斜盘式轴向柱塞泵设计说明书.doc

1、20 16 届）本科生毕业设计说明书轴向柱塞泵设计系部： 机电工程系 专 业：机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 跃 班 级： 4班 * 2008011427指导教师： 伍先明 职称 教授 最终评定成绩 20 12年 6 月学院本科生毕业设计63ZCY141B轴向柱塞泵设计系（部）：机电工程系专业：机械设计制造及其自动化*：2008011427 学生：跃指导教师：伍先明教授20 12 年 6 月. z.-摘要ZCY14-1B轴向柱塞泵是液压系统中的动力元件，轴向柱塞泵是靠柱塞在（柱塞腔）缸体的往复运动，改变柱塞腔容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵。本文首先通过给定的设计参数，得出了

2、柱塞的直径和回程盘上的分布圆半径，利用柱塞的尺寸以及受力和经验公式可以得出滑靴的基本尺寸。利用分布圆半径从而确定的配流盘上的封油、吸排油窗口等主要尺寸。利用轴的尺寸来计算出缸体的径，再根据柱塞的分布以及缸体的壁厚算出缸体的外径，根据柱塞的行程来算出缸体的长度，然后再校核强度。最后对柱塞泵的变量机构进行选型以及一些参数的计算，最后总装出柱塞泵。关键词：轴向柱塞泵，配流盘，缸体，变量机构ABSTRACTZCY14-1B a*ial piston pump in the hydraulic system, power components, a*ial piston pump is to rely

3、on the plunger (piston chamber) cylinder reciprocating motion, and change the plunger cavity volume suction and discharge of oil,is a positive displacement hydraulic pump. Firstly, the given design parameters obtained distribution on the radius of the diameter of the plunger and backhaul panel plung

4、er size and the force and the empirical formula can draw the basic size of the slipper. Distribution radius in order to determine the valve plate on the inner seal oil, the main dimensions of the suction oil window. Shaft size to calculate the inner diameter of the cylinder, according to the distrib

5、ution of the plunger and the cylinder wall thickness calculated cylinder diameter, stroke of the plunger to calculate the length of the cylinder, and then check the strength. Finally, the piston pump variable institutions by the line selection, as well as some of the parameters of the calculation, t

6、he final assembly of the piston pump.Keywords: A*ial piston pump，Valve plate ，Cylinder，Variables agencies 目录摘要IABSTRACTI第1章绪论11.1引言11.2轴向柱塞泵国外研究现状与发展方向1第2章轴向柱塞泵性能参数12.1给定设计参数12.2确定结构参数12.3 泵轴计算与校核1功率和电机的选择1轴的计算校核1第3章直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析13.1柱塞运动学分析13.2滑靴运动分析13.3流量及流量脉动率13.4脉动率的计算1第4章柱塞泵主要部件的设计、受力分析与强度计

7、算14.1柱塞设计与受力分析1柱塞结构形式1柱塞结构尺寸设计1柱塞受力分析14.2滑靴受力分析与设计14.2.1 确定滑靴结构型式14.2.2 结构尺寸设计14.2.3 中心孔、及长度1滑靴受力分析14.3 配油盘受力分析与设计1配油盘设计1配油盘受力分析1验算比压、比功14.4缸体设计14.4.1 缸体的稳定性1缸体主要结构尺寸的确定14.4.3 缸体的受力分析1缸体的强度校核14.5斜盘力矩分析1柱塞液压力矩1过渡区闭死液压力矩1回程盘中心预压弹簧力矩1滑靴偏转时的摩擦力矩1柱塞惯性力矩1柱塞与柱塞腔的摩擦力矩1斜盘支承摩擦力矩1斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩1斜盘自重力矩14.6泵的变量

8、机构1控制变量的分类1变量机构的选型1变量机构液压缸径的计算1活塞杆直径的计算1液压缸行程s的确定1结论1参考文献1致1. z.-第1章绪论1.1引言轴向柱塞泵是液压系统中的元件和执行元件的重要推动力，广泛应用于工业液压和行走液压领域中，是使用最广泛的现代液压元件。轴向柱塞泵是利用与传动轴平行的柱塞在柱塞孔来完成这项工作的往复运动的容积变化。轴向柱塞泵，结构紧凑，运转平稳，流量均匀，噪音低，转动惯量小，径向尺寸小，工作压力高，效率高，容易实现变量的优势1。此外，复杂结构的轴向柱塞泵，制造工艺，材料要求非常高，所以它是一个技术含量高的液压元件。1.2轴向柱塞泵国外研究现状与发展方向对柱塞泵的研究

9、可谓是历史悠久，这使得大量的研究和实验工作，都是为了提高轴向柱塞泵的流量脉动，以减少震动和噪音，国和液压界的科学工作者研究轴向柱塞泵表明：柱塞泵的实际流量是受各种因素的影响，流量脉动是远远比理论流量脉动大，纹波系数与柱塞数的奇偶性无关。就轴向柱塞泵柱塞数的奇偶选择问题，中国学者王意在1982年提出了“偶数泵可以和奇数泵工作一样好”的观点，并在1984年，选择九柱塞泵与他设计的八柱塞泵进行流量脉动对比测试，实验表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德国Achen大学流体动力研究所从理论上得出：八柱塞泵在受力、噪声方面优于九柱塞泵，模拟实验装置上测得结果是八桩塞泵的压力脉动约为九柱塞泵的122

10、叶敏则考虑配油盘的偏转安装，并对传统公式进行了修正，已看不出奇数泵的流量脉动远远小于偶数泵。在“流体控制与机器人”96学术年会上，理工大学的百海教授就通常工况下，带有预压缩角的轴向柱塞泵流量脉动作了分析，认为其流量脉动系数远远大于其固有流量脉动系数，且偶数泵和奇数泵具有相同的流量脉动频率，但他没有给出实验证明。邹骏则在九柱塞泵的基础上，设计并制造出一个八柱塞泵，对八、九柱塞泵作了仿真分析及实验对比，认为八柱塞泵的总体性能优于九柱塞泵2。此外，航空航天大学的王占林教授与博士生从柱塞泵的计算机辅助设计入手，对斜盘式轴向柱塞泵作了运动学分析，给出了柱塞分别处于预升压过渡区和预减压过渡区柱塞腔中油液

11、的压力分布及求解方法，对柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶数柱塞泵的流量脉动相差无几的结论。目前，国对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数研究较多的是工业大学的那成烈教授和理工大学的许贤良教授，他们以各自不同的角度对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数进行了较深入的研究。那成烈教授在国家自然科学资助项目“轴向柱塞泵噪声控制”的研究，轴向柱塞泵流量脉动，不仅取决于油品质量的基金会也是流体噪声控制的主要因素之一。他对油底壳结构上的流量的脉动进行综合分析。在他的指导下，他的很多学生对轴向柱塞泵的流量和搏动指数进行了大量的研究3。理工大学的那炎清研究轴向柱塞泵的流量脉动的主要因素工程噪声控制之一，以确定轴向柱塞泵瞬

12、时流量的影响因素，为减少使用计算机模拟分析流量均匀系数。邓斌，西南交通大学栽培要流程模拟，理论的顺势流和倒灌流量进行了仿真，倒灌的流量比活塞泵的集合流量脉动，使柱塞水压泵的流量脉动相应减少，交通入侵开始，以减少活塞强压力脉动。分析和模拟实际流量，使用B湍流模型和简算法的液压油场的过程中，揭示流量的变化和柱塞室和流动窗口的三维模拟的轴向柱塞泵速度分布，并指出，对液压轴向柱塞泵流量脉动的速度和负载压力。工业大学淑莲通过对对称偏转的油盘轴向柱塞泵流量脉动的理论分析，提出了计算流量脉动的修正公式。并用计算机仿真研究轴向柱塞裂流量脉动与柱塞奇偶数、阻尼形式及通油比例等影响因素的关系。同时对带有横向倾角减

13、振机构的斜盘酌两种结构形式的泵流量进行了分析与仿真。理工大学的文波主要从几何因数，即配油盘的结构对实际流量的影响进行分析和仿真，指出轴向柱塞泵瞬时流量脉动系数比工作介质不可压缩时大一个数量级，且与柱塞数的奇偶性无关。还指出，流搏动指数因子的弹性模量和泵静压柱塞数，其次是石油。工业大学，徐教授从一个视图的流动结构的流量脉动，柱塞（相邻的两个角）之间的偶数活塞流量特性和流量脉动的分部之间的关系分析的几何点，（贤亮缸径肾形角），（肾形角度相结合的油底壳确定）。他的学生，大学，晓华，轴向柱塞泵和非几何因素（包括泄露）进行了理论分析，计算机模拟和实际流量脉动动态测试的几何因素，最后得出结论：流暴力脉动，

14、流量脉动频率与柱塞数无关的平价关系。中国矿业大学力国考虑油底壳的实际几何参数，根据柱塞室给排水情况，八活塞泵流量脉动和七个柱塞泵流量脉动大致相同的结论。轴向柱塞泵泄露，国外研究人员是在活塞与气缸之间的泄漏在成的摩擦损失更感兴趣。泵的实际流量，诺亚密里-哥伦比亚英国大学之间的活塞和气缸磨损的焦点4。Manring讨论和撕裂所带来的泄漏和泵油入侵前的过渡地带提高，以及七八九活塞泵的流量和理论流程图比较，结果表明：泵浦脉冲的实际流量比理论脉动较大，偶数泵数据显示比奇数的泵。萨斯喀彻温大学，加拿大丽泽梁研究与压力控制伺服阀用于模拟高频率响应磨损轴向柱塞泵磨损的活塞和气缸之间的轴向柱塞泵的活塞和气缸之间

15、的泄漏和控制算法。模拟了各种不同层次的柱塞磨损测量泄漏。实验结果表明，与实际磨损的活塞泵，脉动流壁面压力波动的实验系统是相当一致的，这为进一步深入研究提供基础数据。德国汉堡技术大学的RolfLasaar分别从柱塞受力角度和泵的实际流量角度对斜盘式轴向柱塞泵柱塞与缸体的间隙进行了较为详尽的分析，从柱塞所受摩擦力角度：要求间隙取大者；从泄漏量对流壁的影响角度：要求间隙越小越好。作者通过计算和实验，得到了此间隙的最优化处理模式5。总之，轴向轴塞泵流量脉动是极其复杂，传统理论力难及。活塞泵的流量，压力脉动是相当复杂的，涉及到一些几何因素和非几何因素，仍未能定性。更没有人定量地给出哪些几何因素和非几何因

16、素在轴向柱塞泵的流量、压力中所起的作用和地位。业界更多地偏向于从配油盘结构的角度去分析轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数，而且形成了较为完善的分析计算体系6；至于泄漏对实际流量及脉动系数的影响，虽进行了一定的研究，但还没一个较为完整的分析计算，更无计算公式。轴向柱塞泵在发展中，基本结构保持了稳定，高速高压以及良好的控制方法是其发展的方向。第2章轴向柱塞泵性能参数2.1给定设计参数额定工作压力最大排量额定转速容积效率轴向柱塞泵几何排量V是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油油液的容积，即（2.1）式中-柱塞直径；-柱塞数；-柱塞分布圆半径；-斜盘倾角。为了避免气蚀现象，在值之后，需按下式做校核计算：（

17、2.2）式中：-常数，对进口无预压力的油泵；对进口压力为的油泵=9100。所以主参数排量符合设计要求。2.2确定结构参数从泵的排量公式可以看出，柱塞直径，分布圆半径,柱塞数z都是泵的固定结构参数，并且当原动机确定之后传动轴转速也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角来实现。对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角在之间，而设计是非通轴式油泵，取上限，即。柱塞数z，由泵的结构与流量脉动率来决定，从结构上考虑，是非通轴式所以一般取。柱塞直径和柱塞分布圆半径R 从下列排量公式可得和的关系式（2.3）（2.4）当时，由于上式计算出的需要圆整化，油泵中常用柱塞直径为8、10、12

18、14、16、18、20、22、25、28、32、35、，所以应选。柱塞直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分部圆半径。即=1.5422=33.8 mm （2.5）将柱塞分布圆半径进行圆整取mm。柱塞行程h（2.6）将行程圆整取mm 。2.3 泵轴计算与校核进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。由于该轴为传动轴，所以应该按扭转强度条件计算，此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其强度，以免产生过量的塑性变形。功率和电机的选择根据排量，转速求出理论功率（2.7）根据效率求出实际功率（2.8）根据功率和

19、转速可以选择Y250M型号电机，功率55千瓦，同步转速。轴的计算校核轴的扭转强度条件为：（2.9）式中-扭转切应力，；-轴所受的扭矩，；-轴的抗扭矩截面系数，；-轴的转速，;-轴传递的功率, ;-计算截面处轴的直径，；由上式可得轴的直径（2.10）（2.11）轴的材料为45钢，取, 因此选。由于泵后轴为空心轴，则有：（2.12）式中，即空心轴的径与外径之比，通常取。因为故选择。因为该泵轴为传动轴，所以支持承载扭矩，为了考虑两者循环特性的不同的影响，引入折合系数，则计算应力为（2.13）因为扭转切应力,因为后轴为花键轴，所以根据花键的抗扭界面系数的计算公式，可得轴的合成强度为故满足强度。第3章直

20、轴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，使柱塞轴线上任何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传运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。3.1柱塞运动学分析运动规律：当泵工作时，柱塞滑靴有两个运动，一个是相对往复运动汽缸和其他被牵连在旋转圆筒的运动，而这两个运动的合成，球中心，滑靴和球窝的轨迹是一个椭圆形的中心。此外，也由于气缸轴绕自身旋转，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。如图3.1所示，柱塞相对于缸体的位移

21、速度、加速度可分别按下列各式计算：（3.1）（3.2）（3.3）图3.1柱塞运动分析柱塞运动的行程、速度、加速度与缸体转角的关系如图3.2所示。图3.2 柱塞运动特征图3.2滑靴运动分析滑靴中心在斜盘平面的运动规律，如图3.3所示。图3.3 滑靴运动规律分析图其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长，短轴分别为长轴（3.4）短轴（3.5）设柱塞在缸体平面上A点坐标为（3.6）（3.7）滑靴在斜盘平面的运动角速度为（3.8）由上式可见，滑靴在斜盘平面是不等角速度运动，当或时，最大（在短轴位置）为（3.9）当或时，最小（在长轴位置）为（3.10）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的时间

22、因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度，即（3.11）3.3流量及流量脉动率流量的计算：当油泵有z个柱塞（下列计算中z均为奇数），柱塞间的角距时，如令、.分别为各排油柱塞瞬间的理论流量，、.分别为各柱塞的相对缸体的速度cm/min，则；。所以，油泵总的瞬时理论流量为：。（3.12）是以为周期变化的，其每秒脉动频率为，七缸柱塞泵的流量脉动图形如图3.4所示图3.4 流量脉动示意图当、时，可得瞬时流量的最小值为（3.13）而当、时，可得瞬时流量的最大值为（3.14）油泵的平均流量可按下式计算：（3.15）3.4脉动率的计算当，即为奇数时（3.16）当为偶数时（3.17）利用以上两式计算值，可以得到

23、以下容：表3.1 脉动率的计算值Z5678910114.8913.92.537.81.534.981.23由以上分析可知：1.随着柱塞数量，流量脉动率也随着增加。2.相邻柱塞数相比，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。泵瞬时流量是一周期脉动函数。由于泵部或系统管路中不可避免的存在有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动。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。第4章柱塞泵主要部件的设计、受力分析与强度计算柱塞受力是一个柱塞泵主要受力点。单柱塞与缸体旋转一周，吸油半周，排油一周。柱塞在吸气过程中和放油过程中是受力是不一

24、样的。以下的重点是在返回斜盘设计讨论柱塞在柱塞吸过程中的排油过程中的力学分析。4.1柱塞设计与受力分析柱塞结构形式本设计即采用带滑靴的柱塞形式进行设计。带滑靴的柱塞，柱塞头部同样装有一个摆动头，称为滑靴，可以绕柱塞球头部中心摆动。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。柱塞结构尺寸设计(1) 柱塞名义长度如图4.1，应选定下列主要参数：-柱塞行程-柱塞最小外伸长度-柱塞最小接触长度-柱塞名义长度值在结构计算中以确定，一般在围，而及值一般可按经验数据来取：

25、4.1）（4.2）而。（4.3）这里取(2) 柱塞球头直径按经验常取，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，取.(3) 柱塞均压槽往往是高压柱塞泵的柱塞表面开环形槽的压力，因为平衡的侧向压力，并改善润滑条件和储存的作用。均压槽的尺寸常取：深间距，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，还容易滑伤缸体上柱塞孔壁面。因此，目前许多高压柱塞泵中的柱塞不开设均压槽。柱塞受力分析图4.1是带有滑靴的柱塞受力图。图4.1 柱塞受力图在排油过程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力：(1)液压力（4.4）式中为泵的最大工作压力。(2)斜盘对柱塞的

26、法向力法向力N可分解为柱塞的侧向分离T及柱塞的轴向分力F,（4.5）（4.6）(3) 缸孔对柱塞的正压力为与-摩擦系数，可取。如忽略柱塞的离心力、惯性力、滑履与斜盘间的摩擦力和柱塞与缸孔的配合间隙，并假定柱塞与缸孔间的比压按直线分布，则可列出下列四个力的平衡方程式：1) ，（4.7）2) ，（4.8）3) , （4.9）(4) 由相似原理（4.10）解上列方程式可得：（4.11）令（4.12）则（4.13）（4.14）（4.15）(5) 缸孔与柱塞间的摩擦力为与（4.16）（4.17）（6）柱塞与缸孔间比压的计算：一般取柱塞外伸至最大行程位置时的最大比压作为计算比压，则（4.18）（7）柱塞与

27、缸孔间平均比功的计算：（4.19）平均比功可按下式计算：（4.20）各种缸孔及滑靴材料的许用比压、许用速度、许用比功的值，以摩擦副材料而定，可参考表4.1表4.1 滑靴材料的参数材料牌号许用比压许用滑动速度平均许用比功 30086001503200耐磨铸铁100518柱塞与缸上的摩擦变形，不宜使用不同的材料，更重要的是油温过高的泵。油在铜钢表面镀适当的厚度，以减少摩擦，不使用铜材料的软金属材料的腐蚀，也避免高温。4.2滑靴受力分析与设计4.2.1 确定滑靴结构型式滑靴结构有如图4.2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4.2滑靴结构4.2.2

28、 结构尺寸设计（1）滑靴外径斜盘上的滑靴位置，应使倾角时，互相之间应有一定的间隙，如图4.3所示。图4.3 滑靴外径的确定滑靴的外径为（4.21）一般取，这里取0.5.（2）油池直径初步计算时，可设定，这里取0.8（4.22）4.2.3 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）如果采用静压支承或最小功率损失法设计滑靴，则要求中心孔（或）对油液有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度，节流器有以下两种型式：（1）节流器采用截留管时，常以柱塞中心孔作为节流装置，如图4.2所示。根据流体力学细长孔流量q为（4.23）式中、-细长管直径、长度；-修正

29、系数。（4.24）把上式带入滑靴泄漏量公式可得整理后可得节流管尺寸为（4.25）带入数据可以求得式中a为压降系数，。当时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数，这里取0.8（2）节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔作为节流装置，如图4.11所示，根据流体力学薄壁孔流量q为（4.26）式中为流量系数，一般取。把上式带入中，（4.27）整理后可得节流孔尺寸（4.28）带入数据可以求得以上设计节流器的方法可以看出，前两个方程，节流管柱塞 - 拖鞋组合配方的粘度系数，表明油温油门效应的影响较小，但少拉长孔加工技术。实施困难。滑靴中心孔的薄壁孔的粘度系数，油的温度调节

30、效果，油压的稳定，也严重影响油门。然而，薄壁孔加工过程中更好。为防止油液中污粒堵塞节流器，节流器孔径应。高压柱塞泵已广泛应用于滑靴柱塞结构。不仅滑靴增加斜板的接触面，降低接触应力，高压流体，封油流形成薄膜之间的拖鞋和斜板，这大大降低了相对运动之间的摩擦损失，提高机械效率。这种结构能适应高压和高速的需要滑靴受力分析液压泵工作，有一组方向相仿的作用力。首先，在柱塞底部的压力图把滑靴压向斜盘，称为压紧力，另一是由滑靴面直径为的油池产生的静压力与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离。当压紧力和分离力保持平衡时，封油带上保持一层稳定的油膜，形成静压油垫，进行分析。(1)

31、分离力图4.4为柱塞结构与分离力分布图。根据流体学平面圆盘放射流动可知，油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量的表达式为（4.29）若，则（4.30）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（4.31）若，则（4.32）从上式可以看出，封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降。封油带上总的分离力可通过积分求得。图4.4滑靴结构及分离力分布如图4.4，取微环面。则封油带分离力为（4.33）油池静压分离力为（4.34）总分离力为(2) 压紧力滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力引起的，即（4.35）(3) 力平衡方程式当滑靴受力平衡时，应满足下列力的平衡方程式（4.36）即（4.37）将上

32、式带入式,得泄漏量为（4.38）除了上述的主要作用，滑靴还有其他的作用。滑靴与斜盘之间的摩擦，球窝摩擦引起的离心力带动沿滑靴的旋转斜盘切向力。这些运动中的一些滑靴产生旋转，均匀摩擦;滑靴倾销产生偏磨，破坏滑靴密封，应注意滑靴的结构设计规模。4.3 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，可以隔离和分配吸、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。配油盘设计配油盘设计主要是确定封油带尺寸、吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。(1)过渡区设计为使配油盘吸排油窗口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

33、迭型配油盘。配流盘的结构，柱塞，从高压室，低压室连接时关闭的石油将是一个瞬间膨胀的冲击压力。高，低压的影响之交严重降低质量流量脉动，造成噪音和功耗，以及周期性的冲击载荷。对泵的使用寿命有很大影响。为了防止压力冲击，我们希望，当连接到高，低压力，柱塞腔，腔压力可以平滑过渡，以避免压力冲击。(2)配油盘主要尺寸确定图4.5 配油盘主要尺寸如图4.5所示，求的配油盘主要尺寸如下：1) 配流窗口分部圆直径分布圆直径等于或者小于柱塞分布圆直径，即,然后根据下式验算其表面滑动速度：（4.39）取则（4.40）所以符合设计要求。2) 配油窗口的长度与宽度配油窗口长度至少可占其分布圆周围长度的75，即；配油窗

34、口的宽度应按自吸工况吸入液体的许可流速来计算：（4.41）式中-吸入液体许可流速，一般推荐。配流窗口外缘（4.42）（4.43）当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示于分离力计算式代入平衡方程式可得（4.44）联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺,.,故符合要求。配油盘受力分析不同类型的轴向柱塞泵的配油盘有一定的差异，但具有相同的功能和基本结构。图4.6是常用的配油盘简图。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产生的压紧力；配油窗口和风又打油膜对缸体的分离力。1-吸油盘2-排油窗3-过渡区4-减震槽5-封油带6-外封油带7-辅助支承面图4.

35、6配油盘基本构造(1) 压紧力压紧力是由于处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶上，事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，压紧力为（4.45）当有个柱塞处于排油区时，压紧力为（4.46）平均压紧力为（4.47）(2) 分离力分离力是由三个部分力组成。即外封油带分离力，封油带分离力，排油窗高压油对缸体的分离力。对于奇数泵，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。实际包角比配油盘油窗包角有所扩大，如图4.7所示。图4.7 封油带实际包角的变化当有个柱塞排油时，封油带实际包角为（4.48）当有个柱塞排油

36、时，封油带实际包角为（4.49）平均有个柱塞排油时，平均包角为（4.50）式中-柱塞间距角，;-柱塞腔通油孔包角，这里取。外封油带分离力外封油带上泄漏量是源流流动,对封油带任意半径上的压力从到积分,并以代替，可得外封油带上的分离力为（4.51）外封油带泄漏量为（4.52）封油带分离力封油带上泄漏量是汇流流动，同理可得封油带分离力为（4.53）封油带泄漏量为（4.54）排油窗分离力（4.55）配油盘总分离力总泄露量为：验算比压、比功为使配油盘的接触应力因尽量减少和缸体和油底壳之间的液体摩擦，配油盘应该有足够的承载面积。为此设置了辅助支承面。辅助支承面上开有宽度为的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支

37、承面积为（4.56）式中-辅助支承面通油槽总面积；（通油槽个数，为通油槽宽度）；、-吸、排油窗口面积根据估算：配油盘比压 P为（4.57）式中-配油盘剩余压紧力；-中心弹簧压紧力；-根据资料取；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，应验算值，即（4.58）式中为平均切线速度. （4.59）根据资料取。4.4缸体设计4.4.1 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

38、缸体主要结构尺寸的确定1) 缸体高度从图4.9中确定缸体高度为（4.60）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，这里取0.5。图4.8缸体机构尺寸图2) 缸体、外直径、与壁厚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4.8），即，壁厚初值仍由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。先取，再进行校核。缸体强度可按厚壁筒验算（4.61）式中-筒外径;-相邻柱塞的壁厚;-工作油压;-缸体材料许用应力，对：对：所以取，当缸体材料取用时符合要求。则缸体的直径（4.62 ) 缸体的外直径（4.63）

39、4.4.3 缸体的受力分析缸体轴驱动与斜盘、滑靴和中心加力装置驱动活塞，以实现吸液，力更为复杂。一个类型的液压泵配油盘是关键要素，从操作的结构上来看，希望不会发生直接接触的金属之间的滑动表面的成膜过程中。通常所说的“缸位置”的结构，依靠浮动缸体平衡，保持理想的薄膜厚度和油底壳之间，为了获得一个容积效率和机械效率，延长寿命的综合指数。因此，缸体的受力是非常重要的。缸体力的作用是：受力包括离心力活塞组和缸体的严重性;油底壳额外的压缩弹簧力，径向力（轴或圆筒外径轴承）;斜盘推力和摩擦力的推力和油底壳的摩擦。计算这些力，需要经过一个复杂的理论和数学推导，以及一些需要实验验证。缸体的强度校核一般把缸体的

40、受力，按照壁厚进行计算。设柱塞孔与缸体外圆之间的最小壁厚为、柱塞孔与缸体圆之间的最小壁厚为，柱塞孔与柱塞孔之间的最小壁厚为。计算时取三者之中的最小值作为筒壁厚，令其为，从图中可知，则厚壁筒的外径。如图4.9所示。在压力p的作用下，筒壁任一点的最大切向拉应力为（bar）（4.64）最大径向压应力为（bar）（4.65）当缸体采用塑性材料时，用第四强度理论计算应力（bar）（4.66）对40Cr（经锻打）， (bar)。式（4.66）代入数据后是，故符合条件。图4.9缸体校核图缸孔的径向变形量，按下式验算（cm）（4.67）式中-材料的弹性模数，的-泊桑系数，；-允许径向变形量，。代入数据后为（4

41、68）最后，为控制油窗孔处的油流速度，还应校核通油面积。应使通油面积满足式（4.69）式中-窗孔处的允许通流速度，m/s。从设计图中得知通油面积，符合要求。4.5斜盘力矩分析直接通过泵的变量机构的直轴轴向柱塞泵用改变斜盘的角度来改变输出流量的大小。斜盘力矩的分析将对涉及的变量机构提供了依据。下面就以偏心结构为例分析斜盘所受的各力矩。对于无偏心的结构只要令或b为零，推导出的公式仍然适用。图 4.9斜盘转轴偏心结构在以下的分析中，规定使斜盘倾角减小的力矩为正，反之为负。柱塞液压力矩泵各柱塞受液压作用力的合力平均值的合力作用点可以看成是通过球心平面3与缸体轴线2的交点。作用于斜盘转轴的力矩为（4.

42、70）式中柱塞液压平均合力为（4.71）式中-排油腔压力；-吸油腔压力；-柱塞底部液压力；作用力壁，由图4.10可知为（4.72）所以（4.73）过渡区闭死液压力矩此力矩与配油盘过渡区结构有关。(1) 具有对称正重迭型配油盘对于柱塞数为z，配油盘过渡区具有对称压缩角的泵（见图4.10）；设上下点处柱塞腔压力分别为 , ；当柱塞位于上死点过渡区时，闭死液压平均力矩为（4.74）代入数据可得当柱塞位于下死点过渡区时，闭死液压平均力矩为（4.75）同理可得闭死液压总平均力矩为（4.76） (2) 零重迭型配油盘由于无压缩角，所以图4.10（a）配油盘过渡区结构(3) 带卸载槽非对称正重迭配油盘图4.

43、10（b）配油盘过渡区结构设带卸载槽的配油盘过渡区压力角为、（见图4.11（b），则（4.77）（4.78）同理可得回程盘中心预压弹簧力矩（4.79）滑靴偏转时的摩擦力矩当斜盘改变倾斜角时，滑靴与柱塞球铰之间的相对运动产生摩擦力矩。全部球铰的平均摩擦力矩为（4.80）式中-球铰摩擦系数，。-柱塞球头半径。设力矩方向与斜盘摆动方向相反，阻止斜盘摆动。柱塞惯性力矩全部柱塞惯性力矩的平均值为（4.81）柱塞与柱塞腔的摩擦力矩与计算柱塞惯性力矩的方法相同，全部柱塞摩擦力矩的平均值为（4.82）斜盘支承摩擦力矩全部柱塞对斜盘支承的平均摩擦力矩为（4.83）式中-斜盘支承处摩擦系数（采用滚动轴承时取，采用

44、滑动轴承时取）；-斜盘支承轴半径，取2mm。该摩擦力矩与斜盘摆动方向相反，阻止斜盘摆动。斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩当斜盘摆动变化产生角加速度时，对斜盘转轴的惯性力矩为（4.84）式中-斜盘与回程盘转动惯量；-斜盘转动角加速度。斜盘自重力矩由于斜盘与回程盘的中心不在斜盘转轴上，则产生的自重力矩为（4.85）式中-斜盘与回程盘重量；-斜盘与回程盘重心到斜盘转轴的距离。综上所述，作用在斜盘上的总力矩为调节机构的负载力矩应满足下式：（4.86）4.6泵的变量机构控制变量的分类轴向柱塞泵变量机构改变摆动缸摆角的倾斜角或斜轴泵的斜盘改变输出流量的大小和方向的直轴。变型的控制模式，可分为手动和机动，电动，液压式，电液比例控制。按照变量的执行机构可分为机械，液压伺服式，液压缸，如图4.11所示。按照性能参数可分为恒功率型，恒压，恒流式（a）（b）（c）图4.11 变量执行机构变量机构的选型此次设计采用图4.11（c）式的液