活塞的機械加工工藝，典型夾具及其cad設計(編輯修改稿)
2024-07-23 04:56 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結構，稱正重迭型配油盤。具有這種結構的配油盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當柱塞從高壓腔接通底壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。 （） 配油盤主要尺寸確定（1）配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時，取 為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足 滿足要求。式中 ——泵理論流量； ——配油窗面積，； ——許用吸入流速，=2～3m/s。由此可得 =（2）封油帶尺寸設內(nèi)封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定方法為：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，取略大于，即 當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式可得 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸﹑﹑﹑ 。﹑比功pv 為使配油盤的接觸應力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。為此設置了輔助支承面，﹑。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積F為 式中 ——輔助支承面通油槽總面積； （K為通油槽個數(shù)，B為通油槽寬度） ﹑——吸﹑排油窗口面積。根據(jù)估算：配油盤比壓p為 式中 ——配油盤剩余壓緊力； ——中心彈簧壓緊力； ——根據(jù)資料取300pa； 在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算pv值，即 式中為平均切線速度，=。 根據(jù)資料取。32 / 326 缸體受力分析與設計在工作過的配油盤表面上?？吹皆诟邏簠^(qū)一側有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄漏增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。 柱塞腔通油孔尺寸為減小油液流動損失，通常取通油孔分布圓半徑與配油窗口分布圓半徑相等。即 式中﹑為配油盤配油窗口內(nèi)﹑外半徑。 通油孔面積近似計算如下（）。 式中 ——通油孔長度，； ——通油孔寬度，；﹑外直徑﹑的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量一致，應盡量使各處壁厚一致（），即。壁厚初值可由結構尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算。缸體強度可按厚壁筒驗算 式中——筒外徑。 ——缸體材料許用應力，對ZQAL9—4：=600～800 缸體結構尺寸缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為 式中 E——缸體材料彈性系數(shù)； ——材料波桑系數(shù)，對剛質(zhì)材料=～，青銅=～； ——允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取，青銅則取。符合要求。從圖6—2中可確定缸體高度H為 式中 ——柱塞最短留孔長度； ——柱塞最大行程； ——為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短； ——缸體厚度，一般=（～）。7 柱塞回程機構設計 直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結構，其作用是在吸油過程中幫助把柱塞從柱塞腔中提伸出來，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤有良好的貼合。固定間隙式回程結構使用于帶滑靴的柱塞。它的特點是在滑靴頸部裝一回程盤2，并用螺紋環(huán)聯(lián)結在斜盤上。當滑靴下表面與回程盤貼緊時，應保證滑靴上表面與斜盤墊板3之間有一固定間隙，并可調(diào)?；爻瘫P是一平面圓盤。盤上為滑靴安裝孔徑，為滑靴安裝孔分布圓直徑。這兩個尺寸是回程盤的關鍵尺寸，設計不好會使滑靴頸部及肩部嚴重磨損。下面主要研究這兩個尺寸的確定方法。如前所述，滑靴在斜盤平面上運動軌跡是一個橢圓，橢圓的兩軸是短軸 長軸 和的選擇應保證泵工作時滑靴不與回程盤發(fā)生干涉為原則。因此，取橢圓長﹑短軸的平均值較合理，即 ﹑短軸端點A或B的最大偏心距相等，且為，因而 為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應比滑靴徑部直徑d大。同時，考慮到加工﹑安裝等誤差，應在安裝孔與滑靴徑部之間保留有適當間隙J。這樣安裝孔的直徑為 回程盤結構尺寸 式中 d——滑靴頸部直徑； J——間隙，一般取J=～1mm。8 斜盤力矩分析直軸式軸向柱塞泵通過泵的變量機構改變斜盤傾斜角的大小來改變輸出流量。對斜盤力矩的分析，將對設計變量機構提供依據(jù)。下面就以偏心結構
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