【正文】 高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。在油泵工作時(shí)，對柱塞和滑履進(jìn)行運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析；同時(shí)對柱塞泵進(jìn)行了流量及流量脈動(dòng)率分析。 用 交 替 位 置 顯 示 視 圖 能 夠 方 便 地 顯 示 零 部 件 的 不 同 的 位 置 ， 以 便 了 解 運(yùn)動(dòng) 的 順 序 。 （ 2） 工 程 圖SolidWorks 提 供 了 生 成 完 整 的 、 車 間 認(rèn) 可 的 詳 細(xì) 工 程 圖 的 工 具 。 在 裝 配 的 環(huán) 境 里 ， 可 以 方 便 地 設(shè) 計(jì) 和 修 改 零 部 件 。6 SolidWorks 三維制圖 Solidworks 簡 介Solidworks 軟 件 功 能 強(qiáng) 大 ， 組 件 繁 多 。變量時(shí)用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母直線運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)斜盤改變傾斜角實(shí)現(xiàn)變量。圖 5—2（b）所示，在伺服閥 C 端用手輪或杠桿輸入一位移量，稱手動(dòng)伺服變量式；若以電機(jī)或液壓裝置輸入位移量時(shí)，則稱電動(dòng)或液動(dòng)伺服變量式；如果輸入的控制信號(hào)量使得泵輸出的功率為常值，則構(gòu)成了壓力補(bǔ)償變量式。按照變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)可分為機(jī)械式、液壓伺服機(jī)構(gòu)式、液壓缸式，如圖 5—2。同時(shí)，考慮到加工、安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴頸部之間maxe保留有適當(dāng)間隙 J。盤上 為滑靴安裝孔徑， 為滑靴安裝hdhD孔分布圓直徑。 固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用與帶滑靴的柱塞。2r該摩擦力矩與斜盤擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤擺動(dòng)。全部球鉸的平均摩擦力矩 為 4?????? Nm?????????式中 ： 球鉸摩擦系數(shù)， 。 圖 4—10 斜盤轉(zhuǎn)軸偏心結(jié)構(gòu)在以下的分析中，規(guī)定使斜盤傾角 減小的力矩為正，反之為負(fù)。則缸體的內(nèi)直徑 1D 12fd??? ??5064m??缸體的外直徑 22f???17D? 斜盤力矩分析 直軸式軸向柱塞泵通過泵的變量機(jī)構(gòu)改變斜盤傾角的大小來改變輸出流量。4 ??40.~6ld?圖 4—9 缸體機(jī)構(gòu)尺寸圖 (3) 缸體內(nèi)、外直徑 、 與壁厚 的確定1D2?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 ，壁厚初值仍由結(jié)構(gòu)尺寸確定。輔助支承面5D6上開有寬度為 B 的通油槽，起卸荷作用。0?圖 4—7 封油帶實(shí)際包角的變化當(dāng)有 個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 為??12Z?1? ??1012877a?????????當(dāng)有 個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 為?? 2 ??20 6332Z?平均有 個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角 為 p? ??12867p??????????式中： 柱塞間距角， 。即外封油帶分離力 ，內(nèi)封油帶分離力 ，排油窗高1fp2fp壓油對缸體的分離力。圖 4—6 是常用的配油盤簡圖。即 ，然后fD0f?根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度： ??06nvv?????式中： ——配油盤許用表面滑動(dòng)速度 ，推薦??? ??/ms?4~6/vms??取 。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。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(xì)長孔的加工工藝性較差，實(shí)現(xiàn)起來有困難。0dl 0164xoRkl??? ?????????? ????把上式帶入滑靴泄漏量公式 可得3126lnFq???? ??301128lPdRlk??整理后可得節(jié)流管尺寸為 帶入數(shù)據(jù)可以求得430216lnpdkaFR???? 0m? 08lm?式中 為壓降系數(shù)， 。圖 4—3 滑靴結(jié)構(gòu) (2) 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)① 滑靴外徑 2D滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾角 時(shí)，互相之間仍有一定的間隙 S ，如圖 4—0??4 所示。但摩擦功率較大，機(jī)械效率會(huì)降低。 滑靴設(shè)計(jì) 滑靴設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法剩余壓緊力法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。fP圖 4—2 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布如圖 4—2，取微環(huán)面 。(1) 分離力 圖 4—2 為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。 滑靴受力分析 液壓泵工作時(shí)，作用于滑靴上有一組方向相反的力。 滑靴受力分析與設(shè)計(jì) 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)。當(dāng) 和0oa?時(shí)，慣性力最大值為180o ?? oBfGFmaRtgtgN?????????????(6) 柱塞與缸孔間比壓 P、平均比功 驗(yàn)算??avgp對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應(yīng)力不僅會(huì)增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞活缸體。maxP(2) 斜盤對柱塞的法向力 N法向力 N 可分為柱塞的側(cè)向分離 T 及柱塞的軸向分力 F, ??sinT??? coF(3) 缸孔對柱塞的正壓力為 與??1F2如忽略柱塞的離心力、慣性力、滑履與斜盤間的摩擦力和柱塞與缸孔的配合間隙，并假定柱塞與缸孔間的比壓按直線分布，則可列出下列四個(gè)力的平衡方程式： —摩擦系數(shù)，可取 。均壓槽的尺寸常?。荷?間距 ~7hm?2~10tm?實(shí)際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面?；ヅc斜盤間為面接觸，接觸應(yīng)力小，能承受較高的工作壓力。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損、剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免的存在有液阻，流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng)。定義脈動(dòng)率 ?maxinttvg??這樣，就可以進(jìn)行動(dòng)品質(zhì)分析。因此，?其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 ??15027/6h rads????? 瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫成 sintizfQFRtg???式中 為柱塞橫截面積, 。時(shí)， ,可得最大運(yùn)動(dòng)加速度 為?cos1?max ?????????????柱塞運(yùn)動(dòng)的行程 s、速度 v、加速度 a 與缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖 3—2 所示。則對應(yīng)fR?于任意旋轉(zhuǎn)角 時(shí)，圖 3－1 柱塞運(yùn)動(dòng)分析 cosffhR???所以柱塞行程 S 為 ??ftgtg??當(dāng) 時(shí)，可得最大行程 為180?? maxS ???? 柱塞運(yùn)動(dòng)速度分析 V將式 對時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度 v 為??1cosfShtgtg???? sinsvfttduR???當(dāng) 及 270176。 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析柱塞的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析主要是研究柱塞相對于缸體的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。對于軸向柱塞泵，總效率一般為 ，上式滿足要求。b考慮摩擦損失 時(shí)，實(shí)際輸出扭矩 為b gb????軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間、滑靴斜盤平面之間、柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運(yùn)動(dòng)以及軸承運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的。f排量是液壓泵的主要性能參數(shù)之一，是泵幾何參數(shù)的特征量。?對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角 在 之間，該設(shè)計(jì)是非通軸泵，max?15~20?受結(jié)構(gòu)限制，取上限，即 = 。?? ?? ? ??246/mlr?為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算 值之后，需按下式做校核計(jì)算：q 13axpnC??式中： ——常數(shù)，對進(jìn)口無預(yù)壓力的油泵 =5400；對進(jìn)口壓力為 的油泵pCpC25/kgfcm=9100。缸體每轉(zhuǎn)一周,每個(gè)柱塞各完成吸、壓油一次,如改變斜盤傾角, 就能改變柱塞行程的長度,即改變液壓泵的排量,改變斜盤傾角方向,就能改變吸油和壓油的方向,即成為雙向變量泵。柱塞沿圓周均勻分布在缸體內(nèi)。業(yè)界更多地偏向于從配油盤結(jié)構(gòu)的角度去分析軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)，而且形成了較為完善的分析計(jì)算體系；至于泄漏對實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)的影響，雖進(jìn)行了一定的研究，但還沒一個(gè)較為完整的分析計(jì)算，更無計(jì)算公式。德國漢堡技術(shù)大學(xué)的RolfLasaar分別從柱塞受力角度和泵的實(shí)際流量角度對斜盤式軸向柱塞泵柱塞與缸體的間隙進(jìn)行了較為詳盡的分析，從柱塞所受摩擦力角度：要求間隙取大者；從泄漏量對流壁的影響角度：要求間隙越小越好。就軸向柱塞泵的泄漏問題，國外的研究者更感興趣于柱塞和缸體間因摩損而引起的泄漏。同時(shí)指出流量脈動(dòng)系數(shù)最大的影響因素是油液的彈性模量和油泵靜工作壓力，其次是柱塞數(shù)。甘肅工業(yè)大學(xué)的劉淑蓮?fù)ㄟ^對對稱偏轉(zhuǎn)配油盤的軸向柱塞泵流量脈動(dòng)形成機(jī)理進(jìn)行理論分析，提出了計(jì)算流量脈動(dòng)的修正公式。他的多位學(xué)生在他的指導(dǎo)下，對軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)做了大量的研究。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(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)入手，對斜盤式軸向柱塞泵作了運(yùn)動(dòng)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(dòng)相差無幾的結(jié)論。1985年，德國Achen大學(xué)流體動(dòng)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(shí)驗(yàn)裝置上測得結(jié)果是八樁塞泵的壓力脈動(dòng)約為九柱塞泵的122％。而我國自 20 世紀(jì)六、七十年代開發(fā)了 CY 系列和引進(jìn) Rexroth 技術(shù)的泵/馬達(dá)后，軸向柱塞泵/馬達(dá)技術(shù)進(jìn)展緩慢。軸向柱塞泵是利用與傳動(dòng)軸平行的柱塞在柱塞孔內(nèi)往復(fù)運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的容積變化來進(jìn)行工作的。本次設(shè)計(jì)對軸向柱塞泵進(jìn)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)，如柱塞的結(jié)構(gòu)型式、滑靴結(jié)構(gòu)型式、配油盤結(jié)構(gòu)型式等也進(jìn)行了分析和設(shè)計(jì)，還包括它們的受力分析與計(jì)算。同時(shí)缸體的材料選用以及校核也很關(guān)鍵，本文對變量機(jī)構(gòu)分類型式也進(jìn)行了分析，最后利用 Solidworks 制圖軟件繪制零件圖與組裝成裝配圖,并進(jìn)行干涉檢驗(yàn)，無誤后出圖。軸向柱塞泵的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻性好，噪聲低，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，工作壓力高，效率高，并易于實(shí)現(xiàn)變量。近年來，隨著我國經(jīng)濟(jì)的騰飛，在工業(yè)現(xiàn)代化和大規(guī)模城市化進(jìn)程中，工程機(jī)械、塑料機(jī)械、冶金、機(jī)床和農(nóng)業(yè)機(jī)械等領(lǐng)域?qū)S向柱塞泵/馬達(dá)的需求十分旺盛，因此提高我國軸向柱塞泵/馬達(dá)的性能顯得十分迫切，對軸向柱塞泵 /馬達(dá)技術(shù)革新的要求也十分緊迫！縱覽國內(nèi)外軸向柱塞泵/馬達(dá)技術(shù)的發(fā)展演變對認(rèn)識(shí)軸向柱塞泵/馬達(dá)的發(fā)展趨勢和加快我國軸向柱塞泵 /馬達(dá)技術(shù)的發(fā)展都有著重要的指導(dǎo)意義和現(xiàn)實(shí)意義。葉敏則考慮配油盤的偏轉(zhuǎn)安裝，并對傳統(tǒng)公式進(jìn)行了修正，已看不出奇數(shù)泵的流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于偶數(shù)泵。目前，國內(nèi)對軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)研究較多的是甘肅工業(yè)大學(xué)的那成烈教授和安徽理工大學(xué)的許賢良教授，他們以各自不同的角度對軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)進(jìn)行了較深入的研究。蘭州理工大學(xué)的那焱青針對軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)是工程噪聲控制的主要因素之一，找出了軸向柱塞泵瞬時(shí)流量的影響因素，并運(yùn)用計(jì)算機(jī)仿真分析給出了減小流量不均勻系數(shù)的方法。并用計(jì)算機(jī)仿真研究軸向柱塞裂流量脈動(dòng)與柱塞奇偶數(shù)、阻尼形式及通油比例等影響因素的關(guān)系。安徽理工大學(xué)的許賢良教授從幾何角度分析了配流結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)之間的關(guān)系，提出了偶數(shù)柱塞的流量特性及流量脈動(dòng)是由 (兩相鄰柱塞間夾角)、 ，(缸孔腰形?f?角）、 （配油 盤腰形角)的組合確定的。英國密蘇里大學(xué)哥倫比亞分校的Noah 在討論泵的實(shí)際流量時(shí)，著重考慮了柱塞和缸體間各種磨損所帶來的泄漏及泵在預(yù)升壓過渡區(qū)的油液倒灌，得到了七、八、九柱塞泵的實(shí)際流量與理論流量的比較圖，結(jié)果顯示：泵的實(shí)際流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于理論脈動(dòng)，且偶數(shù)泵在數(shù)據(jù)顯示上好于奇數(shù)泵。作者通過計(jì)算和實(shí)驗(yàn)，得到了此間隙的最優(yōu)化處理模式。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。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度,柱塞靠機(jī)械裝置或在低壓油作用下壓緊在斜盤上(圖中為彈簧),配油盤 2 和斜盤 4 固定不轉(zhuǎn),當(dāng)原動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)軸使缸體轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),由于斜盤的作用,迫使柱塞在缸體內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng),并通過配油盤的配油窗口進(jìn)行吸油和壓油。 圖 2—1 軸向柱塞泵的工作原理1—缸體 2—配油盤 3—柱塞 4—斜盤 5—傳動(dòng)軸 6—彈簧 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)給定