斜盘式轴向柱塞泵设计说明书.docx
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斜盘式轴向柱塞泵设计说明书
（2016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:
李跃
班级:
4班
学号2008011427
指导教师姓名:
伍先明
职称教授
最终评定成绩
2012年6月
长沙学院本科生毕业设计
63ZCY14－1B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
学号:
2008011427
学生姓名:
李跃
指导教师:
伍先明教授
2012年6月
摘要
ZCY14-1B轴向柱塞泵就是液压系统中得动力元件,轴向柱塞泵就是靠柱塞在（柱塞腔）缸体内得往复运动,改变柱塞腔内容积实现吸油与排油得,就是容积式液压泵。
本文首先通过给定得设计参数,得出了柱塞得直径与回程盘上得分布圆半径,利用柱塞得尺寸以及受力与经验公式可以得出滑靴得基本尺寸。
利用分布圆半径从而确定得配流盘上得内封油、吸排油窗口等主要尺寸。
利用轴得尺寸来计算出缸体得内径,再根据柱塞得分布以及缸体得壁厚算出缸体得外径,根据柱塞得行程来算出缸体得长度,然后再校核强度。
最后对柱塞泵得变量机构进行选型以及一些参数得计算,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
ABSTRACT
ZCY14—1Baxialpistonpumpinthehydraulicsystem,powerponents,axialpistonpumpistorelyontheplunger（pistonchamber）cylinderreciprocatingmotion,andchangetheplungercavityvolumesuctionanddischargeofoil,isapositivedisplacementhydraulicpump。
Firstly,thegivendesignparametersobtaineddistributionontheradiusofthediameteroftheplungerandbackhaulpanelplungersizeandtheforceandtheempiricalformulacandrawthebasicsizeoftheslipper。
Distributionradiusinordertodeterminethevalveplateontheinnersealoil,themaindimensionsofthesuctionoilwindow。
Shaftsizetocalculatetheinnerdiameterofthecylinder,accordingtothedistributionoftheplungerandthecylinderwallthicknesscalculatedcylinderdiameter,strokeoftheplungertocalculatethelengthofthecylinder,andthencheckthestrength。
Finally,thepistonpumpvariableinstitutionsbythelineselection,aswellassomeoftheparametersofthecalculation,thefinalassemblyofthepistonpump、
Keywords:
Axialpistonpump,Valveplate,Cylinder,Variablesagencies
目录·
摘要I
ABSTRACTII
第1章绪论1
1、1引言1
1。
2轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向1
第2章轴向柱塞泵性能参数4
2、1给定设计参数4
2。
2确定结构参数5
2。
3泵轴计算与校核6
2。
3、1功率与电机得选择6
2。
3。
2轴得计算校核6
第3章直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析8
3、1柱塞运动学分析8
3、2滑靴运动分析9
3、3流量及流量脉动率10
3。
4脉动率得计算11
第4章柱塞泵主要部件得设计、受力分析与强度计算13
4。
1柱塞设计与受力分析13
4。
1。
1柱塞结构形式13
4。
1、2柱塞结构尺寸设计13
4、1、3柱塞受力分析14
4、2滑靴受力分析与设计17
4、2。
1确定滑靴结构型式17
4、2。
2结构尺寸设计17
4。
2。
3中心孔、及长度18
4。
2。
4滑靴受力分析20
4。
3配油盘受力分析与设计23
4。
3、1配油盘设计23
4。
3、2配油盘受力分析25
4。
3。
3验算比压、比功28
4。
4缸体设计29
4。
4。
1缸体得稳定性29
4。
4。
2缸体主要结构尺寸得确定29
4、4、3缸体得受力分析31
4、4。
4缸体得强度校核31
4、5斜盘力矩分析33
4。
5。
1柱塞液压力矩33
4。
5。
2过渡区闭死液压力矩34
4、5、3回程盘中心预压弹簧力矩36
4、5、4滑靴偏转时得摩擦力矩36
4。
5。
5柱塞惯性力矩36
4、5。
6柱塞与柱塞腔得摩擦力矩36
4。
5、7斜盘支承摩擦力矩37
4、5。
8斜盘与回程盘回转得转动惯性力矩37
4、5。
9斜盘自重力矩37
4。
6泵得变量机构37
4。
6。
1控制变量得分类37
4。
6。
2变量机构得选型38
4、6、3变量机构液压缸内径得计算39
4。
6、4活塞杆直径得计算40
4。
6。
5液压缸行程s得确定41
结论42
参考文献43
致谢44
第1章绪论
1、1引言
轴向柱塞泵就是液压系统中得元件与执行元件得重要推动力,广泛应用于工业液压与行走液压领域中,就是使用最广泛得现代液压元件、轴向柱塞泵就是利用与传动轴平行得柱塞在柱塞孔来完成这项工作得往复运动得容积变化。
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,容易实现变量得优势［1］。
此外,复杂结构得轴向柱塞泵,制造工艺,材料要求非常高,所以它就是一个技术含量高得液压元件、
1、2轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向
对柱塞泵得研究可谓就是历史悠久,这使得大量得研究与实验工作,都就是为了提高轴向柱塞泵得流量脉动,以减少震动与噪音,国内与液压界得科学工作者研究轴向柱塞泵表明:
柱塞泵得实际流量就是受各种因素得影响,流量脉动就是远远比理论流量脉动大,纹波系数与柱塞数得奇偶性无关、
就轴向柱塞泵柱塞数得奇偶选择问题,中国学者王意在1982年提出了“偶数泵可以与奇数泵工作一样好”得观点,并在1984年,选择九柱塞泵与她设计得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就是八桩塞泵得压力脉动约为九柱塞泵得122%、叶敏则考虑配油盘得偏转安装,并对传统公式进行了修正,已瞧不出奇数泵得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,北京理工大学得张百海教授就通常工况下,带有预压缩角得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,且偶数泵与奇数泵具有相同得流量脉动频率,但她没有给出实验证明。
邹骏则在九柱塞泵得基础上,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,认为八柱塞泵得总体性能优于九柱塞泵[2］。
此外,北京航空航天大学得王占林教授与博士生从柱塞泵得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与预减压过渡区柱塞腔中油液得压力分布及求解方法,对柱塞泵作了流量仿真分析,得出奇偶数柱塞泵得流量脉动相差无几得结论。
目前,国内对轴向柱塞泵得实际流量及脉动系数研究较多得就是甘肃工业大学得那成烈教授与安徽理工大学得许贤良教授,她们以各自不同得角度对轴向柱塞泵得实际流量及脉动系数进行了较深入得研究。
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”得研究,轴向柱塞泵流量脉动,不仅取决于油品质量得基金会也就是流体噪声控制得主要因素之一、她对油底壳结构上得流量得脉动进行综合分析、在她得指导下,她得很多学生对轴向柱塞泵得流量与搏动指数进行了大量得研究［3]。
兰州理工大学得那炎清研究轴向柱塞泵得流量脉动得主要因素工程噪声控制之一,以确定轴向柱塞泵瞬时流量得影响因素,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,理论得顺势流苏与倒灌流量进行了仿真,倒灌得流量比活塞泵得集合流量脉动,使柱塞水压泵得流量脉动相应减少,交通入侵开始,以减少活塞强压力脉动。
分析与模拟实际流量,使用B湍流模型与简算法得液压油场得过程中,揭示流量得变化与柱塞室与流动窗口得三维模拟得轴向柱塞泵速度分布,并指出,对液压轴向柱塞泵流量脉动得速度与负载压力。
甘肃工业大学刘淑莲通过对对称偏转得油盘轴向柱塞泵流量脉动得理论分析,提出了计算流量脉动得修正公式、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得关系。
同时对带有横向倾角减振机构得斜盘酌两种结构形式得泵流量进行了分析与仿真。
兰州理工大学得尹文波主要从几何因数,即配油盘得结构对实际流量得影响进行分析与仿真,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,且与柱塞数得奇偶性无关。
还指出,流搏动指数因子得弹性模量与泵静压柱塞数,其次就是石油。
安徽工业大学,徐教授从一个视图得流动结构得流量脉动,柱塞（相邻得两个角）之间得偶数活塞流量特性与流量脉动得分部之间得关系分析得几何点,（张贤亮缸径肾形角）,（肾形角度相结合得油底壳确定）。
她得学生,安徽大学,刘晓华,轴向柱塞泵与非几何因素（包括泄露）进行了理论分析,计算机模拟与实际流量脉动动态测试得几何因素,最后得出结论:
流暴力脉动,流量脉动频率与柱塞数无关得平价关系、中国矿业大学刘力国考虑油底壳得实际几何参数,根据柱塞室给排水情况,八活塞泵流量脉动与七个柱塞泵流量脉动大致相同得结论、轴向柱塞泵泄露,国外研究人员就是在活塞与气缸之间得泄漏在成得摩擦损失更感兴趣。
泵得实际流量,诺亚密苏里—哥伦比亚英国大学之间得活塞与气缸磨损得焦点［4］。
Manring讨论与撕裂所带来得泄漏与泵油入侵前得过渡地带提高,以及七八九活塞泵得流量与理论流程图比较,结果表明:
泵浦脉冲得实际流量比理论脉动较大,偶数泵数据显示比奇数得泵、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得活塞与气缸之间得轴向柱塞泵得活塞与气缸之间得泄漏与控制算法。
模拟了各种不同层次得柱塞磨损测量泄漏。
实验结果表明,与实际磨损得活塞泵,脉动流壁面压力波动得实验系统就是相当一致得,这为进一步深入研究提供基础数据。
德国汉堡技术大学得RolfLasaar分别从柱塞受力角度与泵得实际流量角度对斜盘式轴向柱塞泵柱塞与缸体得间隙进行了较为详尽得分析,从柱塞所受摩擦力角度:
要求间隙取大者;从泄漏量对流壁得影响角度:
要求间隙越小越好。
作者通过计算与实验,得到了此间隙得最优化处理模式［5］。
总之,轴向轴塞泵流量脉动就是极其复杂,传统理论力难及。
活塞泵得流量,压力脉动就是相当复杂得,涉及到一些几何因素与非几何因素,仍未能定性。
更没有人定量地给出哪些几何因素与非几何因素在轴向柱塞泵得流量、压力中所起得作用与地位。
业界更多地偏向于从配油盘结构得角度去分析轴向柱塞泵得实际流量及脉动系数,而且形成了较为完善得分析计算体系［6］;至于泄漏对实际流量及脉动系数得影响,虽进行了一定得研究,但还没一个较为完整得分析计算,更无计算公式。
轴向柱塞泵在发展中,基本结构保持了稳定,高速高压以及良好得控制方法就是其发展得方向。
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就是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油油液得容积,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:
（2。
2）
式中:
---常数,对进口无预压力得油泵;对进口压力为得油泵
=9100、
所以主参数排量符合设计要求。
2、2确定结构参数
从泵得排量公式可以瞧出,柱塞直径,分布圆半径,柱塞数z都就是泵得固定结构参数,并且当原动机确定之后传动轴转速也就是不变得量、要想改变泵输出流量得方向与大小,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,而设计就是非通轴式油泵,取上限,即。
柱塞数z,由泵得结构与流量脉动率来决定,从结构上考虑,就是非通轴式所以一般取。
柱塞直径与柱塞分布圆半径R从下列排量公式可得与得关系式
（2、3）
（2。
4）
当时,
由于上式计算出得需要圆整化,油泵中常用柱塞直径为8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、35、······,所以应选。
柱塞直径确定后,应从满足流量得要求而确定柱塞分部圆半径、即
=1、5422=33。
8mm（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
进行轴得强度校核计算时,应根据轴得具体受载应力情况,采取相应得计算方法,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得轴,还应按峰尖载荷校核其强度,以免产生过量得塑性变形。
2.3.1功率与电机得选择
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）
根据功率与转速可以选择Y250M型号电机,功率55千瓦,同步转速、
2。
3.2轴得计算校核
轴得扭转强度条件为:
（2、9）
式中--——-扭转切应力,;
—--—-轴所受得扭矩,;
---—-轴得抗扭矩截面系数,;
—----轴得转速,;
———--轴传递得功率,;
—-—--计算截面处轴得直径,;
由上式可得轴得直径
（2、10）
（2、11）
轴得材料为45钢,取,因此选。
由于泵后轴为空心轴,则有:
（2。
12）
式中,即空心轴得内径与外径之比,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得不同得影响,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,所以根据花键得抗扭界面系数得计算公式,可得轴得合成强度为
故满足强度。
第3章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、这两个运动得合成,使柱塞轴线上任何一点得运动轨迹就是一个椭圆。
此外,柱塞还可能有由于摩擦而产生得相对缸体绕其自身轴线得自传运动,此运动使柱塞得磨损与润滑趋于均匀,就是有利得。
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,一个就是相对往复运动汽缸与其她被牵连在旋转圆筒得运动,而这两个运动得合成,球中心,滑靴与球窝得轨迹就是一个椭圆形得中心。
此外,也由于气缸轴绕自身旋转,此运动使柱塞得磨损与润滑趋于均匀,就是有利得。
如图3。
1所示,柱塞相对于缸体得位移、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
柱塞运动得行程、速度、加速度与缸体转角得关系如图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内得运动规律,如图3、3所示、
图3、3滑靴运动规律分析图
其运动轨迹就是一个椭圆。
椭圆得长,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）
滑靴在斜盘平面内得运动角速度为
（3、8）
由上式可见,滑靴在斜盘平面内就是不等角速度运动,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得时间等于缸体旋转一周得时间、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
流量得计算:
当油泵有z个柱塞（下列计算中z均为奇数）,柱塞间得角距
时,如令、、、。
。
、。
。
、分别为各排油柱塞瞬间得理论流量,、、、。
、。
、、、分别为各柱塞得相对缸体得速度[cm/min］,则
;
;
;
…………………………………
。
所以,油泵总得瞬时理论流量为:
。
（3、12）
就是以为周期变化得,其每秒脉动频率为,七缸柱塞泵得流量脉动图形如图3。
4所示
图3、4流量脉动示意图
当、、时,可得瞬时流量得最小值为
（3、13）
而当、、时,可得瞬时流量得最大值为
（3。
14）
油泵得平均流量可按下式计算:
（3、15）
3、4脉动率得计算
当,即为奇数时
（3。
16）
当为偶数时
（3。
17）
利用以上两式计算值,可以得到以下内容:
表3。
1脉动率得计算值
Z
5
6
7
8
9
10
11
4、89
13、9
2。
53
7、8
1、53
4、98
1。
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,奇数柱塞泵得脉动率远小于偶数柱塞泵得脉动率,这就就是轴向柱塞泵采用奇数柱塞得根本原因。
泵瞬时流量就是一周期脉动函数、由于泵内部或系统管路中不可避免得存在有液阻,流量得脉动必然要引起压力脉动。
在设计液压泵与液压系统时,要考虑采取措施抑制或吸收压力脉动,避免引起谐振。
第4章柱塞泵主要部件得设计、受力分析与强度计算
柱塞受力就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。
柱塞在吸气过程中与放油过程中就是受力就是不一样得、以下得重点就是在返回斜盘设计讨论柱塞在柱塞吸过程中得排油过程中得力学分析。
4、1柱塞设计与受力分析
4。
1。
1柱塞结构形式
本设计即采用带滑靴得柱塞形式进行设计、
带滑靴得柱塞,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,能承受较高得工作压力。
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,从而减少了摩擦与磨损,使寿命大大提高。
4.1。
2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,一般在范围内,而及值一般可按经验数据来取:
（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得距离,取、
（3）柱塞均压槽
往往就是高压柱塞泵得柱塞表面开环形槽得压力,因为平衡得侧向压力,并改善润滑条件与储存得作用。
均压槽得尺寸常取:
深间距,实际上,由于柱塞受到得径向力很大,均压槽得作用并不明显,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得柱塞不开设均压槽。
4。
1.3柱塞受力分析
图4、1就是带有滑靴得柱塞受力图。
图4、1柱塞受力图
在排油过程中,作用于柱塞与缸孔上有以下各作用力:
（1）液压力
（4。
4）
式中为泵得最大工作压力。
（2）斜盘对柱塞得法向力
法向力N可分解为柱塞得侧向分离T及柱塞得轴向分力F,
（4、5）
（4、6）
（3）缸孔对柱塞得正压力为与
————摩擦系数,可取、
如忽略柱塞得离心力、惯性力、滑履与斜盘间得摩擦力与柱塞与缸孔得配合间隙,并假定柱塞与缸孔间得比压按直线分布,则可列出下列四个力得平衡方程式:
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）缸孔与柱塞间得摩擦力为与
（4、16）（4。
17）
（6）柱塞与缸孔间比压得计算:
一般取柱塞外伸至最大行程位置时得最大比压作为计算比压,则
（4。
18）
（7）柱塞与缸孔间平均比功得计算:
（4。
19）平均比功可按下式计算:
（4、20）
各种缸孔及滑靴材料得许用比压、许用速度、许用比功得值,以摩擦副材料而定,可参考表4。
1
表4。
1滑靴材料得参数
材料牌号
许用比压
许用滑动速度
平均许用比功
300
8
600
150
3
200
耐磨铸铁
100
5
18
柱塞与缸上得摩擦变形,不宜使用不同得材料,更重要得就是油温过高得泵。
油在铜钢表面镀适当得厚度,以减少摩擦,不使用铜材料得软金属材料得腐蚀,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,就是目前常用得一种型式。
图4。
2滑靴结构
4。
2。
2结构尺寸设计
（1）滑靴外径
斜盘上得滑靴位置,应使倾角时,互相之间应有一定得间隙,如图4、3所示。
图4、3滑靴外径得确定
滑靴得外径为
（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,中心孔与可以不起节流作用、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）对油液有较大得阻尼作用,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
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