【導(dǎo)讀】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。本次設(shè)計對軸向柱塞泵進行了分析，主要分析了軸向柱塞泵的分類，對其中的結(jié)構(gòu)，們的受力分析與計算。同時缸體的材料選用以及校核也很關(guān)鍵，本文對變量機構(gòu)分類型。涉檢驗，無誤后出圖。本文對柱塞泵今后的發(fā)展也進行了展望。

　　

【正文】 寸 320 2121213 l n PadFR gaCR r??? ? ? ?? 帶入數(shù)據(jù)可以求得 0 1d mm? 以上提供了設(shè)計節(jié)流器的方法 。從上兩式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞 — 滑靴組合，公式中無粘度系數(shù) ? ，說明油溫對節(jié)流效果影響較小，但細長孔的加工工藝性較差，實現(xiàn)起來有困難。采用滑靴 — 中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù) ? 的影響，油溫對節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。但薄壁孔加工工藝性較好。 為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng) ? 22 配油盤受力分析與設(shè)計 配油盤是軸向柱塞泵主要 零件之一，可以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的鋼鐵傳來的軸向載荷。它設(shè)計的好壞直接影響泵的效率和壽命。 配油盤設(shè)計 配油盤設(shè)計主要是確定內(nèi)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(shè)計 為使配油盤吸排油窗口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(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。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，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。 (2)配油盤主要尺寸確定 圖 4— 5 配油盤主要尺寸 如圖 4— 5所示，求的配油盤主要尺寸如下： ① 配流窗口分部圓直徑 0D 配油盤窗口分布圓直徑一般取等于或者小于柱塞分布圓直徑 fD 。即 0 fDD? ，然后根據(jù)下式驗算其表面滑動速度： ? ?06000Dnvv????? 式中： ??v? —— 配油盤許用表面滑動速度 ? ?/ms，推薦 ? ? 4 ~ 6 /v m s? ? 取 48D mm? 。 23 則 ? ?3 . 1 4 4 . 8 1 5 0 0 3 . 8 / 4 /6000v m s v m s????? ? ? ? 所以符合設(shè)計要求。 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 2b R R d m m? ? ? ? ? ?2 3 4 0. 1 ~ 0. 12 5 2b R R d d m m? ? ? ? 當(dāng)配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示于分離力計算式代入平衡方程式可得 ? ?2222 23412132 412ln ln pRRRR zdRRR R?????? ? ? ? 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸：1 29R mm? , 2 27R mm? , 3 21R mm? , 4 19R mm? . ③ 配油窗口 (長腰形 )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 12 2????； 配油窗口的寬度 ? ?23S R R?? 應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來計算： ? ? ? ?13000 fnqS c mvD?? 式中： ??v —— 吸入液體許可流速 ? ?/ms，一般推薦 ? ? 2 ~ 3 /v m s? 。 1 5 0 0 2 4 . 66 0 . 53 0 0 0 2 2 . 3 5 5 5S ?? ? ?? ? ? 所以符合要求 配油盤受力分析 不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是由差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖4— 6是常用的配油盤簡圖。 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 。 24 1— 吸油盤 2— 排油窗 3— 過渡區(qū) 4— 減震槽 5— 內(nèi)封油帶 6— 外封油帶 7— 輔助支承面 圖 4— 6 配油盤基本構(gòu)造 (1) 壓緊力 壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上，事缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 對于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有 ? ?1 12 Z? 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 1yp 為 ? ?221 m a x1 7 1 1 . 6 8 0 3 8 . 4 6 4 6 1 62 4 2 4y p yzp d F p N????? ? ? ? ? ? ? ? 當(dāng)有 ? ?1 12 z? 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 2yp 為 ? ?222 m i n1 7 1 1 . 6 8 0 3 8 . 4 4 8 4 6 22 4 2 4y p yZp d F p N????? ? ? ? ? ? ? ? 平均壓緊力 yp 為 ? ? ? ? ? ?1211 6 4 6 1 6 4 8 4 6 2 5 6 5 3 922y y yp p p N? ? ? ? ? (2) 分離力 fp 分離力由三個部分組成。即外封油帶分離力 1fp ，內(nèi)封油帶分 離力 2fp ，排油窗高壓油對缸體的分離力。 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。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角 0? 有所擴大，如圖 4— 7 所示。 25 圖 4— 7 封油帶實際包角的變化 當(dāng)有 ? ?1 12 Z? 個柱塞排油時，封油帶實際包角 1? 為 ? ? ? ?101 1 2 2 81 7 12 2 7 7 7Z a a ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? 當(dāng)有 ? ?1 12 Z? 個柱塞排油時，封油帶實際包角 2? 為 ? ? ? ?201 1 2 2 63 7 32 2 7 7 7Z a a ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 平均有 2Z 個柱塞排油時，平均包角 p? 為 ? ?121 1 8 62 2 7 7p ??? ? ? ???? ? ? ? ????? 式中： a 柱塞間距角， 2a Z?? 。 oa 柱塞腔通油孔包角 ，這里取0 27a ?? 。 ① 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏量是源流流動 ,對封油帶任意半徑上的壓力 yp 從 2R 到 1R 積分 ,并 以P? 代替 2? ，可得外封油帶上的分離力 1fP 為 ? ?2212 2121224 l np pf P PRRp F R FRR? ???? 26 ? ? ? ?2 2 6 26129 27 10 27 10 29 24 l n27fpN? ?? ???? ? ? ? ? ? ? 外封油帶泄漏量 1q 為 ? ?3 31712 01 808 1482912 2 10 l n12 l n27pp Fq m lRR?? ?? ???? ? ?? ? ? ② 內(nèi)封油帶分離力 2fP 內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力 2fP 為 ? ?2234 2233424 l np pf p pRRP F R FRR? ????? ? ? ? ?2 2 6 26219 21 10 21 10 21 24 l n19fPN? ?? ???? ? ? ? ? ? ?? 內(nèi)封油帶泄漏量 2q 為 ? ?3 32 734 01 808 1062112 2 10 l n12 l n19pp Fq m lRR?? ?? ???? ? ?? ? ? ③ 排油窗分離力 3fP ? ? ? ? ? ?2 2 2 2 63 2 3 2 7 2 1 1 0 8 0 8 3 . 4 3 . 622pfpP R R F N? ? ?? ? ? ? ? ? ? ④ 配油盤總分離力 fP ? ?1 2 3 0 .9 0 .5 3 .6 5f f f fP P p p N? ? ? ? ? ? ? 總泄露量 q為 ? ?12 14 8 10 6 25 4q q q m l? ? ? ? ? 驗算比壓 P 、比功 Pv 為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減少和 使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應(yīng)有足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖 4— 7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 ? ? ? ?2 2 2 25 1 4 1 2 34F 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： ? ?21034F mm? 27 配油盤比壓 P為 ? ? ? ?512 284yt K B R RPpP p a pF l d ???? ? ? ? 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(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗算 pv 值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv 為平均切線速度 ? ?42pv D Dn???. ? ? ? ? 242 2 2 8 4 1 8 2 0 4 5 8 6 0 0 /1 5 0 0 3 . 1 4pP V D D k g f c mn ? ?? ? ? ? ? ? ?? ? ?PV 根據(jù)資料取 2600 /Kgf cm . 缸體設(shè)計 缸體的穩(wěn)定性 在工作過的配油盤表面上?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)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，泄露增加，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，主要是缸體外力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 (1) 通油孔分布圓半徑 fR? 和面積 aF 圖 4— 8 柱塞腔通油孔尺寸 28 為減 少油液流動損失，通常取通油孔分布圓半徑 fR? 與配油窗口分布圓半徑 0r 相等，即 0 24fR r mm? ?? 通油孔面積近似計算如下（如圖 4— 8所示） a a aF l b b?? ? ?221 6 8 0 .2 1 5 8 1 1 4aF m m? ? ? ? ? 式中： al 通油孔長度， 16al d mm?? ab 通油孔寬度， 8ab d mm?? (2) 缸體高度 H 從圖 49中確定缸體高度 H 為 ? ?0 m a x 3 4 2 4 2 4 5 8 6 1H l S l l m m? ? ? ? ? ? ? ? ? 式中 ： 0l 柱塞最短留孔長度； maxS 柱塞最大行程； 3l 為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短； 4l 缸體厚度，一般 ? ?4 ~ ? ，這里取 。 圖 4— 9 缸體機構(gòu)尺寸圖 (3) 缸體內(nèi)、外直徑 1D 、 2D 與壁厚 ? 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(yīng)盡量使各處壁厚一致（如圖 4— 8），即 1 2 3? ? ? ?? ? ? ，壁厚初值仍由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算。本文先取 5mm?? ，再進行校核。 缸體強度可按厚壁筒驗算 29 ? ?222222 2/22dp N c mdd??????????? ???? ??? ? ? ???? ? ? ?? ? ? ? 式中： d 筒外徑 ? ?cm ? 相鄰柱塞的壁厚 ? ?cm 2P 工作油壓 2/N cm???? ??? 缸體材料許用應(yīng)力，對 94ZQAL ? ： ? ? ? ?26 0 0 ~ 8 0 0 /N c m? ?