毕业设计（论文）-轴向柱塞泵结构设计.doc

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1、河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 河北科技学院 本科生毕业论文(设计) 题目：轴向柱塞泵结构设计轴向柱塞泵结构设计 系 别 机电工程系 学科门类 工学 专 业 机械设计制造及其自动化 学 号 B112032064 姓 名 指导教师 完成时间 2015 年 3 月 30 日 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 目目 录录 摘摘 要要 ABSTRACT2 绪论绪论4 1 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 6 1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理直轴式轴向柱塞泵工作原理 6 1.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数直轴式轴向柱塞泵主要性能

2、参数 6 1.2.1 排量流量与容积效率扭矩与机械效 率 7 1.2.2 功率与效率 9 2 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 10 2.12.1 柱塞运动学分析柱塞运动学分析10 2.1.1 柱塞行程 S 11 2.1.2 柱塞运动速度分析 v 12 2.1.3 柱塞运动加速度 a 13 2.2 滑靴运动分析滑靴运动分析 14 2.3 瞬时流量及脉动品质分析瞬时流量及脉动品质分析 15 2.3.1 脉动频率 15 2.3.2 脉动率16 3 3 柱塞受力分析与设计柱塞受力分析与设计17 3.13.1 柱塞受力分析柱塞受力分析17 3.1.1 柱塞底

3、部的液压力17 b P 3.1.2 柱塞惯性力18 3.1.3 离心反力18 t P 3.1.4 斜盘反力 N 19 3.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力和 20 1 p 2 p 3.1.6 摩擦力 和20 1f P 2 f P 3.2 柱塞设计柱塞设计 21 3.2.1 柱塞结构型式22 3.2.2 柱塞结构尺寸设计23 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 3.2.3 柱塞摩擦副比压 P比功验算23 v P 4 滑靴受力分析与设计滑靴受力分析与设计25 4.1 滑靴受力分析滑靴受力分析 25 4.1.1 分离力26 4.1.2 压紧 力27 y p 4.1.3 力平衡方程式

4、27 4.2 滑靴设计滑靴设计 28 4.2.1 剩余压紧力法28 4.34.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计滑靴结构型式与结构尺寸设计29 4.3.1 滑靴结构型式29 4.3.2 结构尺寸设计 31 5 配油盘受力分析与设计配油盘受力分析与设计 32 5.1 配油盘受力分析配油盘受力分析 32 5.1.1 压紧 力33 y p 5.1.2 分离力 34 f p 5.2 配油盘设计配油盘设计 35 5.2.1 过渡区设计35 5.2.2 配油盘主要尺寸确定37 5.2.3 验算比压 p比功 pv 38 6 6 缸体受力分析与设计缸体受力分析与设计40 6.16.1 缸体的稳定性缸体的稳定性40

5、 6.26.2 缸体主要结构尺寸的确定缸体主要结构尺寸的确定40 6.2.1 通油孔分布圆半径和面积 F 40 f R 6.2.2 缸体内外直径的确定 42 1 D 2 D 6.2.3 缸体高度 H 43 7 7 柱塞回程机构设计柱塞回程机构设计44 8 8 斜盘力矩分析斜盘力矩分析 46 8.1 柱塞液压力矩柱塞液压力矩 46 1 M 8.2 过渡区闭死液压力矩过渡区闭死液压力矩46 8.2.1 具有对称正重迭型配油盘46 8.2.2 零重迭型配油盘47 8.2.3 带卸荷槽非对称正重迭型配油盘47 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 8.3 回程盘中心预压弹簧力矩回程盘中心预

6、压弹簧力矩 48 3 M 8.4 滑靴偏转时的摩擦力矩滑靴偏转时的摩擦力矩 48 4 M 8.5 柱塞惯性力矩柱塞惯性力矩 48 5 M 8.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩柱塞与柱塞腔的摩擦力矩49 6 M 8.7 斜盘支承摩擦力矩斜盘支承摩擦力矩49 7 M 8.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩50 8 M 8.9 斜盘自重力矩斜盘自重力矩50 9 M 9 变量机构变量机构51 9.1 手动变量机构手动变量机构51 9.2 手动伺服变量机构手动伺服变量机构53 9.3 恒功率变量机构恒功率变量机构55 9.4 恒流量变量机构恒流量变量机构56 结论结论 57 参考

7、文献参考文献58 致谢致谢 59 摘摘 要要 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件,它是每个液压 系统中不可缺少的核心元件,合理的选择液压泵对于液压系统的能耗提高系统的 效率降低噪声改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要 本设计对轴向柱塞泵进行了分析,主要分析了轴向柱塞泵的分类,对其中的结 构,例如,柱塞的结构型式滑靴结构型式配油盘结构型式等进行了分析和设计,还 包括它们的受力分析与计算.还有对缸体的材料选用以及校核很关键;最后对变量 机构分类型式也进行了详细的分析,比较了它们的优点和缺点.该设计最后对轴向 柱塞泵的优缺点进

8、行了整体的分析,对今后的发展也进行了展望. 关键词关键词: 柱塞泵；液压系统,结构型式；优缺点；今后展望等。 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） Abstract Liquids pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that the liquid presses the indispensabil

9、ity in the system, reasonable of choice liquids pressing a pump can consume a exaltation the efficiency of the system to lower a Zao voice an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of of dependable work all very important This design filled a pump to carry on towar

10、d the pillar to the stalk analytical, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar, as to its win of structure, for example, the pillar fill of the slippery Xue structure pattern of the structure pattern went together with the oil dish structure patterns etc. to carry o

11、n analysis and design, also include their is analyze by dint with calculation.The material which still has a body to the urn chooses in order to and school pit very key;Finally measure an organization classification towards change, the pattern also carried on detailed analysis and compared their adv

12、antage and weakness.That design end filled the merit and shortcoming of pump to carry on whole analysis toward the pillar to the stalk and also carried on an outlook to aftertimes development. Keyword: The pillar fills a pump； the liquid presses system； structure pattern；advantage and disadvantage；

13、will develop from now on. 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 2 绪绪 论论 随着工业技术的不断创新，液压传动也越来越精确，而作为液压传动系统 心脏的液压泵就显得更加重要了。在容积式液压泵中，惟有柱塞泵是实现高压 高速化大流量的一种最理想的结构，在一样的功率情况下，径向往塞泵的径向 尺寸与径向力成正比，这种柱塞泵常用于大扭炬、低转速工况，做为按压马达 使用。而轴向柱塞泵结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小，故转速较高；另外， 轴向柱塞泵易于变量，能用多种形式自动调节流量，使流量大。由于上述特点， 轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域

14、。航空 上，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。是飞机上所 用的液压泵中最主要的一种型式。 本设计对柱塞泵的结构作了详细的研究。在柱塞泵中有阀配流轴配流端面 配流三种配流方式。这几种配流方式被广泛应用于柱塞泵中，并对柱塞泵的高 压高速化起到了不可多得的作用。可以说这些配流方式是奠定柱塞泵的基础。 由于这些配流方式在柱塞泵中的单一使用，也给柱塞泵带来了一些不足。设计 中对轴向柱塞泵结构中的滑靴做了介绍，滑靴分为三种形式；对缸体的尺寸结 构等也做了设计；对柱塞的回程结构也给出了介绍。 柱塞式液压泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，来改变柱塞腔容积实现吸 油和排油。属于容积式液压泵的一

15、种。柱塞式液压泵由于其主要零件均为圆柱 形，加工方便配合精度高，密封性能好且工作压力高而得到广泛的应用。 柱塞式液压泵种类繁多，前者柱塞平行于缸体的轴线，沿轴向按柱塞运动 可分为轴向柱塞式和径向往塞式两大类，后者柱塞垂直于配油轴，沿径向运动。 这两类泵又可做为液压泵用，也可做为液压马达用。 泵的内在特性是指；包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观质 量等在内的产品固有特性，或者简称品质。在这一点上，是目前许多泵生产厂 商所关注的也是努力在提高、改进的方面。而实际上，我们可以发现，有许多 的产品在工厂检测符合，但发至使用单位运行后，往往达不到工厂出厂检测的 效果，发生诸如过载、噪声增大，使

16、用达不到要求或寿命降低等等方面的问题； 而泵在实际当中所处的运行点或运行特征，我们称之为泵的外在特性或系统特 性。 正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越 丰富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情，作为泵产品的技术发展亦是如此。 以屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题，必须从电机结构开始，单局限于泵本身 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 3 是没有办法实现的；解决泵的噪声问题，除解决泵的流态和振动外，同时需要 解决电机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的可靠性，必须在潜水电机 内加设诸如泄漏保护、过载保护等措施；提高泵的运行效率，须借助于控制技 术的运用等等

17、。这些无一不说明要发展泵技术水平，必须从配套的电机、控制 技术等方面同时着手，综合考虑，最大限度地提升机电一体化综合水平。 柱塞式液压泵的主要缺点是结构比较复杂，零件制造精度高，成本也高， 对油液污染较敏感。这些给生产、使用和维护带来一定的困难。 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 4 1 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 11 直轴式轴向柱塞泵工作原理直轴式轴向柱塞泵工作原理 直轴式轴向柱塞泵主要结构如图 1.1 所示。柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底 端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平 面存在一倾斜角，迫使

18、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，在范围内，柱塞由下死点开始不断伸出，柱塞腔容积不180360 断增大，直至上死点止。在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液 被吸人柱塞腔内，这是吸油过程。随着缸体继续旋转，在范围内，柱0180 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。在这过程中，柱塞腔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，缸体每转一跳各个往塞有半周吸油、半周排油。 如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。 图 1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 1.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数直轴式轴向柱

19、塞泵主要性能参数 最大压力 max 40PMPa 额定流量 =100L/minQ 最大流量 max 200 /minQL 额定转速 n=1500r/min 最大转速 max 3000 /minnr 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 5 1.2.11.2.1 排量排量流量与容积效率流量与容积效率，扭矩与机械效率的计算扭矩与机械效率的计算 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 b q 2 maxmax 4 bXx qF sZd sZ = 2 (19.50.2)(19.50.22)9 4 p 0.84(L) 不计容积损失时，泵的理论流量为 tb Q 2 ma

20、x 4 tbbbxb Qq nd sZn =0.841500 =1260(L) 其中 柱塞横截面积； x F 柱塞外径； x d 柱塞最大行程； max s Z柱塞数； 传动轴转速。 b n 泵的理论排量 q 为 （ml/r） 10001000 100 70.2 .15000.95 v Q q nh = 排量是液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的特征量。相同结构型 式的泵中，排量与作功能力成正比。因此，对液压元件型号命名标准中有明确 规定，用排量来确定主参数区别同一系列不同规格型号的产品。 从泵的排量公式中可以看出，柱塞直径分布圆直径 2 4 bxf qd D Ztg z d 柱塞数 Z

21、全都是泵的固定结构参数，且当原动机确定后传动轴转速也是 f D b n 不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，只能通过改变斜盘倾斜角来 实现。对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角，该设计是通 max 1520 轴泵，受机构限制，只能取下限，即。15g O = 泵实际输出流量为 gb Q =100-3=97（ml/min） gbtbb QQQ: 式中为柱塞泵泄漏流量。 b Q: 轴向柱塞泵的泄漏流量主要由缸体底面与配油盘之间滑靴与斜盘平面之 间及柱塞与柱塞腔之间的油液泄漏产生的。此外，泵吸油不足柱塞腔底部无 效容积也造成容积损失。 泵容积效率定义为实际输出流量与理论流量之比，即 VB gb

22、Q tb Q 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 6 = gb VB tb Q Q 97 97% 100 = 轴向柱塞泵容积效率一般为=0.940.98，故符合要求。 b 不计摩擦损失时，泵的理论扭矩为 tb M = 2 bb tb p q M : 6 6 120.84 10 1.6 10 (. ) 2 N m p = 式中为泵吸排油腔压力差。 b p: 考虑摩擦损失时，实际输出扭矩为 b M: gb M = gbtbb MMM: 666 1.6 100.2 101.8 10 (. )N m+= 轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间滑靴与斜盘平面之 间柱塞与柱塞腔之间的

23、摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。 泵的机械效率定义为理论扭矩与实际输出扭矩之比，即 tb M gb M 6 6 11.6 10 88.9% 1.8 10 1 tbtb mb b gbtbb fb MM M MMM M h = + + : : 1.2.21.2.2 功率与效率功率与效率 不计各种损失时，泵的理论功率 tb N =2 tbbtbbgb Np Qn M: 6 1500 21.8 10283() 60 kwp= 泵实际的输入功率为 br N = 1 22 brbgbbtb mb Nn Mn M 6 15001 21.6 10282() 600.889 kwp= 泵实际的输出功率为

24、 bc N =3 bcbgbbtbb Np Qp Q g h=: 6 3 1.6 10954267()kw= 定义泵的总 效率为输出功率与输入功率之比，即 bc N br N = 1 2 btbb bc bbmb br tb mb p Q N N M g g h hh h p h = : 0.8890.970.86= 上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。对于轴向柱塞泵，总效 率一般为=0.850.9,上式满足要求。 b h 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 7 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 8 2 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析直轴式轴向柱

25、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 轴线上任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。 2.12.1 柱塞运动学分析柱塞运动学分析 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时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。 2.1.12.1.1 柱塞行程柱塞行程 S S 图 2.1 为一般带滑靴的轴向柱塞运动

26、分析图。若斜盘倾斜角为，柱塞 分布圆半径为，缸体或柱塞旋转角为 a，并以柱塞腔容积最大时的上死点 f R 位置为，则对应于任一旋转角 a 时，0 图 2.1 柱塞运动分析 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 9 cos ff hRRa=- 所以柱塞行程 S 为 1(1 cos)shtgRtggg=- 当时，可得最大行程为180a O = max s max 2 ff sR tgD tggg=3918039()tgmm O = 2.1.2 柱塞运动速度分析柱塞运动速度分析 v 将式对时间微分可得柱塞运动速度 v 为 1(1 cos) shtgRtg .sin ssa f tat d

27、dd Rtga ddd uw g= 当及时，可得最大运动速度为90a 270sin1a max max 1500 19.52 . 15819(/ ) 60 f Rtgtgmm suw gp O = 式中为缸体旋转角速度， 。w a t w= 2.1.3 柱塞运动加速度柱塞运动加速度 a 将对时间微分可得柱塞运动加速度 a 为.sin ssa f tat ddd Rtga ddd 2 .cos a f tat ddd aRtga ddd 当及时，可得最大运动加速度为0a 180cos1, max a 2 max 1500 8192129(/ ) 60 f aRtgm swgp = 柱塞运动的行程

28、 s速度 v加速度与缸体转角 a 的关系如图 2.2 所示。a 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 10 图 2.2 柱塞运动特征图 2.2 滑靴运动分析滑靴运动分析 研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘平面的运动规律，即滑靴中心在 斜盘平面内的运动规律（如图 2.3），其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长短轴 分别为 长轴 2 39 240.4() coscos15 f R bmm g O = 短轴 2239() f aRmm= 设柱塞在缸体平面上 A 点坐标为 sin cos f f xRa yRa 如果用极坐标表示则为 矢径 22222 1cos hf RxyRtga 极角 (c

29、os cos )arctga 滑靴在斜盘平面内的运动角速度为x o y h 222 cos coscossin h t d daa q wg w g = + 由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当时，最 2 a 3 2 h 大（在短轴位置）为 max cos h w w g = 1500 2 60 162(/ ) cos15 rad s p O = 当时，最小（在长轴位置）为0a h min 1500 cos2cos15152(/ ) 60 h rad swwgp O = 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 o 2 的时间。因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度

30、，即 1500 2157(/ ) 60 ap rad swwp= 2.3 瞬时流量及脉动品质分析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 2 sin tiztft QFF Rtga 式中为柱塞横截面积， 。 z F 2 4 zz Fd 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 11 泵柱塞数为 9，柱塞角距（相邻柱塞间夹角）为，位于 22 0.7 9Z 排油区的柱塞数为，那么参与排油的各柱塞瞬时流量为 0 Z 1 2 3 sin sin() sin(2 ) tzf tzf tzf QF Rtga QF Rtga QF Rtga w g w gq w gq

31、= =+ =+ 0 sin(1) tzf QF RtgaZ 泵的瞬时流量为 120ttttz QQQQ 0 1 00 sin(1) 1 sinsin() sin Z zf t zf F Rtgai ZZ a ZZ F Rtg Z 由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角 a 有关，也与柱塞数有关。 /2 /2 /2 /2 图 2.3 奇数柱塞泵瞬时流量 对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为。 o Z 当时，取=，由泵的流量公式可得瞬时流量为0a Z o Z 191 5 22 Z + = 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 12 cos 2 2sin 2 tzf a Z QF Rtg Z

32、当时，取，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 2 a ZZ 0 1 2 Z Z 3 cos 2 2sin 2 tzf a Z QF Rtg Z 当 a=0时，可得瞬时流量的最小值为 Z 2 Z min 1 2sin 2 tzf QF Rtg Z 奇数柱塞泵瞬时流量规律见图 23 我们常用脉动率和脉动频率 f 表示瞬时流量脉动品质。 定义脉动率 maxmintt tp QQ Q d - = 这样，就可以进行流量脉动品质分析。 2.3.1 脉动频率脉动频率 当 Z=9，即为奇数时 1500 229450() 60 fnZHz= 2.3.2 脉动率脉动率 当 Z=9，即为奇数时 .()0.026% 2

33、42949 tgtg ZZ pppp d= 利用以上两式计算值，可以得到以下内容： 表 2.1 柱塞泵流量脉动率 Z （%） 613.40 87.61 104.89 123.41 142.61 161.92 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 13 由以上分析可知： （1） 随着柱塞数的增加，流量脉动率下降。 （2） 相邻柱塞数想比，奇数柱塞泵的脉动率远小于偶数柱塞泵的脉动率。这 就是轴向柱塞泵采用奇数柱塞的根本原因。 从中还可以看出，奇数柱塞中，当时,脉动率已小于 1%.因此,从泵13Z 的结构考虑,轴向柱塞泵的柱塞数常取 Z=7911. 泵瞬时流量是一周期脉动函数.由于泵内部

34、或系统管路中不可避免地存在 有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动.这些脉动严重影响了输出流量品质,使 系统工作不稳定,当泵的脉动频率与液压油柱及管路的固有频率相当,就产生了 谐振的条件,谐振时压力脉动可能很高,这时系统的构件有极大的潜在破坏性.在 一些极端情况下,几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限.液压油的流量 压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械震动将引起导致管路附件及 安装构件的应力.液压泵的供压管路,一般是最容易受到破坏的部位.以上,对飞 机液压系统尤其重要. 在设计液压泵和液压系统时，要考虑采取措施抑制或吸收压力脉动，避免 引起谐振。对于压力脉动的幅值，在航空液压标准中有严格

35、的规定，例如航标 变量泵通用技术条件（HB583983）中规定：在任何情况下，压力脉动均 不超过额定出口压力的。实际上的指标还是偏大，但由于制造工艺10%10% 上的原因，压力脉动的指标还不能定的很严格，但降低泵的压力脉动无疑是今 后液压技术发展的一种趋势。 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 14 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 15 3 3 柱塞受力分析与设计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 油一周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下 面主要讨论柱塞在排油过程中的受力分析，而柱塞在吸油过

36、程中的受力情况 在回程盘设计中讨论。 3.13.1 柱塞受力分析柱塞受力分析 图 3.1 是带有滑靴的柱塞受力分析简图。 图 3.1 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 3.1.1 柱塞底部的液压力柱塞底部的液压力 b P 柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力为 b P 236 max (20 10)40 1012560() 44 bx Pd pN pp - = 式中为泵最大工作压力。 max P 3.1.2 柱塞惯性力柱塞惯性力 B P 柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度 a，则柱塞轴向惯性力为 B P 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 16 2 cos101(

37、) z Bzf G Pm aRtgaN g wg= -= -= - 式中为柱塞和滑靴的总质量。 z m z G 惯性力方向与加速度 a 的方向相反，随缸体旋转角 a 按余弦规律变化。当 B P 和时，惯性力最大值为0a 180 2 23 max 0.61500 19.5 10215243() 1060 Z Bf G PRtgtgN g wgp -O = 3.1.3 离心反力离心反力 t P 柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度，产生的离心反力 t a 通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为 t P 2 243 907() 15 Z tztf G Pm aRN gtg w O =

38、3.1.4 斜盘反力斜盘反力 N 斜盘反力通过柱塞球头中心垂直于斜盘平面，可以分解为轴向力 P 及径向力 即 0 T cos12560cos1512132() sin12560sin153250() PNN TNN g g O O = = 轴向力 P 与作用于柱塞底部的液压力及其它轴向力相平衡。而径向力 b P 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。 3.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力和和 1 p 2 p 该力是接触应力和产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小 1 p 2 p 于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。

39、因此，由垂直于柱塞腔的径向力 T 和离心 力引起的接触应力和可以看成是连续直线分布的应力。 f p 1 p 2 p 3.1.6 摩擦力摩擦力和和 1f P 2 f P 柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力为 f p 12 ()(201005823)0.12592.3() f PPpfN=+=+= 式中为摩擦系数，常取=0.050.12，这里取 0.1。ff 分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于上死点 时的位置。此时，N和可以通过如下方程组求得 1 p 2 p 0y 12 sin0 t Nppp 河北科技学院 2011 届本科生毕业论文（设计） 17 0 0 0 z M 12 02

40、2 1021 2 cos0 332 0 2 bs z z t t Nfpfppp llld p llplfp d fppl g-= - -+- +-= 式中 柱塞最小接触长度，根据经验=，这里取 0 l 0 l(1.52)d: =78mm； 0 l2d 柱塞名义长度，根据经验=，这里取ll(2.73.7)d: =117mm； 0 l3d 柱塞重心至球心距离， = t l t l 0 l 2 7857.620.4lmm-=-= 以上虽有三个方程，但其中也是未知数，需要增加一个方程才能求解。 2 l 根据相似原理有 1max00 2max2 pll pl 又有 11max02 1 () 2 ppll 2max 2 1 2 zz ppl d 所以 2 021 2 22 ()llp pl 将式代入求解接触长度。为简化计算， 2 021 2 22 ()llp pl 12 sin0 t Nppp 2 l 力矩方程中离心力相对很小可以忽略，得 t P 22 000 2 0 6436