688轴向柱塞泵设计

688轴向柱塞泵设计,轴向,柱塞,设计 攀枝花学院Panzhihua University本科毕业设计（论文）文献综述院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 机械制造及其自动化二班 学生姓名： 樊俊 学 号: 200310621088 2007 年 4 月 20 日本科生毕业设计（论文）文献综述评价表毕业设计（论文）题目 轴向柱塞泵设计综述名称 轴向柱塞泵设计文献综述评阅教师姓名 张勇 职称 讲师评 价 项 目 优 良 合格 不合 格综述结构 01 文献综述结构完整、符合格式规范02 能准确如实地阐述参考文献作者的论点和实验结果03 文字通顺、精练、可读性和实用性强综述内容04 反映题目所在知识领域内的新动态、新趋势、新水平、新原理、新技术等05 中、英文参考文献的类型和数量符合规定要求，格式符合规范参考文献06 围绕所选毕业设计（论文）题目搜集文献成绩综合评语：评阅教师（签字）： 年 月 日文献综述轴向柱塞泵设计1 前言本文介绍了国内外轴向柱塞泵的研制，生产情况。重点叙述了高太低噪声机电控制式轴向柱塞泵毓产品的结构特点及性能指标，并对该产品的发展前景与适用场合进行了简要的分析与展望。随着科学技术的不断发展，现代设备的自动化水平越来越高。而液压传动及控制系统以其传递功率大、控制精度高、响应速度快、易于实现机电液一体化控制等优点，被广泛应用于各行各业中。对作为液压系统动力源液压泵的要求也愈来愈高。径向柱塞泵以其工作压力高、抗冲击。寿命长、控制精度高、噪声低等优点，引起国内外液压泵生产厂家的重视和使用厂家的青睐。它被广泛应用于冶金、矿山、锻压、注塑、船舶、重型等机械设备中。2 正文21 国内外轴向柱塞泵的研制和生产现状轴向柱塞泵可分为阀配流与轴配流两大类。阀配流轴向柱塞泵存在故障率高、效率低等缺点。国际上 70、80 年代发展的轴配流轴向柱塞泵克服了阀配流配向柱塞泵的不足。由于轴向泵结构上的特点，轴配流配向柱塞泵耐冲击、寿命长、控制精度高。使其成为一种优良的高压泵，代表当今国际上液压泵制造的先进水平。但是，它技术含量高、加工制造难度大，国际上只有博世（ BOSCH）公司、沃依特（ VOITH）公司等少数几家公司能够生产。而博世公司只能生产90mL 以下规格的泵，沃依特公司只生产 110 一 250mLr 规格的泵。我国从 80 年代末 90 年代初有很多科研机构与生产厂家开始研究开发这种产品，但都没有取得实质性进展。主要因为在理论上有待深化，在实际生产中不能解决转子与配流轴、滑靴与定子两对摩擦副烧研的问题。有些生产厂家在柱塞内孔通过浇铸轴承合金等方法来克服烧研，但效果并不理想，这种办法在小排量泵中使用，虽然能够防止摩擦副烧研的问题，但泵的使用寿命不长。由我国著名的液压专家卢望研究员和材料专家闰秉均教授及其课题组经过多年研究与开发，取得了“过平衡压力补偿方法及双排轴向柱塞泵”和“一种新型高压大排量轴向柱塞泵”两项技术专利，“合金奥氏体一贝氏体球铁开发应用研究”一项国家新材料技术成果。这些技术成果的取得，使我国径向柱塞泵的研制在设计理论与材料工艺方面取得突破性进展。兰州永新科技股份有限公司以上述两项专利与一项新材料技术成果为支持，成功地开发生产的 JBP 系列机电控制式径向柱塞泵，是国家科技部“八五”攻关和国家科技部火炬计划项目。该泵在多家企业进行了 23 年的工业考核试验，性能优良。泵的技术发展一如其他产业的发展一样，是由市场需求的推动取得的。如今，历史已进入到二十一世纪，人们在以环保、电子等领域高科技发展及世界可持续发展为主所产生的巨大需求的大背景下，对于包括泵行业在内的许多行业或领域都带来了技术的飞速变革和发展。 2.2 泵的技术发展趋势产品的生命力在于市场的需求。如今的市场需求正是要求有各自的特色特点，做到与众不同；正是这一点，造就了泵产品的多元化趋势。它的多元性主要体现在泵输送介质的多样性、产品结构的差异性和运行要求的不同性等几个方面。从输送介质的多样性来看，最早泵的输送对象为单一的水及其它可流动的液体、气体或浆体到现在可输送固液混合物、气液混合物、固液气混合物，直至输送活的物体如土豆、鱼等等。不同的输送对象对于泵的内部结构要求均不同。除了输送对象对泵的结构有不同要求外，在泵的安装形式、管道布置形式、维护维修等方面对泵的内在或外在的结构提出新要求。同时，各个生产厂商，在结构的设计上又加入了各自企业的理念，更加提高了泵结构的多元化程度。基于可持续发展和环保的总体背景，泵的运行 环境对泵的设计又提出了众多的要求，如泄漏减少、噪声振动降低、可*性增加、寿命延长等等均对泵的设计提出了不同的侧重点或几个着重点并行均需考虑，也必然形成泵的多元化形式。221 泵设计水平提升与制造技术优化的有机结合进入信息时代的今天，泵的设计人员早已经利用计算机技术来进行产品的开发设计（如 CAD 的利用），大大提高了设计本身的速度，缩短了产品设计的周期。而在生产为主的制造当中，以数控技术 CAM 为代表的制造技术业已深入到泵的生产当中。但是，从目前国内的情况看，数控技术 CAM 主要应用在批量产品的生产上。对于单件或小批的生产，目前 CAM 技术尚未在泵行业当中普遍实施，单件小批的生产仍旧以传统生产设备为主。由于市场要求生产厂商的货期尽可能缩短，尤其对于特殊产品（针对用户要求生产的产品）供货周期缩短，必然要求泵的生产企业加速利用 CAM 技术，甚至是计算机集成制造系统（CIMS）、柔性制造（FMC 和 FMS）对从设计到制造模具、零件加工等各环节协调一致处理，保证一但设计完成，产品零部件的加工也是趋于同期完成，以确保缩短产品的生产周期。与此同时，除利用计算机制图外，还将在计算机这个载体上实现产品的强度分析、可*性预估和三维立体设计，将原来需要在生产中发现和解决的工艺问题和局部结构问题及装配性问题等方面提到生产前进行防范，缩短产品的试制期。222 产品的标准化与模块化在产品出现多元化的同时，泵作为通用产品，总体总量依旧巨大。在市场中，除出现技术性竞争外，产品的价格竞争尤其是通用化产品的价格竞争是必然趋势。在产品出现多元化的趋势下，要实现产品价格的竞争优势，提高产品零部件的标准化程度，实现产品零部件的模块化是必须的。在众多零部件实现模块化后，通过不同模块的组合或改变个别零件的特性，以实现产品的多元化。同时，只有当零部件标准化程度提高后才有可能基于产品的多元化基础上实际规模化的零部件生产，用以降低产品的生产成本和形成产品的价格竞争优势，也可以在产品多元化的基础上进一步地缩短产品的交货周期。223 泵内在特性的提升与追求外在特性所谓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，或者简称之为品质。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。技术人员在进行产品设计时，为提高某一产品的百分之一效率常常花费不少心思；而泵运行如果偏离设计的高效点，实际运行的效率远不止降低百分之一。现在，泵生产厂家同时为用户配套包括变频在内的控制设备及成套设备，实际上已介入到泵的外在特性的追求上了。在此基础上，再关注泵的集中控制系统，提高整个泵及泵站运行效率，则是在泵外特性的追求上更上一层楼。从销售角度看，推销产品即是在推销泵的内在特性；而关注泵的外特性则是生产厂商不仅是推销产品，而是在推销泵站（成套项目）。 从使用角度看，好的产品必定是适合运行环境的产品而非出厂检测判别的产品。224 机电一体化的进一步发展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。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。3.总结过去的十多年来，新材料和新工艺的运用是推动泵技术发展的一个主要的因素。泵用材料从铸铁到特种金属合金，从橡胶制品、陶瓷等典型非金属材料到工程塑料，在解决泵的耐腐蚀、耐磨损、耐高温等环境上都发挥了突出的作用。同时新工艺的运用，又更好地使新材料运用到泵的零部件仍至整个泵当中。如国外有些厂商已设计 并推出了全部采用工程塑料制成的泵。比用一般金属材料生产的泵在强度上毫不逊色，在耐蚀耐磨上更胜一筹。又比如利用新的表面涂覆技术和表面处理技术，同样可解决泵的抗蚀和抗磨问题。新材料的进一步发展和新工艺的运用深入，在泵领域内的应用将更加广泛。 该设计主要包括有配油盘的设计，参考资料：开路式柱塞泵第四章第 3 节 P70； 缸体的设计，参考资料：开路式柱塞泵第四章第 2 节 P67； 柱塞、滑靴的设计，参考资料：开路式柱塞泵第四章第 1 节 P63； 轴向柱塞泵尺寸总体设计，参考资料：新编液压件使用与维修技术大第三章第三节 P279；柱塞回程机构设计，参考资料：液压元件及系统设计第四章第 7 节 P73；轴向柱塞泵装配图结构，参考资料：液压与气压传动第二章第 4 节 P53。参 考 文 献1李培滋王占林主编.飞机液压传动与伺服控制 （上册）.国防工业出版社.19892曾祥荣叶文柄吴沛容编著.液压传动.国防工业出版社.19803何存兴主编.液压元件.机械工业出版社.19824张赤诚等编.液压传动.地质出版社.19865齐任贤主编.液压传动和液力传动.冶金工业出版社.19816上海煤矿机械研究所编.液压传动设计手册.上海人民出版社.19767 （日）市川常雄著.鸡西煤矿机器厂译.液压技术基本理论.煤炭工业出版社.19758 （美）HE梅里特著 .陈燕庆译.液压控制系统.科学出版社.19799成大先主编.机械设计手册.化学工业出版社.200410闻德生著.开路式柱塞泵.航空工业出版社.199811吉林工业大学等校编.工程机械液压与液力传动.机械工业出版社.197812AD 811166.1981.13马玉贵、马治武主编.新编液压件使用与维修技术大.中国建材工业出版社.199814左健民主编. 液压与气压传动.机械工业出版社.199915文怀兴主编.泵的排量设计工况及优化设计. 北京.机械工业出版社.200516成大先主编.机械设计图册.化学工业出版社.200017沙毅 闻建龙主编.泵与风机.中国科学技术大学出版社.200518陈允中 曹占文 黄红梅 邓国强等译.泵手册.中国石化出版社.200319路甬祥主编.液压气动技术手册.北京.机械工业出版社.200220张耀宸.机械加工设计手册.北京.航空工业出版社,1987攀枝花学院本科毕业设计（论文）轴向柱塞泵设计学生姓名： 樊 俊 学生学号： 200310621088 院（系）： 机电工程学院 年级专业： 03 机制 2 班 指导教师： 张勇 讲师 二七年六月攀枝花学院毕业设计 摘要摘要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行了整体的分析,对今后的发展也进行了展望.关键词: 柱塞泵,液压系统,结构型式,今后发展.攀枝花学院毕业设计 AbstractAbstractLiquids 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 indispensability 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 importantThis design filled a pump to carry on toward 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 on 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 advantage 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, will develop from now on.攀枝花学院毕业设计 目录- 1 -目 录摘 要 ABSTRACT 绪论41 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 61.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 61.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 61.2.3 排量流量与容积效率 71.2.2 扭矩与机械效率 .81.2.3 功率与效率 92 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 102.1 柱塞运动学分析102.1.1 柱塞行程 S 112.1.2 柱塞运动速度分析 v 122.1.3 柱塞运动加速度 a 132.2 滑靴运动分析 142.3 瞬时流量及脉动品质分析 152.3.1 脉动频率 152.3.2 脉动率163 柱塞受力分析与设计173.1 柱塞受力分析173.1.1 柱塞底部的液压力 17bP3.1.2 柱塞惯性力183.1.3 离心反力 18t3.1.4 斜盘反力 N 193.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力 和 201p23.1.6 摩擦力和 201fP2f3.2 柱塞设计 213.2.1 柱塞结构型式223.2.2 柱塞结构尺寸设计23攀枝花学院毕业设计 目录- 2 -3.2.3 柱塞摩擦副比压 P比功 验算23vP4 滑靴受力分析与设计254.1 滑靴受力分析 254.1.1 分离力264.1.2 压紧力 27yp4.1.3 力平衡方程式274.2 滑靴设计 284.2.1 剩余压紧力法284.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计294.3.1 滑靴结构型式294.3.2 结构尺寸设计 315 配油盘受力分析与设计 325.1 配油盘受力分析 325.1.1 压紧力 33yp5.1.2 分离力 34fp5.2 配油盘设计 355.2.1 过渡区设计355.2.2 配油盘主要尺寸确定375.2.3 验算比压 p比功 pv 386 缸体受力分析与设计406.1 缸体的稳定性406.2 缸体主要结构尺寸的确定406.2.1 通油孔分布圆半径 和面积 F 40fR6.2.2 缸体内外直径 的确定 421D26.2.3 缸体高度 H 437 柱塞回程机构设计448 斜盘力矩分析 468.1 柱塞液压力矩 461M8.2 过渡区闭死液压力矩468.2.1 具有对称正重迭型配油盘468.2.2 零重迭型配油盘478.2.3 带卸荷槽非对称正重迭型配油盘47攀枝花学院毕业设计 目录- 3 -8.3 回程盘中心预压弹簧力矩 483M8.4 滑靴偏转时的摩擦力矩 4848.5 柱塞惯性力矩 4858.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩 4968.7 斜盘支承摩擦力矩 4978.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩 5088.9 斜盘自重力矩 509M9 变量机构519.1 手动变量机构519.2 手动伺服变量机构539.3 恒功率变量机构559.4 恒流量变量机构56结论 57参考文献58致谢 59攀枝花学院毕业设计 绪论 4绪论随着工业技术的不断发展，液压传动也越来越广，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，在相同功率情况下，径向往塞泵的径向尺寸大、径向力也大，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，能用多种方式自动调节流量，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。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。这些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估量的作用。可以说没有这些这些配流方式，就没有柱塞泵。但是，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定的不足。设计中对轴向柱塞泵结构中的滑靴作了介绍，滑靴一般分为三种形式；对缸体的尺寸结构等也作了设计；对柱塞的回程结构也有介绍。柱塞式液压泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔容积实现吸油和排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸休均为圆柱形，加工方便配合精度高，密封性能好，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轴线，沿轴向按柱塞运动形式可分为轴向柱塞式和径向往塞式两大类运动，后者柱塞垂直于配油轴，沿径向运动。这两类泵既可做为液压泵用，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，或者简称之为品质。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。攀枝花学院毕业设计 绪论 5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。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。柱塞式液压泵的显著缺点是结构比较复杂，零件制造精度高，成本也高，对油液污染敏感。这些给生产、使用和维护带来一定的困难。攀枝花学院毕业设计 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数61 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主要结构如图 1.1 所示。柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底面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（xoy 面）存在一倾斜角 ，迫使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(对应 位置)开始18036180不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至上死点(对应 位置) 止。在这过程中，0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给定设计参数最大工作压力 max40PM额定流量 =100L/minQ攀枝花学院毕业设计 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数7最大流量 max20/inQL额定转速 n=1500r/min最大转速 ax3/inr1.2.1 排量流量与容积效率轴向柱塞泵排量 是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即bq2maxmax4bXFsZds= (19.50)(19.502)9p0.84(L)不计容积损失时，泵的理论流量 为tbQ2max4tbbqndsZn=0.841500=1260(L)式中 柱塞横截面积；xF柱塞外径；d柱塞最大行程；maxsZ柱塞数；传动轴转速。bn泵的理论排量 q 为（ml/r）10107.2.5.9vQnh=为了避免气蚀现象，在计算理论排量时应按下式作校核计算：13max.pqC07.2066p=式中 是常数，对进口无预压力的油泵 =5400；对进口压力为 5kgf/cm 的油pC攀枝花学院毕业设计 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数8泵 =9100，这里取 =9100 故符合要求。pCpC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。相同结构型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，对液压元件型号命名的标准中明确规定用排量作为主参数来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24bxfqdDZtgzd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fD bn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 ，该设计 max1520是通轴泵，受机构限制，取下限，即 。15gO=泵实际输出流量 为gbQ=100-3=97（ml/min）tb:式中 为柱塞泵泄漏流量。b: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 VBgbQtb=gbt97%10轴向柱塞泵容积效率一般为 =0.940.98，故符合要求。b1.2.2 扭矩与机械效率 不计摩擦损失时，泵的理论扭矩 为tbM=2btpq:6610.841.0(.)Nm=式中 为泵吸排油腔压力差。bp:考虑摩擦损失 时，实际输出扭矩 为bMgbM=gtb:6661.0.21.80(.)Nm+=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tbgb攀枝花学院毕业设计 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数961.08.9%tbtbm bg fMMh=+:1.2.3 功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率 tbN=2tbtgpQnM:6150.823()kwp=泵实际的输入功率 为r=12brbgbtmNn61502.28()0.9kwp泵实际的输出功率 为bc=3gbtbNpQgh=:631.095427()kw=定义泵的总 效率 为输出功率 与输入功率 之比，即bcbrN= 12tbcbmrtbpNMghh=:0.89.70.86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。bh攀枝花学院毕业设计 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析102 直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。2.1 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。2.1.1 柱塞行程 S图 2.1 为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。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fR位置为 ，则对应于任一旋转角 a 时，0图 2.1 柱塞运动分析攀枝花学院毕业设计 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析11cosffhRa=-所以柱塞行程 S 为1(s)stgtg-当 时，可得最大行程 为180aO=maxax2ffsRtDt=3918039()tmO=2.1.2 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(cos)shtgRtg.sinsafttdRtgauw=当 及 时， ，可得最大运动速度 为90a27in1maxmax509.2.189(/)6fRtgtgsupO=式中 为缸体旋转角速度， 。watw=2.1.3 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.sinsafttdRtg2.cosafttdRtga当 及 时， 可得最大运动加速度 为0a18cos1,max2max15089219(/)6fRtgswp=柱塞运动的行程 s速度 v加速度 与缸体转角 a 的关系如图 2.2 所示。a攀枝花学院毕业设计 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析12图 2.2 柱塞运动特征图2.2 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xoy短轴分别为长轴 23940.()cos15fRbmgO=短轴 ()fa设柱塞在缸体平面上 A 点坐标为sincofxRy如果用极坐标表示则为矢径 2221coshfxtga极角 (cos)artga滑靴在斜盘平面 内的运动角速度 为xoy h攀枝花学院毕业设计 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析1322cosinhtdaaqwg=+由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当 时， 最23h大（在短轴位置）为maxcoshwg=15026(/)radspO=当 时， 最小（在长轴位置）为0ahmin150cs2cos152(/)6radspO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的时间。因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度，即7(/)0ap radsw=2.3 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 2sintiztftQFRtga式中 为柱塞横截面积， 。zF4zzd泵柱塞数为 9，柱塞角距（相邻柱塞间夹角）为 ，位于20.79Z排油区的柱塞数为 ，那么参与排油的各柱塞瞬时流量为0Z123sin()i2tzftzfQFRtgatwq=+0sin(1)tzfQFRtgaZ泵的瞬时流量为120ttttzQ 攀枝花学院毕业设计 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析140100sin(1)siZzftzfFRgaiZt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 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 。oZ当 时，取 = ，由泵的流量公式可得瞬时流量为0aZo1952+=cos2intzfaZQFRtg当 时，取 ，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为2aZ012Z3cos2intzfaZQFRtg攀枝花学院毕业设计 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析15当 a=0 时，可得瞬时流量的最小值为Z2min12sintzfQFRtgZ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 maxinttpQd-=这样，就可以进行流量脉动品质分析。2.3.1 脉动频率 当 Z=9，即为奇数时150294()6fnZHz=2.3.2 脉动率当 Z=9，即为奇数时.()0.26%2494tgtgZppd=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13ZZ（%）6 13.408 7.6110 4.8912 3.4114 2.6116 1.92攀枝花学院毕业设计 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析16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，但由于制造工艺上10%10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。攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计173 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，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。3.1 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 bP柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力 为bP236max(01)40125()4bdp N-=式中 为泵最大工作压力。maxP3.1.2 柱塞惯性力 B攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计18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BP2cos10()zBzfGPmaRtgNw=- =-式中 为柱塞和滑靴的总质量。zmG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和 时，惯性力最大值为0a18 223max0.6150191543()6ZBfGPRtgtgNwp- O=3.1.3 离心反力 t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ta通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为tP243907()15ZtztfGPmaRNgtwO=3.1.4 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0Tcos12560cos123()inin50PNTNgO=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bPT 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 和1p2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1p2于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。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。fp123.1.6 摩擦力 和1fPf柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力 为fp攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计1912()(01582)0.1592.()fPpf N=+=式中 为摩擦系数，常取 =0.050.12，这里取 0.1。f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1p20y12sin0tNp0zM12021 12cos33bszztfplldpl fdflg-=-+-=式中 柱塞最小接触长度，根据经验 = ，这里取0l 0l(.52)d:= =78mm；0l2d柱塞名义长度，根据经验 = ，这里取l l(2.73)d:= =117mm；0l3d柱塞重心至球心距离， =tl tl0285.620.4m-=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。2l根据相似原理有1max022pl又有 1ax0()l2m2zzpd所以 0122()l将式 代入 求解接触长度 。为简化计算，012()lp12sin0tNp2l力矩方程中离心力 相对很小可以忽略，得tP2 20026436784783.19785.6()11260.zlfdl m-=攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计20将式 代入 可得2012()lp12cos0bsNfpp1 20(sin)1()1txPplg=+-3(570si5.)20.1().57kNO+=322 20in710sin83()()(8.6)txNPlgO+=-将以上两式代入 可得0221 12033zztlldplpffpl-+-=1560.78.57()cosincossinbBtPfN KNjgOO+=-式中 为结构参数。2202()(785.6)11.78xxllj-+=-3.2 柱塞设计3.2.1 柱塞结构型式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：点接触式柱塞，如图 3.2（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。 线接触式柱塞，如图 3.2（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。pv攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计21 带滑靴的柱塞，如图 3.2（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。（a） ( b ) ( c )图 3.2 柱塞结构型式 图 3.3 封闭薄壁柱塞从图 3.2 可见，三种型式的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。因此，采用何种型式的柱塞要从工况条件性能要求整体结构等多方面权衡利弊，合理选择。航空液压泵通常采用图 3.3 所式的封闭壁结构。这种结构不仅有足够的刚度，而且重量减轻 10%20%。剩余无效容积也没有增加。但这种结构工艺比较攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计22复杂，需要用电子束焊接。3.2.2 柱塞结构尺寸设计 柱塞直径 及柱塞分布塞直径ZdfD柱塞直径 柱塞分布塞直径 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ZdfD0.75f由此可得 93.82.fxDmdp=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 3.1 所m示。Z 7 9 11m 3.1 3.9 4.5表 3.1当泵的理论流量 和转速 根据使用工况条件选定之后，根据流量公式可得fbQbn柱塞直径 为Zd3420.3tbZQdmzgp=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 20mm.Z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xd fD241.953tbfxDdmdgZnp= 柱塞名义长度 l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：0l20bpMa(1.48)zd:3025zl因此，柱塞名义长度 应满足：l0maxinlsl+攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计23式中 柱塞最大行程；maxs柱塞最小外伸长度，一般取 。inl min0.27.8zld=根据经验数据，柱塞名义长度常取：20bpMa(.35)zl:324zd这里取 317ldm= 柱塞球头直径按经验常取 ，如图 3.4 所示。1(0.8)zd:图 3.4 柱塞尺寸图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 。dl(0.45)dzld=:0.519.dzlm= 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=0.30.7mm；间距t=210mm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。3.2.3 柱塞摩擦副比压 P比功 验算vP攀枝花学院毕业设计 3 柱塞受力分析与设计24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31max20.123094zpMpapadl-=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axv3max19.504.6150.5/8/fvRtgtgmsvswO-=由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 为maxpv1max220.51./60./fzpvRtgMspvasdl=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v定，可参考表 3.2。材料牌号 许用比压 p（Mpa ）许用滑动速度 v（ m/s）许用比功 pv（Mpa.m/s）ZQAL94 30 8 60ZQSn101 15 3 20球磨铸铁 10 5 18表 3.2 材料性能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。攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计254 滑靴受力分析与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0d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，0d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。4.1 滑靴受力分析液压泵工作时，作用于滑靴上有一组方向相反的力。一是柱塞底部液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yp1D力 与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力 ，二者力图使滑靴与斜盘分离开，1fp 2fp称为分离 。当压紧力与分离力相平衡时，封油带上将保持一层稳定的油膜，f形成静压油垫。下面对这组力进行分析。4.1.1 分离力 f图 111 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漏量 q 的表达式为312()6pqRln若 ，则0zp3126pqRln式中 为封油带油膜厚度。封油带上半径为 的任仪点压力分布式为r211ln()rRrpP若 ，则0zp攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计2621lnrRp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。fp图 4.1 滑靴结构及分离力分布如图 4.1，取微环面 ，则封油带分离力 为2rd2fp2 221111()lnRfrpdRP油池静压分离力 为1fp攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计27211fpR总分离力 为fp225112()(41)0.61()lnlnfffRpKN-=+=4.1.2 压紧力 yp滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 引起的，即bp215603()cos4cosbyzdKNgO=4.1.3 力平衡方程式当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式 yfp221()4coslnbzRdP即 211l()coszbpR将上式代入式 中，得泄漏量为3126qln32333272610.1.0(91)(/min)()cos(4)cos5bzpdq LR pmg- O=- 除了上述主要力之外，滑靴上还作用有其他的力。如滑靴与斜盘间的摩擦力，由滑靴质量引起的离心力，球铰摩擦力，带动滑靴沿斜盘旋转的切向力等。这些力有的使滑靴产生自转，有利于均匀摩擦；有的可能使滑靴倾倒而产生偏磨，并破坏了滑靴的密封，应该在滑靴结构尺寸设计中予以注意。攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计284.2 滑靴设计滑靴设计常用剩余压紧力法。4.2.1 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0d 0d作用。静压油池压力 与柱塞底部压力 相等，即1pbp= b将上式代入式 中，可得滑靴分离力为211ln()coszbRdp22611(41)01253.()lnlnbpNR设剩余压紧力 ，则压紧系数yfp，这里取 0.1。0.5.1yp:滑靴力平衡方程式即为(1)(.)32.79()fy N用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为 0.0080.01mm 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。4.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计4.3.1 滑靴结构型式滑靴结构有如图 4.2 所示的几种型式。图中（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。攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计29图 4.2（a）图中（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 4.2（b）图中（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攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计30液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。图 4.2（c） 滑靴结构型式 4.3.2 结构尺寸设计 下面以简单型滑靴为例，介绍主要结构尺寸的选择和计算。 滑靴外径 2D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04.3 所示。滑靴外径 为22sin39sin0.24()fDmZ一般取 s=0.21，这里取 0.2。 油池直径 初步计算时，可设定 ，这里取 0.8.120.68:2.43.2 中心孔 及长度0d0l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0d加工工艺性能，取攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计31（或 ）=0.81.5mm 0d0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 ）0d0对油液有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度 。节流器有0.1.2m:以下两种型式： /图 4.3 滑靴外径 的确定2D（a） 节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔 作为节流装置，如图 4.1 所0d示。根据流体力学细长孔流量 q 为 401()28bplK式中 细长管直径长度；0dlK修正系数；0164xRdKl1602.xd0.65xdR.80.x攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计32把上式代入滑靴泄漏量公式 可得3126pqRln43012()86lnbdpK整理后可得节流管尺寸为代入数据可以求得430216lnbdapRl=1 0dm08l式中 为压降系数， 。当 时，油膜具有最大刚度，承载能力a1bpa2.673最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 =0.80.9，这里取a0.8。（b） 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔 作为节流装置，如图 4.1 所示。0d根据流体力学薄壁孔流量 q 为201()4bgCpr式中 C 为流量系数，一般取 C=0.60.7。把上式代入 中，有3126pqRln2 30 112()46lnbdpgCpRr整理后可得节流孔尺寸代入数据可以求得32021.lnbadpRgCr0m以上提供了设计节流器的方法。从上两式中可以看出，采用节流管的柱塞滑靴组合，公式中无粘度系数 ，说明油温对节流效果影响较小，但细长孔的攀枝花学院毕业设计 4 滑靴受力分析与设计33加工工艺性较差，实现起来有困难。采用滑靴中心孔为薄壁孔节流，受粘度系数 的影响，油温对节流效果影响较大，油膜稳定性也要差些。但薄壁孔加工工艺性较好。为防止油液中污粒堵塞节