍內，即AXV3MAX1950461505/8/FVRTGTGMSVSWO由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為MAXPV1MAX22051/60/FZPVRTGMSPVASDL上式中的許用比壓許用速度許用比功的值，視摩擦副材料而V定，可參考表32。材料牌號許用比壓P（MPA）許用滑動速度V（M/S）許用比功PV（MPAM/S）ZQAL9430860ZQSN10115320球磨鑄鐵10518表32材料性能柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。同時在鋼表面噴鍍適當厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計254滑靴受力分析與設計目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構。滑靴不僅增大了與斜盤的接觸面減少了接觸應力，而且柱塞底部的高壓油液，經柱塞中心孔和滑靴中0D心孔，再經滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環縫中的流動，0D使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。這種結構能適應高壓力和高轉速的需要。41滑靴受力分析液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力；另一是由滑靴面直徑為的油池產生的靜壓YP1D力與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，1FP2FP稱為分離。當壓緊力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩定的油膜，F形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。411分離力F圖111為柱塞結構與分離力分布圖。根據流體學平面圓盤放射流動可知，油液經滑靴封油帶環縫流動的泄漏量Q的表達式為3126PQRLN若，則0ZP3126PQRLN式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為的任儀點壓力分布式為R211LNRRRPP若，則0ZP攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計2621LNRRP從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數規律下降。封油帶上總的分離力可通過積分求得。FP圖41滑靴結構及分離力分布如圖41，取微環面，則封油帶分離力為2RD2FP2221111LNRFRPDRP油池靜壓分離力為1FP攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計27211FPR總分離力為FP22511241061LNLNFFFRPKN412壓緊力YP滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即BP215603COS4COSBYZDKNGO413力平衡方程式當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式YFP2214COSLNBZRDP即211LCOSZBPR將上式代入式中，得泄漏量為3126QLN323332726101091/MINCOS4COS5BZPDQLRPMGO除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉的切向力等。這些力有的使滑靴產生自轉，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應該在滑靴結構尺寸設計中予以注意。攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計2842滑靴設計滑靴設計常用剩余壓緊力法。421剩余壓緊力法剩余壓緊力法的主要特點是滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔還是滑靴中心孔，均不起節流0D0D作用。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即1PBPB將上式代入式中，可得滑靴分離力為211LNCOSZBRDP226114101253LNLNBPNR設剩余壓緊力，則壓緊系數YFP，這里取01。051YP滑靴力平衡方程式即為13279FYN用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0008001MM左右。滑靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當的壓緊系數，剩余壓緊力產生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數滑靴都采用這種方法設計。43滑靴結構型式與結構尺寸設計431滑靴結構型式滑靴結構有如圖42所示的幾種型式。圖中（A）所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面。結構簡單，是目前常用的一種型式。攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計29圖42（A）圖中（B）所式滑靴增加了內外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產生的比壓，同時可以克服滑靴傾倒產生的偏磨使封油帶被破壞的情況。圖42（B）圖中（C）所示的滑靴在支承面上開設了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計30液阻。從而實現滑靴油膜的靜壓支承。圖42（C）滑靴結構型式432結構尺寸設計下面以簡單型滑靴為例，介紹主要結構尺寸的選擇和計算。滑靴外徑2D滑靴在斜盤上的布局，應使傾角時，互相之間仍有一定的間隙S，如圖043所示。滑靴外徑為22SIN39SIN024FDMZ一般取S021，這里取02。油池直徑初步計算時，可設定，這里取08120682432中心孔及長度0D0L如果用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔和可以不起節流作用。為改善0D加工工藝性能，取攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計31（或）0815MM0D0如果采用靜壓支承或最小功率損失法設計滑靴，則要求中心孔（或）0D0對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度。節流器有012M以下兩種型式/圖43滑靴外徑的確定2D（A）節流器采用節流管時，常以柱塞中心孔作為節流裝置，如圖41所0D示。根據流體力學細長孔流量Q為40128BPLK式中細長管直徑長度；0DLK修正系數；0164XRDKL1602XD065XDR80X攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計32把上式代入滑靴泄漏量公式可得3126PQRLN4301286LNBDPK整理后可得節流管尺寸為代入數據可以求得430216LNBDAPRL10DM08L式中為壓降系數，。當時，油膜具有最大剛度，承載能力A1BPA2673最強。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數0809，這里取A08。（B）節流器采用節流孔時，常以滑靴中心孔作為節流裝置，如圖41所示。0D根據流體力學薄壁孔流量Q為2014BGCPR式中C為流量系數，一般取C0607。把上式代入中，有3126PQRLN23011246LNBDPGCPRR整理后可得節流孔尺寸代入數據可以求得32021LNBADPRGCR0M以上提供了設計節流器的方法。從上兩式中可以看出，采用節流管的柱塞滑靴組合，公式中無粘度系數，說明油溫對節流效果影響較小，但細長孔的攀枝花學院畢業設計4滑靴受力分析與設計33加工工藝性較差，實現起來有困難。采用滑靴中心孔為薄壁孔節流，受粘度系數的影響，油溫對節流效果影響較大，油膜穩定性也要差些。但薄壁孔加工工藝性較好。為防止油液中污粒堵塞節流器，節流器孔徑應。04M攀枝花學院畢業設計5配油盤受力分析與設計345配油盤受力分析與設計配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸排油油液以及承受由高速旋轉的缸體傳來的軸向載荷。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。51配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的，但是功用和基本構造則相同。圖51是常用的配油盤簡圖。液壓泵工作時，高速旋轉的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產生的壓緊力；配油窗口和封油帶油膜對缸YP體的分離力。FP1吸油窗2排油窗3過度區4減振槽5內封油帶6外封油帶7輔助支承面圖51配油盤基本構造511壓緊力YP壓緊力是由于處在排油區是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。對于奇數柱塞泵，當有個柱塞處于排油區時，壓緊力為12Z1YP攀枝花學院畢業設計5配油盤受力分析與設計352261MAX9130124044YZBYZPDPN當有個柱塞處于排油區時，壓緊力為2YP226MIN913015932044YZBYPDP平均壓緊力為12150927YYN512分離力FP分離力由三部分組成。即外封油帶分離力，內封油帶分離力，排油1FP2FP窗高壓油對缸體的分離力。對于奇數泵，在缸體旋轉過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角有所擴大，如圖52所0示。當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為12Z11029293ZA當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為12Z22011283939ZA平均有個柱塞排油時，平均包角為2P120128739PZA式中柱塞間距角，；AA柱塞腔通油孔包角，這里取。0029A外封油帶分離力1FP外封油帶上泄漏流量是源流流動，對封油帶任儀半徑上的壓力從到YP2R積分，并以代替，可得外封油帶上的分離力為1RP21FP攀枝花學院畢業設計5配油盤受力分析與設計36圖52封油帶實際包角的變化212124LNPPFBBRPR6267751099251054LN3N外封油帶泄漏量為1Q3317120125699LNLNPBMLR內封油帶分離力F內封油帶上泄漏流量是匯流流動，同理可得內封油帶分離力為2FP234223LNPPFBBRRP攀枝花學院畢業設計5配油盤受力分析與設計37262679109104LN52N內封油帶泄漏量為2Q332740125694LN1LN9PBMLR排油窗分離力3FP22337156019PFBRN配油盤總分離力1F123452160FFFFPP總泄漏量Q為1297QN52配油盤設計配油盤設計主要是確定內封油帶尺寸吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。521過渡區設計為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結構，稱正重迭型配油盤。具有這種結構的配油1A0A盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內封閉的油液會受到瞬間壓縮產生沖擊壓力；當柱塞從高壓腔接通底壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質，產生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。攀枝花學院畢業設計5配油盤受力分析與設計38522配油盤主要尺寸確定（圖53）圖53配油盤主要尺寸確定（1）配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑FD配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時，取012A為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足滿足要求。0023/TBQMSF式中泵理論流量；TB配油窗面積，；22023R許用吸入流速，23M/S。00由此可得23R0TQV（2）封油帶尺寸攀枝花學院畢業設計5配油盤受力分析與設計39設內封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定方法為2B1B2考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內封油帶泄漏量大，取略大于，即1B212015ZBRD2342Z當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式可得22234121LNLZPRZD聯立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸17RM215。31RM49523驗算比壓P比功PV為使配油盤的接觸應力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。為此設置了輔助支承面，如圖53中的。輔5D6助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積F為225141234FDF式中輔助支承面通油槽總面積；1（K為通油槽個數，B為通油槽寬度）5BR吸排油窗口面積。2F3根據估算2104M配油盤比壓P為51284YTPKBRPAFLD式中配油盤剩余壓緊力；YP中心彈簧壓緊力；T根據資料取300PA；攀枝花學院畢業設計5配油盤受力分析與設計40在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算PV值，即PVV式中為平均切線速度，。PV42DN281204586/5VKGFCM根據資料取。V260/KGFCM攀枝花學院畢業設計6缸體受力分析與設計416缸體受力分析與設計61缸體的穩定性在工作過的配油盤表面上常看到在高壓區一側有明顯的偏磨現象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄漏增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體力矩不平衡，使缸體發生傾倒。62缸體主要結構尺寸的確定621通油孔分布圓半徑和面積FFR/圖61柱塞腔通油孔尺寸為減小油液流動損失，通常取通油孔分布圓半徑與配油窗口分布圓半徑FR相等。即FR23153FRM式中為配油盤配油窗口內外半徑。2R3通油孔面積近似計算如下（如圖61所示）。22201543968AAFLB式中通油孔長度，；ALZD攀枝花學院畢業設計6缸體受力分析與設計42通油孔寬度，；AB05AZBD622缸體內外直徑的確定1D2為保證缸體在溫度變化和受力狀態下，各方向的變形量一致，應盡量使各處壁厚一致（如圖62），即。壁厚初值可由結構尺寸確定。然后進行123強度和剛度驗算。缸體強度可按厚壁筒驗算2223915609/WZBDPKGFCM式中筒外徑，。WZD缸體材料許用應力，對ZQAL946008002/KGFCM圖62缸體結構尺寸缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為3920156038214ZBDPMF式中E缸體材料彈性系數；材料波桑系數，對剛質材料023030，青銅032035；允許變形量，一般剛質缸體取，青銅則取065攀枝花學院畢業設計6缸體受力分析與設計43。048M符合要求。623缸體高度H從圖62中可確定缸體高度H為0MAX3457905312LSLM式中柱塞最短留孔長度；0L柱塞最大行程；MAXS為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短；3L缸體厚度，一般（0406），這里取05。4LZDZD攀枝花學院畢業設計7柱塞回程機構設計447柱塞回程機構設計直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結構，其作用是在吸油過程中幫助把柱塞從柱塞腔中提伸出來，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤有良好的貼合。固定間隙式回程結構使用于帶滑靴的柱塞。它的特點是在滑靴頸部裝一回程盤2，如圖71，并用螺紋環聯結在斜盤上。當滑靴下表面與回程盤貼緊時，應保證滑靴上表面與斜盤墊板3之間有一固定間隙，并可調。回程盤是一平面圓盤，如圖71所示。盤上