【正文】 長沙學(xué)院教務(wù)處 二○一一年二月制 目 錄 第一部分 設(shè)計說明書 一、 設(shè)計說明書 第 二 部分 過程管理資料 一、 畢業(yè)設(shè)計（論文）課題任務(wù)書 二、 本科畢業(yè)設(shè)計（論文）開題報告 三、 本科畢業(yè)設(shè)計（論文）中期報 告 四、 畢業(yè)設(shè)計（論文）指導(dǎo)教師評閱表 五、 畢業(yè)設(shè)計（論文）評閱教師評閱表 六、 畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯評 審 表 20 12 屆 本科生畢業(yè)設(shè)計資料 第 一 部分 設(shè)計說明書 （ 20 12 屆） 本科生畢業(yè) 設(shè)計說明書 63ZCY14－ 1B 軸向柱塞泵設(shè)計 系 部： 機電工程系 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué) 生 姓 名： 李躍 班 級： 4 班 學(xué)號 2021011427 指導(dǎo)教師姓名： 伍先明 職稱 教授 最終評定成績 20 12 年 6 月 長沙學(xué)院 本科 生 畢業(yè)設(shè)計 63ZCY14－ 1B 軸向柱塞泵設(shè)計 系 （部）： 機電工程系 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué) 號： 2021011427 學(xué)生姓 名： 李躍 指導(dǎo)教 師： 伍先明 教授 20 12 年 6 月 長沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) I 摘 要 ZCY141B 軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的動力元件，軸向柱塞泵是靠柱塞在（柱塞腔）缸體內(nèi)的往復(fù)運動，改變柱塞腔內(nèi)容積實現(xiàn)吸油和排油的，是容積式液壓泵。利用軸的尺寸來計算出缸體的內(nèi)徑，再根據(jù)柱塞的分布以及缸體的壁厚算出缸體的外徑，根據(jù)柱塞的行程來算出缸體的長度，然后再校核強度。軸向柱塞泵，結(jié)構(gòu)緊湊，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻，噪音低，轉(zhuǎn)動慣量小，徑向尺寸小，工作壓力高，效率高，容易實現(xiàn)變量的優(yōu)勢 [1]。 1985年，德國 Achen大學(xué)流體動力研究所從理論上得出：八柱塞泵在受力、噪聲方面優(yōu)于九柱塞泵，模擬實驗裝置上測得結(jié)果是八樁塞泵的 壓力脈動約為九柱塞泵的 122％。此外，北京航空航天大學(xué)的王占林 教授與博士生從柱塞泵的計算機輔助設(shè)計入手，對斜盤式軸向柱塞泵作了運動學(xué)分析，給出了柱塞分別處于預(yù)升壓過渡區(qū)和預(yù)減壓過渡區(qū)柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法，對柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶數(shù)柱塞泵的流量脈動相差無幾的結(jié)論。在他的指導(dǎo)下，他的很多學(xué)生對軸向柱塞泵的流量和搏動指數(shù)進(jìn)行了大量的研究 [3]。 甘肅工業(yè)大學(xué)劉淑蓮?fù)ㄟ^對對稱偏轉(zhuǎn)的油盤軸向柱塞泵流量脈動的理論分析，提出了計算流量脈動的修正公式。還指出，流搏動指數(shù)因子的彈性模量和泵靜壓柱塞數(shù)，其次是石油。軸向柱塞泵泄露，國外研究人員是在活塞與氣缸之間的泄漏在成的摩擦損失更感興趣。模擬了各 長沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 3 種不同層次的柱塞磨損測量泄漏。 總之，軸向軸塞泵流量脈動是極其復(fù)雜，傳統(tǒng)理論力 難及。 軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結(jié)構(gòu)保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。 長沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 5 確定結(jié)構(gòu)參數(shù) 從泵的排量公式 2max=24V d z R t g? ?? ? ?可以看出，柱塞直徑 d ，分布圓半徑 R ,柱塞數(shù) z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動機確定之后傳動軸轉(zhuǎn)速 n 也是不變的量。 柱塞直徑 d 和柱塞分布圓半徑 R 從下列排量公式可得 d 和 R 的關(guān)系式 2max=24V d z R t g? ?? ? ? 2max2Vd R = z tg???? （ ） 01803 sinqzd ztg??? （ ） 當(dāng) 7?z 時， max= = tg ? 由于上式計算出的 ?d 需要圓整化，油泵中常用柱塞直徑為 11 1 1 2 2 2 3 3即 ? =? 22= mm （ ） 將柱塞分布圓半徑進(jìn)行圓整取 39R ? mm。 功率和電機的選擇 根據(jù)排量，轉(zhuǎn)速求出理論功率 663 2 1 0 6 3 1 0 1 5 0 0 5 0 . 4 k w60ttP = p q = p v n?? ? ? ??? （ ） 根據(jù)效率求出實際功率 kwtPP??? （ ） 根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速可以選擇 Y250M 型號電機，功率 55千瓦，同步轉(zhuǎn)速 min/r1500 。 由于泵后軸為空心軸，則有： 30 4(1 )PdA n ?? ? （ ） 式中 1=dd? ， 即空心軸的內(nèi)徑 1d 與外徑 d 之比， 通常取 ?? 。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上任何一點的運動軌跡是一個橢圓。 如圖 所示，柱塞相對于缸體的位移 S 、速度 u 、加速度 a 可分別按下列各式計算： (1 )S R tg cos??? ? ? （ ） = dSu R t g s i ndt ? ? ??? （ ）2 22dSa R t g c o sdt ? ? ?? ? ? （ ） 圖 柱塞運動的行程 S 、速度 u 、加速度 a 與缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖 所示。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 1500 2 1 5 7( r a d / s )60h? ? ?? ? ? ? （ ） 流量及流量脈動率 流量 Q 的計算：當(dāng)油泵有 z 個柱塞（下列計算中 z 均為奇數(shù)），柱塞間的角距 2=z?? 時，如令 1q 、 2q 、 3q 、 ...... iq 分別為各排油柱塞 瞬間 的 理論流 量 3[cm/ min] ， 1u 、 2u 、3u 、 ...... ru 分別 為各柱塞的相對缸體的速度 [cm/min]，則 2211 sin44q d u d R t g?? ? ? ??? ； 2222 s i n ( )44q d u d R t g?? ? ? ? ?? ? ?； 2233 s i n ( 2 )44q d u d R t g?? ? ? ? ?? ? ?； ………………………………… 22 s i n [ ( 1 ) ]44iiq d u d R t g i?? ? ? ? ?? ? ? ?。 泵瞬時流 量是一周期脈動函數(shù)。單柱塞與缸體旋轉(zhuǎn)一周，吸油半周，排油一周。 帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動。 （ ） 這里取 3 66mmLd?? 長沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 14 (2) 柱塞球頭直徑 1d 按經(jīng)驗常取 1 mmdd??，為使柱塞在排油結(jié)束時圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離 dl ，取 11 mmdld??. (3) 柱塞均壓槽 往往是高壓柱塞泵的柱塞表面開環(huán)形槽的壓力，因為平衡的側(cè)向壓 力，并改善潤滑條件和儲存的作用。 圖 柱塞受力圖 在排油過程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力： (1)液壓力 PF 2P m a x 1 2 1 6 4 . 2 [ k g f ]4dFP?? ? ? （ ） 式中 maxP 為泵的最大工作壓力。 滑靴受力分析與設(shè)計 確定滑靴結(jié)構(gòu)型式 滑靴結(jié)構(gòu)有如圖 ，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面，結(jié)構(gòu)簡單，是目前常用的一種型式。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長孔流量 q為 4010()128 bd p pq lk? ? ?? （ ） 式中 0d 、 0l 細(xì)長管直徑 、長度 ； K 修正系數(shù)。 長沙學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計 (論文 ) 20 把上式帶入 3 1216 lnFqRR????? 中， ? ?230112124 6 l nPdFgC F FRrR? ? ??? ? ? （ ） 整理后可得節(jié)流孔尺寸 3202121213 ln PadFR gaCR r??? ? ? ?? （ ） 帶入數(shù)據(jù)可以求得 mm10 ?d 以上設(shè)計節(jié)流器的方法可以看出，前兩個方程，節(jié)流管柱塞 拖鞋組合配方的粘度系數(shù)，表明油溫油門效應(yīng)的影響較小，但少拉長孔加工技術(shù)。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng) ? 。首先，在柱塞底部的壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力 yp ，另一是由滑靴面直徑為 1D 的油池產(chǎn)生的靜壓力 1fP 與滑靴封油帶上油液泄露時油膜反力 2fP ，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離 fP 。 封油帶上半徑為 r的任一點壓力分布式為 21 2 221ln( ) +lnrRrP F F FRR? （ ） 若 02 ?F ，則 2121lnlnrRrPFRR? （ ） 從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。滑靴與斜盤之間的摩擦，球窩摩擦引起的離心力帶動沿滑靴的旋轉(zhuǎn)斜盤切向力。它設(shè)計的好壞直接影響泵 的效率和壽命。高，低壓的影響之交嚴(yán)重降低質(zhì)量流量脈動，造成噪音和功耗，以及周期性的沖擊載荷。 2) 配油窗口的長度與寬度 配油窗口長度至少可占其分布圓周圍長度的 75﹪，即 ?? 1 ?? ； 配油窗口的寬度 32 RRS ?? 應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來計算： 1(mm)3000[ ]nVS vD?? （ ） 式中 []v 吸入液體許可流速 ]s/m[ ，一般推薦 [ ] 2 3 m/ sv ?? 。 液壓泵工作時，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力yp；配油窗口和風(fēng)又打油膜對缸體的分離 力fp 。 對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。 oa 柱塞腔通油孔包角 ，這里取0 27?? ?。配油盤的總支承面積 F 為 2 2 2 25 1 4 1 2 3( ) ( )4F D D D D F F F?? ? ? ? ? ? ? （ ） 式中 1F 輔助支承面通油槽總面積 ； ? ?15F KB R R?? （ K 通油槽個數(shù)， B 為通油槽寬度） ； 2F 、 3F 吸、排油窗口面積 根據(jù)估算： 21034(mm )F ? 配油盤比壓 P 為 y 51+ 2 ( ) 2 8 4 p a [ ]tPp K B R RPpF l d? ?? ? ? ?