【正文】 （式 245） 當(dāng) 0? ?? 及 180? 時(shí)， cos 1,??? 可得最大運(yùn)動(dòng)加速度 maxa 為 2m a x 15008 1 9 2 1 2 9 ( / )60fa R tg m s? ? ???? ? ? ? ????? 25 柱塞運(yùn)動(dòng)的行程 s﹑速度 v﹑加速度 a 與缸體轉(zhuǎn)角 ? 的關(guān)系如圖 42所示： 圖 15 柱塞運(yùn)動(dòng)特征圖 Fig15. Plunger motion feature map 滑靴運(yùn)動(dòng)分析 分析滑靴的運(yùn)動(dòng)，主要是研究它相對(duì)斜盤平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面 xoyⅱ ? 內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。 柱塞運(yùn)動(dòng)分析 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，主要研究柱塞相對(duì)缸體的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。 對(duì)于軸向柱塞泵，總效率一般為 bh =～ ,經(jīng)校核，滿足要求。 泵容積效率 VB? 定義為實(shí)際輸出流量 gbQ 與理論流量 tbQ 之比，即 gbVB tb? ? = 97 97%100= （式 233） 軸向柱塞泵容積效率一般為 b?? =～ ，經(jīng)校核，符合要求。對(duì)于斜盤式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角 max 15? ??～ 20? ，該設(shè)計(jì)是通軸泵，受機(jī)構(gòu)限制，取下限，即 15g O= 。相同結(jié)構(gòu)型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。 綜合比較以上幾種變量機(jī)構(gòu)，本設(shè)計(jì)選擇 手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)。類似的分析可知，斜盤傾角會(huì)增加，流量也隨之增加，仍保持為一恒定值。 當(dāng)泵轉(zhuǎn)速增加時(shí)，輸出流量也相應(yīng)增加。 （ 4）恒流量變量機(jī)構(gòu) 恒流量變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)裝于泵出口主油路中的節(jié)流閥兩側(cè)的壓力差調(diào)節(jié)輸出流量，保持流量為一恒值。 為使泵功率為一恒值，理論上，泵出口壓力與輸出流量應(yīng)保持雙曲線關(guān)系，如圖 54 所示。圖中恒功率變量機(jī)構(gòu)仍由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成。如用外液壓源可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程無級(jí)變量。 反之，控制閥向右移動(dòng)時(shí)，油路 2和 3連通，變量缸 B腔與回油路接通，變量活塞在 A腔液壓力作用下向左移動(dòng)，使斜盤傾角增大，流量也增大。當(dāng)控制閥處于中位時(shí)，斜盤穩(wěn)定在一定的位置上。 （ 2） 手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu) 該機(jī)構(gòu)用機(jī)械方式通過伺服閥帶動(dòng)變量缸改變斜盤傾角實(shí)現(xiàn)變量。變量時(shí)用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠旋轉(zhuǎn)，絲 杠上的螺母直線運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)斜盤改變傾斜角實(shí)現(xiàn)變量。再如圖 29(c)中，用帶有電磁閥的外液壓源控制，可成為遠(yuǎn)程液控變量式；如果用伺服閥控制變量缸，并使泵出口壓力為恒值，可成為恒壓變量型式。按照變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)可分為機(jī)械式、液壓伺服機(jī)構(gòu)式、液壓缸式，如圖 10 按照性能參數(shù)還可分為恒功率式、恒壓式、恒流量式等 [14]。同時(shí) ，考慮到加工﹑安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴徑部之間保留有適當(dāng)間隙 J。這兩個(gè)尺寸是回程盤的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計(jì)不好會(huì)使滑靴頸部及肩部嚴(yán)重磨損。它的特點(diǎn)是在滑靴頸部裝一回程盤 2，如圖 9，并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)在斜盤上。 圖 8缸體結(jié)構(gòu)尺寸 Fig8. Cylinder structure size 缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 ? ?22 22 22 2 2 2( 3 9 2 2 ) 3 9 1 2 5 6 0 1 2 9 ( / )( 3 9 2 2 ) 3 9wzb wzddp k g f c mdd??? ? ? ?? ? ? ? ?? ? ? ? （ 式 223） 式中 wd — 筒外徑，且 2wzdd???。 （式 222） 242 2 2 8 4( ) ( 1 8 2 0 ) 4 5 8 6 0 0 /1500pp v D D K g f c mn ?? ?? ? ? ? ? ? ? ? ?pv 根據(jù)資料取 2600 /Kgf cm 。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖 49中的 5D ﹑ 6D 。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。 （ 2）滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 圖 5 滑靴外徑的確定 Fig5. Determine the diameter of Slipper 滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾角 0?? 時(shí)，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖5所示。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比壓，同時(shí)可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。 （ 1）滑靴的 結(jié)構(gòu)型式的選擇 滑靴結(jié)構(gòu)有如圖 23所示的 3種型式?；バ孤┝可?，容積效率教高。剩余壓緊力法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。滑靴不僅增大了與斜盤的接觸面﹑減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔 0d? 和滑靴中心孔 0d ，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。取柱塞伸出最長時(shí)的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值，則 ? ? M p apM p ald paxP z 3 311 ????? ???? ? （ 式 210） 柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度 maxv 應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即 3m a x 1 9 .5 1 0 4 .6 6 1 5 1 0fv R tg tg?? ??? ? ? ? ? （ 式 211） [ ]0. 55 / 8 /m s v m s= = 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 max maxpv為 1m a x m a x 12 2 1 0 .5 5fzpp v R tgdl ??? ? ? （ 式 212） [ ]11 .5 5 . / 60 . /M pa m s pv M pa m s= = 上式中的許用比壓 ??p ﹑許用速度 ??v ﹑許用比功 ? ?pv 的值，視摩擦副材料而定，可參考表 3。 圖 3柱塞尺寸圖 Fig3. Plunger dimensions 為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔， 應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保 8 持一定的距離 dl ，一般取 ( )dzld?? ，這里取 10dzl d mm==。 m 隨柱塞數(shù) Z 而定。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會(huì)降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動(dòng)，影響調(diào)節(jié)過程的動(dòng)態(tài)品質(zhì)。 6 （ a） （ b） (c) 圖 2 柱塞結(jié)構(gòu)型式 Fig2. Structure type plunger 可見，柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu)，以減輕柱塞重量，減小柱塞運(yùn)動(dòng)時(shí)的慣性力。 3）帶滑靴的柱塞 如圖 2（ c）所示，柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動(dòng)。這種點(diǎn)接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應(yīng)用。這也是斜盤式軸向柱塞泵通常為雙向變量泵的原因 [7]。這就是排油過程。缸體按 n方向旋轉(zhuǎn)，在180? ～ 360? 范圍內(nèi)，柱塞由 180? 開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至 0? 。 2 總體設(shè)計(jì)方案的擬定 4 斜盤式軸向柱塞泵工作原理 軸向柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，造成密封容積的變化，來實(shí)現(xiàn)吸油和排油。同時(shí)，各個(gè)生產(chǎn)廠商，在結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)上又加入了各自企業(yè)的理念，更加提高了泵結(jié)構(gòu)的多元化程度。如今的市場(chǎng)需求正是要求創(chuàng)新，做到與眾不同；正是這一點(diǎn)，造就了泵產(chǎn)品的多元化趨勢(shì)。 泵的技術(shù)發(fā)展一如其他產(chǎn)業(yè)的發(fā)展一樣，是由市場(chǎng)需求的推動(dòng)取得的。由我國著名的液壓專家盧望研究員和材料專家閏秉均教授及其課題組經(jīng)過多年研究與開發(fā)， 3 取得了“過平衡壓力補(bǔ)償方法及雙排軸向柱塞泵”和“一種新型高壓大排量軸向柱塞泵”兩項(xiàng)技術(shù) 專利，“合金奧氏體一貝氏體球鐵開發(fā)應(yīng)用研究”一項(xiàng)國家新材料技術(shù)成果。而博世公司只能生產(chǎn) 90mL以下規(guī)格的泵，沃依特公司只生產(chǎn) 110 一 250mL／ r規(guī)格的泵 [2]。國際上 70、 80 年代發(fā)展的軸配流軸向柱塞泵克服了閥配流配向柱塞泵的不足。 Structure pattern 1 前言 選題研究意義 液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液的動(dòng)力元件 ,它是每個(gè)液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件 ,合理的選擇液壓泵對(duì)于液壓系統(tǒng)的能耗﹑提高系統(tǒng)的效率﹑降低噪聲﹑改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要。最后對(duì)變量機(jī)構(gòu)分類型式也進(jìn)行了詳細(xì)的分析 ,比較了它們的優(yōu)點(diǎn)和缺點(diǎn) .該設(shè)計(jì)最后對(duì)軸向柱塞泵的優(yōu)缺點(diǎn)進(jìn)行了整體的分析 ,對(duì)今后的發(fā)展也進(jìn)行了展望。本設(shè)計(jì)對(duì)軸向柱塞泵進(jìn)行了分析 ,主要分析了軸向柱塞泵的分類 ,對(duì)其中的結(jié)構(gòu) ,例如 ,柱塞的結(jié)構(gòu)型式﹑滑靴結(jié)構(gòu)型式﹑配油盤結(jié)構(gòu)型式等進(jìn)行了分析和設(shè)計(jì) ,還包括它們的受力分析與計(jì)算 .還有對(duì)缸體的材料選用以及校核很關(guān)鍵 。 Liquid presses system。閥配流軸向柱塞泵存在故障率高、效率低等缺點(diǎn)。但是，它技術(shù)含量高、加工制造難度大，國際上只有博世（ BOSCH）公司、沃依特（ VOITH）公司等少數(shù)幾家公司能夠生產(chǎn)。有些生產(chǎn)廠家在柱塞內(nèi)孔通過澆鑄軸承合金等方法來克服燒研，但效果并不理想，這種辦法在小排量泵中使用，雖然能夠防止摩擦副燒研的問題，但泵的使用壽命不長。該泵在多家企業(yè)進(jìn)行了23 年的工業(yè)考核試驗(yàn)，性能優(yōu)良 [4]。 產(chǎn)品的生命力在于市場(chǎng)的需求。 除了輸送對(duì)象對(duì)泵的結(jié)構(gòu)有不同要求外，在泵的安裝形式、管道布置形式、維護(hù)維修等方面對(duì)泵的內(nèi)在或外在的結(jié)構(gòu)提出新要求。因此只要能緊跟國際技術(shù)潮流，發(fā)揮后發(fā)優(yōu)勢(shì)，一定能趕上國際先進(jìn)水平，甚至后來居上 [6]。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn) 時(shí)，由于斜盤平面相對(duì)缸體平面（ xoy 面）存在一傾斜角 r，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。如果改變傳動(dòng)軸的旋轉(zhuǎn)方向或斜盤的傾斜方向，就可改變泵的吸、排油方向；泵的排量大小可通過改變斜盤的傾角 r 的大小來實(shí)現(xiàn)。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損﹑剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低 [8]。擺動(dòng)頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當(dāng)于普通滑動(dòng)軸承，其? ?pv 值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。目前大多采用這種軸向柱塞泵。但空心結(jié)構(gòu)無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑 Zd 所占的弧長約為分布圓周長 fD? 的 75%，即 : fZdD? ? (式 21) 由此可得 9 3 . 8 20 . 7 5 0 . 7 5fD Zm d ???? ? ? ? （式 22） 式中 m 為結(jié)構(gòu)參數(shù)。 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常?。? 20bp Mpa? ( ) zld?? （式 28） 30bp Mpa? ( ) zld?? （式 29） 這里取 3 60zl d mm== 3）柱塞球頭直徑 1d 按經(jīng) 驗(yàn)常取 1 ( ) zdd?? ，如圖 22所示。其比壓應(yīng)控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。 滑靴設(shè)計(jì) 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu) [10]。 滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法。 滑靴力平衡方程式即為 ( 1 ) ( 1 0. 1 ) 3. 1 2. 79 ( )fyp p N?? ? ? ? ? ? 用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 ～ 左右。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì) [11]。 圖 4（ b）所式滑靴增加了內(nèi)﹑外輔助支承面。 經(jīng)比較，本設(shè)計(jì)采用圖 4（ a）所示的結(jié)構(gòu)型式。為改善加工工藝性能，取 0d =4mm 0d? =2mm 0l =12mm 油盤設(shè)計(jì) 配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷 [12]。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底壓腔時(shí)，封閉的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。 （ 2） 配油盤主要尺寸確定 1） 配油窗尺寸 2）封油帶尺寸 設(shè)內(nèi) 封油帶寬度為 2b ，外封油帶寬度為 1b ， 1b 和 2b 確定方法為： 考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取 1b 略大于 2b ，即 1 1 2 0 .1 2 5 zb R R d? ? ? （式 216） 2 3 4 ( 5 ) zb R R d? ? ? ? （式 217） 12 當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示與分離力計(jì)算示帶入平衡方程式可得 222 2 23412132 4(1 ).2ln ln z pRRR R Z d