【正文】 3 4 2 0 . 3tbZbQd m zn tgpg=? 由上式計算出的 Zd 數值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑 ,應選取 20mm. 柱塞直徑 xd 確定后，應從滿足流量的要求而確 定柱塞分布圓直徑 fD ，即 24 1 .9 5 3 9tbf xbQD d m md tg Znpg= = = ② 柱塞名義長度 l 由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力 T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應保證有最小留孔長度 0l ，一般?。? 20bp Mpa? 0 ( )zld? 30bp Mpa? 0 (2 )zld? 因此，柱塞名義長度 l 應滿足： 0 m a x m inl l s l?+ 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 23 式中 maxs —— 柱塞最大行程； minl —— 柱塞最小外伸 長度，一般取 m in d mm==。其比壓應控制在摩 擦副材料允許的范圍內。 滑靴受力分析 液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力。 剩余壓緊力法 剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。 滑靴結構型式 滑靴結構有如圖 所示的幾種型式。 ① 滑靴外徑 2D 滑靴在斜盤上的布局，應使傾角 0?? 時，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖 所示。 （ b） 節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔 0d 作為節(jié)流裝置，如圖 所示。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。封油帶的包角是變化的。即外封油帶分離力 1fp ，內封油帶分離力 2fp ，排油窗攀枝花學院畢業(yè)設計 5 配油盤受力分析與設計 32 高壓油對缸體的分離力。 為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應 ? 。當 2 ?? 時，油膜具有最大剛度，承載能力最強。從而實現滑靴油膜的靜壓支承。若選擇適當的壓緊系數 ? ，剩余壓緊力產生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。這些力有的使滑靴產生自轉，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應該在滑靴結構尺寸設計中予以注意。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設均壓槽。 m 隨柱塞數 Z 而定。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調節(jié)過程的動態(tài)品質。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。 231。 根據相似原理有 1max 0 02max 2p l lpl?? 又有 1 1 m a x 0 21 ()2p p l l?? 2 max 212 zzp p l d? 所以 2021222()llppl?? 將式 2021222()llppl??代入 12sin 0tN p p p? ? ? ? ?求解接觸長度 2l 。 247。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力 T 和離心力fp 引起的接觸應力 1p 和 2p 可以看成是連續(xù)直線分布的應力。231。下面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設計中討論。 （ 2） 相鄰柱塞數想比，奇數柱塞泵的脈動率遠小于偶數柱塞泵的脈動率。橢圓的長﹑短軸分別為 長軸 2 392 4 0 .4 ( )c o s c o s 1 5fRb m mg O= = = 短軸 2 2 39( )fa R m m== 設柱塞在缸體平面上 A 點坐標為 sincosffx R ay R a?? 如果用極坐標表示則為 矢徑 2 2 2 2 21 c oshfR x y R tg a?? ? ? ? 極角 ( c os c os )ar c tg a??? 滑靴在斜盤平面 xoy??? 內的運動角速度 h? 為 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分 析 13 2 2 2c o sc o s c o s s inh tdd a aq wgw g== + 由上式可見，滑靴在斜盤平面內是不等角速度運動，當2a ??﹑ 32?時， h? 最大（在短軸位置）為 max cosh ww g==1500 26016 2( / )c os 15 ra d spO180。 柱塞行程 S 圖 為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。 泵的機械效率定義為理論扭矩 tbM 與實際輸出扭矩 gbM 之比，即 661 10 % 101tb tbmbbg b tb bfbMMMM M MMh 180。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角 ? 來實現。 泵的理論排量 q 為 1 0 0 0 1 0 0 0 1 0 07 0 . 2. 1 5 0 0 0 . 9 5vQq n h 180。如果缸體按圖示 n 方向旋轉，在 180? ～ 360? 范圍內，柱塞由下死點 (對應 180? 位置 )開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點 (對應 0? 位置 )止。 正如科學技術的發(fā)展一樣，現階段科技領域中交叉學科、邊緣學科越來越豐富，跨學科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產品的技術發(fā)展亦是如此。 柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內的往復運動，改變柱塞腔容積實現吸油和排油的。由于上述特點，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機 械、起重運輸、冶金、船舶等多種領域。s pressing a pump is the motive ponent of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core ponent that the liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquid39。s etc. to carry on analysis and design, also include their is analyze by dint with material which still has a body to the urn chooses in order to and school pit very key。 本設計對柱塞泵的結構作了詳細的研究，在柱塞泵中有閥配流﹑軸配流﹑端面配流三種配流方式。 柱塞式液壓泵種類繁多，前者柱塞平行于缸體軸線，沿軸向按柱塞運動形式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類運動，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑向運動。 柱塞式液壓泵的顯著缺點是結構比較復雜，零件制造精度高，成本也高，對油液污染敏感。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。 133000 7 0 .2 2 0 660pC? 式中 pC 是常數，對進口無預壓力的油泵 pC =5400；對進口壓力為 5kgf/cm的油泵pC =9100，這里取 pC =9100 故符合要求。 軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之間及柱塞與柱塞腔之間的油液泄漏產生的。 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分 析 10 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析 泵在一定斜盤傾角下 工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。231。 泵柱塞數為 9，柱塞角距（相鄰柱塞間夾角）為 22 ??? ???，位于排油區(qū)的柱塞數為 0Z ，那么參 與排油的各柱塞瞬時流量為 123sins i n( )s i n( 2 )t z ft z ft z fQ F R tg aQ F R tg aQ F R tg awgw g qw g q==+ …… …… 0sin[ ( 1 ) ]t z fQ F R tg a Z? ? ?? ? ? 泵的瞬時流量為 1 2 0t t t tzQ Q Q Q? ? ? ? 攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分 析 14 ? ?0100sin ( 1 )1sin sin ( )sinZzftzfF R tg a iZZaZZF R tgZ? ? ?? ??? ??? ? ????? 由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角 a 有關，也與柱塞數有關。對于壓力脈動的幅值，在航空液壓標準中有嚴格的規(guī)定，例如航標《變量泵通用技術條件》（ HB5839— 83）中規(guī)定：在任何情況下，壓力脈動均不超過額定出口壓力的 10%? 。 攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計 18 柱塞慣性力 BP 柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度 a，則柱塞軸向慣性力 BP 為 2 c o s 1 0 1 ( )zB z fGP m a R tg a Ng wg= = = 式中 zm ﹑ zG 為柱塞和滑靴的總質量。桫 離心反力 tP 柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度 ta ，產生的離心反力 tP 通過柱塞質量重心并垂直軸線，是徑向力。此時， N﹑ 1p 和 2p 可以通過如下方程組求得 0y?? 12sin 0tN p p p? ? ? ? ? 000zM???? 1202 21 0 2 12c os 03 3 202bszzttN fp fp p pll ldp l l p l fpdfp p lg =驏 驏 247。247。= 創(chuàng) + ? =231。247。 ② 線接觸式柱塞，如圖 （ b）所示。目前大多采用這種軸向柱塞泵。這種結構不僅有足夠的剛度，而且重量減輕 10%～ 20%。 根據經驗數據，柱塞名義長度常?。? 20bp Mpa163。取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則 [ ]31m a x 312 2 2 0 . 1 1 0 2 1 3 03 9 1 0 2 0 . 4zpp M p a p M p adl 創(chuàng)= = = =創(chuàng) 柱塞相對缸體的最大運動速度 maxv 應在摩擦副材料允許范圍內，即 [ ]3m a x 1 9 .5 1 0 4 .6 6 1 5 1 0 0 .5 5 / 8 /fv R tg tg m s v m swg O== 創(chuàng) ? = 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 5 1 1 . 5 5 . / 6 0 . /fzpp v R tg M p a m s p v M p a m sdl wg= = ? = 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 。一是柱塞底部液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 的油池產生的靜壓力 1fp 與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力 2fp ，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離 fp 。此時無論柱塞中心孔 0d? 還是滑靴中心孔 0d ，均不起節(jié)流作用。 圖中（ a）所