（2016屆）

本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書

軸向柱塞泵設(shè)計(jì)

系 部： 專 業(yè)： 學(xué) 生 姓 名： 班 級： 指導(dǎo)教師XX： 最終評定成績

機(jī)電工程系 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 李躍 4班 伍先明 學(xué)號 2008011427 職稱教授 20 12年6月

XX學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)

63ZCY14－1B軸向柱塞泵設(shè)計(jì)

系 （部）：機(jī)電工程系

專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 號：2008011427 學(xué)生XX：李躍

指導(dǎo)教師：伍先明 教授

2012年6月

摘 要

ZCY14-1B軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的動(dòng)力元件，軸向柱塞泵是靠柱塞在（柱塞腔）缸體內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔內(nèi)容積實(shí)現(xiàn)吸油和排油的，是容積式液壓泵。本文首先通過給定的設(shè)計(jì)參數(shù)，得出了柱塞的直徑和回程盤上的分布圓半徑，利用柱塞的尺寸以及受力和經(jīng)驗(yàn)公式可以得出滑靴的基本尺寸。利用分布圓半徑從而確定的配流盤上的內(nèi)封油、吸排油窗口等主要尺寸。利用軸的尺寸來計(jì)算出缸體的內(nèi)徑，再根據(jù)柱塞的分布以及缸體的壁厚算出缸體的外徑，根據(jù)柱塞的行程來算出缸體的長度，然后再校核強(qiáng)度。最后對柱塞泵的變量機(jī)構(gòu)進(jìn)行選型以及一些參數(shù)的計(jì)算，最后總裝出柱塞泵。

關(guān)鍵詞：軸向柱塞泵，配流盤，缸體，變量機(jī)構(gòu)

ABSTRACT

ZCY14-1B axial piston pump in the hydraulic system, power ponents, axial piston pump is to rely on the plunger (piston chamber) cylinder reciprocating motion, and change the plunger cavity volume suction and discharge of oil,is a positive displacement hydraulic pump. Firstly, the given design parameters obtained distribution on the radius of the diameter of the plunger and backhaul panel plunger size and the force and the empirical formula can draw the basic size of the slipper. Distribution radius in order to determine the valve plate on the inner seal oil, the main dimensions of the suction oil window. Shaft size to calculate the inner diameter of the cylinder, according to the distribution of the plunger and the cylinder wall thickness calculated cylinder diameter, stroke of the plunger to calculate the length of the cylinder, and then check the strength. Finally, the piston pump variable institutions by the line selection, as well as some of the parameters of the calculation, the final assembly of the piston pump.

Keywords:Axial piston pump，Valve plate ，Cylinder，Variables agencies

目 錄·

摘要I

ABSTRACTI 第1章緒論1

1.1引言1

1.2軸向柱塞泵國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向1

第2章軸向柱塞泵性能參數(shù)3

2.1給定設(shè)計(jì)參數(shù)3 2.2確定結(jié)構(gòu)參數(shù)4 2.3 泵軸計(jì)算與校核5

2.3.1功率和電機(jī)的選擇5 2.3.2軸的計(jì)算校核5

第3章直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析6

3.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析7 3.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析8 3.3流量及流量脈動(dòng)率9 3.4脈動(dòng)率的計(jì)算10

第4章柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)、受力分析與強(qiáng)度計(jì)算11

4.1柱塞設(shè)計(jì)與受力分析11

4.1.1柱塞結(jié)構(gòu)形式11 4.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)11 4.1.3柱塞受力分析12 4.2滑靴受力分析與設(shè)計(jì)15

4.2.1確定滑靴結(jié)構(gòu)型式15 4.2.2結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)15

4.2.3中心孔d0、d?及長度l016

04.2.4滑靴受力分析18 4.3配油盤受力分析與設(shè)計(jì)21

4.3.1配油盤設(shè)計(jì)21 4.3.2配油盤受力分析22 4.3.3驗(yàn)算比壓P、比功PV26 4.4缸體設(shè)計(jì)26

4.4.1缸體的穩(wěn)定性26

4.4.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定27 4.4.3 缸體的受力分析28 4.4.4缸體的強(qiáng)度校核28 4.5斜盤力矩分析30

4.5.1柱塞液壓力矩30 4.5.2過渡區(qū)閉死液壓力矩31 4.5.3回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩33 4.5.4滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩33 4.5.5柱塞慣性力矩34

4.5.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩34 4.5.7斜盤支承摩擦力矩34

4.5.8斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩34 4.5.9斜盤自重力矩34 4.6泵的變量機(jī)構(gòu)35

4.6.1控制變量的分類35 4.6.2變量機(jī)構(gòu)的選型35

?d4.6.3變量機(jī)構(gòu)液壓缸內(nèi)徑n的計(jì)算37

?D4.6.4活塞桿直徑n的計(jì)算37 4.6.5液壓缸行程s的確定38

結(jié)論39

參考文獻(xiàn)39 致謝40

第1章 緒論

1.1引言

軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的元件和執(zhí)行元件的重要推動(dòng)力，廣泛應(yīng)用于工業(yè)液壓和行走液壓領(lǐng)域中，是使用最廣泛的現(xiàn)代液壓元件。軸向柱塞泵是利用與傳動(dòng)軸平行的柱塞在柱塞孔來完成這項(xiàng)工作的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的容積變化。軸向柱塞泵，結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻，噪音低，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，徑向尺寸小，工作壓力高，效率高，容易實(shí)現(xiàn)變量的優(yōu)勢[1]。此外，復(fù)雜結(jié)構(gòu)的軸向柱塞泵，制造工藝，材料要求非常高，所以它是一個(gè)技術(shù)含量高的液壓元件。

1.2軸向柱塞泵國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向

對柱塞泵的研究可謂是歷史悠久，這使得大量的研究和實(shí)驗(yàn)工作，都是為了提高軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)，以減少震動(dòng)和噪音，國內(nèi)和液壓界的科學(xué)工作者研究軸向柱塞泵表明：柱塞泵的實(shí)際流量是受各種因素的影響，流量脈動(dòng)是遠(yuǎn)遠(yuǎn)比理論流量脈動(dòng)大，紋波系數(shù)與柱塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。

就軸向柱塞泵柱塞數(shù)的奇偶選擇問題，中國學(xué)者王意在1982年提出了“偶數(shù)泵可以和奇數(shù)泵工作一樣好”的觀點(diǎn)，并在1984年，選擇九柱塞泵與他設(shè)計(jì)的八柱塞泵進(jìn)行流量脈動(dòng)對比測試，實(shí)驗(yàn)表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。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％。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。在“流體控制與機(jī)器人”96學(xué)術(shù)年會(huì)上，理工大學(xué)的X百海教授就通常工況下，帶有預(yù)壓縮角的軸向柱塞泵流量脈動(dòng)作了分析，認(rèn)為其流量脈動(dòng)系數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于其固有流量脈動(dòng)系數(shù)，且偶數(shù)泵和奇數(shù)泵具有相同的流量脈動(dòng)頻率，但他沒有給出實(shí)驗(yàn)證明。鄒駿則在九柱塞泵的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)并制造出一個(gè)八柱塞泵，對八、九柱塞泵作了仿真分析及實(shí)驗(yàn)對比，認(rèn)為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵[2]。此外，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。

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XX工業(yè)大學(xué)的那成烈教授和XX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。那成烈教授在國家自然科學(xué)資助項(xiàng)目“軸向柱塞泵噪聲控制”的研究，軸向柱塞泵流量脈動(dòng)，不僅取決于油品質(zhì)量的基金會(huì)也是流體噪聲控

制的主要因素之一。他對油底殼結(jié)構(gòu)上的流量的脈動(dòng)進(jìn)行綜合分析。在他的指導(dǎo)下，他的很多學(xué)生對軸向柱塞泵的流量和搏動(dòng)指數(shù)進(jìn)行了大量的研究[3]。XX理工大學(xué)的那炎清研究軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)的主要因素工程噪聲控制之一，以確定軸向柱塞泵瞬時(shí)流量的影響因素，為減少使用計(jì)算機(jī)模擬分析流量均勻系數(shù)。鄧斌，西南交通大學(xué)栽培要流程模擬，理論的順勢流蘇和倒灌流量進(jìn)行了仿真，倒灌的流量比活塞泵的集合流量脈動(dòng)，使柱塞水壓泵的流量脈動(dòng)相應(yīng)減少，交通入侵開始，以減少活塞強(qiáng)壓力脈動(dòng)。分析和模擬實(shí)際流量，使用B湍流模型和簡算法的液壓油場的過程中，揭示流量的變化和柱塞室和流動(dòng)窗口的三維模擬的軸向柱塞泵速度分布，并指出，對液壓軸向柱塞泵流量脈動(dòng)的速度和負(fù)載壓力。

XX工業(yè)大學(xué)X淑蓮?fù)ㄟ^對對稱偏轉(zhuǎn)的油盤軸向柱塞泵流量脈動(dòng)的理論分析，提出了計(jì)算流量脈動(dòng)的修正公式。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。同時(shí)對帶有橫向傾角減振機(jī)構(gòu)的斜盤酌兩種結(jié)構(gòu)形式的泵流量進(jìn)行了分析與仿真。

XX理工大學(xué)的尹文波主要從幾何因數(shù)，即配油盤的結(jié)構(gòu)對實(shí)際流量的影響進(jìn)行分析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時(shí)流量脈動(dòng)系數(shù)比工作介質(zhì)不可壓縮時(shí)大一個(gè)數(shù)量級，且與柱塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。還指出，流搏動(dòng)指數(shù)因子的彈性模量和泵靜壓柱塞數(shù)，其次是石油。XX工業(yè)大學(xué)，X教授從一個(gè)視圖的流動(dòng)結(jié)構(gòu)的流量脈動(dòng)，柱塞（相鄰的兩個(gè)角）之間的偶數(shù)活塞流量特性和流量脈動(dòng)的分部之間的關(guān)系分析的幾何點(diǎn)，（X賢亮缸徑腎形角），（腎形角度相結(jié)合的油底殼確定）。他的學(xué)生，XX大學(xué)，X曉華，軸向柱塞泵和非幾何因素（包括泄露）進(jìn)行了理論分析，計(jì)算機(jī)模擬和實(shí)際流量脈動(dòng)動(dòng)態(tài)測試的幾何因素，最后得出結(jié)論：流暴力脈動(dòng)，流量脈動(dòng)頻率與柱塞數(shù)無關(guān)的平價(jià)關(guān)系。中國礦業(yè)大學(xué)X力國考慮油底殼的實(shí)際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞室給排水情況，八活塞泵流量脈動(dòng)和七個(gè)柱塞泵流量脈動(dòng)大致相同的結(jié)論。軸向柱塞泵泄露，國外研究人員是在活塞與氣缸之間的泄漏在成的摩擦損失更感興趣。泵的實(shí)際流量，諾亞密蘇里-哥倫比亞英國大學(xué)之間的活塞和氣缸磨損的焦點(diǎn)[4]。Manring討論和撕裂所帶來的泄漏和泵油入侵前的過渡地帶提高，以及七活塞泵的流量和理論流程圖比較，結(jié)果表明：泵浦脈沖的實(shí)際流量比理論脈動(dòng)較大，偶數(shù)泵數(shù)據(jù)顯示比奇數(shù)的泵。薩斯喀徹溫大學(xué)，加拿大麗澤梁研究與壓力控制伺服閥用于模擬高頻率響應(yīng)磨損軸向柱塞泵磨損的活塞和氣缸之間的軸向柱塞泵的活塞和氣缸之間的泄漏和控制算法。模擬了各種不同層次的柱塞磨損測量泄漏。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，與實(shí)際磨損的活塞泵，脈動(dòng)流壁面壓力波動(dòng)的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)是相當(dāng)一致的，這為進(jìn)一步深入研究提供基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。

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。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[5]。

總之，軸向軸塞泵流量脈動(dòng)是極其復(fù)雜，傳統(tǒng)理論力難及?；钊玫牧髁?，壓力脈動(dòng)是相當(dāng)復(fù)雜的，涉及到一些幾何因素和非幾何因素，仍未能定性。更沒有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起的作用和地位。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[6]；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。

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。

第2章 軸向柱塞泵性能參數(shù)

2.1給定設(shè)計(jì)參數(shù)

額定工作壓力 p?32MPa 最大排量 V?63ml/r 額定轉(zhuǎn)速n?1500r/min 容積效率 ??0.93

軸向柱塞泵幾何排量V是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即

V=?4d2?z?2R?tg?max（2.1）

式中 d------柱塞直徑；

z------柱塞數(shù)；

R------柱塞分布圓半徑；

?------斜盤傾角。

為了避免氣蝕現(xiàn)象，在V值之后，需按下式做校核計(jì)算：

n?q?Cp （2.2）

式中：Cp---常數(shù)，對進(jìn)口無預(yù)壓力的油泵Cp?00；對進(jìn)口壓力為5kgf/cm2的油泵

13Cp=9100。

3000?633?199?00 601所以主參數(shù)排量符合設(shè)計(jì)要求。

2.2確定結(jié)構(gòu)參數(shù)

4柱塞數(shù)z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n也是不變的量。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(shí)現(xiàn)。

對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角?max在15-20o之間，而設(shè)計(jì)是非通軸式油泵，取上限，即?=20o。

柱塞數(shù)z，由泵的結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)率?來決定，從結(jié)構(gòu)上考慮，是非通軸式所以一般取z?7。

柱塞直徑d和柱塞分布圓半徑R 從下列排量公式可得d和R的關(guān)系式 從泵的排量公式V=?d2?z?2R?tg?max可以看出，柱塞直徑d，分布圓半徑R,

V=?4d2?z?2R?tg?max

d2R=2V（2.3）

??z?tg?max3qsin1800（2.4）

d?z?ztg?當(dāng)z?7時(shí)， d=0.059Vtg?max=21.6mm

由于上式計(jì)算出的d?21.6mm需要圓整化，油泵中常用柱塞直徑為8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、35、，所以應(yīng)選d?22mm。 ·

柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分部圓半徑。即

R?1.d=1.?22=33.8 mm（2.5）

將柱塞分布圓半徑進(jìn)行圓整取R?39mm。柱塞行程 h

h?2R?tg?max?2?39?tg200?28.3mm（2.6）

將行程圓整取h?29mm 。

2.3 泵軸計(jì)算與校核

進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力。由于該軸為傳動(dòng)軸，所以應(yīng)該按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，此外，對于瞬時(shí)過載很大或應(yīng)力循環(huán)不對稱性較為嚴(yán)重的軸，還應(yīng)按峰尖載荷校核其強(qiáng)度，以免產(chǎn)生過量的塑性變形。

2.3.1功率和電機(jī)的選擇

根據(jù)排量，轉(zhuǎn)速求出理率

32?106?63?10?6?1500Pt=pqt=pvn??50.4kw（2.7）

60根據(jù)效率求出實(shí)際功率

PP?t?.2kw（2.8）

?根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速可以選擇Y250M型號電機(jī)，功率55千瓦，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。

2.3.2軸的計(jì)算校核

軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為：

?T?T?WT95500000.2d3Pn?[?] （2.9）

T式中?T-----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；

T-----軸所受的扭矩，N?mm；

WT-----軸的抗扭矩截面系數(shù)，mm3；

n-----軸的轉(zhuǎn)速，r/min;

p-----軸傳遞的功率, KW; d-----計(jì)算截面處軸的直徑，mm；

由上式可得軸的直徑

d?39550000P?0.2[?T]n39550000?0.2[?T]3PP?A03（2.10） nn3A0?39550000?0.2[?T]9550000?114.3mm2（2.11）

0.2?32軸的材料為45鋼，取???T???32MPa, 因此選dz1?40mm。 由于泵后軸為空心軸，則有：

d?A03式中?=

Pn(1??)4（2.12）

d1

，即空心軸的內(nèi)徑d1與外徑d之比，通常取??0.5-0.6。 d55因?yàn)閐z2?114.3?3?40.8mm 41500?（1-0.5)故選擇dz2?42mm。

因?yàn)樵摫幂S為傳動(dòng)軸，所以支持承載扭矩，為了考慮兩者循環(huán)特性的不同的影響，引入折合系數(shù)?，則計(jì)算應(yīng)力為

?ca?因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力??2（2.13） ?2?（4??）TT?,因?yàn)楹筝S為花鍵軸，所以根據(jù)花鍵的抗扭界面系數(shù)WT2W的計(jì)算公式， 可得軸的合成強(qiáng)度為

?ca??T?W9550000?5515001?[??422?(46?42)(46?42)2?7?8]32?46?44.12?[??1]?55

故滿足強(qiáng)度。

第3章 直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析

泵在一定斜盤傾角下工作時(shí)，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運(yùn)動(dòng)，另一方面又相對缸體做往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上任何一

點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對缸體繞其自身軸線的自傳運(yùn)動(dòng)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。

3.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

運(yùn)動(dòng)規(guī)律：

當(dāng)泵工作時(shí)，柱塞滑靴有兩個(gè)運(yùn)動(dòng)，一個(gè)是相對往復(fù)運(yùn)動(dòng)汽缸和其他被牽連在旋轉(zhuǎn)圓筒的運(yùn)動(dòng)，而這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，球中心，滑靴和球窩的軌跡是一個(gè)橢圓形的中心。此外，也由于氣缸軸繞自身旋轉(zhuǎn)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。

如圖3.1所示，柱塞相對于缸體的位移S、速度u、加速度a可分別按下列各式計(jì)算：

S?R?tg?(1?cos?)（3.1）

dSd2S2u=?R?tg??sin?（3.2）a??R?tg??cos?（3.3）2dtdt 圖3.1柱塞運(yùn)動(dòng)分析

柱塞運(yùn)動(dòng)的行程S、速度u、加速度a與缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖3.2所示。

圖3.2 柱塞運(yùn)動(dòng)特征圖

3.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析

滑靴中心在斜盤平面xoy內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖3.3所示。

圖3.3 滑靴運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析圖

其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。橢圓的長，短軸分別為 長軸2b?2R?83mm（3.4） cos?短軸2a?2R?78mm（3.5）

設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)為

x=Rsina（3.6）

Rsin?（3.7） cos?滑靴在斜盤平面x?o?y?內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度?h為

y??h?d??cos?（3.8） ?222dtcos??cos?sin?由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)??（在短軸位置）為

1500?2????60?167(rad/s)（3.9） ocos?cos20?2或

3?時(shí)，?h最大2?hmax當(dāng)??0或?時(shí)，?h最?。ㄔ陂L軸位置）為

?hmin??cos??

1500?2??cos20o?147.6(rad/s)（3.10） 60

由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞o?點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即

?h???1500?2??157(rad/s) （3.11） 603.3流量及流量脈動(dòng)率

z時(shí)，如令q1、q2、q3、......qi分別為各排油柱塞瞬間的理論流量[cm3/min]，u1、u2、

u3、......ur分別為各柱塞的相對缸體的速度[cm/min]，則

??q1?d2u1?d2R?tg?sin?；

44??q2?d2u2?d2R?tg?sin(???)；

44??q3?d2u3?d2R?tg?sin(??2?)；

44…………………………………

流量Q的計(jì)算：當(dāng)油泵有z個(gè)柱塞（下列計(jì)算中z均為奇數(shù)），柱塞間的角距?=2?

qi??4d2ui??4d2R?tg?sin[??(i?1)?]。

所以，油泵總的瞬時(shí)理論流量Qt為： Qt?q1?q2?q3、?...?qi

1?1?? ??d2R?tg?cos(?-?)。 （3.12）

?2424sin4nz?Qt是以為周期變化的，其每秒脈動(dòng)頻率為f?，七缸柱塞泵的流量脈動(dòng)圖

302形如圖3.4所示

圖3.4 流量脈動(dòng)示意圖

當(dāng)??0、

?、?時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為 2Qtmin?而當(dāng)??1?FZR?tg??ctg?10?3（3.13） 24?3?5?、、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為 444Qtmax?

1?FzR?tg??ctg?10?3（3.14） 24油泵的平均流量Qtavg可按下式計(jì)算：

Qtavg?n??d2?2Rtg??10?3?98.8?1/min?（3.15） ??43.4脈動(dòng)率的計(jì)算

當(dāng)z?7，即為奇數(shù)時(shí)

?=?????tg??tg()?0.0253（3.16） 2z4z2?74?7當(dāng)z為偶數(shù)時(shí)

??

?2?tg??100%?0.0004（3.17） 4z利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容：

表3.1脈動(dòng)率的計(jì)算值

Z 5 4. 6 13.9 7 2.53 8 7.8 9 1.53 10 4.98 11 1.23 ?（%） 由以上分析可知：

1.隨著柱塞數(shù)量，流量脈動(dòng)率也隨著增加。

2.相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率遠(yuǎn)小于偶數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率，這就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。

泵瞬時(shí)流量是一周期脈動(dòng)函數(shù)。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)。在設(shè)計(jì)液壓泵和液壓系統(tǒng)時(shí)，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動(dòng)，避免引起諧振。

第4章柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)、受力分析與強(qiáng)度計(jì)算

柱塞受力是一個(gè)柱塞泵主要受力點(diǎn)。單柱塞與缸體旋轉(zhuǎn)一周，吸油半周，排油一周。柱塞在吸氣過程中和放油過程中是受力是不一樣的。以下的重點(diǎn)是在返回斜盤設(shè)計(jì)討論柱塞在柱塞吸過程中的排油過程中的力學(xué)分析。

4.1柱塞設(shè)計(jì)與受力分析

4.1.1柱塞結(jié)構(gòu)形式

本設(shè)計(jì)即采用帶滑靴的柱塞形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。

帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動(dòng)?；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。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄露，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。

4.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)

(1) 柱塞名義長度L

如圖4.1，應(yīng)選定下列主要參數(shù)：

h------柱塞行程[mm]

lmin-----柱塞最小外伸長度[mm] l0------柱塞最小接觸長度[mm]

L------柱塞名義長度[mm]

dX圍內(nèi)，而lmin及l(fā)0值一般可按h值在結(jié)構(gòu)計(jì)算中以確定，一般在h?(1?1.5)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)來取：

lmin?0.2d（4.1）

l0??1.5?2?d（4.2）

d。而L?（h?lmin?l0)?(2.7?3.7)（4.3） 這里取L?3d?66mm

(2) 柱塞球頭直徑d1

按經(jīng)驗(yàn)常取d1?0.6d?13.2mm，為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離ld，取ld?0.5d?11mm. (3) 柱塞均壓槽

往往是高壓柱塞泵的柱塞表面開環(huán)形槽的壓力，因?yàn)槠胶獾膫?cè)向壓力，并改善潤滑條件和儲存的作用。均壓槽的尺寸常?。荷頷?0.3?0.7mm間距t?2?10mm，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。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設(shè)均壓槽。

4.1.3柱塞受力分析

圖4.1是帶有滑靴的柱塞受力圖。

圖4.1 柱塞受力圖

在排油過程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力： (1)液壓力FP

FP??d24?Pmax?121.2[kgf]（4.4）

式中Pmax為泵的最大工作壓力。 (2) 斜盤對柱塞的法向力N

法向力N可分解為柱塞的側(cè)向分離T及柱塞的軸向分力F,

T?N?sin?(N) （4.5）

F?N?cos?(N)（4.6）

(3) 缸孔對柱塞的正壓力為F1(N)與F2(N)

f----摩擦系數(shù)，可取f?0.12。

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：

1)?Fy?0，Nsin??F1?F2?0（4.7）

2)?Fx?0，Ncos??fF2?fF1?Fp?0（4.8）3) ?M?0,

??l0?l2?l2?ddF1?l?l0??Fl??fF?fF?0（4.9） ??2?123322????(4)由相似原理

F1?l?l??022（4.10）解上列方程式可得：

F2l226l0l?4l02?3fdl0l2?（4.11）

12l?6fd?6l0l2?17.2mm 令

?l0?l2?l222?12?l0?l2???（4.12） ?1l22(40.5?17.2)2?1217.2???3.4 (40.5?17.2)2?1217.2則

Fp（4.13） N?cos??f?sin?

N?121.2?15205(N)

0.94?0.12?3.4?0.342??????1F1?Nsin??1??（4.14） 2?l0?l2??1????2l?2?F1?15205?0.342?[1?1]?11427.8(N)(40.5?17.2)2?17.2217.22Nsin?（4.15） F2??l0?l2??12l2F2?15205?0.342?6227.7(N)

1.835?1(5) 缸孔與柱塞間的摩擦力為fF1與fF2

fF1?0.12?11427.8?1371.3(N)(N)（4.16）fF2?0.12?6227.7?747.3（4.17）

（6）柱塞與缸孔間比壓p的計(jì)算：一般取柱塞外伸至最大行程位置時(shí)的最大比壓pmax作為計(jì)算比壓，則

pmax?2F1l1d?44.6?[p]（4.18）

（7）柱塞與缸孔間平均比功(pv)avg的計(jì)算：

vmax?R?tg??34?25?0.3?3.09m/s?[v]（4.19）平均比功可按下式計(jì)算：

?pv?avg?pmaxvmax2?2?22.3?1.5?33.45???pv??（4.20）

各種缸孔及滑靴材料的許用比壓??p??、許用速度??pv??的值，以摩?v??、許用比功?擦副材料而定，可參考表4.1

表4.1滑靴材料的參數(shù)

材料牌號 許用比壓[p] (MPa) 300 許用滑動(dòng)速度[v] 平均許用比功[pv](MPa?m/s) 600 m/s 8 ZQAl9?4

ZQSn10?1 耐磨鑄鐵 150 100 3 5 200 18 柱塞與缸上的摩擦變形，不宜使用不同的材料，更重要的是油溫過高的泵。油在銅鋼表面鍍適當(dāng)?shù)暮穸龋詼p少摩擦，不使用銅材料的軟金屬材料的腐蝕，也避免高溫。

4.2滑靴受力分析與設(shè)計(jì)

4.2.1 確定滑靴結(jié)構(gòu)型式

滑靴結(jié)構(gòu)有如圖4.2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(jié)構(gòu)簡單，是目前常用的一種型式。

圖4.2滑靴結(jié)構(gòu)

4.2.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)

（1）滑靴外徑D2

斜盤上的滑靴位置，應(yīng)使傾角??0時(shí)，互相之間應(yīng)有一定的間隙s，如圖4.3所示。

圖4.3 滑靴外徑的確定

滑靴的外徑D2為

?1800D2?Dsin?S?78?sin?0.5?34(mm)（4.21）一般取S?0.2?1 ，

Z7這里取0.5. （2）油池直徑D1

初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定

D1?0.6?1 ，這里取0.8 D2D1?0.8D2?0.8?34?27(mm)（4.22）

4.2.3中心孔d0、d0?及長度l0

如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔d0和d0?可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取

d0（或d0?）?0.8?1.5mm

如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔d0（或d0?）對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度 ?0=0.01，節(jié)流器有以下兩種型式：

（1）節(jié)流器采用截留管時(shí)，常以柱塞中心孔d? 作為節(jié)流裝置，如圖4.2所示。根據(jù)

0流體力學(xué)細(xì)長孔流量q為

?d04(pb?p1)q?（4.23）

128?l0k式中 d0、l0----細(xì)長管直徑、長度 ； K---修正系數(shù)。

K?1??Rxd0?（4.24） l013?1?1?=1+2.26??0.065 ???dRdR?0x?0x??2.281?0.065 d0?Rx??3F1把上式帶入滑靴泄漏量公式 q?可得

R6?ln2R1?d0??FP?F1?128?l0k??3F1 ?R26?lnR1整理后可得節(jié)流管尺寸為

4d?128?3ka0??F（4.25）

R21?aPl06lnR1帶入數(shù)據(jù)可以求得

d0?1mml0?13mm

F12?0.667時(shí)，油膜具有最大剛度，承 。當(dāng)a?3FP載能力最強(qiáng)。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數(shù)a?0.8?0.9，這里

式中a為壓降系數(shù)， a?取0.8

（2）節(jié)流器采用節(jié)流孔時(shí)，常以滑靴中心孔d0作為節(jié)流裝置，如圖4.11所示，根據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量q為

?q??d024C2gr?FP?F1?（4.26）

式中 C為流量系數(shù)，一般取 C?0.6?0.7。

??3F1把上式帶入 q?? 中，

R6?ln2R1?d024C2gr?FP?F1???3F1（4.27） ??R 6?ln2R1整理后可得節(jié)流孔尺寸

d0?22?33?lnR2R1?1C2g?a1?a?FP（4.28）

r帶入數(shù)據(jù)可以求得

d0?1mm

以上設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法可以看出，前兩個(gè)方程，節(jié)流管柱塞 - 拖鞋組合配方的粘度系數(shù)，表明油溫油門效應(yīng)的影響較小，但少拉長孔加工技術(shù)。實(shí)施困難?；ブ行目椎谋”诳椎恼扯认禂?shù)?，油的溫度調(diào)節(jié)效果，油壓的穩(wěn)定，也嚴(yán)重影響油門。然而，薄壁孔加工過程中更好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)?0.4mm。

高壓柱塞泵已廣泛應(yīng)用于滑靴柱塞結(jié)構(gòu)。不僅滑靴增加斜板的接觸面，降低接觸應(yīng)力，高壓流體，封油流形成薄膜之間的拖鞋和斜板，這大大降低了相對運(yùn)動(dòng)之間的摩擦損失，提高機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓和高速的需要

4.2.4滑靴受力分析

液壓泵工作，有一組方向相仿的作用力。首先，在柱塞底部的壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力py，另一是由滑靴面直徑為D1的油池產(chǎn)生的靜壓力Pf1與滑靴封油帶上油液泄露時(shí)油膜反力Pf2，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離Pf。當(dāng)壓緊力和分離力保持平衡時(shí)，封油帶上保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊，進(jìn)行分析。 (1) 分離力

圖4.4為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量q的表達(dá)式為

??3?F1?F2?（4.29） q?R26?lnR1

若F2?0，則

??3F1（4.30） q?R6?ln2R1式中?為封油帶油膜厚度。

封油帶上半徑為r的任一點(diǎn)壓力分布式為

R2r+F（4.31） Pr?(F1-F2)R22lnR1ln若F2?0，則

R2r（4.32） Pr?F1Rln2R1ln從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力Pf可通過積分求得。

D2Dp1δd0d0d圖4.4滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布

l 如圖4.4，取微環(huán)面2?rd。則封油帶分離力pf2為

0

pf2??RR21Pr2?dr??F1(R22?R12)?F1?R12（4.33） R2ln2R1油池靜壓分離力pf1為

pf1??R12F1（4.34）

總分離力Pf為

Pf?pf1?pf2??R22?R12R2ln2R1???F1?1.127?103(N)

(2) 壓緊力Py

滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力Fp引起的，即

py?(3) 力平衡方程式

FPcos??121.2?12944.9(N)（4.35） 0cos20當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力的平衡方程式

py?pf

?4dz2pbcos???R22?R12R2ln2R1??P（4.36）

1即

P1?（4.37） 22Pp2R2?R1cos?dz2ln?R2R1???3p1將上式帶入式q?,得泄漏量為

R26?lnR1?d0FPd2q??8.6(L/min)（4.38）

12?(R2?R1)cos?3

除了上述的主要作用，滑靴還有其他的作用?；ヅc斜盤之間的摩擦，球窩摩擦引起的離心力帶動(dòng)沿滑靴的旋轉(zhuǎn)斜盤切向力。這些運(yùn)動(dòng)中的一些滑靴產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)，均勻摩擦;滑靴傾銷產(chǎn)生偏磨，破壞滑靴密封，應(yīng)注意滑靴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)模。

4.3 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)

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)的缸體傳來的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。

4.3.1配油盤設(shè)計(jì)

配油盤設(shè)計(jì)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(jì)

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?1大于柱塞腔通油孔包角?0的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。配流盤的結(jié)構(gòu)，柱塞，從高壓室，低壓室連接時(shí)關(guān)閉的石油將是一個(gè)瞬間膨脹的沖擊壓力。高，低壓的影響之交嚴(yán)重降低質(zhì)量流量脈動(dòng)，造成噪音和功耗，以及周期性的沖擊載荷。對泵的使用壽命有很大影響。為了防止壓力沖擊，我們希望，當(dāng)連接到高，低壓力，柱塞腔，腔壓力可以平滑過渡，以避免壓力沖擊。 (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D0

分布圓直徑等于或者小于柱塞分布圓直徑D，即D0?D, 然后根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度：

???取

?D0n?????（4.39） ??6000D0?70mm 則

v??3.14?7?1500?5.47?[v?]?6m/s（4.40）

6000所以符合設(shè)計(jì)要求。

2) 配油窗口的長度與寬度

配油窗口長度至少可占其分布圓周圍長度的75﹪，即2?1?0.75?2?； 配油窗口的寬度S?R2?R3應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來計(jì)算：

S?nV(mm)（4.41）

3000[v]?1D式中[v]----吸入液體許可流速[m/s]，一般推薦[v]?2?3m/s。

S?1500?63?0.9(mm)

3000?2?2.2?6配流窗口外緣

b1?R1?R2?0.125d?3mmb2?R3?R4?0.1d?0.125d?3mm（4.42）（4.43） 當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示于分離力計(jì)算式代入平衡方程式可得

R12?R22R32?R42?zd2(1??)（4.44） ???R1R32?plnlnR2R4聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺

R1?43mm,R2?40mm,R3?30mm,R4?27mm.

S?R2?R3?10?0.9,故符合要求。

4.3.2配油盤受力分析

不同類型的軸向柱塞泵的配油盤有一定的差異，但具有相同的功能和基本結(jié)構(gòu)。圖4.6是常用的配油盤簡圖。

液壓泵工作時(shí)，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py；配油窗口和風(fēng)又打油膜對缸體的分離力

pf。

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。

1對于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有?z?1?個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為py1

2py1?當(dāng)有

z?1?2?4d2FP?pymax???2.22?121.2?184960(N)（4.45）

1?z?1?個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力py2為 2py2?z?1?2?4d2FP?pymin?3??2.22?121.2?138720(N)（4.46） 4平均壓緊力py為

py?11(py1?py2)??(184960?138720)?161840(N)（4.47） 22(2) 分離力pf

分離力是由三個(gè)部分力組成。即外封油帶分離力pf1，內(nèi)封油帶分離力pf2，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(shí)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(shí)際包角比配油盤油窗包角?0有所擴(kuò)大，如圖4.7所示。

12132R1φ0φ1R4R24345φ0φ1R3 圖4.7 封油帶實(shí)際包角的變化

當(dāng)有

1?z?1?個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角?1為 2?1=112?2?8?z?1????0??7?1????（4.48） ?227771?z?1?個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角?2為 2當(dāng)有

?2=112?2?6?z?3????7?3???（4.49） ????022777z平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角?p為

2?p?11?8?6???1??2????????（4.50） 22?77?2?式中a---柱塞間距角，?=z;

ao---柱塞腔通油孔包角，這里取?0?2?。 7 ① 外封油帶分離力

外封油帶上泄漏量是源流流動(dòng),對封油帶任意半徑上的壓力py從R2到R1積分,并以

?P代替2?，可得外封油帶上的分離力Pf1為

Pf2??pR12?R42R4ln1R2??FP??2R22FP（4.51）

pf1???(432?402)?10?ln4340?121.2??2?402?10?6?121.2?101(N)

外封油帶泄漏量q1為

?p?3Fp??0.0013?121.2q1???193.6(ml)（4.52）

R3812?2?10?7?ln12?ln135R2② 內(nèi)封油帶分離力pf2

內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為pf2

Pf2???R32?R42R4ln3R4??FP??2R32FP（4.53）

Pf2??(272?302)?10??ln3027?121.2??2?302?10?6?121.2?-401(N)

內(nèi)封油帶泄漏量q2為

?p?3Fp??0.0013?121.2q2???124.6(ml)（4.） ③ 排油窗分離

R3012?2?10?7?ln12?ln327R4力pf3

Pf3??p2(R22?R32)F?p?2(402?302)?10?6?121.2?13.4(N)（4.55）

④ 配油盤總分離力Pf

Pf?pf1?pf2?pf3?101?401?13.4??286.6(N)

總泄露量q為：

q?q1?q2?193.6?124.6?318.2(ml)

4.3.3驗(yàn)算比壓P、比功PV

為使配油盤的接觸應(yīng)力因盡量減少和缸體和油底殼之間的液體摩擦，配油盤應(yīng)該有足夠的承載面積。為此設(shè)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

F??4(D2?D25?D12?D42)?(F1?F2?F3)（4.56）

式中F1---輔助支承面通油槽總面積；

； F1?KB?R?R5?（K通油槽個(gè)數(shù)，B為通油槽寬度）

F2、F3----吸、排油窗口面積 根據(jù)估算：F?1034(mm2) 配油盤比壓 P為

P??Py+ptF?2KB(R?R5)ld1?284pa?[p]（4.57）

式中?py---配油盤剩余壓緊力；

pt---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(yàn)算pv值，即

pv?pvp???pv??（4.58）

式中vp為平均切線速度

vp?D??n24?D?. （4.59）

PV?2p2?284（D4?D)??(27?39)?581?600kgf/cm2 n?1500?3.14[PV]根據(jù)資料取600kgf/cm2。

4.4缸體設(shè)計(jì)

4.4.1 缸體的穩(wěn)定性

在工作過的配油盤表面?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的

壽命。缸體是一個(gè)復(fù)雜的受力體，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸體發(fā)生傾倒

4.4.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定

1) 缸體高度H

從圖4.9中確定缸體高度H為

H=l0+h+l3+l4?40.5?29?5.5?11?86mm（4.60） 式中l(wèi)0------柱塞最短留孔長度；

h------柱塞最大行程；

l3------為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短；

l4------缸體厚度，一般l4??0.4?0.6?d，這里取0.5d。

圖4.8缸體機(jī)構(gòu)尺寸圖

2) 缸體內(nèi)、外直徑D1、D2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(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。先取??5mm，再進(jìn)行校核。 缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算

（2d2??)2?=(d??)2?()222dp2?[?][N/cm2]（4.61）

式中d---筒外徑[cm];

?---相鄰柱塞的壁厚[cm];

P2---工作油壓[N/cm2];

[?]--缸體材料許用應(yīng)力，對ZQAL?4：[?]?600?800(N/cm2) 對40Cr：[?]?2200(N/cm2)

2.2?0.5)22???400?1517(N/cm2)

2.22.22(?0.5)2?()222?(所以取??5mm，當(dāng)缸體材料取用40Cr時(shí)

??????? 符合要求。

則缸體的內(nèi)直徑D1

D1?Df?d?2??78?22?2?5?46mm（4.62) 缸體的外直徑D2

D2?Df?d?2??78?22?2?5?110mm（4.63）

4.4.3 缸體的受力分析

缸體軸驅(qū)動(dòng)與斜盤、滑靴和中心加力裝置驅(qū)動(dòng)活塞，以實(shí)現(xiàn)吸液，力更為復(fù)雜。一個(gè)類型的液壓泵配油盤是關(guān)鍵要素，從操作的結(jié)構(gòu)上來看，希望不會(huì)發(fā)生直接接觸的金屬之間的滑動(dòng)表面的成膜過程中。通常所說的“缸位置”的結(jié)構(gòu)，依靠浮動(dòng)缸體平衡，保持理想的薄膜厚度和油底殼之間，為了獲得一個(gè)容積效率和機(jī)械效率，延長壽命的綜合指數(shù)。因此，缸體的受力是非常重要的。缸體力的作用是：受力包括離心力活塞組和缸體的嚴(yán)重性;油底殼額外的壓縮彈簧力，徑向力（軸或圓筒外徑軸承）;斜盤推力和摩擦力的推力和油底殼的摩擦。計(jì)算這些力，需要經(jīng)過一個(gè)復(fù)雜的理論和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，以及一些需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

4.4.4缸體的強(qiáng)度校核

一般把缸體的受力，按照壁厚進(jìn)行計(jì)算。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為?1、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為?2，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為?3。計(jì)算

時(shí)取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為?min，從圖中可知?min?5mm，則厚壁筒的外徑D?d?2?min?22?2?5?32mm。如圖4.9所示。

在壓力p的作用下，筒內(nèi)壁任一點(diǎn)的最大切向拉應(yīng)力為

（?）D2?d2qmax??1?D2-d2p?740（bar）（4.） 最大徑向壓應(yīng)力為

?jn??3??p（bar）

（4.65） 當(dāng)缸體采用塑性材料時(shí)，用第四強(qiáng)度理論計(jì)算應(yīng)力

??3D4?d4D2?d2pmax?[?] （bar）（4.66） 對40Cr（經(jīng)鍛打），[?]?700?850(bar)。 式（4.66）代入數(shù)據(jù)后是

??3D4?d43?3.44?2.24D2?d2pmax?3.42?2.22?350?834????，故符合條件。

圖4.9缸體校核圖

缸孔的徑向變形量?d，按下式驗(yàn)算

?dd?2E??1??pmax?????d??（cm） 式中E----材料的彈性模數(shù)，40Cr的E?(1?1.1)?106(bar)

?---泊桑系數(shù)，Cr?=0.32-0.35；

[?d]---允許徑向變形量，[?d]?徑向間隙2?（5-7）?10-4（cm）。代入數(shù)據(jù)后為

4.67） （

?d?d?1??pmax??6.94?10?4?????d??（4.68） 2E最后，為控制油窗孔處的油流速度，還應(yīng)校核通油面積。應(yīng)使通油面積f0滿足式

?2d2nf0?Rtan??10?2?0.51(cm2)（4.69）

120v0式中 v0----窗孔處的允許通流速度，[v0]?3?6m/s。 從設(shè)計(jì)圖中得知通油面積f0?0.8cm2，符合要求。

4.5斜盤力矩分析

直接通過泵的變量機(jī)構(gòu)的直軸軸向柱塞泵用改變斜盤的角度來改變輸出流量的大小。斜盤力矩的分析將對涉及的變量機(jī)構(gòu)提供了依據(jù)。

下面就以偏心結(jié)構(gòu)為例分析斜盤所受的各力矩。對于無偏心的結(jié)構(gòu)只要令a或b為零，推導(dǎo)出的公式仍然適用。

Δɑɑ000Δa1γABo1ba2nRf3

圖 4.9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)。

4.5.1柱塞液壓力矩

泵各柱塞受液壓作用力的合力平均值Pyp的合力作用點(diǎn)可以看成是通過球心平面3與缸體軸線2的交點(diǎn)o1。作用于斜盤轉(zhuǎn)軸的力矩為

M1??PypO1B（4.70）

式中柱塞液壓平均合力Pyp為

Pyp?z(Pb?p0)Fz（4.71）

2cos?式中pb--排油腔壓力；

p0--吸油腔壓力； Fz--柱塞底部液壓力； 作用力壁O1B，由圖4.10可知為

O1B?所以

?cos??btg?（4.72）

M1??z(FP?P0)Fz?(?btg?)（4.73）

2cos?cos?7?(121.2?2630)?2010.05?(?0.53tg200)??242102(N?m) 002cos20cos20M1??4.5.2過渡區(qū)閉死液壓力矩

此力矩與配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)有關(guān)。 (1) 具有對稱正重迭型配油盤

對于柱塞數(shù)為z，配油盤過渡區(qū)具有對稱壓縮角??1的泵（見圖4.10）；設(shè)上下點(diǎn)處柱塞腔壓力分別為P0 , P0；當(dāng)柱塞位于上死點(diǎn)過渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩M2?為

M2???Py0z2??1(AO1?BO1)

2??Rf?a????btg?????（4.74） ?cos????cos?M2???P0Fzz??1?cos?代入數(shù)據(jù)可得

M2???9325(N?m）

當(dāng)柱塞位于下死點(diǎn)過渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩M2??為

M2???同理可得

FpFz?a1Rf?a?[???btg??]（4.75）

?cos?cos??cos??M2???43128(N?m)

閉死液壓總平均力矩M2為

M2?M2??M2???-9325+43128=33803(N?m）（4.76）

(2) 零重迭型配油盤

由于無壓縮角，所以

M2?0

圖4.10（a）配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)

(3) 帶卸載槽非對稱正重迭配油盤

圖4.10（b）配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)

設(shè)帶卸載槽的配油盤過渡區(qū)壓力角為 ?a1、?a2（見圖4.11（b）），那么

M2????Rf??????btg?????（4.77）cos?cos?????FFz??2?Rf????M2???Pz??btg?????（4.78）

2cos???cos??cos???P0Fzz??22?cos?同理可得

M2?M2??M2???10935(N?m）

4.5.3回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩

M3??FPcos?cos?(a?btg?)（4.79）

M3??121.20.050?(?0.053tg20)??439(N?m) 00cos20cos204.5.4滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩

當(dāng)斜盤改變傾斜角時(shí)，滑靴與柱塞球鉸之間的相對運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生摩擦力矩。全部球鉸的平均摩擦力矩M4為 FzZM4=（F?p0)f1r1（4.80）

2cos?P

201?7(121.2?2630)?0.8?0.004?342(N?m) 02cos20式中 f1----球鉸摩擦系數(shù)，f1?0.08。

M4?r1----柱塞球頭半徑。

設(shè)力矩方向與斜盤擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤擺動(dòng)。

4.5.5柱塞慣性力矩

全部柱塞慣性力矩的平均值為

zM5??2??z0?Mda?zFBR2cos?2?32.9(N?m) （4.81）

4.5.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩

與計(jì)算柱塞慣性力矩的方法相同，全部柱塞摩擦力矩的平均值為

zM5??2??z0?Mda?zFzR2cos?2?44.9(N?m)（4.82）

4.5.7斜盤支承摩擦力矩

全部柱塞對斜盤支承的平均摩擦力矩M7為

（F?p0)f2r2?221.5(N?m) （4.83）

2cos?P式中f2--斜盤支承處摩擦系數(shù)（采用滾動(dòng)軸承時(shí)取0.005-0.010，采用滑動(dòng)軸承時(shí)取

0.10-0.15）；

r2--斜盤支承軸半徑，取2mm。

M7=FBZ該摩擦力矩與斜盤擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤擺動(dòng)。

4.5.8斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩

當(dāng)斜盤擺動(dòng)變化產(chǎn)生角加速度時(shí)，對斜盤轉(zhuǎn)軸的慣性力矩M8為

M8?J??80?15?1200(N?m)（4.84） 式中J--斜盤與回程盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；

?--斜盤轉(zhuǎn)動(dòng)角加速度。

4.5.9斜盤自重力矩

由于斜盤與回程盤的中心不在斜盤轉(zhuǎn)軸上，則產(chǎn)生的自重力矩M9為

M9=GCcos??3?40?cos200?1.12(N?m)（4.85）

式中G--斜盤與回程盤重量；

C--斜盤與回程盤重心到斜盤轉(zhuǎn)軸的距離。

綜上所述，作用在斜盤上的總力矩為

?M?M1?M2?M3?M4?M5?M6?M7?M8?M9 ?M??171795.6(N/m)

調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的負(fù)載力矩MP應(yīng)滿足下式：

Mp??M（4.86）

4.6泵的變量機(jī)構(gòu)

4.6.1控制變量的分類

軸向柱塞泵變量機(jī)構(gòu)改變擺動(dòng)缸擺角的傾斜角或斜軸泵的斜盤改變輸出流量的大小和方向的直軸。變型的控制模式，可分為手動(dòng)和機(jī)動(dòng)，電動(dòng)，液壓式，電液比例控制。按照變量的執(zhí)行機(jī)構(gòu)可分為機(jī)械，液壓伺服式，液壓缸，如圖4.11所示。按照性能參數(shù)可分為恒功率型，恒壓，恒流式

（a）（b）（c）

圖4.11 變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)

4.6.2變量機(jī)構(gòu)的選型

此次設(shè)計(jì)采用圖4.11（c）式的液控變量機(jī)構(gòu)。 其變量特征如圖4.12所示：

123456 1-反饋拉桿2-上端蓋3-控油口4-活塞

5-刻度盤6-下端蓋

圖4.12 變量機(jī)構(gòu)特征

柱塞泵依靠外控油路控制變量機(jī)構(gòu)，但帶有連接反饋訊號的拉桿，這樣在自動(dòng)控制系統(tǒng)中采用電液隨動(dòng)閥控制變量機(jī)構(gòu)時(shí)，可以實(shí)現(xiàn)比例控制。

1-泵自帶活塞2-變量泵3-換向閥4-溢流閥

圖4.13 系統(tǒng)液壓原理圖

該系統(tǒng)的液壓動(dòng)作流程是通過電氣按鈕來控制三位四通換向閥，從而使變量活塞左右移動(dòng)，帶動(dòng)變量斜盤偏轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)變量泵輸出壓力大小通過溢流閥來調(diào)節(jié)。

4.6.3變量機(jī)構(gòu)液壓缸內(nèi)徑φdn的計(jì)算

根據(jù)載荷力的大小選定的系統(tǒng)壓力來計(jì)算液壓缸的內(nèi)徑φdn 由計(jì)算公式可得：

?dn?3.57?10?2式中 φdn------液壓缸內(nèi)徑m

F（4.87） P F------液壓缸推力KN P------選定的工作壓力MPa

由于該裝置只是調(diào)節(jié)變量頭的傾角，所以P?20MPa, 又根據(jù)公式

F??4d2Pmax（4.88）

所以得出：φdn=39mm，根據(jù)表4.2，故取φdn=40mm。

表4.2 液壓缸氣缸缸筒內(nèi)徑尺寸系列mm

8 80 250 10 （90） 320 12 100 400 16 （110） 500 20 125 630 25 (140) 32 160 40 (180) 50 200 63 (220)

4.6.4活塞桿直徑φDn的計(jì)算

根據(jù)速度比的要求計(jì)算活塞桿直徑

?Dn??dn??1（4.） ?式中 φDn------活塞桿直徑 m

φdn------液壓缸直徑m

?------速度比

液壓缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25、1.15等幾種。

表4.3 ?Dn和?dn的關(guān)系

? ?Dn

1.15 0.36φdn 1.25 0.45φdn 1.33 0.5φdn 1.46 0.56φdn 2 0.71φdn 設(shè)計(jì)中，根據(jù)工作壓力的大小，選用速度比時(shí)可參考表4.3。

表4.4 ?和P的關(guān)系

工作壓力P MP 速度比? <10 1.33 12.5-20 1.46，2 >20 2

因?yàn)?2.5MP?dn?0.5?Dn?25mm （4.90） 根據(jù)活塞桿直徑規(guī)格得出

?Dn=20mm

表4.5液壓缸氣缸的活塞桿外徑尺寸系列mm

4 22 70 220 5 25 80 250 6 28 90 280 8 32 100 320 10 36 110 360 12 40 125 400 14 45 140 16 50 160 18 56 180 20 63 200

4.6.5液壓缸行程s的確定

液壓缸行程s，主要依據(jù)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)要求而定。但為了簡化工藝和降低成本，應(yīng)盡量采用表4.6中給出的標(biāo)準(zhǔn)系列。

因?yàn)樾北P的運(yùn)動(dòng)軌跡是個(gè)四分之一圓，因?yàn)樾北P的半徑為58mm，根據(jù)弧度與半徑的關(guān)系

s=r??max（4.91）

式中 s------活塞的運(yùn)動(dòng)行程

r------斜盤的半徑 ?max------斜盤運(yùn)動(dòng)的角度

所以有：

s?58?2?200?58?2??40.5mm 9 根據(jù)表4.6， 故選 s?50mm

表4.6 液壓缸氣缸行程參數(shù)優(yōu)先選擇系列mm

25 500 50 630 80 800 100 1000 125 1250 160 1600 200 2000 250 2500 320 3200 400 4000

關(guān)于活塞和活塞桿的配合，以及為保證液壓缸具有良好的密封性能，可以通過柔性連接方式，將其它因素對活塞外表面與剛體內(nèi)便面的同軸度影響除掉，減少活塞密封圈的非均勻磨損，同時(shí)由于降低了對活塞、活塞桿、缸筒及缸蓋制造精度的要求，是上述零件的加工成本和裝配成本降低，達(dá)到事半功倍的效果。

結(jié)論

四年的大學(xué)生活即將結(jié)束，在這四年里我學(xué)會(huì)了不少的東西，無論在學(xué)習(xí)上、生活中、思想上都有很大的轉(zhuǎn)變。這都離不開眾多可敬師長諄諄教導(dǎo)、不厭其煩的耐心講解傳授，以及許多同學(xué)、朋友的坦誠相見砥勵(lì)共勉。

斜盤式柱塞泵對我來說并不是熟悉，但是知道的僅限于在課本中學(xué)到的，它是液壓系統(tǒng)中的能源元件，作用是向系統(tǒng)提供一定壓力和流量的油液，是把機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液壓能的裝置。在指導(dǎo)老師伍先明老師的細(xì)心幫助下，我才慢慢的理解其詳細(xì)原理。

本文通過對63ZCY-1B軸向柱塞泵的機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì),以及柱塞、滑靴、配流盤、缸體等主要部件的結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì)與計(jì)算，柱塞和滑靴的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析以及流量計(jì)流量脈動(dòng)的計(jì)算。其中還涉及到了各類零件的受力分析以及強(qiáng)度校核。最后對變量機(jī)構(gòu)的簡體的分類與選用以及對缸筒內(nèi)徑及活塞桿外徑，還有行程的計(jì)算。

本設(shè)計(jì)還存在一些不足之處，主要由于本人對設(shè)計(jì)方法的經(jīng)驗(yàn)不足，缺乏實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，今后還要加強(qiáng)這一方面的學(xué)習(xí)。

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[12]機(jī)械創(chuàng)新設(shè)計(jì)第2版.高志.王純穎［M］.：高等教育，2010:122-146. [13]中國農(nóng)業(yè)機(jī)械化科學(xué)研究所.實(shí)用機(jī)械手冊上 [M].中國農(nóng)業(yè)機(jī)械.1985:34-36. [14]X宗澤 羅圣國.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊（第三版）[M].等教育.2006:128-159. [15]X灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第4卷、第5卷 [M].機(jī)械工業(yè)1991:258-259.

致謝

大學(xué)生活即將結(jié)束，在這漫長而又短暫的四年了在各個(gè)方面學(xué)會(huì)了很多東西，從一開始帶著父母的殷切希望，懷著充實(shí)自我，為以后找工作，實(shí)現(xiàn)自己的人生價(jià)值的目標(biāo)而努力，到最后接觸社會(huì)，學(xué)到一些從理論上學(xué)不到的東西，增加了許多經(jīng)驗(yàn)，這一切都離不開平時(shí)眾多老師的淳淳教導(dǎo)，不厭其煩的耐心講授，以及許多同學(xué)的坦誠相見，砥勵(lì)共勉。

在畢業(yè)設(shè)計(jì)期間，首先要非常感謝指導(dǎo)老師伍先明老師的耐心指導(dǎo)，在他的細(xì)心幫助下，我才對斜盤式柱塞泵有了更深的了解，讓我學(xué)到了如何用自己所學(xué)的知識，應(yīng)用于自己的設(shè)計(jì)中去，不單是設(shè)計(jì)一件東西，要靈活運(yùn)用，舉一反三，還要運(yùn)用到別的設(shè)計(jì)去。然后還要感謝同學(xué)們的細(xì)心幫助，幫我慢慢熟悉CAD以及一些專業(yè)知識，讓我對專業(yè)知識有了更深的了解，對所學(xué)的知識進(jìn)一步達(dá)到鞏固。

在設(shè)計(jì)上還有很多不足的地方，需要進(jìn)一步完善，希望各位領(lǐng)導(dǎo)和老師提出要求，批評指正，使自己在以后不再犯同樣的錯(cuò)誤，不斷進(jìn)步。再一次感謝各位領(lǐng)導(dǎo)和老師的不倦和熱心幫助。

2012屆

本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）資料

第二部分 過程管理資料

2012屆畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）課題任務(wù)書

院(系)：機(jī)電工程系專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 指導(dǎo)教師 課題名稱 伍先明 學(xué)生XX 63ZCY14－1B軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 李 躍

一、設(shè)計(jì)參數(shù) 1. 排量：V?63ml/r； 2. 額定壓力：p＝32MPa； 3. 額定轉(zhuǎn)速：n=1500r/min； 4. 容積效率：?V?93% 二、畢業(yè)設(shè)計(jì)圖紙 1.總裝配圖（CAD繪圖）一X（A0）； 2.零件圖（工作零件及機(jī)加工量較大的支承零件的CAD繪圖）若干X； 3.手工繪制主要零件圖合一XA0 [總的圖紙量不少于3XA0]。 內(nèi)容三、設(shè)計(jì)說明書 及1.油泵設(shè)計(jì)概述； 任2.油泵的理論設(shè)計(jì)過程； 務(wù) 3.油泵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程； 4.設(shè)計(jì)說明書15000字左右。 1.熟悉油泵的工作原理及其在液壓系統(tǒng)中的作用； 要求或技術(shù)指標(biāo) 2.掌握油泵設(shè)計(jì)的一般步驟及設(shè)計(jì)計(jì)算方法； 3.掌握油泵各種標(biāo)準(zhǔn)件的選用； 4.掌握油泵工作零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及工藝過程設(shè)計(jì)； 5.熟練掌握AUTOCAD軟件的使用； 6.了解國內(nèi)、外液壓泵的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢。 進(jìn) 起止日期 工作內(nèi)容 備注

度2011年10.10-10.30 安2011年11.1—11.20 排 2011年11.21—12.30 2012年2.13—4.8 2012年4.9—4.29 2012年4.30—5.13 2012年5.14—5.21 2012年5.22—5.29 開題； 畢業(yè)實(shí)習(xí)； 方案論證及繪制軸向柱塞油泵的結(jié)構(gòu)草圖、裝配圖設(shè)計(jì)； 主要零件設(shè)計(jì)； 整理規(guī)X設(shè)計(jì)圖紙； 整理設(shè)計(jì)說明書，查缺補(bǔ)漏； 1.按規(guī)定時(shí)間檢查； 2.計(jì)劃具體實(shí)施以指導(dǎo)教師的安檢查圖紙和論文的格式、規(guī)X等是否符排為準(zhǔn)。 合統(tǒng)一要求，準(zhǔn)備答辯。 主要參考資料 [1] 李壯云主編. 液壓元件與系統(tǒng)第2版[M].:機(jī)械工業(yè)，2005 [2] 黎啟柏主編. 液壓元件手冊 [M].:冶金工業(yè)工業(yè),2000 [3]董偉亮X河新數(shù)字化手冊編委會(huì). 液壓設(shè)計(jì)手冊 (軟件版) V1.0.:機(jī)械工業(yè),2005 [4]陸望龍編.典型液壓元件結(jié)構(gòu)600例[M].:化學(xué)工業(yè),2009 [5]杜國森等編. 液壓元件產(chǎn)品樣本 [M]. ：機(jī)械工業(yè)，2000 [6] 煤炭工業(yè)部編輯 液壓傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊[M]. ：機(jī)械工業(yè)，1983 [7] 路甬祥主編 .液壓氣動(dòng)技術(shù)手冊[M]. ：機(jī)械工業(yè)，2002 [8]XX理工大學(xué)工程畫教研室. 機(jī)械制圖（第六版）[M]. 高等教育，2007 [9]雷天覺主編 . 新編液壓工程手冊上冊[M]. ：理工大學(xué)，1998 [10]X灝主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊2、3、5[M].：機(jī)械工業(yè)，2000 教研室意見 簽名： 年月日 院(系)主管領(lǐng)導(dǎo)意見 簽名： 年月日 ， 注：本任務(wù)書一式三份，由指導(dǎo)教師填寫，經(jīng)教研室審批后一份下達(dá)給學(xué)生，一份由指導(dǎo)教師保留，一份交系部存檔。

長 沙 學(xué) 院

本科畢業(yè)設(shè)計(jì)開題報(bào)告

（ 12 屆）

系 部： 機(jī)電工程系 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 生 姓 名： 李躍 班 級： 4班 學(xué)號 2008011427 指導(dǎo)教師XX： 伍先明 職稱 教授

2012年 4 月 5 日

題目：63ZCY14－1B軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 1.選題簡介、意義和背景 CY14-1B型軸向柱塞油泵:本系列軸向柱塞泵具有32MPA壓力的純凈的液壓油輸入到各種油壓機(jī),液動(dòng)機(jī)等液壓系統(tǒng)中,以產(chǎn)生巨大的工作動(dòng)力.同時(shí)該油泵可以作為液壓馬達(dá)使用.根據(jù)需要,本油泵有多種變量形式.本油泵,馬達(dá)廣泛應(yīng)用于船舶,航空,礦山,冶金,壓鑄,鍛造,機(jī)床等各機(jī)械中,其特點(diǎn)是體積小,效率高,壽命長,設(shè)計(jì)先進(jìn),結(jié)構(gòu)緊湊,維護(hù)保養(yǎng)方便. 液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的液壓動(dòng)力元件，它是每個(gè)液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件，合理的選擇液壓泵對于液壓系統(tǒng)的能耗、提高系統(tǒng)的效率、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。 隨著工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展，液壓傳動(dòng)也越來越廣，而作為液壓傳動(dòng)心臟的液壓泵就顯然更重要了。在容積式液壓泵中，惟有柱塞泵是實(shí)現(xiàn)高壓、高速度、大流量的一種最理想的結(jié)構(gòu)，在相同功率下，徑向柱塞泵的徑向尺寸大，常用于大扭矩、低轉(zhuǎn)速工況，作為按壓馬達(dá)使用。而軸向柱塞泵結(jié)構(gòu)緊湊，徑向尺寸小，故轉(zhuǎn)速高：另外，軸向柱塞易于變量，能用多種方式自動(dòng)調(diào)節(jié)流量，流量大。由于上述特點(diǎn)，軸向柱塞泵被廣泛適用于工程機(jī)械，起重機(jī)械、冶金、船舶、等多種領(lǐng)域。航空上。旁邊用于飛機(jī)液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)中。是飛機(jī)上所用的液壓泵中最主要的一種型式。 2.柱塞泵行業(yè)技術(shù)發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢 1）柱塞泵的技術(shù)現(xiàn)狀 目前，有各種各樣的人工舉升采油方法，其中包括：利用抽油桿柱、傳遞能量，如抽油桿柱往復(fù)驅(qū)動(dòng)柱塞式抽油泵和抽油桿柱旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)單螺桿泵；利用液體傳遞能量，如水力活塞泵、射流泵和渦輪泵；利用電纜傳遞能量，如電動(dòng)潛油離心泵和電動(dòng)潛油單螺桿泵。而柱塞泵抽油方法是應(yīng)用最早也最為廣泛的一種人工舉升采油法。 柱塞泵，其基本型式為往復(fù)泵，是一種典型的容積式水力機(jī)械，由原動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，把輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成為液體的壓力能，再以壓力、流量的形式輸入到系統(tǒng)中去，它是液壓系統(tǒng)的動(dòng)力源，由于它能在高壓下輸送液體，因此在工業(yè)生產(chǎn)和日常生活中的各個(gè)行業(yè)都得到廣泛的應(yīng)用。柱塞泵屬于一種特殊形式的往復(fù)泵，動(dòng)力從地面經(jīng)抽油桿傳遞到井下，使抽油泵的柱塞做上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)，將油井中的石油沿舉升到地面

上，完成人工舉升。抽油泵主要由泵筒、柱塞、進(jìn)油閥(吸入閥或固定閥)、出油閥(排出閥或游動(dòng)閥)組成。上沖程時(shí)，柱塞下面的下泵腔，容積增大、壓力減小，進(jìn)油閥在其上下壓差的作用下打開，原油進(jìn)入下腔；如此同時(shí)，出油閥在其上下壓差的作用下關(guān)閉，柱塞上面的上泵腔內(nèi)的原油沿排到地面。同理，下沖程時(shí)，柱塞壓縮進(jìn)油閥和出油閥之間的原油，關(guān)閉進(jìn)油閥，打開出油閥，下泵腔原油進(jìn)入上泵腔。柱塞一上一下，抽油泵完成了一次循環(huán)。如此周而復(fù)始，重復(fù)進(jìn)行循環(huán)。 2）柱塞泵的技術(shù)發(fā)展趨勢： 隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，泵及真空設(shè)備的自動(dòng)化水平越來越高。而在柱塞泵產(chǎn)品這一大類中，徑向柱塞泵的最顯著的優(yōu)點(diǎn)有：磨損小 l，抗吸人負(fù)壓的堅(jiān)固程度高，全活塞設(shè)計(jì)并能由此形成較小的無效容積，這同時(shí)也使得徑向柱塞泵壓力波動(dòng)較小。驅(qū)動(dòng)軸軸承不承受橫向剪力，因此基本上是無負(fù)載地運(yùn)行。這就意味著軸承幾乎具有無限的壽命。由負(fù)壓所決定的，對于軸向柱塞泵來說非常危險(xiǎn)的滑塊抬起的現(xiàn)象在徑向柱塞泵上由于其離心力的作用而不會(huì)出現(xiàn)。徑向柱塞泵具有的壽命長、能效高和可靠性好的優(yōu)點(diǎn)降低了整個(gè)調(diào)整系統(tǒng)的磨損。 參考文獻(xiàn) [1] XX煤礦機(jī)械研究所編.《液壓傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊》. XX人民.1981 [2] 何存興主編.《液壓元件》.機(jī)械工業(yè).1982 [3] 成大先主編.《機(jī)械設(shè)計(jì)圖冊》.化學(xué)工業(yè).2000 [4] 陳允中曹占文黃紅梅鄧國強(qiáng)等譯.《泵手冊》.XX.2003 [5] 左健明主編.《液壓與氣壓傳動(dòng)》.機(jī)械工業(yè).1999 [6] X赤誠等編.《液壓傳動(dòng)》.地質(zhì).1986 [7] 齊任賢主編.《液壓傳動(dòng)與液力傳動(dòng)》.冶金工業(yè).1981 [8] 曾祥榮、葉文柄、X沛容編著.《液壓傳動(dòng)》.國防.1980 [9] 文懷興主編.《泵的排量設(shè)計(jì)工況及優(yōu)化設(shè)計(jì)》..機(jī)械工業(yè).2005 [10]沙毅聞建龍主編.《泵與風(fēng)機(jī)》.中國科學(xué)技術(shù)大學(xué).2005 3. 選題依據(jù)、主要研究內(nèi)容、研究思路及方案 63ZCY14－1B軸向柱塞泵的機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)，主要尺寸的設(shè)計(jì)以及柱塞、滑靴、缸體等主要部件的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析、強(qiáng)度校核和壽命估算。利用AUTOCAD制圖軟件繪制零件圖并經(jīng)行干涉實(shí)驗(yàn)。

1.總體設(shè)計(jì)：通過給定參數(shù)（額定壓力和額定排量）查詢手冊確定泵的最大流量、額定轉(zhuǎn) 速和最大轉(zhuǎn)速，計(jì)算出主參數(shù)排量；確定結(jié)構(gòu)參數(shù)。 2.主要結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：對泵體的外形結(jié)構(gòu)尺寸、缸體的尺寸等主要零部件進(jìn)行總體結(jié)構(gòu)尺寸設(shè) 計(jì)。 3.運(yùn)動(dòng)學(xué)分析： （1）當(dāng)油泵工作時(shí)，對柱塞和滑靴運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析； （2）流量及流量脈動(dòng)率 δ。 4.受力分析與強(qiáng)度計(jì)算：涉及到受力分析與強(qiáng)度校核的部件主要是柱塞、滑履、缸體以及 斜盤。 6.利用 AUTOCAD繪圖軟件制圖、出圖。 4.工作進(jìn)度及具體安排 3.16 ～ 3.25 3.26 ～ 3.31 4.1 ～ 4.5 4.6 ～ 4.12 4.13 ～4.19 4.20 ～ 4.26 4.27 ～ 5.3 8 查閱相關(guān)資料，進(jìn)行63ZCY14－1B軸向柱塞泵的總體布局設(shè)計(jì) 4 查找、搜集與研究的相關(guān)地柱塞泵機(jī)械方面的書籍和文獻(xiàn) 5 閱讀相關(guān)書籍和文獻(xiàn)，并開始著手撰寫開題報(bào)告 6 初步確定完成該課題應(yīng)采用的手段方法，完成開題報(bào)告、文獻(xiàn)綜述和外文翻譯 7 開題，并完成文獻(xiàn)綜述和外文翻譯 9 進(jìn)行柱塞泵的各零件設(shè)計(jì)，計(jì)算與校核 10 編寫畢業(yè)設(shè)計(jì)論文目錄，摘要，及其第一章的編寫

5.4 ～ 5.10 5.11～ 5.17 5.18～ 5.24 5 5.25～ 5.30 11 進(jìn)行63ZCY14－1B軸向柱塞泵的整體布局與設(shè)計(jì)并進(jìn)行校核驗(yàn)證 12 獲取模擬參數(shù)對比設(shè)計(jì)參數(shù)并進(jìn)行整體校核 13 編寫論文及整理圖紙 14 準(zhǔn)備答辯 5.指導(dǎo)教師意見（對課題方案的可行性、深度、廣度及工作量的意見）。 指導(dǎo)教師： 年月日 6.教研室意見 教研室主任： 年月日 說明：開題報(bào)告作為畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯委員會(huì)對學(xué)生答辯資格審查的依據(jù)材料之一，此報(bào)告應(yīng)

在指導(dǎo)師指導(dǎo)下，由學(xué)生填寫，將作為畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）成績考查的重要依據(jù)，導(dǎo)師審查后簽署意見生效。

XX學(xué)院

畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）中期報(bào)告

系(部) 機(jī)電工程系 班級 4班 學(xué)生XX 李躍 指導(dǎo)教師 伍先明 課題名稱：63ZCY14-1B軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 課題主要任務(wù)：課題主要任務(wù)： 1.油泵設(shè)計(jì)概述； 2.油泵的理論設(shè)計(jì)過程 3.油泵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程 1、 簡述開題以來所做的具體工作和取得的進(jìn)展或成果 1） .熟悉了油泵的工作原理及其在液壓系統(tǒng)中的作用； 2）. 掌握了油泵設(shè)計(jì)的一般步驟及設(shè)計(jì)計(jì)算方法； 3）. 了解了國內(nèi)、外液壓泵的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢。 2、 下一步的主要研究任務(wù)，具體設(shè)想與安排 1）.對油泵的各種標(biāo)準(zhǔn)件的選用 2）.獲取模擬參數(shù)對比設(shè)計(jì)參數(shù)并進(jìn)行整體校核； 3）.整體布局與設(shè)計(jì)并進(jìn)行校核驗(yàn)證 3、 存在的具體問題 1）.對CAD的運(yùn)用不是很熟練； 2）.對配油盤整體不是很清楚； 3）.對有些計(jì)算校核不清楚 4、指導(dǎo)教師對該生前期研究工作的評價(jià)

指導(dǎo)教師簽名：

XX學(xué)院20 屆畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)教師評閱表

系（部）：機(jī)電工程系

學(xué)生XX 專業(yè) 課題名稱 李躍 學(xué)號 2008011427 指導(dǎo)教師XX 班級 伍先明 4班 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 63ZCY14－1B軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 評語：（包括以下方面，①學(xué)習(xí)態(tài)度、工作量完成情況、材料的完整性和規(guī)X性；②檢索和利用文獻(xiàn)能力、計(jì)算機(jī)應(yīng)用能力；③學(xué)術(shù)水平或設(shè)計(jì)水平、綜合運(yùn)用知識能力和創(chuàng)新能力；）

選題與文獻(xiàn)綜述（20分） 創(chuàng)新性(15分) 基礎(chǔ)理論和專門知識(35分) 作者寫作、表達(dá)能力(30分) 合計(jì) 是否同意參加答辯： 指導(dǎo)教師簽字：年月日 分值： 分值： 分值： 分值： 分值： 是□否□ 說明：各項(xiàng)成績的百分比由各系部自己確定，但應(yīng)控制在給定標(biāo)準(zhǔn)的20％左右。

XX學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯評審表

(理工文經(jīng)管法外語類)

學(xué)生XX 課題名稱 地點(diǎn) XX 答 辯 小 組 成 員 職務(wù)（職稱） XX 李躍 學(xué)號 2008011427 班級 4班 答辯日期 指導(dǎo)教師 XX 伍先明 63ZCY14－1B軸向柱塞泵設(shè)計(jì) 職務(wù)（職稱） 職務(wù)（職稱）

答評辯定成績 評 定 評定內(nèi)容 分值 教師1 教師2 教師3 教師4 教師5 教師6 教師7 答辯中提出的主要問題及回答的簡要情況記錄： 會(huì)議主持人： 記錄人： 年月日

思路清新：語言表達(dá)準(zhǔn)報(bào)確，概念清楚，論點(diǎn)正確；告實(shí)驗(yàn)方法科學(xué)，分析歸納40 內(nèi)合理；結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)，論文（設(shè)容 計(jì)）有應(yīng)用價(jià)值。 報(bào)具備必要告準(zhǔn)備工作充分，報(bào)告在10 過的報(bào)告影象資料； 程 規(guī)定的時(shí)間內(nèi)作完報(bào)告?；卮饐栴}有理論依據(jù)，基答 本概念清楚。主要問題回辯 答簡明準(zhǔn)確 合 計(jì) 50 100 答辯小組長簽名： 答辯成績： A＝答辯評分×35％＝ 指導(dǎo)教師評定成績： B＝指導(dǎo)教師評分×50％＝ 評閱教師評定成績： C＝評閱教師評分×15％＝ 答辯平均得分： 分值： 分值： 分值： 答辯評分 指導(dǎo)教師評分 評閱教師評分 最終評定成績 分?jǐn)?shù)： 等級： 教學(xué)系主任簽名： 年 月 日 說明：最終評定成績＝A+B+C，三個(gè)成績的百分比由各系部自己確定，但應(yīng)控制在給定標(biāo)準(zhǔn)的20％左右。