【文章內容簡介】 泵的壓力脈動，影響調節(jié)過程的動態(tài)品質。 綜上，本設計選用圖 21（ c）所示的型式。 （ 2） 柱塞結構尺寸設計 1）柱塞直徑 Zd 及柱塞分布塞直徑 fD 柱塞直徑 Zd ﹑ 柱塞分布塞直徑 fD 和柱塞數(shù) Z 都是互相關聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計資 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? ? 由此可得 9 3 . 8 20 . 7 5 0 . 7 5fD Zm d ???? ? ? ? 式中 m 為結構參數(shù)。 m 隨柱塞數(shù) Z 而定。對于軸向柱塞泵，其 m 值如表 21所示。 表 21 柱塞結構參數(shù) Z 7 9 11 m 當泵的理論流量 fbQ 和轉速 bn 根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公式得柱塞直徑 Zd 為 3 4 2 0 .3tbZbQd m zn tg???? （ 21） 式中 γ — 斜盤最大傾角，取γ =20176。 安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 6 由上式計算出的 Zd 數(shù)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 d? 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 9tbfzbQD d m md tg Z n???? ? ? （ 22） 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 ，一般取： 20bp Mpa? 0 ( )zld?? 30bp Mpa? 0 (2 )zld?? 因此，柱塞名義長度 l 應滿足： 0 max minl l s l? ? ? 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==。 根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常?。? 20bp Mpa? ( )zld?? 30bp Mpa? ( )zld?? 這里取 3 60zl d mm== 3）柱塞球頭直徑 1d 按經(jīng)驗常取 1 ( ) zdd?? ，如圖 22 所示。 圖 22 柱塞尺寸圖 為使柱塞在排油結束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 7 定的距離 dl ，一般取 (0. 4 0. 55 )dzld?? ，這里取 10dzl d mm==。 4）柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)行均壓槽，起均衡側向力﹑改善潤滑條件和存儲贓物 的作用。均壓槽的尺寸常取：深 h=～ ；間距 t=2～ 10mm （ 3） 柱塞摩擦副比壓 P﹑比功 vP 驗算 對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應力不僅會增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應控制在摩擦副材料允許的范圍內。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 53 9 1 0 2 0 . 4zpp M p a p M p adl ???? ? ? ? ? （ 23） 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 0fv R tg tg?? ??? ? ? ? ? （ 24） [ ]0 .5 5 / 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 ??? ? ? （ 25） [ ]1 1 . 5 5 . / 6 0 . /M p a m s p v M p a 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 21。 表 21 材料性能 材料牌號 許用比壓 ??p Mpa 許用滑動速度 ??v m/s 許用比功 ? ?pv ZQAL94 30 8 60 ZQSn101 15 3 20 球墨鑄鐵 10 5 18 柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。同時在鋼表面噴鍍適當厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。 安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 8 滑靴設計 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構?；ゲ粌H增大了與斜 盤的接觸面﹑減少了接觸應力，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。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。這種結構能適應高壓力和高轉速的需要。 滑靴設計常用剩余壓緊力法。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。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。靜壓油池壓力 1p 與柱塞底部壓力 bp 相等，即 1p = bp 將上式代入式2 2112221ln2( ) c oszbRdpRp R R ?? ?中，可得滑靴分離力為 22 2 2 6211 21() ( 1 4 1 1 ) 1 0 1 2 5 6 0 3 . 1 ( )142 l n2 l n11bRRp p NRR? ? ?? ??? ? ? ? （ 26） 設剩余壓緊力 y y fp p p? ? ? ，則壓緊系數(shù) 0 . 0 5 0 . 1 5yypp? ?? ? ?，這里取 。 滑靴力平衡方程式即為 ( 1 ) ( 1 0 . 1 ) 3 . 1 2 . 7 9 ( )fyp p N?? ? ? ? ? ? 用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 ～ 左右。滑靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當?shù)膲壕o系數(shù) ? ，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。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計。 （ 1）滑靴的結構型式的選擇 滑靴結構有如圖 23 所示的 3 種型式。 安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 9 圖 23 滑靴結構型式 圖 23（ a）所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面。結構簡單，是目前常用的一種型式。 圖 23（ b）所式滑靴增加了內﹑外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生 的比壓，同時可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。 圖 23（ c）所示的滑靴在支承面上開設了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。 經(jīng)比較，本設計采用圖 23（ a）所示的結構型式。 （ 2）滑靴結構尺寸設計 圖 24 滑靴外徑的確定 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 24 所示。 1）滑靴外徑 2D ： 2 s in 3 9 s in 0 . 2 4 ( )9fD D s m mZ??? ? ? ? ? ? （ 27） 一般取 s=～ 1，這里取 。 安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 10 2）油池直徑 1D 初步計算時，可設定 12 DD ??，這里取 . 4 D m m? ? ? ? 3）中心孔 0d ﹑ 0d? 及長度 0l 如果用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔 0d 和 0d? 可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取 0d （或 0d? ） =～ = 配油盤設計 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的缸體傳來的軸向載荷。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。 配油盤設計主要是確定內封油帶尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。（ 1）過渡區(qū)設計 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 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 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，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，腔內壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。 （ 2）配油盤主要尺寸確定 圖 25 配油盤主要尺寸 安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 11 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 fD 配油窗口包角 0? ，在吸油窗口包角相 等時，取 120 2aa a? ? ??? ? ? ? 為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足 ? ?002 2 .3 3 /tbQ msF??? ? ? ? 滿足要求。 式中 tbQ — 泵理論流量； 2F — 配油窗面積， 2202 2 3()2F R R???； ??0? — 許用吸入流速， ??0? =2～ 3m/s。 由此可得 2223RR? = ? ?002 tQv? 2）封油帶尺寸 設內封油帶寬度為 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，泄漏量比內封油帶泄漏量大，取 1b 略大于 2b ，即 1 1 2 0 .1 2 5zb R R d? ? ? 2 3 4 ( ) zb R R d? ? ? ? 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 222 2 23412132 4(1 ).2ln ln z pRRR R Z dRRR R? ???? ??? （ 28） 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸： 1 50R mm? ﹑ 2 32R mm? ﹑ 3 27R mm? ﹑ 4 17R mm? 。 （ 3）驗算比壓 p、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，如圖 49 中的 5D ﹑ 6D 。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 安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 12 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；且： 15()F KB R R??（ K 為通油槽個數(shù)， B 為通油槽寬度） 2F ﹑ 3F — 吸 ﹑排油窗口面積。 根據(jù)估算： 21034( )F mm? 配油盤比壓 p為 ? ?512 ( ) 284ytpp K B R Rp p a pF l d?? ?? ? ? ? （ 29） 式中 yp? — 配油盤剩余壓緊力； tp — 中心彈簧壓緊力 ； ??p — 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 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv — 平均切線速度， pv =42 ()DDn? ?。 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 。 缸體設計 下面通過計算確定缸體主要結構尺寸 （ 1）通油孔分布圓 fR 和面積 F 安慶師范學院本科畢業(yè)設計（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計 13 圖 26 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 fR 與配油窗口分布 圓半徑 fr 相等。即 23 3 0 2 2 262fR R R m m?? ? ? ? ? 式中 2R ﹑ 3R 為配油盤配油窗口內﹑外半徑。 通油孔面積近似計算如下（如圖 26所示）。 2 2 20 . 2 1 5 0 . 4 5 3 9 6 8 4 ( )a a a aF l b b m m? ? ? ? ? 式中 al — 通油孔長度， azld? ； ab — 通油孔寬度， ? ； （ 2）缸體內 ﹑外直徑 1D ﹑ 2D 的