1、10SCY手動變量柱塞泵結(jié)構(gòu)設(shè)計第1 章 緒論隨著中國綜合國力的增強,中國經(jīng)濟也得到了飛速發(fā)展,在紛繁復(fù)雜的國際環(huán)景中發(fā)展并不容易,很多關(guān)鍵技術(shù)受到國外封鎖,而液壓系統(tǒng)也是其中一項,很多國內(nèi)知名企業(yè)如三一重工,中聯(lián)重科都還在進口國外液壓成套系統(tǒng),很大一部分利潤被分走。工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展，對液壓元件的需求也越來越廣。而作為液壓傳動系統(tǒng)不可或缺的液壓泵就顯得尤為重要了。只有在結(jié)構(gòu)和技術(shù)上不斷的開拓創(chuàng)新，我國軸向柱塞泵技術(shù)和產(chǎn)品一定可以上一個新臺階,我相信,隨著國力的增強,國家對自我創(chuàng)新力和研發(fā)力度加大,中國的液壓技術(shù)水平會越來越強,在關(guān)鍵技術(shù)上也會得到更大的突破,擺脫國外技術(shù)封鎖,讓國內(nèi)的液壓技術(shù)

2、走在世界前列。1.1選題的背景及意義 軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中重要的動力元件和執(zhí)行元件，廣泛地應(yīng)用在工業(yè)液壓和行走液壓領(lǐng)域，是現(xiàn)代液壓元件中使用最廣的液壓元件之一。軸向柱塞泵是利用與傳動軸平行的柱塞在柱塞孔內(nèi)往復(fù)運動所產(chǎn)生的容積變化來進行工作的。軸向柱塞泵的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻性好，噪聲低，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動慣量小，工作壓力高，效率高，并易于實現(xiàn)變量。此外，由于軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對制造工藝、材料的要求非常高，因此它又是技術(shù)含量很高的液壓元件之一。 隨著高科技的發(fā)展，現(xiàn)在機械對小型化、高效率的要求越來越高，而液壓傳動，隨著現(xiàn)在加工工藝、信息化的發(fā)展，其缺點也越來越完善，而泵是液壓傳動

3、的核心。1.2軸向柱塞泵概述 柱塞泵是液壓系統(tǒng)中重要的動力元件和執(zhí)行元件，廣泛地應(yīng)用在工業(yè)和農(nóng)業(yè)機械。柱塞式液壓泵是依靠若干個柱塞在缸體柱塞孔內(nèi)做往復(fù)遠動使密閉工作容積發(fā)生變化來實現(xiàn)吸油和壓油的。由于密閉工作容積是由缸體中若干個柱塞和缸體內(nèi)柱塞孔構(gòu)成，且柱塞和缸體內(nèi)柱塞孔都是圓柱表面，其加工精度容易保證，它具有重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、密封性好、工作壓力高，在高壓下仍能保持較高的容積率和總效率，SCY14柱塞泵的工作壓力可以達到32MPa，容易實現(xiàn)變量等優(yōu)點；其缺點是對液壓工作介質(zhì)的污染較敏感、濾油精度要求高、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、加工精度、日常維護要求比較高、價格比較便貴。而柱塞泵分為軸向和徑向。 1.3軸向柱

4、塞泵研究現(xiàn)況 我國現(xiàn)在在液壓傳動的發(fā)展起步晚，但是，隨著我國工業(yè)化的崛起，我們國家液壓傳動得到一定的發(fā)展，但是小型化和高壓、高速的液壓泵需要進一步發(fā)展，我們國家自仿造德國設(shè)計了CY14系列柱塞泵，而柱塞泵在大型機械應(yīng)用廣泛，其穩(wěn)定性和噪音等這些需要進一步改進，在工業(yè)化發(fā)展的過程中，我們國家應(yīng)該重視基礎(chǔ)科學(xué)研究，從而提出更科學(xué)的泵的設(shè)計方案和原理。1.4直軸式軸向柱塞泵的工作原理 柱塞泵是液壓系統(tǒng)的一個重要裝置。它依靠柱塞在缸體中往復(fù)運動，使密封工作容腔的容積發(fā)生變化來實現(xiàn)吸油、壓油。柱塞泵具有額定壓力高、結(jié)構(gòu)緊湊、效率高和流量調(diào)節(jié)方便等優(yōu)點，被廣泛應(yīng)用于高壓、大流量和流量需要調(diào)節(jié)的場合，諸如液

5、壓機、工程機械和船舶中。柱塞泵是往復(fù)泵的一種，屬于體積泵，其柱塞靠泵軸的偏心轉(zhuǎn)動驅(qū)動，往復(fù)運動，其吸入和排出閥都是單向閥。當柱塞外拉時，工作室內(nèi)壓力降低，出口閥關(guān)閉，低于進口壓力時，進口閥打開，液體進入；柱塞內(nèi)推時，工作室壓力升高，進口閥關(guān)閉，高于出口壓力時，出口閥打開，液體排出。當傳動軸帶動缸體旋轉(zhuǎn)時，斜盤將柱塞從缸體中拉出或推回，完成吸排油過程。柱塞與缸孔組成的工作容腔中的油液通過配油盤分別與泵的吸、排油腔相通。變量機構(gòu)用來改變斜盤的傾角，通過調(diào)節(jié)斜盤的傾角可改變泵的排量。1-斜盤 2-回程盤 3-滑靴 4-柱塞 5-缸體 6-配油盤 7-傳動軸圖1-1 直軸式軸向柱塞泵工作原理第2章 總

6、體設(shè)計與分析2.1主要性能參數(shù)分析10SCY14-1B手動變量軸向柱塞泵參數(shù)如下：最大工作壓力 公稱排量 額定流量 =15L/min最大流量 額定轉(zhuǎn)速 n=1500r/min2.1.1排量流量與容積效率軸向柱塞泵排量是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即 =10ml不計容積損失時，泵的理論流量為=0.011500=15(L)式中 柱塞橫截面積； 柱塞外徑； 柱塞最大行程； Z柱塞數(shù)； 傳動軸轉(zhuǎn)速。泵的理論排量q為（ml/r）為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計算理論排量時應(yīng)按下式作校核計算： 式中是常數(shù)，對進口無預(yù)壓力的油泵=5400；對進口壓力為5kgf/cm的油泵=9100，這里取=9100故

7、符合要求。 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(xiàn)。對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角，該設(shè)計是通軸泵，受機構(gòu)限制，取下限，即。泵實際輸出流量為 =15-0.5=14.5（ml/min）式中為柱塞泵泄漏流量。泵容積效率定義與之比，即 =軸向柱塞泵容積效率一般為=0.940.98，故符合要求。2.1.2扭矩與機械效率不計摩擦損失時，泵的理論扭矩為 =式中為泵吸排油腔壓力差。考慮摩擦損失時，實際輸出扭矩為=泵的機械效率定義為理論扭矩與實際輸出扭矩之比，即2.1.3功率與效率不計各種損失時，泵的理論功率=泵實際的輸入功率為 = 泵實際的輸出功率為 =定義泵的總效率為輸出功率與

8、輸入功率之比，即 = 上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效率一般為=0.850.9,上式滿足要求。2.2柱塞運動分析柱塞運動學(xué)分析，主要是研究柱塞相對缸體的往復(fù)直線運動。即分析柱塞和缸體間的運動學(xué)關(guān)系。2.2.1柱塞行程S圖2.1是一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。以柱塞腔容積最大時的上死點位置為，分析任一旋轉(zhuǎn)角a時的運動關(guān)系。（斜盤傾斜角為，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為a)圖2.1 柱塞運動分析 所以柱塞行程S為 當時，可得最大行程為 2.2.2柱塞運動速度分析v將式對時間微分可得柱塞運動速度v為 當及時，可得最大運動速度為 式中為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 。2.2

9、.3柱塞運動加速度a將對時間微分可得柱塞運動加速度a為 當及時，可得最大運動加速度為 柱塞運動的行程s速度v加速度與缸體轉(zhuǎn)角a的關(guān)系如圖2.2所示。圖2.2 柱塞運動特征圖2.3滑靴運動分析研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面內(nèi)的運動規(guī)律（如圖2.3），其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長短軸分別為 長軸 短軸 設(shè)柱塞在缸體平面上A點坐標為 如果用極坐標表示則為矢徑 極角 滑靴在斜盤平面內(nèi)的運動角速度為 由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運動，當時，最大（在短軸位置）為 當時，最?。ㄔ陂L軸位置）為 由結(jié)構(gòu)可知，滑靴平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 第3章 主

10、要零部件設(shè)計3.1柱塞設(shè)計3.1.1柱塞結(jié)構(gòu)型式的選擇軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，可有以下三種形式：點接觸式柱塞、線接觸式柱塞、帶滑靴的柱塞。這三種形式的柱塞分別如圖2-1(a)、（b）、（c）所示，由于點接觸的接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易破壞，不能承受過高的載荷，壽命較低，現(xiàn)在已經(jīng)很少用到，而線接觸有一點的潤滑能力，同時可以承受一定的載荷，但是SCY14是高壓泵，承載載荷大，所以不適用，故選擇帶帶滑靴的柱塞。圖2-1 柱塞結(jié)構(gòu)型式目前柱塞大多采用空心結(jié)構(gòu)減小慣性力的同時還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴張變形補償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果。空心柱塞內(nèi)還可以安

11、放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。但空心結(jié)構(gòu)無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，要考慮液體可壓縮性能的影響，泵容積效率會因為無效容積而降低，從而泵的壓力脈動增加，影響調(diào)節(jié)過程的動態(tài)品質(zhì)。綜上，本設(shè)計選用圖2-1（c）所示的型式。3.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計1）柱塞直徑及柱塞分布塞直徑柱塞直徑柱塞分布直徑和柱塞數(shù)Z都是互相關(guān)聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計資料，在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長約為分布圓周長的75%，即由此可得 式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)。隨柱塞數(shù)Z而定。對于軸向柱塞泵，其值如表2-1所示。表2-1柱塞結(jié)構(gòu)參數(shù)Z7911m3.13.94.5當泵的理論流量和轉(zhuǎn)速根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公

12、式得柱塞直徑為 （2-1） 式中 斜盤最大傾角，取=20對計算出的結(jié)果進行圓整，并查按相應(yīng)標準取=22mm。柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即 （2-2）2）柱塞名義長度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(yīng)保證有最小留孔長度，一般?。?這里取 。因此，柱塞名義長度應(yīng)滿足： 式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸長度，一般取。根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常?。?這里取。3）柱塞球頭直徑按經(jīng)驗常取，如圖2-2所示。圖2-2柱塞尺寸圖這里取柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，以便柱塞在排油結(jié)束后柱塞的柱塞處能完全進入柱塞腔，習(xí)慣取，此

13、處取。4）柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中為了存儲贓物和均衡側(cè)向力改善潤滑條件常常在柱塞表面開環(huán)行均壓槽。均壓槽的尺寸一般?。荷頷=0.30.7mm；間距t=210mm。這里取。3.1.3 柱塞摩擦副比壓P比功驗算 對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應(yīng)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(yīng)控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長時的最大接觸應(yīng)力作為計算比壓值，則 （2-3）柱塞相對缸體的最大運動速度應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即 （2-4） 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為 （2-5） 上面的式子中間的許可比壓許可比功、許可速度的值，應(yīng)該以摩擦副材料而定，可參照下表2-

14、1。表2-1材料性能材料牌號許用比壓 Mpa許用滑動速度m/s許用比功Mpa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨鑄鐵10518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。3.2滑靴設(shè)計高壓柱塞在目前泵普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)。這樣可以使滑靴的接觸形式為面接觸很大程度減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞和滑靴的開有中心孔，使高壓油經(jīng)柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在斜盤表面形成薄油，很大程度與上減少了相對運動件間的摩阻

15、。但是中心孔不起節(jié)流作用，因為滑靴設(shè)計常用剩余壓緊力法。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即 =將上式代入式中，可得滑靴分離力為 （2-6）設(shè)剩余壓緊力，則壓緊系數(shù) ，這里取0.1?；チζ胶夥匠淌郊礊?用剩余壓緊力法設(shè)計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0.0080.01mm左右?；バ孤┝可?，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(yīng)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(shè)計。3.2.1滑靴的結(jié)構(gòu)型式的選擇滑靴結(jié)構(gòu)有如圖2-3所示的3種型式。圖2-3滑靴結(jié)構(gòu)型式圖2-3（a）所示為普通型，靜壓油池

16、較大，但是由于加工表面精度原因，其實際支持面可能較小，可以形成封油帶。結(jié)構(gòu)簡單，是目前常用的一種型式。圖2-3（b）所示滑靴增加了內(nèi)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2-3（c）所示的滑靴不僅有輔助支承面，而且在支承面上開設(shè)阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼使其共同形成液阻。從而實現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。經(jīng)比較，本設(shè)計采用圖2-3（a）所示的結(jié)構(gòu)型式。3.2.2滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計圖2-4 滑靴外徑的確定看滑靴的布局，應(yīng)該在斜盤的投影面面上，即斜盤傾角時，滑靴之間的間隙為s，如圖2-4。1）滑靴外徑： （2-7）一般取s=0.21，這里取0.2。2

17、）油池直徑 初步計算時，可設(shè)定，這里取0.8. 3）中心孔及長度如果用剩余壓緊力法設(shè)計滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取 （或）=0.81.5=1.0mm 3.3配油盤設(shè)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(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。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。3.3.1過渡區(qū)設(shè)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)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。3.3.2配油盤主要尺寸確定圖2-5 配油盤主要尺寸1）配油窗尺寸配油窗口

18、分布圓直徑D取配油窗口包角，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(yīng)滿足 滿足要求。式中 泵理論流量； 配油窗面積，； 許用吸入流速，=23m/s。由此可得 =2）封油帶尺寸設(shè)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 （2-8）聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸： 3.3.3驗算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應(yīng)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(yīng)有足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖4-9中的

19、。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；且：（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 （2-9）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(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 式中 平均切線速度，=。 根據(jù)資料取。3.4缸體設(shè)計下面通過計算確定缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸2.4.1通油孔分布圓和面積圖2-6 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

20、近似計算如下（如圖2-6所示）。 式中 通油孔長度，；通油孔寬度，；3.4.2缸體內(nèi)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(yīng)盡量使各處壁厚一致（如圖2-7），即。壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算。圖2-7缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體強度可按厚壁筒驗算 （2-10）式中 筒外徑，且=100mm。 缸體材料許用應(yīng)力，對ZQAL94：=600800缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為 = （2-11）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=0.230.30，青銅=0.320.35； 允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取，青銅則??；符合要求。3.4.3缸體高度H從圖2

21、-7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=（0.40.6），這里取0.5=11。3.5柱塞回程機構(gòu)設(shè)計直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)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，如圖2-8，并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)在斜盤上。當滑靴下表面與回程盤貼緊時，應(yīng)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，如圖2-8所示。盤上為滑靴安裝孔徑，為滑靴安裝孔分布圓直徑。這兩個尺

22、寸是回程盤的關(guān)鍵尺寸，設(shè)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。圖2-8 回程盤結(jié)構(gòu)尺寸如前所述，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(yīng)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 從圖2-8中可以看出回程盤上安裝孔中心O與長短軸端點A或B的最大偏心距相等，且為，因而 （2-12） 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(yīng)比滑靴徑部直徑d大。同時，考慮到加工安裝等誤差，應(yīng)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 式中 滑靴頸部直徑； 間隙，一般取=0.51mm

23、。3.6變量機構(gòu)設(shè)計軸向柱塞泵是通過變量機構(gòu)改變直軸泵斜盤傾斜角或斜軸泵擺缸擺動角，以改變輸出流量的方向和大小。按照變量執(zhí)行機構(gòu)可分為機械式、液壓伺服機構(gòu)式、液壓缸式，如圖2-9。按照性能參數(shù)還可分為恒功率式、恒壓式、恒流量式等。 圖2-9變量執(zhí)行機構(gòu)以上各種型式的變量機構(gòu)常常組合使用。例如，圖2-9(a)所示，手動變量機構(gòu)采用杠桿或采用手輪轉(zhuǎn)動絲杠，帶動斜盤改變傾斜角，如果用可逆電機旋轉(zhuǎn)絲杠可實現(xiàn)電動變量。圖2-9(b)所示，在伺服閥C端用手輪或杠桿輸入一位移量，稱手動伺服變量式；若以電機或液壓裝置輸入位移量時，則稱電動或液動伺服變量式；如果輸入的控制信號量使得泵輸出的功率為常值，則構(gòu)成了壓

24、力補償變量式。再如圖2-9(c)中，用帶有電磁閥的外液壓源控制，可成為遠程液控變量式；如果用伺服閥控制變量缸，并使泵出口壓力為恒值，可成為恒壓變量型式。由此可知，變量的型式是多種多樣的，下面介紹其中最常用的幾種變量機構(gòu)。并予以比較選擇。3.6.1手動變量機構(gòu)手動變量機構(gòu)是一種最簡單的變量機構(gòu)，適用于不經(jīng)常變量的液壓系統(tǒng)。變量時用手輪轉(zhuǎn)動絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母直線運動帶動斜盤改變傾斜角實現(xiàn)變量。手動變量機構(gòu)原理圖及變量特性如圖2-10所示。圖2-10手動變量機構(gòu)原理及特征 圖中表明手動變量機構(gòu)可實現(xiàn)雙向變量。流量Q的方向和大小與變量機構(gòu)行程y成正比。3.6.2手動伺服變量機構(gòu)該機構(gòu)用機械方式通過

25、伺服閥帶動變量缸改變斜盤傾角實現(xiàn)變量。手動伺服變量機構(gòu)的原理圖和變量特性如圖2-11所示。圖2-11手動伺服變量機構(gòu)圖中伺服變量機構(gòu)由雙邊控制閥和差動變量缸組成?？刂崎y的閥套與變量活塞桿相連，變量缸的缸體與泵體相連。當控制閥處于中位時，斜盤穩(wěn)定在一定的位置上。變量時，若控制閥C端向左移動，油路1和2連通，變量缸AB兩腔都是泵出口壓力。由于B腔面積大于A腔，變量活塞在液壓力作用下向右移動，推動斜盤傾斜角減小，流量隨之減少。與此同時，由于閥套與活塞桿相連，閥套也向右移動逐步關(guān)閉油路l和2，于是斜盤穩(wěn)定在新的位置上。反之，控制閥向右移動時，油路2和3連通，變量缸B腔與回油路接通，變量活塞在A腔液壓力

26、作用下向左移動，使斜盤傾角增大，流量也增大。同理，由于控制閥閥套的反饋移動，使斜盤穩(wěn)定在新的位置。這種利用機械位置反饋的伺服變量機構(gòu)減少了變量控制力，大大提高了變量的性能和精度。變量信號輸入可以是手動，也可以是電動。如用外液壓源可實現(xiàn)遠程無級變量。因此，這種變量型式廣泛用于頻繁變速的行定車輛、工程機械、機床等許多液壓系統(tǒng)中。3.6.3恒功率變量機構(gòu)恒功率變量機構(gòu)是根據(jù)泵出口壓力調(diào)節(jié)輸出流量，使泵輸出流量與壓力的乘積近似保持不變，即原動機輸出功率大致保持恒定。變量機構(gòu)原理如圖10-3(a)所示。圖中恒功率變量機構(gòu)仍由雙邊控制閥和差動變量缸組成。與手動伺服變量機構(gòu)不同的是控制閥C端由彈簧預(yù)壓調(diào)定，

27、D端用控制油路接通泵出口管路。利用液壓力與彈簧力平衡的關(guān)系控制變量活塞，改變斜盤傾角。工作原理與手動伺服變量機構(gòu)類似。 為使泵功率為一恒值，理論上，泵出口壓力與輸出流量應(yīng)保持雙曲線關(guān)系，如圖5-4所示。但是，實際泵的變量機構(gòu)都是采用彈簧來控制的。因此，只能用一段折線(一根彈簧)或二段折錢(二根彈簧)來近似替代雙曲線。圖2-11（a）所示的變量特性就是采用內(nèi)外雙彈簧和機械限位裝置控制的恒功率變量特性。3.6.4恒流量變量機構(gòu)恒流量變量機構(gòu)是根據(jù)裝于泵出口主油路中的節(jié)流閥兩側(cè)的壓力差調(diào)節(jié)輸出流量，保持流量為一恒值。變量機構(gòu)原理及變量特性如圖2-12所示。圖2-12恒流量變量機構(gòu)原理及特征圖中恒流量

28、變量機構(gòu)由帶有節(jié)流閥的雙邊控制閥(恒流量閥)和差動變量缸組成?？刂崎yC端預(yù)壓彈簧調(diào)定后，節(jié)流閥兩側(cè)壓力差在控制閥閥芯上產(chǎn)生的液壓力與彈簧力相平衡，閥芯處于中垃，斜盤傾角固定在某一角度，泵輸出流量為調(diào)定值。當泵轉(zhuǎn)速增加時，輸出流量也相應(yīng)增加。由于節(jié)流器面積不變，則節(jié)流器兩端壓力差增大，推動控制閥閥芯左移，帶動變量活塞左移，斜盤傾角減小，流量城少，直至恢復(fù)到調(diào)定值。此時，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤傾角穩(wěn)定，泵輸出流量為恒定值。反之，當泵轉(zhuǎn)速減小后，輸出流量減少。類似的分析可知，斜盤傾角會增加，流量也隨之增加，仍保持為一恒定值。恒流量變星泵用于對液壓執(zhí)行機構(gòu)要求速度恒定的設(shè)備中。

29、例如，機床、運輸機械等液壓系統(tǒng)。但是恒流量變量泵恒定流星的精度不高，誤差較大，這也限制了它的應(yīng)用。綜合比較以上幾種變量機構(gòu)，本設(shè)計選擇手動伺服變量機構(gòu)。第4章 主要零件受力分析與校核4.1柱塞受力分析與校核柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時，半周吸油一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面來分析一下柱塞泵排油的受力情況，而吸油情況在回程盤中另行分析，圖5-1是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。圖5-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：4.1.1柱塞底部的液壓力柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為 （5-1）式中 泵最大工作壓力。4.1.2柱塞慣性

30、力柱塞在缸體作往復(fù)直線運動時，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力表達方式為： （5-2）式中為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。慣性力與加速度a的矢量方向相反，其力的大小按缸體旋轉(zhuǎn)角a的余弦值規(guī)律變化。當和時，慣性力最大值為 （5-3）4.1.3離心反力是徑向力，其表達式和計算結(jié)果如下： （5-4）4.1.4斜盤反力 斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力P及徑向力 即 （5-5）軸向力P等于及其它軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應(yīng)力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。4.1.5柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力和該力是接觸應(yīng)力和產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間

31、隙遠小于柱塞直徑及柱塞腔內(nèi)的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力引起的接觸應(yīng)力和可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。4.1.6摩擦力和柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為 （5-6）式中 為摩擦系數(shù)，常取=0.050.12，這里取0.1。 分析柱塞受力，取柱塞處于上死點時的位置。此時，N和可得： (5-7)式中 柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗=，這里取=44mm； 柱塞名義長度，由經(jīng)驗=，這里??； 柱塞重心至球心距離，=-根據(jù)相似原理有 （5-8）又有 所以 將式代入求解接觸長度。為簡化計算，力矩方程中離心力相對很小可以忽略，得 （5-9）將式代入可得 （5-10） 將以上兩式代入可得 （5-11）

32、式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)，且 （5-12）4.2滑靴受力分析與校核目前高壓柱塞泵普遍已經(jīng)采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)。滑靴不僅增大了與斜盤得接觸面、減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔和滑靴中心孔 ，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(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的作用力。下面對這組力進行分析。圖5-4 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布圖5-4為滑靴結(jié)構(gòu)與分離力，根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄漏量q為： （5-18）若，則 （

33、5-19）式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為的任儀點壓力分布式為 （5-20）若，則 （5-21）由上式，封油帶上壓力變化規(guī)律是壓力隨半徑減小而呈對數(shù)規(guī)律增加。封油帶上總的分離力可通過積分求得。如圖4-4，取微環(huán)面，則封油帶分離力為 （5-22）油池靜壓分離力為 總分離力為 （5-23）4.2.2分離力分離力就是滑靴所受壓緊力，其產(chǎn)生主要原因是柱塞底部受到液壓力引起的，表示為： （5-24）4.2.3力平衡方程式當滑靴受力平衡時，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 即 （5-25）將上式代入式中，得泄漏量為 =3 L/min （5-26）除了以上主要力的作用之外，滑靴上還有其他的力，但是對柱塞泵工作影響

34、較小，本處忽略不計，比如有滑靴的離心力、滑靴與斜盤的摩擦力、鉸鏈的摩擦力，使滑靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，有利于均勻摩擦，有的可能使滑靴傾倒加重了摩擦力，從而破壞油封。在設(shè)計時，可酌情考慮這些因素。4.3配油盤受力分析與校核雖然不同種類軸向柱塞泵所配套的配油盤尺寸或者加工有差別，但是其基本的用途和本身基本構(gòu)造是相同。圖5-7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有一對相互作用力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力。1-輔助支撐面 2-外封油帶 3-內(nèi)封油帶 4-吸油窗 5-過渡區(qū) 6-減震槽 7-排油窗圖5-7配油盤基本構(gòu)造4.3.1壓緊力壓

35、緊力是缸體受到軸向的作用力，并通過缸體作用到配油盤上，其產(chǎn)生原因是處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上。對于奇數(shù)柱塞泵，當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為 （5-29）當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為 （5-30）平均壓緊力為 4.3.2分離力 分離力由三部分組成。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排油窗高壓油對缸體的分離力。對于奇數(shù)液壓泵，缸體旋轉(zhuǎn)在過程中，每一瞬時參加排和吸油的柱塞數(shù)量和所處的位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角有所擴大，如圖5-8所示。圖5-8封油帶實際包角的變化當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為 當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為 平均有

36、個柱塞排油時，平均包角為 式中 柱塞間距角， ； 柱塞腔通油孔包角，這里取。1)外封油帶分離力 外封油帶上泄漏流量是源流流動，其壓力大小是在封油帶上任意半徑的積分，則外封油帶上的分離力為（）。 （5-32） =2)內(nèi)封油帶分離力內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力為 （5-33）3)排油窗分離力 （5-34）配油盤總分離力 結(jié) 論一般來說,由于各類液壓泵各自突出的特點,其結(jié)構(gòu)功用和運轉(zhuǎn)方式各不相同,因此應(yīng)根據(jù)不同的使用場合選擇合適的液壓泵。一般在機床液壓系統(tǒng)中，往往選用雙作用葉片泵和限壓式變量葉片泵;而在筑路機械港口機械以及小型工程機械中，往往選擇抗污染能力比較強的齒輪泵；在負

37、載大功率大的場合往往選擇柱塞泵。本文通過對10SCY直軸式軸向柱塞泵的機構(gòu)參數(shù)設(shè)計，主要結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計以及柱塞、滑履、缸體、斜盤等主要部件的運動學(xué)分析、強度校核。在油泵工作時，對柱塞和滑履進行運動規(guī)律分析；同時對柱塞泵進行了流量及流量脈動率分析。該泵的特點是：(1) 在柱塞頭部加滑靴，改點接觸為面接觸，并為液體摩擦。(2) 將分散布置在柱塞底部的彈簧改為集中彈簧，并通過壓盤使柱塞緊貼斜盤。(3) 將傳動軸改為半軸，懸臂端通過缸體外大軸承支承。 由于采用上述這些結(jié)構(gòu)措施，使得泵的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，使用和維護要求都較高。而且缸體外大軸承不宜用于高速，使它的流量提高比較困難，參考文獻1 李培滋王占林主編.飛機液壓傳動與伺服控制（上冊）M.國防工業(yè)出版社.19892 曾祥榮葉文柄吳沛容編著.液壓傳動M.國防工業(yè)出版社.19803 何存興主編.液壓元件M.機械工業(yè)出版社.19824 張赤誠等編.液壓傳動M.地質(zhì)出版社.