斜盘轴向柱塞泵设计

斜盘轴向柱塞泵设计,轴向,柱塞,设计 斜盘式轴向柱塞泵设计摘要现代液压传动中，柱塞泵是使用最广的液压动力元件之一，其性能好坏是影响液压系统工作性能的关键。相对于日益提高的高压、大流量、高功率密度、高集成度、多样的控制形式等要求，我国的柱塞泵设计和制造已远远落后于世界先进水平。本论文在详细分析国内外轴向柱塞泵结构类型及其特点的基础上，设计了一种斜盘式轴向柱塞泵，结构紧凑合理、变量控制灵活多样、集成性好。完成斜盘式轴向柱塞泵总装图及主要零件图，并利用三维软件Pro/E进行三维建模，用UG完成指定零件加工仿真及数控编程。对今后进行轴向柱塞泵的研究和设计具有较高的参考价值。关键词：斜盘式轴向柱塞泵；加工仿真；UG AbstractModern hydraulic transmission, piston pump is the most widely used in hydraulic components, its performance is one of the hydraulic system is the effect of the key work performance. Relative to the rising high pressure, big flow, high power density, high level of integration, various control requirements, our form of piston pump design and manufacturing has lags behind the world advanced level.This thesis on detailed analysis of domestic and international axial piston pump structure based on the types and characteristics, design a kind of swash-plate axial piston pump, compact structure, variable control agile diversity, integration. Complete swash-plate axial piston pump assembly figure and main parts graph, and using three-dimensional software Pro/E 3-d modeling, complete with UG designated parts processing simulation and CNC programming. In axial piston pump research and design is of high reference value.Keywords: swash-plate axial piston pump; Machining simulation; UG目 录摘要2Abstract3第1章 前言11.1课题背景11.2液压技术发展历史11.3 课题提出的意义21.4 国内外研究开发水平及发展趋势2第2章 斜盘式轴向柱塞泵设计方案52.1 液压泵的原理与分类52.1.1液压泵的传动和工作原理52.1.2 液压泵的分类62.2 斜盘式轴向柱塞泵主体设计方案的确定62.2.1 斜盘式轴向柱塞泵的的基本分类及其特点62.2.2主体设计方案的确定82.3 斜盘式轴向柱塞泵的性能参数82.3.1 压力p（单位Pa）82.3.2 排量和流量82.3.3 功率和效率92.4斜盘式轴向柱塞泵的工作原理10第3章 斜盘式轴向柱塞泵基本设计及计算133.1斜盘泵柱塞回程机构的基本设计133.2整体基本结构选定143.3柱塞泵的主要技术指标及设计计算153.3.1柱塞泵主要参数153.3.2柱塞的直径、行程及理论与实际排量的计算153.3.3配流盘的设计计算163.3.4滑靴的设计计算243.3.5泵的容积效率分析263.3.6缸体计算和柱塞强度计算273.3.7定心弹簧计算313.3.8传动轴计算323.3.9轴承（7008C）寿命计算中心323.3.10手动变量机耕的设计计算333.4泵的噪音来源与改进353.4.1 噪音来源分类353.4.2 摩擦副的影响因素373.4.3零件材料的选择393.4.4 引发摩擦副噪声的原因393.4.5 怎样减小摩擦来降低噪声40第四章 零部件的加工仿真414.1NX CAM简介414.2 CAM与CAD关系414.3 NX6.0 CAM编程步骤424.3.1创建几何体434.3.2创建方法434.3.3创建刀具444.3.4创建程序454.3.5创建操作454.4 NX6.0 CAM后处理464.5零件加工仿真实例题464.5.1泵外壳型腔铣加工464.5.2泵体法兰的孔加工48总 结51参考文献52致 谢5354第1章 前言1.1课题背景随着科学技术的高速发展，液压传动在航空航天、起重机械、矿山机械和船舶等各个领域中，都得到了日益广泛的应用。作为液压系统中应用最广泛的动力元件，斜盘式轴向柱塞泵是整个液压系统的核心。提高斜盘式轴向柱塞泵的性能、寿命和可靠性，是改善液压系统工作性能的关键。当前，斜盘式轴向柱塞泵的发展趋势是：高压、大流量、低噪声、高功率密度、高集成度、多样的控制形式以及优良的动态性能。例如：由于大型液压挖掘机每单位土石方费用远低于中小型挖掘机，因此得到迅速发展，相应地对斜盘式轴向柱塞泵的高压、高速和大流量要求就日益提高，而且为达到节能等要求，还需要斜盘式轴向柱塞泵的变量机构能够进行灵活、可靠的控制。在容积式斜盘式轴向柱塞泵中，现在只有柱塞泵是能够同时实现上述要求的最理想的斜盘式轴向柱塞泵。相对于当前的应用需求和前景，我国的柱塞泵设计和制造技术40年来却鲜有变化，结构老化、控制方法单一，已远远落后于国外的先进水平。按所搜集的统计资料来看，尽管进口斜盘式轴向柱塞泵价格不菲，却由于性能优良、可靠性高，占据了我国一半以上的市场份额。研制我们自己的高性能柱塞泵，不仅本身具有巨大的市场前景，而且对改变国外产品一统天下的现状，提高我国工程机械从整机到零部件的国产化率，降低我国工程机械的制造成本并提高其在国际市场上的竞争力，都有着深远的意义。1.2液压技术发展历史液压技术应用开始于十八世纪末，它是随着流体力学理论的发展而建立起来的一门新技术。早在公元前250年，希腊的著名学者阿基米德就发表了“论浮体”的论文。其后发展缓慢，直到公元1612年意大利著名科学家伽利略发表了“潜体的沉浮原理”，1643年托里西里导出了孔口出流公式，1650年帕斯卡发现了压力传递原理。1686年牛顿提出了粘性流体的内磨擦定律才为流体力学的进一步发展奠定了新的基础。此后，十八世纪中叶，丹尼尔-伯努利发现了流动液体的能量守恒定律。十九世纪初纳维一斯托克斯建立了粘性流体的运动方程、泊肃叶进行了管内液体流动实验雷诺提出了两种流态：层流和紊流。二十世纪伯拉修测定管内液流磨擦系数，詹尼分析水击现象的体质，普朗特进行边界层流的研究等，使液体力学有了很大的发展，成为许多门学科的基础理论。 液压技术的发展、应用和完善主要是在近几十年。很早以前人们就己经利用流体来驱动简单的机械。水压机是工业上第一次应用液压传动技术。随着各种液压元件的研制、发明液压技术进入了一个广泛应用、快速发展的阶段。近年来，为了适应各种场合的需要，液压技术己逐步形成为一门有着广泛的应用领域和发展比较完善的应用科学。1.3 课题提出的意义当今国内的工业社会，尚处于发展阶段，所以中、重型工业占主导地位。而液压传动因其自身独特的特点被大量应用于各中、重型业中。斜盘式轴向柱塞泵作为液压传动的一个主要动力结构，自然对其的需求量很大。CY14-1型轴向柱塞泵是目前国内使用较多的一类斜盘式轴向柱塞泵。因其市场广阔，所以对其有开发研究有着不错的前景。首先广泛收集和查阅柱塞泵的相关资料，并进行详细分析和归纳总结，以确定所设计柱塞泵的基本结构类型；再利用液压系统设计手册和柱塞泵设计相关参考资料等对柱塞泵进行具体的结构尺寸设计本次设计。对CY14-1型泵的设计，就是从加工工艺方面，提高性能来着手，以提高公司泵的质量，提高市场竞争力。1.4 国内外研究开发水平及发展趋势 机械传动、电气传动、液压传动及气压传动是目前工业中最常用的几种传动方式。而液压传动因其工作压力高、传输功率与执行机构的重量比较大、可以无级变速等特点，现在被广泛地应用于各种工程机械之中。而液压传动中一个很重要的能量转化元件斜盘式轴向柱塞泵，更是应用之广泛。邵阳维克液压有限责任公司是全国最大产量的轴向柱塞泵公司，去年的泵的销售额达七八千万，并不断的提高，今年预计销售额达到近一亿。可见现在工业市场对于泵的需求量是相当大的。但是，每年返回三包的泵的数量也不少，公司泵的在三包服务在一年以内。而国外的进口泵（主要以美国和德国为主），一般三包时间都在三四年以内，有的甚至更长。这也就是，为什么进口泵能够在价格上高于国内价格的几倍，甚至十倍的原因所在。另外在外型上来讲，进口泵更加美观、更加轻巧便利。因此，在国内，对于泵的改进是必需的，而且还有相当长的路要走。同行业中，北京华德液压由于引进了德国进口低噪音和高性能泵技术，在泵的生产及销售中跑到了前面，他们生产的泵虽然价格昂贵，但是以低噪音、高性能以及外表美观而著称1。在国外，美国PVB轻型高性能泵与西德的CY系列低噪音及高性能泵，处在世界领先地位，我们国内的很多液压厂家，都各自的引进了相关的技术，发展生产。但由于技术力量的薄弱，在质量与外观上，缺乏竞争力。据了解，现在国内有很多私营企业，宁愿花高价从国外购置高价的进口泵，也不愿意尝试国内的“本土泵”。所以，国内泵的发展趋势就是低噪、轻型及高性能。谁能更快更早的掌握这种技术，谁就能在同行业中拥有最强的竞争力，最广的市场，最高的利润。液压传动的高压、大流量趋势，使柱塞泵尤其是轴向柱塞泵的应用日益广泛。轴向柱塞泵主要分为斜盘式和斜轴式两大类。两种类型的泵各有所长，从上世纪初先后出现以来，就相互竞争，各自都在不断改进和发展。目前世界上生产斜轴泵的公司主要有三家：德国力士乐(Rcxroth)公司、林德(Linde)公司和瑞典的VOAC公司。如上所述，斜轴泵由于其结构上的缺点和限制，排量在250mlr以下的变量泵正逐步丧失竞争优势，但大排量泵还非其莫属。如力士乐公司生产的A7V系列泵，排量可达1000mlr。至于斜盘泵，目前世界上则有多家公司生产。其中比较著名的有美国伊顿(Eaton)公司、丹尼逊(Denison)公司、德国的力士乐公司、林德公司等。斜盘式轴向柱塞泵由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对运动副都采用了静压支承，具有结构紧凑、零件少、工艺性好、成本低、体积小、重量轻等优点，从而得到了迅速发展。轴向柱塞泵是高技术含量的液压元件，结构、品种繁多，制造工艺复杂，在当今许多液压元件结构发展相对稳定的情况下，轴向柱塞泵的结构、材料、变量控制方式等方面却仍在继续发展。目前，关于轴向柱塞泵的研究主要集中在两方面。其一是关于滑靴和斜盘之间、配流盘和缸体之间这两对关键摩擦副的研究。一方面从材料入手，改变材料成份或其表面处理方式，以提高材料的耐磨性和减小摩擦副的摩擦、磨损。另一方面利用静压支承原理对摩擦副处进行分析，对斜盘或配流盘的结构进行改进以期改善其润滑状态，减小振动，降低噪声。例如：我国兰州理工大学的那成烈教授对斜盘式轴向柱塞泵的配流原理进行了改进和创新，并且在此基础上研究出了于1994年获国家发明专利的“低噪声轴向柱塞泵的配流盘”，通过设置配流盘的错配角以及采用不同的减振槽形状等，可以同时减弱或消除配流过程中的液压冲击和气蚀现象，并能使柱塞油缸预升、预卸压力梯度极值的绝对值最小。其二是变量控制方式的研究。由于电液比例阀制造成本低，对液压油污染不敏感，使用可靠，维护简单，已在大部分领域取代了电液伺服阀。由电液比例阀控制的变量泵以及由它们组成的液压系统完美地体现了电子信息技术和液压技术的结合。如：图1-1所示的Rexroth公司生产的DFE电路闭环控制柱塞泵。该泵靠两个单作用的柱塞3和4驱动斜盘，即相当于一个双作用变量柱塞驱动斜盘。斜盘1位置由一个螺旋角传感器7感应以检测泵的排量，实时系统压力值由一个压力传感器感应，而电液比例控制阀阀芯9的位置由位置传感器6感应。响应控制器将斜盘位置及压力实际值与输入命令值相比较后形成反馈信号，再根据反馈信号改变螺线管8的电流大小以改变阀芯9的位置，从而改变泵的输出流量以及系统压力，使其趋于输入命令值。这种控制能满足复杂的工作要求，不但快速、准确，而且可靠性高。该泵集传感器、放大器、电液比例阀于一身，比较典型地反映了轴向柱塞泵与电子技术的结合。图1-1 Rexroth公司生产的DFE电路闭环控制柱塞泵第2章 斜盘式轴向柱塞泵设计方案2.1 液压泵的原理与分类2.1.1液压泵的传动和工作原理液压传动原理：液压传动技术的发展与流体力学的理论研究有着密切的关系，液压传动技术的工作原理就是流体力学中的一个原理，称为巴斯噶原理。巴斯噶原理。内容如下：(1)作用在密封容器中的静止液体的一部分上的压力，以相等的压力传递到液体的所有部分(2)压力总是垂直作用于液体内的任意表面的(3)液体中各点的压力在所有的方向上都相反液压泵是液压系统的主要元件，同时也是液压传动一个不可缺少的能量转换装置。斜盘式轴向柱塞泵是将原动机的机械能转换成工作液体的压力能，在液压系统中，斜盘式轴向柱塞泵作为动力源提供液压传动所需的流量和压力。它的工作原理是：靠密封的工作容积发生变化而进行工作，属于容积式泵。斜盘式轴向柱塞泵的工作原理如图2-1所示：1-缸体 2-偏心轮 3-柱塞 4-弹簧 5-吸油阀 6-排油阀 A-偏心轮下死点 B偏心轮上死点图2-1 斜盘式轴向柱塞泵的工作原理图该泵体由缸体1、偏心轮2、柱塞3、弹簧4、吸油阀5和排油阀6等组成。缸体1固定不动；柱塞3和柱塞孔之间有良好的密封，而且可以在柱塞孔中作茧自缚轴向运动；弹簧4总是使柱塞顶在偏心轮2上。吸油阀5的右端（即斜盘式轴向柱塞泵的进口）与油箱相通，左端与缸体内的柱塞孔相通，左端（即斜盘式轴向柱塞泵的出口）与液压系统相连。当柱塞处偏心轮的下死点A时，柱塞底部的密封容积最小；当偏心轮按图示方向（顺时针）旋转时，柱塞不断外伸，密封容积不断扩大，形成真空，油箱中的油在大气压的作用下，推开吸油阀内的钢球而进入密封容积，这就是泵的吸油过程，此时排油阀内的钢球在弹簧的作用下，将出口关闭；当偏心轮转至上死点B点时，柱塞但出缸体最长，柱塞底部的容积最大，吸油过程结束。偏心轮继续旋转，柱塞不断压缩，密封容积不断缩小，其内的油液受压，吸油阀关闭，并打开排油阀，将油液排到斜盘式轴向柱塞泵出口，输入液压系统；当偏心轮转至下死点A与柱塞接触时，柱塞底部密封容积最小，排油过程结束。偏心轮不断的旋转，就能让斜盘式轴向柱塞泵不断进行吸油与排油的动作，从而为液压系统提供所需的流量与压力2。通过上述的工作过程的分析,可以得出所有斜盘式轴向柱塞泵工作的必要条件：(1)吸油腔与压油腔要互相分隔开，并且有良好的密封性。当柱塞上移时，排油阀6以右为吸油腔，以左为压油腔，两腔由排油阀隔开；当柱塞下移时，吸油阀5以左为压油腔，以右为吸油腔，两腔由吸油阀5隔开。(2)由吸油阀容积扩大吸入液体；靠压油腔容积缩小排出（相同体积的）液体。即靠“容积变化”进行工作。(3)吸油腔容积扩大到极限位置后，先要与吸油腔切断，然后再转移到压油腔中来；压油腔容积缩小到极限位置后，先要与压油腔切断，然后再转移到吸油腔中来。2.1.2 液压泵的分类按液压泵中主要运动构件的形状和运动方式来分，有齿轮泵、螺杆泵、叶片泵、轴向柱塞泵、径向柱塞泵等类型。本论文主要研究讨论CY14-1型轴向柱塞泵。2.2 斜盘式轴向柱塞泵主体设计方案的确定斜盘式轴向柱塞泵自1902年出现以来，至今其结构形式和变量控制方式仍处在不断研究和发展之中。本节旨在分析归纳其基本结构类型，以确定所设计斜盘泵的主体结构方案。2.2.1 斜盘式轴向柱塞泵的的基本分类及其特点斜盘式轴向柱塞泵按其缸体的支承方式不同可分为两大类：轴承支承缸体的非通轴式和轴支承缸体的通轴式。图2-2所示即为轴承支承缸体的非通轴式轴向柱塞泵的结构图。传动轴8不穿过斜盘，悬臂带动缸体转动。其优点是：斜盘作用在柱塞上侧向力的合力，通过大轴承的中心平面，使大轴承作为缸体的支点，柱塞上的侧向力对缸体不产生倾复力矩，泵的传动轴只传递扭矩而不传递弯矩，有效地保证了缸体和配流盘之间接触良好。但传动轴悬臂布置，刚度有所降低，而且还需装置一个转子轴承以支承缸体，同时传动轴另外一端封闭，不能带辅助泵，不能用于闭式回路液压系统，也不利于提高液压泵的集成化。图2-1 通轴式轴向柱塞泵结构图2-2所示为通轴式轴向柱塞泵。采用通轴结构，传动轴穿过斜盘，两端支承，提高了泵轴的刚度，缸体靠传动轴支承定位，省去了转子轴承，不仅有利于提高转速，以满足大输油率的要求，而且还能在另一端设置辅助泵，适应了现在液压系统集成化的要求。另外，通轴式柱塞泵可以采用大小不同的两个活塞实现变量控制，控制方式灵活多样，便于控制件的集成。其缺点是：传动轴支承缸体，不仅要传递扭矩，而且要承受柱塞侧向力所产生的弯矩，因此不易保证泵在高压时，缸体和配油盘能够接触良好。图2-2 通轴式轴向柱塞泵结构2.2.2主体设计方案的确定综合分析两种结构的斜盘式轴向柱塞泵，考虑通轴式轴向柱塞泵适用范围的局限性，以及现在液压系统对集成化的要求日益提高，最后确定本次设计的主体结构方案采用非通轴式轴向柱塞泵结构。至于由采用这种结构而导致的缸体和配油盘不易保证良好接触的缺点可以在后续设计中通过其它结构措施予以考虑修正。2.3 斜盘式轴向柱塞泵的性能参数2.3.1 压力p（单位Pa）(1)吸入压力：泵进口的压力。(2)额定压力：在正常工作条件下，按试验标准连续运转的最高压力。(3)最高允许压力：按试验标准规定，超过额定压力允许短暂运行的最高压力。(4)工作压力：泵实际工作的压力。在实际工作中，泵的压力是随负载而定的。2.3.2 排量和流量(1)排量V：泵每转一弧度，由几何尺寸计算而得到的排出液体的体积，称为泵的排量（m3/rad 或ml/rad）(2)泵的理论流量qt：在不考虑泄漏的情况下，泵在单位时间内排出的液体体积，称为泵的理论流量。设泵的角速度为(rad/s)转速为n(r/min),则qt =V (m3/s) (2.1a)或 qt = 2nV/60 (m3/s) (2.1b)(3)泵的瞬时流量qsh：每一瞬时的流量，称为泵的瞬时流量(m3/s)。一般指泵的瞬时理论流量。(4)实际流量q：泵工作时实际排出流量，称为泵的实际流量。它等于泵的理论流量qt减去泄漏、压缩等损失的流量q(m3/s)，即q = qt - q (m3/s) (2.2)通常称为容积损失，它与工作油的粘度、泵的密封性及工作压力等因素有关，如图2-3所示34。(5)额定流量qn：泵在额定压力和额定转速下输出的实际流量，称为泵的额定流量（m3/s）。2.3.3 功率和效率(1)理论输入功率Prt：用理论流量qt (m3/s)与泵的进出口压差p（N/ m3）乘积来表示，即Prt = qt p （Nm/s） (2.3) 图2-3 泵的流量q与工作压力p的关系(2)实际输入功率Pr：实际驱动泵轴所需的机械功率，称为泵的实际输入功率。设实际输入转矩为T（Nm），输入角速度为（1/s）转速为n（r/min），则Pr = T （Nm/s） （2.4a）或 Pr = 2nT/60 （Nm/s） （2.4b）(3)理论输出功率Pt：用理论流量qt与泵的进出口压力差p的乘积来表示，即Pt = qt p （Nm/s） （2.5）(4)实际输出功率P：用实际流量q与泵的进出口压力差的乘积来表示，即P = q p （Nm/s） （2.6）(5)容积效率v：泵经过容积损失（q）后的实际输出功率与理论功率之比，称为容积效率，即v = P / Pt = q p / qt p = q / qt = 1 - q / qt （2.7a）或 q = qtv （2.7b）(6)机械效率m：泵的理论输出功率与实输出功率之比,称为泵的机械效率,即m = Pt / Pr = qt p / Pr （2.8）m与相对运动零件间和零体与流体间的摩擦损失有关。(7)总机械效率：泵的实际输出功率与实际输入功率之比，称为总机械效率，即 = P/ Pr = q p / Pr = qtv p / Pr = qt（v p / Pr）= vm （2.9）由上式可知，泵的总效率等于其容积效率和机械效率的乘积。泵的容积效率v、机械效率m、总效率、理论流量qt、实际流量q和实际输入功率Pr与工作压力p的关系曲线如图2-4所示。这种性能曲线是对应一定品种的工作液体、某一转速和某一温度下作出的。由图可知，容积效率v（实际流量q）随压力增高而减小；机械效率m开始时迅速上升，而后变缓；总效率始于零，且有一个最大值5。总上所述及介绍，本设计的斜盘式轴向柱塞泵，其主要技术参数：额定压力：31.5MPa；额定转速：1500r/min；公称排量：63mL/r；变量形式：手动。2.4斜盘式轴向柱塞泵的工作原理斜轴式机构是一种容积式设备, 缸体内柱塞的排列与驱动轴成某一角度。因此成为“斜轴式”。对于CY14-1型轴向柱塞泵来说，它的工作原理与本章开头所讲类似，但由于其结构的特殊性，其工作原理也有其特性。CY14-1型轴向柱塞泵是采用配油盘配油，缸体旋转（与以上缸体不动相反）的轴向柱塞泵。由于滑靴与变量头之间，配油盘与缸体之间采用了液压静力平衡结构，因而与其它类型的泵相比较，它具有结构简单、体积小、效率高、寿命长、重量轻，自吸能力强等优点。此类型的泵，更换马达配油盘后，还可以作液压马达使用。 图2-4 泵的性能曲线下面就CY14-1型轴向柱塞泵工作原理与以上所讲的斜盘式轴向柱塞泵对照说明一下。如图2-5所示，CY14-1型轴向柱塞泵同样也有缸体、柱塞、吸油口、排油口，另外还有传动轴、配油盘、变量头、滑靴等结构。此泵，缸体不是固定不动的，而是在电机带动传动轴转动，传动轴再通过花键与缸体配合，带动缸体旋转因为滑靴紧贴着变量头，所以柱塞不被拉伸和压缩，柱塞底部的密封容积就能不断变化，由于大气压力的作用使得吸油口（通过一条吸油管与油箱相连）从油箱吸油和把吸入的液压油排出泵体送入液压系统7。 对比一下以上泵的工作原理， CY14-1型轴向柱塞泵的优点比较实出, 在国内有很广阔的市场。 图2-5 斜轴式轴向柱塞泵工作原理简图 第3章 斜盘式轴向柱塞泵基本设计及计算3.1斜盘泵柱塞回程机构的基本设计在斜盘式轴向柱塞泵的吸入行程中，柱塞移向缸外，使其底腔因容积增大而形成负压以吸入油液。为使柱塞不因吸入力作用而脱离斜盘，需要有一个与吸入力作用方向相反的压紧力使其紧贴斜盘表面，比较常用的有以下两种方法： 图3-1 图3-2图3-1所示为在每一个柱塞腔底部都设置一根回程弹簧，缺陷在于缸体每转一周，弹簧就要被压紧放松一次，在长期交变应力的作用下容易引起弹簧的疲劳失效，一旦失效还可能造成柱塞卡死于腔内。图3-2所示结构则只在传动轴上用一个中心加力弹簧，通过压盘(回程盘)将滑靴顶在斜盘表面，该弹簧预压力还同时使配油盘和缸体之间保持预封。只要吸入力不超出设计范围，中心弹簧就不会压紧。图3-1和图图3-2所示结构中所采用的都是这种设计。由上分析可见，图3-2所示只用一个中心加力弹簧的方案，结构简单而且利于延长弹簧寿命，所以确定为本次设计方案。3.2整体基本结构选定通过上述对于柱塞泵结构设计的分析，在经过对多种方案的筛选后，基本确定了所设计斜盘式轴向柱塞泵的整体结构，泵基本结构如图3-3所示。其中变量控制机构部分的结构设计采用手动，如图3-4所示图3-3柱塞泵整基本结构图3-4 手动控制变量机构3.3柱塞泵的主要技术指标及设计计算液压泵的主要参数，是指其泵轴单转的理论排量(或称为理论容积常数)、工作转速、以及额定压力与峰值压力等，是进行泵结构尺寸设计的依据。本节将根据有关资料和公式确定斜盘式柱塞泵设计的主要技术指标和参数。3.3.1柱塞泵主要参数根据市场需求和我国的应用现状，确定所设计柱塞泵的主要技术指标如下：设计一斜盘式轴向柱塞泵，其主要技术参数：额定压力：31.5MPa；额定转速：1500r/min；公称排量：63mL/r；变量形式：手动。3.3.2柱塞的直径、行程及理论与实际排量的计算柱塞的运动原理见图3-5，当柱塞沿斜盘每一周，完成一次吸压油过程。 图3-5柱塞运动原理图 取柱塞直径d=22毫米，柱塞分布圆半径R=60毫米，斜盘的最大摆角=18。则柱塞的最大行程 Lmax=2RtgCost=260tg18Cos180=37.6毫米柱塞相对于缸体的最大速度 Vmax= RtgSint =60104.5tg18Sin90 =1970毫米/秒=1.98米/秒柱塞运动的最大加速度 amax=R2tgCost =60104.5tg18Cos0=210000毫米/秒2=210米/秒2泵的每转理论排量 q=Lmax z =63.25mL/r 理论流量 Qo=253升/分实际流量 Q=Qonv=236升/分传动功率 N=138千瓦传动扭矩 M=102=102=134公斤力/米3.3.3配流盘的设计计算1 设计方法的选择配流盘过去是采用剩余压紧力设计法，由于剩余压紧力很大，配流盘与缸体间不能形成必要的油膜厚度，压力每超过20MPa，往往引起烧盘。现改用间歇注油的油膜挤压效应设计法，即从高压腔向配流盘辅助支承面上的压力平衡油槽（见图36）间歇注油，在注油期间使配流盘和缸体间形成0。03毫米左右的油膜厚度。而在不注油的停油周期内，则利用已形成的油膜的挤压效应，来承受缸体的剩余压紧力，并使油膜挤薄到不小于0。01毫米以前，进行下一次注油。这样，就可以保持缸体和配流盘间始终在0.010.03毫米油膜厚度范围内浮动，从而实现该磨擦副的纯液体磨擦。这就有可能挫根本上解决烧盘现象，提高泵的工作寿命。图3-6配流盘结构示意图 1.吸油腔 2.压油腔 3.压力角平衡油槽 4.阻尼槽 5.通油孔2 配流盘的受力分析（1）在三个柱塞压油时的压紧力与推开力压紧力F压=3P=9110公斤力推开力F推=-P=-式中R4R3压油腔外密封带的外、内半经 R2R1压油腔内密封带的外、内半经C考虑压油腔包角及一个柱塞刚跨入压油腔时的包角和=132+12=144的修正系数，此时C=0.8。压紧系数m=F压/F推=1.12剩余压紧力F=9110-8100=1010公斤力(2)在四个柱塞压油时的压张力与推动力 F压=9110=12100公斤力 F推=F推=8100=10600公斤力式中C考虑当四个柱塞进入压油区时的最大包角=4柱塞压油窗口包角+3柱塞压油窗口间的包角=436+315.4=190的修正系数,此时C=1.05。压紧系数m=1.14剩余压紧力F剩=12100-10600=1500公斤力(3)平均剩余压紧力平均剩余压紧系数m均=1.13平均剩余压紧力F剩、均=1250公斤力3压力平衡油槽的计算上述剩余压紧力，用在辅助支承面上开设压力平衡油槽来实现液体静压平衡。为了使大专生产销同槽所产生的推开力的合力作用点，尽可能能接近缸体紧力的合力作用点，该槽宜尽量接近配流高低压腔间的中心线；又考虑到原辅助支承面的宽度较窄，故压力平衡油槽做成细长的月牙形。采取试算法，取压油侧两压力平衡油槽的包角各为60，共为120，并取槽宽为3.0毫米，槽两侧密封带宽度各为4.0毫米，同时油进入压力平衡油槽前经过阻尼槽产生压降，取压降系数=0.25，则压力平衡油槽及其两侧密封所产生的推开力为F推= - P= - 3200.25 =945公斤力此推开力接近于在三个柱塞压同时的剩余压紧力(1010公斤力)，基本上达到了静压平衡，因而上列尺寸选择是合适的。须要说明的是，这里致所以取与三个柱塞压油工况的剩余压紧力相平衡。是因为向压力平衡油槽注油期间，有三分之二是处在三个柱塞压油工况。4 阻尼槽及其他尺寸的决定设在注油期间希望形成的油膜厚度为0。03毫米（理由见“最佳油膜厚度分析”一节），为了保证这个油膜厚度的形成，高压油进入压力平衡油槽前，必须有适当的阻尼。为简化工艺。预防堵塞，采用在配流盘上开设60三角形断面的阻尼槽。现计算阻尼槽的尺寸。通过阻尼槽的流量为Q= 式中b、L三角阻尼槽的边宽和长度； p、pS泵的工作压力和压力平衡油槽中的压力；油的动力粘态；Cp考虑阻尼槽层流起始段效应的修正系数。 从一侧压力平衡油槽排出的流量为Q= + =PS式中 C1一侧压力平衡油槽包角（60），以弧度计，C1=1.05K1= +=39.2按流量连续性原理，Q=Q1。两式联立整理后可得 =令Ps/P=（称为降压系数），在设计压力平衡油槽时已经选定等于0.25;并已选取注油期间形成的油膜厚度=0.03毫米,代入上式,即可求得 Cq =174毫米-3 为了决定阻尼槽尺寸和b,必先求出修正系数Cq。该值与阻尼槽中液流雷诺数Re有关，或与修正雷诺数Se有关，按实验总结的经验公式1，对60三角阻尼槽Cq=14.27+0.3936Se而 Se=()Re Re=中式 X三角阻尼槽过流断面湿润， X=3b； h三角阻尼槽的平均高度； 阻尼槽中的平均流速； 油的运动粘度。因此 Se= = 而上式通过阻尼槽的流量 Q= = =24.8103毫米3/秒 所以 Se=取单侧阻尼槽长度L=40毫米,相应包角=28，则 Se=1120/40=28故得 Cq=14.7+0.93628=25由此可求得阻尼槽的边宽S=(CqL/174)1/4=(540/174)1/4=5.31/4=1.54毫米取单侧阻尼槽长L=40毫米(包角28)，边宽b=1.5毫米。为了在注油期间通过阻尼槽向压力平衡油槽注入高压油，从高压腔打斜孔至配油盘表面，此通油孔无须阻尼，取直径为2.0毫米，孔边缘距阻尼槽边缘为1.0毫米。在缸体底面打盲孔21个，在圆周上均匀分布（见图3-7），当盲孔转到与配流盘上通油孔重合时，高压油方能进入阻尼槽，是为注油期间；当不重合时，是为停油期间。盲孔直径应能同时盖住通油孔和阻尼槽，此处取为6.0毫米，盲孔深度亦取为6.0毫米。盲孔的中心线应位于M=78.0毫米处。 图3-7缸体盲孔位置图为了适应双向工作的需要，配流盘吸油腔一侧的尺寸，按压油侧对称处理。为使高低压侧的压力平衡油槽不接通，间隙包角为4。5 挤压后的油膜厚度验算在注油期间通过阻尼槽和压力平衡油槽的油流形成的初始油膜厚度0=0.03毫米，在停止注油间将会受到压薄，我们希望压薄后的油漠厚度能0.01毫米左右，其值按下公式计算： 1= 2FtR84-R54-2R8R5(R82-R52) 式中 F停油期间配油盘承受的平均剩余压紧力，前已算得F=F剩、均=1250公斤力。油的动力粘度。考虑到当泵入口油温50时，配流盘磨擦到处的油约为70左右。30#油在70时的粘度=1510-8公斤力秒/厘米。t停油周期，即压紧力的作用时间。考虑到此泵转速较低，取每转注油21次。即为柱塞的三倍，则t=2.910-3秒将已知数据代入上式，得 =1.110-3厘米=0.011毫米可见,缸体与配流盘间的油膜厚度将波动在0.0110.03毫米左右。但实际上，当泵在冲击载荷下工作，在超负荷下工作，在高温（高于50）下工作，在卸荷工况下工作，都仍然会产生缸体与配流盘的接触，仍会有一定的磨损，因此选用耐磨的磨擦副材料是必要的。6 最佳油膜厚度的分析配流盘处按漏损功率损失与磨擦功率损失之和为最小时求得的油膜厚度，称为最佳油膜厚度。其计算公式为4。 佳=1/41/2式中 p泵的工作压力，p=320公斤力/厘米2 泵的旋转角速度，=104.5弧度/秒 油的动力粘度，30#油70时=1510-8公斤力秒/厘米2 压降系数，=0.25 C油腔包角修正系数，C=0.8K1=+=39.2K2=+=23.5K3=R84-R14-C（R34-R24）=6180将以上数据代入上式。得佳=1/41/2 =2.810-3厘米=0.028毫米此值在0.0110.03毫米范围内，说明实际工作的油膜厚度与最佳值是接近的。7 推开力及合力作用点的计算以下计算均按四个柱塞进入压油区的最大值来考虑。（1） 推开力 前已算得压油腔及其密封带的推开力为 F腔=8987公斤力压力平衡油槽及密封带的推开力为F 槽=811公斤力总推开力F推=F腔+F槽=8987+811=9798公斤力（2） 推开力绕中心线的力矩 F腔所产生的力矩按下式1计算M腔= - P = - 320=48800公斤力厘米F槽所产生的力矩为M槽= - P= - 3200.25=1690公斤力厘米总推力绕中线的力矩 M推M腔+M槽=48844+1690=50490公斤力厘米（3）总推力合力作用点距中心线距离L推=4.4厘米=44毫米8吸压油腔中的最大流速计算 V=274厘米/秒=2.74米/秒式中 R2、R3吸、压油腔的内、外半径1吸或压油腔的包角，1=1322吸或压油腔中加强筋所占包角，2=12吸或压油腔两端的曲率半径，=7毫米Q吸或压油的最大流量，Q=250升/分以上算出的最大平衡流速V=2.74米/秒，在一般的推荐值（23米/秒）的范围内。9 封油角及节流孔计算为了减少缸体孔中的油从低压转向高压时（从高压转向低压时也一样）所引起的压力冲击，降低泵的噪音，将配流量相对于斜盘沿泵的旋转方向偏转一角度=6，并在高、低压腔的过渡区开一节流孔，其直径为dA。（见图3-8）图3-8配流量封油角及节流孔位置图图中MM为斜盘的中心线。NN为配流盘的中心线。A为节流孔。B为设想的缸体进油孔，当B孔从对称于MM中心线的位置转到与压出腔接通的位置的过程中，在B孔中的油，一方面由于预压缩而使压力升高，另一方面由于泵体压出腔的油亦通过节流孔A进入B腔使压力升高。当两者压力升高的总和等于压出腔的压力时，冲击引起的噪音将会最小。首先来计算预压缩使柱塞腔内的压力升高值P1，设柱塞直径d=35毫米，柱塞分布圆半径M=58毫米，液压油的压缩系数=610-5厘米2/公斤力，根据计算，柱塞腔内存油体积V=60厘米3，斜盘摆角=18，则当B孔转到与压出腔刚接通，亦即转过1=12时，预压缩使柱塞腔内的压力角升高值 p1=110公斤力/厘米2但当B腔转过=12的过程中.同时又有压出腔的高压油经过阻尼孔向B腔充油，使B腔压力升高p2当B腔与压出腔刚一接通时，压出腔的压力p压应满足下条件，则冲击最小。即p压=p1+p2由于降低噪音的效果只能对应某一工作压力，考虑至此泵目前多数使用单位使用的工作压力在200320公斤力/厘米2之间，此处取p压=250公斤力/厘米2作为消除噪音的设计最佳点。由此得p2=p压+p1=250-110=140公斤力/厘米2按以上要求来决定节流孔的大小。令通过节流孔的瞬时流量为dQ，B腔中的瞬时压力为p，节流孔的面积f，流量系数为C，完成预压缩全过程所需的时间为t。油的压缩系数为油密度为，柱塞孔中的存油体积为V。则 p2=为了简化计算，设B腔中压力p随时间t的变化呈线性关系，即p=p压将此代入上式并积分得p2=t0式中 t0=0.002秒以p2公斤力/厘米2，p压=250公斤力/厘米2，=610-5厘米2/公斤力，=9010-8公斤力秒2/厘米4，V=60厘米3，C=0.7855，代入上式，求得节流孔的面积 f=0.021厘米2 直径 dA=0.16厘米(取dA=1.5毫米)。3.3.4滑靴的设计计算1设计方法及改进措施本设计仍按剩余压紧力设计法，但考虑到过去的滑靴处磨擦副易于产生磨损和咬死现象，为提高寿命和工作可靠性，设计时采取以下改进措施：(1)低压紧系数，尽可能减小剩余压紧力。在斜盘摆角=0时，使压紧系数为1或稍小于1。(2)减小密封带宽度，以便在密封带下面的液体压力场得到充分伸展，避免油流不畅 导致反推力的减小和润滑条件的恶化。(3)增加辅助支承面的面积，以减小接触比压。(4)适当放大柱塞头部和滑靴中心的通油孔直径，使其不起阻尼（节流）作用。因为在采用剩余压紧力设计法中，这种阻尼作用是无益的。(5)采用耐磨性较好的磨擦副材料。2.靴密封带的计算图3-9滑靴结构示意图 1.外辅助支承 2.通油孔 3.卸荷槽4.密封带 5.连通槽 6.内辅助支承取密封带外径为38.2毫米，内径为31.8毫米(见图3-9)。则滑靴底面产生的液压推开力的轴向分量为：F推=（）2pcos=（）2320cos =3080 cos当=0时，F推=3080公斤力当=18时，F推=3080con18=2930公斤力 柱塞产生的液压压紧力 F压=p=320=3080公斤力 因此，在=0时的压紧系数 MO=1.00剩余压紧力 F剩=F压- F推=3080-3080=0在=18时的压紧系数MO=1.05剩余压紧力 F剩=3080-2930=150公斤力事实由于弹簧力的存在,在在=0时,每个柱塞仍受有=17.3公斤力的压紧力,不会脱开。在=18时，除存在如前述的5%的剩余压紧力外，尚有柱塞因离心而产生的轴向磨擦力、柱塞运动的惯性力，以及柱塞因受径向力而产生的轴向磨擦力。这些力都使柱塞产生附加压紧力，其数值占柱塞压紧力的百分比，可按下式估算：=+0.03=+0.034%式中 G 柱塞及滑靴的重量， G = 0.8公斤。 R 柱塞分布圆半径， R= 58 毫米。 缸体旋转速度， = 104.5弧度/秒。这样，在=18 时的实际剩余压紧力，约占柱塞压紧力的9%，即M=1.09，其绝对值为277公斤力。3.辅助支承面的设计为尽可能减小接触比压，设计中尽可能啬辅助支承面的面积。为此，在密封带内侧加工二道环辅助支承面。在外侧加一道环状辅助支承面，它们之间则留有宽为1.0毫米的连通槽，为防止辅支承面起密封带作用，每一环状支承带必须有一处断开（见图3-9）。现验算滑靴底面的最大接触比压。辅助支承面及密封带的面积共有A= 4（4.92-4.022+3.822-3.182+2.982-2.02+1.82-1.02）=15.2厘米2 在=18 时，按剩余压紧力占9%的最大接触比压为 p=18公斤力/厘米2滑靴中心的圆周线速度V=6.1米/秒。因此,pv=186.1=110公斤力米/秒厘米2 此值稍大于ZQAL9-4青铜的许用pv=100公斤力米/秒厘米24.通油孔直径的确定为使通油孔不产生阻尼作用，取柱塞头部通油孔直径为3.0毫米（原为1.5），滑靴中心通油孔直径为1.5毫米（原为1.0）；滑靴选用ZQAL9-4青铜，斜盘止推板选用QT600-3球铁，过去的实践表明，这对磨擦副材料具有较好的耐磨性。3.3.5泵的容积效率分析采用在缸体和配流盘间形成一定油膜厚度的设计方法，就会带来一定的泄漏。但这种泄漏还会引起容积效率的显著降低，却有利于降低泵的温升，有利于提高泵的机械效率和总效率，有利于减少磨损和提高泵的工作寿命。现对此容积效率估算如下：1.配流盘压油腔处的泄漏流量按平均油膜厚度为0.02毫米，在进口油温为50，戌流盘摩擦副处油温为70，30#液压油的动力粘度=1510-8公斤力秒/厘米2，可得泄漏流量。 q1=Ck2P=0.823.5320=84厘米3/秒2.压力平衡油槽处的泄漏流量 q1=2C1k2P=21.0539.23200.25=51.0厘米3/秒 式中 C1=1.05，k1=39.2，均系取自以前的计算结果。t0缸体每转一圈21个盲孔向压力平衡油槽注油的总计时间，经计算得t0=31.410-3T秒。3.辅助支承面的挤压泄漏流量 q3=（R83-R52）=（8.427.32）=37.2厘米3/秒式中 dt停油周期。前已算得dt=2.910-3秒,d被挤出的油膜厚度，d=0.003-0.001=0.002厘米4.柱塞处的泄漏流量柱塞直径d=35毫米，柱塞在缸孔内的平均密封长度L=103毫米，配合间隙为0.035毫米，考虑当进口油温为50时，柱塞磨擦副处油温为70，30#油的粘度为=1510-8公斤力秒/厘米2；又因柱塞受径向力在缸孔内系偏心放置，则按个柱塞的总泄漏流量为： q4= 2.5p=3.52.5320=8.9厘米3/秒5.滑靴处的泄漏流量由于采用剩余压紧力设计法，理论上的泄漏流量为零。实际上滑靴底面和球窝处总有少量泄漏，但难以估算。此处忽略不计。6.泵的总泄漏流量及容积效率总泄漏流量q=q1+q2+q3+q4=84+51+37.2+8.9=181.1厘米3/秒=10.86升/分泵的容积效率nv=1-=1-=1-0.043=0.957=95.7%考虑到由于滑靴处和配流盘背面总会有一些漏损，因此按容积效率为95%计。3.3.6缸体计算和柱塞强度计算1.缸体柱塞孔窗口的流速验算设柱塞孔窗口的内、外半径为R1、R2，窗口的包角0=36，柱塞直径D=35毫米柱塞运动的。最大速度前已算得Vmax=1.97米/秒，则窗口处的最大流速：Umax=395厘米/秒=3.95米/秒窗口的平均流速： Umax=130厘米/秒=1.30米/秒以上数值在一般推荐值的范围以内。2.缸体稳定性计算缸体在四个柱塞或三个柱塞压油时，其压紧力的全力大小和作用点是变化的，现分别计算其合力作用点的位置轨迹（见图3-10）。当OtJ时，为四个柱塞压油，其合力对y轴的力矩为：My=4px=pRcost+Rcos（t+）+ Rcos（t+）+ Rcos（t+） 图3-10 缸体稳定计算图化简得合力作用点沿X轴的坐标 x=（0.4979Cost-2.19069Sint） (3-1)同理可得合力作用点沿y轴坐标 y=（00.49979Sint+2.19069Cost） (32) 当t时，为三个柱塞压油，其合力作用点沿X轴的坐标为x=（1.40074Cost-1.75677Sint） (3-3) 合力作用点沿y轴坐标为 y= （1.40074Sint+1.75677Cost） (3-4)令t=0和t=7代入式（31）和式（32），可得四柱塞压油时合力作用点O1和O2的坐标O1 O2 令t=和t=代入式(33)和式（34），可得三柱塞压油合力作用点O和O的坐标 O3 O4 这样，柱塞对缸体的合力作用点如图3-11中的箭头呈“8”字形变化，其平均值B2点位于y轴上。OB=3