【斜盤式軸向柱塞泵的結構設計】14000字（論文）

PAGE40斜盤式軸向柱塞泵的結構設計目錄摘要 1第1章緒論 31.1選題背景 31.2軸向柱塞泵概述 41.3軸向柱塞泵研究現況 51.4斜盤式軸向柱塞泵的工作原理 6第2章總體設計與分析 82.1主要性能參數分析 82.1.1排量﹑流量與容積效率 82.1.2扭矩與機械效率 92.1.3功率與效率 102.2柱塞運動分析 102.2.1柱塞行程S 112.2.2柱塞運動速度分析v 112.2.3柱塞運動加速度a 122.3滑靴運動分析 12第3章主要零部件設計 143.1柱塞設計 143.1.1柱塞結構型式的選擇 143.1.2柱塞結構尺寸設計 153.1.3柱塞摩擦副比壓P﹑比功驗算 173.2滑靴設計 183.2.1滑靴的結構型式的選擇 193.2.2滑靴結構尺寸設計 193.3配流盤設計 203.3.1過渡區設計 203.3.2配流盤主要尺寸確定 203.3.3驗算比壓p、比功pv 223.4缸體設計 232.4.1通油孔分布圓和面積 233.4.2缸體內﹑外直徑﹑的確定 243.4.3缸體高度H 253.5柱塞回程機構設計 253.6變量機構設計 273.6.1手動變量機構 273.6.2手動伺服變量機構 283.6.3恒功率變量機構 293.6.4恒流量變量機構 29第4章主要零件受力分析與校核 314.1柱塞受力分析與校核 314.2滑靴受力分析與校核 344.3配流盤受力分析與校核 37結論 41參考文獻 42摘要在現代液壓傳動中,軸向柱塞泵在機械領域的運用相當的廣泛,特別是履帶式的行走機械,例如履帶式修路機,稻谷收割機等,也廣泛的運用于冶金、鍛壓等起重機械的液壓系統中,特別是近幾年,加工領域得到了廣泛的應用，變多的機械設計人員放棄了傳統的機械傳動，軸向柱塞泵具有參數高,效率高,壽命較長,變量方便,形式較多等優點.也可以使用不同的工作介質，帶動柱塞發生傾斜角的變化,從而使柱塞的行程長短發生變化,柱塞在斜盤上滑動,得到軸線行程,產生容腔的變化,形成吸油和排油的過程。柱塞在斜盤上滑動,得到軸向行程,產生體積空腔的變化,形成吸油和排油的過程。,本設計分析了30SCY14-1B型柱塞泵的工作原理及發展現狀,主要分析了該類泵的結構組成及特點,對泵體,柱塞,滑靴等進行了分析設計,并對其結構強度進行了分析,對這些零件進行了強度校核,以及柱塞泵未來的發展狀況,在各個領域應用的可能性。關鍵詞:柱塞泵,液壓系統，應用領域，發展狀況第1章緒論隨著中國綜合國力的增強，中國經濟騰飛，泵技術的發展非常的快，我國經濟發展，經濟全球化，在復雜的國際環境中發展是一件很不容易的事情。關鍵技術被國外封鎖，液壓技術就是其中之一。關鍵技術受阻，國內沒有發展，中聯重科等全套液壓系統都是從國外采購，國內利潤大部分由國外企業分享，中國經濟發展受到抑制。隨著工業技術的發展，機械行業的需求也越來越大。作為液壓系統的關鍵部分，液壓泵不可或缺。軸向柱塞泵/摩托使它的九劍穩定。高速、高壓和良好的控制方法是其發展方向。隨著現代農業、制造業、能源化工、船舶等相關技術的發展，泵/馬達研究的跨學科應用使仿真技術實驗更接近實際，這為液壓技術的發展提供了契機。相信隨著越來越多科研人員的研究，我國的液壓技術一定會趕超國際一流國家，使我國的液壓技術在世界上占有一席之地但國內對于該類技術的需求相當的強烈，給了液壓技術的發展一個契機，我相信隨著越來越多的科研人員的研究，我國的液壓技術一定會趕超國際頂尖國家，是我國的液壓技術在國際中占據一席之地。1.1選題背景液壓泵它是液壓系統的一個用來轉換能量的裝置，它是液壓系統里面的動力元件。它是每個液壓系統中不可缺少的核心部件之一。我們通過合理的選擇準確的液壓系統就可以用來降低液壓系統的能量消耗，從而就可以提高液壓系統的一個工作時的效率，以達到降低液壓系統的噪聲的目的，有效地完成各部件之間的能量轉換。如何準確的選擇液壓泵？是根據它主機的工況和功率以及流量、排量等等要求才能最終確定液壓泵的型號，然后根據系統所需的壓力和流量選擇最終車型。液壓系統設計到機械行業的方方面面，而液壓泵亦是如此，液壓泵是液壓系統的執行元件，主要有：齒輪式、葉片式、柱塞式、螺桿式。提高液壓泵的工作壓力和轉速可以提高其功率。目前國家越來越重視科技的發展，對液壓行業的關注度也相當的高，我們要堅持國家的基本國策，走可續發展戰略，生產綠色無污染的液壓設備，減少對環境的污染，增強我國的綜合國力，提高我國的國際競爭力一般來說，每種類型的液壓泵都有自己的特點，其結構、還有功能以及它的運營所使用的模式也是各不相同的。因此，我們應該根據具體所要使用的情況來選取合適的液壓泵。又比如，在機床液壓系統中，為了保證工作效率和系統穩定性，常采用葉片泵，在油氣檢測和加工中，通常我們選用的是抗污染能力比較強的齒輪泵。在高功率以及壓力非常高的液壓系統中，柱塞泵為了保證系統的穩定性，對系統進行了選型。隨著科學技術的不斷發展，堵截風桓真是垃圾。每個人在初級階段都能看到。經常有跨學科的聯合研究，泵的技術它的發展我想也是如此的。我們就以屏蔽泵作為例子，要取消泵軸封問題，就一定要從電機的結構入手，而不能僅僅靠泵本身來實現。要解決泵的噪聲問題，除了需要解決泵的流型和泵的振動問題以外，潛水電機一定要配備漏電保護等措施。這些都表明，要發展泵的技術水平。1.2軸向柱塞泵概述本設計對柱塞泵進行了詳細的研究，著重分析了其結構形式，柱塞泵有配流盤配流、分配軸分配和單向閥分配三種分配方式。柱塞泵又可以分為軸向柱塞泵以及徑向柱塞泵兩大類。本次設計主要涉及的方面的關于軸向柱塞泵的。柱塞泵選擇了合適的流量分配方式。即使沒有這三種分銷方式，也不會有柱塞泵。然而，由于這些配送方式在柱塞泵的單一使用，也給柱塞泵帶來了一些不足。滑靴和斜盤是斜盤中最重要的一對摩擦副，本文還對滑靴的作用進行了研究。這兩種泵可用作它可以在液壓泵或液壓馬達使用。特效，內部性能，使用壽命，零件質量，外觀泵的形象等質量問題是目前許多廠家所關注的問題，也是這些泵廠家急需改進和解決的問題。現實中，工廠生產的許多水泵都能達到檢測要求，而一旦投入使用，就會產生一系列的問題，如噪音大、效率低，往往達不到出廠檢驗的效果。而泵在實際運行點或運行特性，我們稱之為泵的外部特性或系統特性。它的柱塞的頭部是一個完整的球形表面，這個柱塞頭和斜盤的接觸是電接觸。由于他們之間的接觸應力非常的大，很容易就會發生磨損，根本不能夠承受比較大的工作的壓力，所以現在已經很少使用這種柱塞形式了的柱塞的頭部裝配有一個擺動的頭，它的下半部分的那個球體，可以繞著這個柱塞的球窩的中心來進行擺動，擺動的頭的上半部分則是球面或者是一個平面，他與斜盤的接觸形式保持線接觸或者也可以保持面接觸，擺動頭和斜盤的相接觸的面之間依靠殼體的腔內的潤滑油液來進行潤滑，差不多和普通的滑動軸承一樣，它的的取值必須要限制在規定的范圍以內它的柱塞的頭部和上一個一樣都裝上了一個擺動頭，我們將這個擺動頭稱之為滑靴，這個擺動頭可以繞著柱塞頭的中心部位進行擺動。從而可以減少他們之間的摩擦以及他們之間的磨損，使使用的壽命可以得到大大的增加，就現在而言，這種形式的柱塞形式被用來廣泛使用在軸向柱塞泵中就像科學技術的發展一樣，現在隨著各個領域的交叉發展，各個領域之間的聯系越來越緊密，達到了你我不分的地步。跨學科聯合研究是一件很平常的事情，也是泵產品的技術開發。軸向柱塞泵／馬達使它的九劍穩定。高速、高壓和良好的控制方法是其發展方向。隨著現代農業、制造業、能源化工、船舶等相關技術的發展，泵／馬達研究的跨學科應用使仿真技術的實驗更接近實際，這給液壓技術的發展提供了機遇。相信隨著越來越多科研人員的研究，我國的水泵技術一定會趕超國際一流國家，使我國的液壓技術在世界上占有一席之地1.3軸向柱塞泵研究現況軸向柱塞泵可以分為閥配流和直軸。軸向柱塞泵液壓泵采用高速原動機驅動，多柱塞結構使結構復雜。直軸閥克服了閥分配的不足。由于軸流泵的結構特點，軸流分配具有抗沖擊、使用壽命長、控制精度高等優點。使其成為優秀的高壓泵，代表了液壓泵制造的世界先進水平。由于需求的不斷增加，水泵產品更加多樣化。其多樣性主要體現在：（1）運輸媒介的多樣性（2）產品結構差異（3）操作要求差異從傳輸介質的角度來看，最早的泵只能使用單一的傳輸介質，如如水、油等單一介質。它已發展成多種形式，不同的輸送對象對泵的內部結構有不同的要求。產品的結構也有很大的差異。泵的安裝形式、日常維護、外觀形象等也對泵提出了新的要求。同時，各廠家在結構設計上也加入了自己的企業文化，使泵的結構更加多樣化。為了我國的可持續發展，泵的運行環境對泵的設計提出了許多要求，如降噪、減振降噪、延長使用壽命等，這也導致了泵運行要求的多樣化。目前，我國水泵技術與國際先進技術相比還比較落后，但國內市場需求相對較大，這對我國水泵的發展有一定的促進作用。因此，只要我們學習國際先進技術，努力與之接近，我國的水泵技術就一定能夠趕上國際水平。1.4斜盤式軸向柱塞泵的工作原理斜盤式軸向柱塞泵，我們指的是它的缸體軸線和它的傳動軸的軸線是相交的，并且兩根軸線形成了一定的夾角的軸向柱塞泵。這種泵一般情況下使用的是配流盤配流，并且這個配流盤我們一般使用球面的，不過也有些柱塞泵使用的是平面的配流盤，這種就要根據實際情況選擇了。下面的圖形1-1就是斜盤式軸向柱塞泵它的工作原理了，柱塞4安裝在缸體5里面的柱塞孔上面，這些柱塞孔都是均勻分布的，在柱塞4的頭的頂部，我們裝上了一個滑靴-滑靴2，因為柱塞泵受到了回程機構的作用，使滑靴最下面的地方一直都會貼著斜盤1它的表面做運動。在這種時候斜盤的表面會出現一個傾斜的角相對于缸體的平面來說，而當缸體4帶動著柱塞一直做旋轉運動的時候，柱塞就會一直在柱塞的孔洞里面做著直線往返運動。然而在配流盤的背部，我們應該讓兩個腰部的形狀的配流窗口分別和泵它的吸油的路徑和壓油的路口是相互連通的。1-斜盤2-回程盤3-滑靴4-柱塞5-缸體6-配流盤7-傳動軸圖1-1斜盤式軸向柱塞泵工作原理如果我們的缸體按照上面圖形所表示的那種方向進行旋轉，在0°-180°的范圍里面，柱塞經過上面的死點（0°對應著的位置）開始向外面伸出，柱塞的腔室的容積不斷的擴大，一直到下面的死點（180°對應著的位置）為止，在這一個擴大的過程中，柱塞腔剛好是跟配流盤6它用來吸油的窗口的連接著的，然后油液就被柱塞腔一直的吸進去，這個就是柱塞泵的吸油過程了。缸體在繼續旋轉的過程中，在180°-360°的范圍里面，我們的柱塞腔剛好是和配流盤6它壓油的窗口是一直連接著的，油液通過壓油的窗口從里面排出來，這個就是壓油過程。從這個過程我們可以看出來，缸體每次旋轉了一周，每一個柱塞泵的柱塞就會進行半周的吸取油液過程和半周壓出油液的過程，如果柱塞泵他可以一直進行旋轉運動，那么他就可以連續不斷的進行吸取油液的過程和壓出油液的過程。我們通過改變斜盤的傾斜角就可以改變柱塞泵的排量。第2章總體設計與分析2.1主要性能參數分析30SCY14-1B手動變量軸向柱塞泵具體參數如下：額定壓力P＝31.5MPa公稱排量V=30ml/r額定流量EMBEDEquation.DSMT4q=45L/min額定轉速n=1500r/min2.1.1排量﹑流量與容積效率軸向柱塞泵排量指的是缸體旋轉一周，所有柱塞腔內排出的油液容積，即≈30ml容積損失忽略時，泵的理論流量Q為Q=qn=0.03×1500=45(L)式中—柱塞橫截面積；—柱塞外徑；—柱塞最大行程；Z—柱塞數；n—傳動軸轉速。泵的理論排量q為q=（ml/r）按下式作為理論排量的校核，以防止氣蝕現象的發生為常數，對于在進口處沒有預壓力的油泵，我們取=5400；對于在進口的地方，它的壓力取值為5kgf/cm的油泵，我們可以取=9100，所以在這里我們取=9100，所以是符合要求的。然而對于斜盤式的軸向柱塞泵，它的斜盤的最大傾斜角，它的取值范圍是15°～，在這里我們取。泵實際輸出流量為=45-1.5=43.5（ml/min）式中為柱塞泵泄漏流量。=是軸向柱塞泵它的一個容積效率，它的取值范圍是為=0.94～0.98，在這里是符合要求的。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=摩擦副是軸向柱塞泵的關鍵部位。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==根據上面是式子，我們可以計算出，泵的容積效率和泵它的機械效率，兩者的乘積，算出來的結果就是泵的總效率。就軸向柱塞泵而言，=0.85～0.9,所以上面的式子可以說是完全滿足要求的。2.2柱塞運動分析柱塞的運動學的分析，最主要的研究就是柱塞在平行于缸體的時候做的往復直線運動。分析柱塞它的這種運動的規律，也就是分析柱塞的行程（用字母s表示）,柱塞它在缸體里面作的一個軸向運動的速度（用字母v表示）以及柱塞在做運動時它的加速度（用字母a表示）。2.2.1柱塞行程S圖2.1所表示的圖像是滑靴在做軸向的柱塞運動時的一個分析圖。在圖中，它的斜盤的傾斜角為，柱塞它的分布圓的半徑用字母R表示，缸體或者是柱塞的旋轉角則用字母a表示，如果用最大的行程它的上死點（a=0°）以用來作為柱塞位移它的一個計算起點，那么對應于任何一個旋轉角a時，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做時間微分計算，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角速度，。2.2.3柱塞運動加速度a做時間微分計算。得出柱塞運動加速度a為當及時，可得最大運動加速度為柱塞在運動的時候的柱塞的行程s﹑軸向運動的速度v﹑加速度再加上缸體轉角a他們幾者之間的關系用圖2.2所示來表示。圖2.2柱塞運動特征圖2.3滑靴運動分析滑靴的作用力計算不準，其摩擦力、離心力、慣性力等都是隨滑靴的運動軌跡而變化的，滑靴其運動軌跡是一個橢圓。短軸長軸設柱塞在缸體平面上A點坐標為如果用極坐標表示則為矢徑極角運動角速度：因此我們可以看得出來，滑靴它在斜盤的平面上做的運動的角速度運動并且是不等角速度運動，當﹑時，最大（位于短軸時）為當﹑時，最小（位于長軸時）為根據上面的結構可以看得出來，滑靴它的中心繞著點進行旋轉了一周（即）所消耗的時間和缸體旋轉了一周的時間是一致的。故它的平均的旋轉角速度就和缸體角速度是一樣的，即第3章主要零部件設計3.1柱塞設計柱塞可分為以下三種形式：1）點接觸式柱塞:圖2-1（a）2）線接觸式柱塞:圖2-1（b）3）帶滑靴的柱塞圖2-1（c）2-1（a）它的柱塞的頭部是一個完整的球形表面，這個柱塞頭和斜盤的接觸是電接觸。由于他們之間的接觸應力非常的大，很容易就會發生磨損，根本不能夠承受比較大的工作的壓力，所以現在已經很少使用這種柱塞形式了。2-1（b）的柱塞的頭部裝配有一個擺動的頭，它的下半部分的那個球體，可以繞著這個柱塞的球窩的中心來進行擺動，擺動的頭的上半部分則是球面或者是一個平面，他與斜盤的接觸形式保持線接觸或者也可以保持面接觸，擺動頭和斜盤的相接觸的面之間依靠殼體的腔內的潤滑油液來進行潤滑，差不多和普通的滑動軸承一樣，它的[pv]的取值必須要限制在規定的范圍以內。2-1（c）它的柱塞的頭部和上一個一樣都裝上了一個擺動頭，我們將這個擺動頭稱之為滑靴，這個擺動頭可以繞著柱塞頭的中心部位進行擺動。從而可以減少他們之間的摩擦以及他們之間的磨損，使使用的壽命可以得到大大的增加，就現在而言，這種形式的柱塞形式被用來廣泛使用在軸向柱塞泵中。圖2-1柱塞結構型式從圖2-1可以看出,這三種形式的柱塞大多都可以把他們做出空心的結構,這樣做的話就可以用來減輕柱塞的質量,然后可以減小柱塞它在運動的時候的慣性力。但是這種空心的結構毫無疑問的增加了柱塞它在吸取油液和壓出油液的這個過程中的剩余的無效的容積。本次設計選取圖2-1（c）的柱塞泵。3.1.2柱塞結構尺寸設計1）柱塞直徑及柱塞分布塞直徑根據資料顯示，柱塞的直徑d、還有柱塞的分布圓的直徑D以及柱塞的數量z，他們之間都是相互關聯的。在缸體上面的每一個的柱塞孔它的直徑d所占有的弧的長度大概是分布圓的周長它的75%左右，也就是說：從而我們就可以計算出公式里面的m是結構參數，m它的取值范圍是根據柱塞的數量Z來決定的，其值如表2-1所示。表2-1柱塞結構參數Z7911m3.13.94.5（2-1）取γ=20°由上式可得，選取d=16mm計算得：（2-2）2）柱塞名義長度因為柱塞它的圓球的中心有一個很大的作用力——徑向力T，為了使柱塞它不致被卡死，并且保持它有著足夠的一個密封的長度，所以我們應該保證留有最小的留孔長度，一般取：這里取。因此，柱塞名義長度應滿足：式中—柱塞最大行程；—柱塞最小外伸長度，一般取。根據經驗數據，柱塞名義長度常取：這里取。3）柱塞球頭直徑按經驗常取，如圖2-2所示。圖2-2柱塞尺寸圖這里取為了讓柱塞它在排油結束的時候，圓柱面能夠完全的進入柱塞的柱塞腔，應該使柱塞球頭它的中心到圓柱面保持有一定的距離，一般取它的取值范圍是0.4~0.55，我們在這里取。4）柱塞均壓槽在以前，我們都要在柱塞它的表面進行加工，它的加工深度是0.3~0.8mm、它的加工寬度則是0.3~0.7mm、至于它的加工間距的話，我們的一般加工范圍是2~10mm，這樣加工出一個環形的均壓槽，希望它能夠起到平衡兩側的側向力，改善他們的潤滑的條件，以及可以起到儲存污染物的一個作用。但是，因為柱塞他收到的一個徑向力是非常的大的，均壓槽的這個作用并不是非常的明顯，反而會非常容易的劃傷缸體孔它的內部的表面。所以的話，現在有很多的受到壓力高的柱塞泵已經不在柱塞的表面開設均壓槽了，因為并沒有什么實際作用。3.1.3柱塞-缸體孔摩擦副比壓P﹑比功的驗算（2-3）應在摩擦副材料允許范圍內，即（2-4）由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為（2-5）﹑﹑的值，可參考表2-1。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105183.2滑靴設計對于滑靴的設計，就一般情況而言，我們使用的是剩余壓緊力法，完全平衡型的靜壓支撐滑靴，在多年一來，一直是受到人們的重視的，但是就現在的情況而言，主要受限于理想的狀態，在實際生活中，我們的柱塞泵很少采用的，有以下幾點原因：滑靴上面的作用力不是很好計算，它的摩擦力、離心力什么的都是會隨著滑靴它的運動軌跡的改變發生變化的；滑靴不僅有著沿斜盤的滑動運動，而且還有繞著柱塞頭的一個自轉的運動；在實際的運轉中，我們會發現柱塞頭它經常會受到一個沖擊的載荷它的作用，而且還有著起動和停止的這種工作狀態，所以要一直保持油膜的穩定，可以說是根本不可能的；還有就是，阻尼管制造是相當的困難，并且還容易發生堵塞；即使我們能解決上述問題，可以讓負載力和它的支持力達到一個基本的平衡，但是也做不到平衡滑靴它上面的傾覆力矩，更不能解決滑靴它在這個力矩的作用下面發生的一系列磨損。所以我們現在使用的還是剩余緊壓力設計的方法。用剩余緊壓力的方法來設計滑靴，它的步驟是相當的的簡單的：根據我們的經驗，先選擇+=。在式子里，和分別是滑靴它底部上面密封帶它的內半徑和外半徑，d則是柱塞直徑。根據推薦選取-它的取值范圍·，一般是（0.1~0.15）d，對于直徑比較大的滑靴，我們選取的是最小值，如果是直徑比較大的滑靴，那么我們就選它的最大值。接下來就是我們就是對于壓緊系數它的一個確定。靜壓油池它的壓力和柱塞的底部它的壓力是一樣的，所以：=將上式代入式中，可得滑靴分離力為（2-6）設剩余壓緊力，則壓緊系數，這里取0.1。滑靴力平衡方程式即為3.2.1滑靴的結構型式的選擇滑靴結構有如圖2-3所示的3種型式。圖2-3滑靴結構型式圖2-3為按剩余緊壓力法設計的三種滑靴結構。圖2-3（a）所示為滑靴基本結構，它包涵密封帶、通油孔、油室。這是早期的滑靴結構。實踐證明，這種結構的滑靴工作起來并不理想，必須附加一些其他因素才能很好的工作。圖2-（b）和圖2-3（c）分別為國內和國外兩種斜盤泵中采用的滑靴結構，其主要特點如下：增設了內輔助它的一個支撐面，所以就可以用來減小滑靴它的底面的一個接觸比壓;增設外輔助支撐面，可保護密封帶減小密封帶寬度加大進油孔直徑采用耐磨性好的摩擦副材料經比較，本設計采用圖2-3（a）所示的結構型式。3.2.2滑靴結構尺寸設計圖2-4滑靴外徑的確定滑靴在斜盤上的布局，應使傾角時，互相之間仍有一定的間隙s，如圖2-4所示。1）滑靴外徑：（2-7）一般取s=0.2～1，這里取0.2。2）油池直徑初步計算時，可設定，這里取0.8.3）中心孔﹑及長度用剩余壓緊力法設計滑靴，取（或）=0.8～1.5=1.0mm3.3配流盤設計配流盤它是軸向柱塞泵的一個主要的零部件，它的作用就是用來隔離并且分配吸油夜和壓油液和承受高速度旋轉運動的缸體它所傳遞過來的較大的軸向的載荷。雖然軸向柱塞泵的類型是非常的多的，他們使用的配流盤也是有很大的差別的，但是他們的功能和作用以及他們的基本結構都是一樣的我們通過配流盤的設計就可以得到內封油帶的一個尺寸、吸油窗口的尺寸和壓油的窗口它的尺寸以及要用來輔助的支承面的每一個部分的具體的尺寸。3.3.1過渡區設計為了能夠讓配流盤用來吸油的窗口和用來排油的窗口，他們之間的隔離以及他們之間的密封具有一定的可靠性，從前就一般的配流盤來說，我們所采用的間隔角θ都是等于或者稍微大于一點點缸體端面的柱塞用來使油液通過的孔的包角θ的結構，對于這種結構的配流盤，我們通常把它稱為零遮蓋型配流盤或者稱之為正重疊型配流盤。而對于這種結構意義上的配流盤，當柱塞從低壓的腔開始把高壓的腔接通的時候，在柱塞腔里面封閉著的油液在一瞬間就會受到劇烈的壓縮，并且這種壓縮會帶來一個沖擊壓力；反之當柱塞它從受到壓力較大的腔室里面把受到壓力較低的的腔室接通的時候，被封閉起來的油液就會在一瞬間發生膨脹，從而產生一個類似的卸除壓力沖擊的過程。就這種高壓腔室和低壓腔室交替著的壓力沖擊，就是柱塞泵會產生噪聲的最主要的原因，在這同時他還會降低泵它的流量脈動品質，并且這種狀況還會影響泵它的使用壽命。3.3.2配流盤主要尺寸確定圖2-5配流盤主要尺寸1）配油窗尺寸滿足要求。式中—泵理論流量；—配油窗面積，；—許用吸入流速，=2～3m/s。由此可得=2）封油帶尺寸在這里我們設，內封油帶它的寬度是，外面封油帶它的寬度則是，和確定方法為：我們考慮到了外面封油帶是在大半徑這邊，并且再加上離心力的一個作用，泄漏量應該會比內封油帶的泄漏量要大，所以我們取略大于，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）解方程得：3.3.3驗算比壓p、比功pv配流盤的總支承面積F為在式子里面，—輔助支承面通油槽總面積；并且﹑—吸﹑排油窗口面積。根據估算：配流盤比壓p為（2-9）式中—配流盤剩余壓緊力；—中心彈簧壓緊力；—根據資料取300pa；在配流盤和缸體配流端面這一對摩擦副的材料和結構尺寸確定了之后，我沒應該驗算pv值，即式中—平均切線速度，=。根據資料取。3.4缸體設計下面通過計算確定缸體主要結構尺寸2.4.1通油孔分布圓和面積圖2-6柱塞腔通油孔尺寸式中﹑為配油盤配油窗口內﹑外半徑。通油孔面積近似計算如下：式中—通油孔長度，； —通油孔寬度，；3.4.2缸體內﹑外直徑﹑的確定圖2-7缸體結構尺寸缸體強度可按厚壁筒驗算（2-10）式中—筒外徑，且=100mm。—缸體材料許用應力，對ZQAL9—4：=600～800缸體剛度也按厚壁筒校驗：=（2-11）式中E—缸體材料彈性系數；—材料波桑系數，對剛質材料=0.23～0.30，青銅=0.32～0.35；—允許變形量，一般剛質缸體取，青銅則取；符合要求。3.4.3缸體高度H從圖2-7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；—為了能夠方便的研磨加工，留下來的退刀槽的長度，應該盡量的取的短一些—缸體厚度，一般=（0.4～0.6），這里取0.5=8。3.5柱塞回程機構設計斜盤式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結構我們所說的回程盤是一個平面圓盤，就如2-8所展示的那樣。在回程盤上面它是滑靴的安裝的孔徑的大小，而則是滑靴它的安裝孔的分布圓的一個直徑。這兩個尺寸是回程盤里面最為關鍵的尺寸，如果沒有設計好的話會讓滑靴的頸部以及滑靴的肩部都會造成嚴重的磨損。接下來我們主要是研究一下這兩個關鍵尺寸·的確定方法。圖2-8回程盤結構尺寸就像前面所說的那樣子，滑靴它在我們斜盤的平面上面的一個運動軌跡他是一個橢圓形，那么我們來計算這個橢圓形的長短軸：短軸長軸從圖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）為了使滑靴在不干擾返回盤的情況下向任何方向偏移，回程盤的安裝孔直徑應大于拖鞋的直徑D。同時，考慮到加工、安裝等誤差，安裝孔與滑靴徑部之間應留有適當的間隙J。安裝孔的直徑為式中—滑靴頸部直徑；—間隙，一般取=0.5～1mm。3.6變量機構設計我們使用的軸向柱塞泵，他們會通過變動的定量的機構，然后去改變斜盤泵它斜盤傾斜的角，也可以改變斜軸泵擺動的角度，通過這種方式，就可以改變流量流動的方向和流量的大小。可以變量的機構非常的多，按照它控制變量的方式可以分類為手動電動什么的，如果根據用來執行變量的機構，那么就可以分成機械式、液壓缸式，就像圖2-9所展示的那樣。如果根據它的性能參數，我們還可以分為恒功率式、恒壓式、恒流量式等。上面那些各種各樣的變量機構，一般情況下我們都是把他們組合在一起使用的，比如，像圖2-9（a）所展示的那樣，手動的變量機構一般都是使用杠桿的，或者通過手輪轉動，使絲杠發生轉動，然后讓斜盤運動改變它的傾斜角度;像圖2-9（b）所展示的那樣，在圖中c那個地方使用手輪或者干脆用杠桿輸入進去一個位移量，我們把它叫做手動伺服變量式；而像圖2-9（c）所展示的那樣，用一個外液壓源并且是帶有電磁閥的進行控制，它能夠實現遠程液控變量式，如果我們再用伺服閥把變量缸控制起來的話，并且讓這個泵他出口那邊的壓力恒定不變，那么就可以成為恒壓變量形式。變量的形式是有很多種的，接下來我們著重簡紹幾種變量形式3.6.1手動變量機構手動變量機構它的一個原理圖以及它的變量特性就如圖2-10所展示的那樣圖2-10手動變量機構原理及特征從圖中我們可以看出，手動變量的機構他是能夠實現雙向變量的，其中流量Q的方向，流量Q的大小是與變量的行程機構y成正比的。3.6.2手動伺服變量機構這種變量機構，它使用的方式是機械的，然后通過這種方式讓伺服閥帶動變量缸，這樣改變斜盤傾斜的角，最終實現一個變量。它的原理就如圖2-11所展示的那樣。圖2-11手動伺服變量機構在圖里面，伺服變量的機構它是由兩種組成的分別是雙邊控制閥，還有一個是差動變量缸。其中控制閥它的閥套連接著變量的活塞桿，然而變量缸它的缸體和柱塞泵的泵體連接在一起。當控制閥處于中間位置的時候，斜盤會在一定的位置上面穩定住。變量的時候如果控制閥c那邊往左邊移動，圖里面的油路2和油路1就被接通，變量缸的A腔室和B腔室多少泵的出口壓力。因為B側它的壓力會比A側大，變量活塞就會往右邊運動，推動斜盤它的傾斜的角度會變小，流量也會變小。就這種通過機械它所處的位置進行反饋的伺服變量機構，他會減少變量的一個控制力，然后可以提高它的性能和精度。變量信號的輸入形式有兩種，我們既可以手動輸入同時也可以電動輸入。所以就這種變量形式我們一般是在工程機械上面使用，當然，機床、行定車輛這些液壓系統我們也可以使用。3.6.3恒功率變量機構這種變量機構，它是通過泵出口地方壓力的大小實現輸出流量大小的調節，從而可以讓泵輸出的流量*壓力，它們的大小近似于不變，也就是說原動機的輸出功率基本保持不變。為了讓泵的功率大小基本為一個固定的值，理論上，泵它的輸出流量大小和泵出口地方的壓力大小應該是一個雙曲線的關系。但是在實際中，我們都是通過彈簧來對泵的變量機構進行一個控制的。就像圖2-11（a）所展示的那樣。3.6.4恒流量變量機構恒流量變量機構根據安裝在泵出口主油路的節流閥兩側的壓力差來調整輸出流量，以保持流量恒定。可變機構的原理和特點如圖2-12所示。圖2-12恒流量變量機構原理及特征在圖里面，恒流量變量機構它是由兩個部分組成的，一個是帶有節流閥的雙邊控制閥，而另一個就是差動變量缸。控制閥C那邊把彈簧進行了預定調節的壓力后，在節流閥兩邊就會產生一個壓力差，一邊是在控制閥的閥芯會產生的一個液壓力，另一邊是在這產生的一個彈簧力2，這一對壓力差是相對平衡的。閥芯處于中間位置，斜盤上面傾斜的角將會被固定與某一個特定的角度，泵他輸出的流量是調定之后的固定值。當泵的轉速變快的時候，泵要輸出的流量也會相應的變多，而因為節流器的總面積大小是不變的，所以它兩側的壓力差就會隨之變大，這樣的話，控制閥的閥芯就會往左邊移動，變量活塞也會跟著往左邊一起移動，斜盤傾斜的角度就會變小，然后流量也會變小。綜合上面所說的變量機構，分別對它們進行了分析，反復比較之后，我們決定這次的設計選取的是手動伺服變量機構。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時，為（5-1）式中—泵最大工作壓力。4.1.2柱塞慣性力（5-2）根據公式﹑為柱塞和滑靴的總質量。在這里面慣性力所通過的方向跟加速度a的方向，進行比較之后發現它們是相反的，他們都隨著缸體旋轉角a，按照余弦規律而發生的變化。當a=0°或者a=180°的時候，慣性力的最大值計算結果如下：（5-3）4.1.3離心反力（5-4）4.1.4斜盤反力（5-5）我們將軸向力P和液壓力，還有其他的軸向力進行了比較，通過計算之后發現這些力都是相對平衡的。就相對于主軸來說，徑向力T會對它形成一個負載的扭矩，然后柱塞就會受到彎矩的作用，經過這一系列的作用就產生了一個接觸應力，而且缸體還會產生一個傾倒力矩。4.1.5柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力和這個力是和產生的合力，柱塞和柱塞腔壁之間有一個徑向間隙，它是遠遠小于柱塞直徑的大小的，并且也遠遠小于柱塞腔里面的接觸長度。4.1.6摩擦力和柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為（5-6）在公式里面，f是作為摩擦系數，一般來說f它的取值范圍是0.05~0.12，這次我們的選擇是0.1分析一下柱塞的受力情況，在這里應該取柱塞在柱塞的腔室里面最小的接觸長度，也就是說柱塞在死點上面的位置。這時候，N、和就可以用下面的方程組來計算：（5-7）在上面的公式里，它是柱塞最小接觸長度，一般來說它的取值范圍是（1.5-2）d這個取值，在這里我們取=2d=44mm。—柱塞名義長度，根據經驗=，這里取==189mm；—柱塞重心至球心距離，=-以上雖有三個方程，但其中也是未知數，需要增加一個方程才能求解。根據相似原理有（5-8）又有所以把上面的式子：代到里面進行計算就可以得到可長度。為了可以有更快捷更方便的計算過程，在力矩方程里面，它的離心力是非常小的，由此我們就可以忽略不記，然后就可以算出：（5-9）將式代入可得（5-10）將以上兩式代入可得（5-11）式中為結構參數，且（5-12）4.2滑靴受力分析與校核4.2.1分離力圖5-4滑靴結構及分離力分布圖5-4顯示了滑塊的結構和分離力。根據流體科學中平面圓盤的輻射流，推導出了滑靴油封帶環縫滲油量q的表達式：（5-18）若，則（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）如圖4-4，取微環面，那么封油帶它的分離力就是（5-22）油池靜壓分離力為總分離力為（5-23）4.2.2分離力滑靴它受到的緊壓力主要是由于柱塞最底部的液壓力所引起的，即：（5-24）4.2.3力平衡方程式當滑靴受力平衡時，應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=3L/min（5-26）4.3配流盤受力分析與校核圖5-7是常用的配流盤簡圖。1-輔助支撐面2-外封油帶3-內封油帶4-吸油窗5-過渡區6-減震槽7-排油窗圖5-7配流盤基本構造4.3.1壓緊力壓緊力的產生，是因為在排油區的時候，柱塞腔里面油液的壓力較高，會導致它作用在柱塞腔底部的臺階上面，從而使缸體受到了軸向作用力的作用，并且作用在配流盤上面。對于柱塞的數量為奇數的柱塞泵，當有個柱塞剛好位于排油區的時候，壓緊力為：（5-29）當有個柱塞處于排油區時，壓緊力為（5-30）平均壓緊力為4.3.2分離力分離力的組成部分有三個部分。一個是外封油帶分離力，還有一個就是內封油帶分離力，最后一個就是排油窗高壓油對缸體的分離力。對于奇數泵，缸體在做旋轉運動的時候，在每一個瞬間，所要參加排油的柱塞數量和參加排油所在的位置都是不一樣的。實際上封油帶的包角是相對變化的。實際包角比配流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，對封油帶任儀半徑上的壓力從到積分，并以代替，可得外封油帶上的分離力為（5-32）=2)內封油帶分離力內封油帶上泄漏流量是匯流流動，同理可得內封油帶分離力為（5-33）3)排油窗分離力（5-34）配流盤總分離力結論時光匆匆，大學生涯到了終點，畢業設計進行的很順利，四年大學時光過得很愉快，本次柱塞泵設計查詢了很多的資料，也是經歷的最長的一次設計，不像平時課設一樣只有短短的兩三周，此次設計整整經歷了兩個月的時間，可以說大四下學期就忙著這個畢業設計了，柱塞泵是容積泵的一種，在很多場合都能用到它，它的應用范圍非常的廣，我國的各個行業都有它的身影，但我國的尖端技術還不夠完善，與國際頂尖國家相比還有較大的差距，一些核心技術仍被他們掌握著，我國的泵技術發展仍然受著他們的制衡，對我國泵技術的飛速發展有著很大的制約，不過我相信我們一定能突破這些技術封鎖，從無到有，慢慢的發展我國的泵核心技術，超越國際尖端國家，打破他們的技術封鎖。液壓系統設計到機械行業的方方面面，而液壓泵亦是如此，液壓泵是液壓系統的執行元件