斜盤軸向柱塞泵

1、摘 要斜盤軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中被廣泛使的動力元件，用于各類工程機械中。其本身結(jié)構(gòu)的特殊性工作柱塞存在著剩余容積、缸體與柱塞加工修配等相對困難，并且維護成本高、以及缸套加工成本高等問題。 針對上述問題進行以下幾方面改進；（1）柱塞內(nèi)放入填充物；（2）在缸孔內(nèi)加入內(nèi)套；（3）采用帶內(nèi)圈軸承改善加工條件。通過上述的措施可有效的提高斜盤軸向柱塞泵的容積效率、降低維護成本提高了性能品質(zhì)、節(jié)約缸套加工成本；在上述改進的基礎(chǔ)上設(shè)計一款額定壓力： ；額定轉(zhuǎn)速： ；額定排量： ml/r的手動伺服變量斜盤軸向柱塞泵，并進行柱塞與滑靴、缸體、斜盤、泵軸的受力分析以及強度校核，結(jié)果滿足相應(yīng)的設(shè)計要求。 關(guān)鍵詞 軸向

2、柱塞泵 斜盤 缸體 柱塞AbstractWobble-axial piston pump is dynamic components which are widely used in various construction machinery in hydraulic system. Because its own special structure 、there is a plunger residual volume、processing and fixing of the cylinder plunger are relatively difficult, the costs of m

3、aintaining and the processing of cylinder is highTo address the above issues carrying on following aspectses improvements: (1) Add cramming in plunger; (2) adding inner sleeve in the cylinder hole; (3) improve the processing conditions with bearing inner ring.Passage of these measures can effectivel

4、y improve the Wobble-axial piston pump volumetric efficiency, reduce the costs of maintaining and enhanced the quality and performance, saving cylinder processing costs; In improving on the basis of the design pressure rated :; Rated Speed : ; Rated Displacement : ml/r manual servo variable axial pi

5、ston pump ramp site, and with the plunger Slipper, block, catch basin, Analysis of the shaft and strength check, the results meets the corresponding design requirements. Keywords Axial piston pump Slanting Cylinder Plunger 目錄摘要IAbstractII第1章 緒論11.1 國內(nèi)CY系列軸向柱塞泵發(fā)展概況11.2 國外軸向柱塞泵發(fā)展概況21.3 CY系列軸向柱塞泵的主要用途和

6、應(yīng)用領(lǐng)域21.4 主要參數(shù)3第2章 受力分析42.1柱塞與滑靴的受力42.1.1柱塞（包括滑靴）的移動慣性力62.1.2柱塞吸入油液所需的總吸入力82.1.3滑靴支承面所需的總密封力82.1.4柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力102.1.5克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力102.1.6壓排過程132.1.7處于壓排行程柱塞所受的力152.2 缸體受力162.2.1斜盤的推壓力172.2.2缸體與配油盤之間壓力場的支撐力及其力矩202.2.3輔助支撐的支撐力232.3 斜盤受力分析272.3.1柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩292.3.2斜盤滑動支承的摩擦力矩312.3.3球鉸的摩擦力力矩312.3.4柱

7、塞與滑靴在改變傾角時的慣性力矩322.4 泵軸受力332.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率332.4.2后斜盤軸向柱塞泵的泵軸受力35第3章 運動分析363.1計算柱塞軸線的分布圓半徑和柱塞直徑363.2 運動學373.3 輸油率及其脈動42第4章 主要部位設(shè)計與校核464.1 柱塞副464.2 球鉸副514.3 滑靴副524.4 配油部位554.5 泵軸604.5.1花鍵部分與缸體的連接強度604.5.2與聯(lián)軸節(jié)的連接強度624.5.3泵軸薄弱部位的強度核算63結(jié)論64致謝65參考文獻66附錄168附錄277 97第1章 緒論1.1 國內(nèi)CY系列軸向柱塞泵發(fā)展概況我國目前大量使用的CY系列軸向

8、柱塞泵，2003年全國的總產(chǎn)量達到了20萬臺1-2。這類泵的最大特點是采用大軸承支承缸體，具有壓力高、工藝性好、成本低、維修方便等優(yōu)點，比較適合國情，因此，成為當今我國應(yīng)用最廣的開式油路軸向柱塞泵。CY型軸向泵從1966年開始設(shè)計以來，經(jīng)過CY14-I，CYI4-lA，CYI4-IB幾個發(fā)展階段，每一個發(fā)展階段泵的性能、壽命都得到提高，品種也不斷增長。但是，從1982年CY14-1B軸向泵定型以來，已經(jīng)過去20余年的時間，該泵發(fā)展停滯、變化不大。近年來，世界上柱塞泵技術(shù)已有長足進步，加上國內(nèi)對使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要對CY14-1B軸向泵進行更新，開發(fā)一種噪聲更低、自吸性能更好

9、、節(jié)能、省料、使用更可靠的軸回柱塞泵，這就是Q*CY14-1BK軸向柱塞泵3-7。早期的斜盤式軸向泵的壓力都只有7MPa，但現(xiàn)代液壓傳動系統(tǒng)均要求更高的壓力。目前定量斜盤式軸向柱塞泵的壓力已達21-48 MPa，這是因為我們在各自的發(fā)展過程中，突破了一些關(guān)鍵技術(shù)8-10。2003年產(chǎn)量估計有近20萬臺，被我國各行各業(yè)廣泛采用，特別是應(yīng)用于開式油路固定式機械設(shè)備CY14-1 B軸向泵從1972年開始設(shè)計研制，1982年定型，但此后20多年的時間，變化不大，有些廠家生產(chǎn)20余年，沒有任何改。但是世界上的柱塞泵發(fā)展有了長足的進步，然而CY14-1 B軸向泵的使用中也發(fā)現(xiàn)不少問題，柱塞在壓排油液終了時

10、，柱塞底腔仍有一些油液未排除，當柱塞進入吸入行程時，這樣便損失一部分吸入容積，降低了容積效率。進行改進，往柱塞腔填入尼龍，減小柱塞腔的殘留空間，提高容積效率11-13。 以及缸體外套使用軸承鋼，加工非常不方便，從加工制造角度考慮變換其他材料。對CYI4-1 B軸向泵進行更新的改造。這就是研制CY系列軸向泵的目的。1.2 國外軸向柱塞泵發(fā)展概況國外從上世紀80年代以來，軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)、材料、工藝上雖然都有不少進步，但一個最重要的動向是向著個性化發(fā)展，即針對不同的需要，發(fā)展專用類型的泵。例如閉式油路用泵、開式油路用泵。這類泵的發(fā)展主要是為了滿足行走機械靜液壓傳動的需求，行走機械要求所使用的泵液壓

11、裝置體積小、重量輕、轉(zhuǎn)速高，而靜液壓傳動系統(tǒng)又實現(xiàn)了系統(tǒng)標準化，因此發(fā)展閉式油路用集成化的油泵靜液傳動裝置就成為必然的趨勢之一，這種裝置將閉式系統(tǒng)的所有元件(有的甚至包括過濾器)都集成在泵和馬達上，用戶使用時只要裝上油箱聯(lián)接兩根管道，就可以使系統(tǒng)運轉(zhuǎn)14-15。開式系統(tǒng)大多數(shù)用于固定式機械，它的主要需求是噪聲低、自吸能力好、節(jié)能。因此進出油口不對稱的開式系統(tǒng)用泵、新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式就應(yīng)運而生。為了滿足系統(tǒng)對于不同壓力的需求，又出現(xiàn)了開式油路用重型泵(壓力25 MPa以上)和輕型柱塞泵(壓力25 MPa以下)，但從近期發(fā)展動向看，又有重型泵輕量化，輕型泵參數(shù)重型化的趨勢。在軸向

12、泵的使用中，閉式油路用泵和馬達主要是解決系統(tǒng)集成化問題，以滿足工程機械和建設(shè)機械靜液壓傳動的要求；而開式油路用泵主要需求是降低噪聲、提高自吸能力，開發(fā)新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式，以滿足固定式機械的多種要求。開式油路用泵又分為重型泵(壓力>25MPa)和輕型泵(壓力<25MPa)，其發(fā)展趨勢是重型泵輕量化，參數(shù)重型化。據(jù)有關(guān)資料介紹，國外對閉式油路用泵和馬達與開式油路用泵分別進行了個性化設(shè)計，以發(fā)揮各自的優(yōu)點16-17。1.3 CY系列軸向柱塞泵的主要用途和應(yīng)用領(lǐng)域斜盤式軸向柱塞泵，由于體積小，重量輕，液壓伺服變量機構(gòu)簡，慣性小，故較適合用于移動設(shè)備與自動控制系統(tǒng)，作為液壓

13、動力源。斜盤式軸向柱塞泵是現(xiàn)代液壓傳動系統(tǒng)中廣泛使用的動力元件也是可實現(xiàn)無級變量的兩類泵。1906年斜盤式軸向泵第一次使用于軍艦的炮塔上到現(xiàn)在已有近90年的歷史;從H. F. Vickers先生1925年發(fā)明葉片泵到現(xiàn)在也有70余年了。幾十年來，這類泵一直在不斷地改進、發(fā)展、競爭?，F(xiàn)在，斜盤式軸向泵已占領(lǐng)液壓系統(tǒng)大部分的變量泵市場和部分高壓(20 MPa以上)定量泵和液壓馬達市場，喪失了絕大部分中高壓(20 MPa)以下定量泵和液壓馬達市場。1.4 主要設(shè)計參數(shù)額定排量： ml/r額定壓力： 額定轉(zhuǎn)速： 斜盤最大擺角： 變量方式： 手動伺服第2章 受力分析液壓泵將原動機輸給的轉(zhuǎn)矩，通過其內(nèi)各機

14、件傳遞、變換以流體壓力能傳輸出去。下面將討論柱塞于滑靴、缸體、斜盤及泵軸等受力情況。2.1柱塞與滑靴的受力柱塞有兩種工作過程：吸入行程和壓排行程，其受力狀況是不同的，論述如下：吸入行程，即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過壓盤和滑靴拖動，向缸外移動，使其低腔形成負壓而吸入油液的過程。所以，中心加力彈簧的彈簧力必須克服下述諸力：柱塞（包括滑靴）的總慣性力；柱塞吸入油液的總吸入力；滑靴支撐面所需的密封力；柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力；克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力。中心加力彈簧必須滿足下式： （2-1）在計算受力分析之前我們先估算一下柱塞副的質(zhì)量，在算慣性力用到。估算柱塞的尺寸如（2-1）圖所示。圖2-1 柱塞簡

15、圖L=0.128，d=0.032，L1=0.088，d1=0.022，d2=0.024估算柱塞的體積： 柱塞的整個體積V為： 材料密度：柱塞的粗略質(zhì)量為：一般為了簡化問題結(jié)構(gòu)參數(shù)C取處的值：如果球杯高度過大會增加摩擦面積，增加損耗，接觸面積過小會使柱塞于滑靴脫落，所以應(yīng)稍小一些就可以取根據(jù)經(jīng)驗給出 。圖2-2 滑靴簡圖如圖2-2所示粗算滑靴的體積： 柱塞和滑靴總質(zhì)量：2.1.1柱塞（包括滑靴）的移動慣性力單個柱塞（包括滑靴）的移動慣性力為：式中 柱塞與滑靴的質(zhì)量（）；第i個柱塞的相對加速（）。將（3-6）式代入上式，得到 （2-2）因此，所有與吸入和壓排油腔相同的柱塞得總慣性力為： 上式當、等

16、時，亦即當達到最大值時亦即達到最大值，則上式可以寫成下述形式：式中 與柱塞個數(shù)Z有關(guān)的系數(shù)，其值如表3-1； 柱塞副質(zhì)量（）； 柱塞在缸體中分布圓半徑，查參考文獻1表1-29得； 斜盤傾角 取。表2-1 與柱塞個數(shù)有關(guān)的系數(shù)表Z5791113151.622.252.883.514.154.78如圖2-3所示，為Z=7的柱塞慣性力以及總慣性力同缸體轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。圖 2-3慣性力F1與F1同缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系2.1.2柱塞吸入油液所需的總吸入力移動單個柱塞所需的吸入力為：式中 液壓泵吸入管路中的真空度，計算時可取令。 如果假定和吸入油腔相同的柱塞個數(shù)為（Z+1）/2，則其總吸入力為： 式中 柱塞個數(shù)

17、，取。2.1.3滑靴支承面所需的總密封力為了使滑靴支承面不漏氣，需加力保證其密封，一個滑靴支承面所需的密封力為： （2-3） 式中 滑靴支承面積（）；支撐表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓，依經(jīng)驗，計算時可以取令。如果假定與吸入油腔相同的（Z+1）/2個柱塞滑靴支承面所需的總密封力為： （2-4）同樣，還應(yīng)當保證缸體端面與配油盤間的氣密性，所需的密封力為： （2-5）式中 配油盤與缸體相接觸的表面積()。 （2-6）圖2-4配油盤如圖2-4由參考文獻1表4-4給出配油盤的主要尺寸參數(shù)：, , , 根據(jù)以上的數(shù)據(jù)可以算出配油盤與缸體相接觸的表面積：那么缸體端面與配油盤間所需的密封力為：2.1.4柱

18、塞（位于吸入行程）的總摩擦力柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力：式中 柱塞與其缸孔之間的滑動摩擦系數(shù)，鋼對青銅的滑動摩擦系數(shù) 柱塞的質(zhì)量（）。2.1.5克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力如前所述，滑靴沿斜盤平面作橢圓運動，其離心慣性力為： （2-7）式中 滑靴的質(zhì)量（）；滑靴的重心的運動向頸； 滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度（）。由圖2-5可知，滑靴因離心慣性力引起的翻轉(zhuǎn)力矩為：圖2-5 滑靴部位 （2-8）式中 e滑靴重心到柱塞球頭中心的距離（）。要想克服此力矩，必須通過壓盤加以力矩，方向相反，且大于等于即式中 附加力矩所以： 由前述可知，當為最大值，向徑便為最大值，將式(3-15)及代入上式，整理得： （2-9）

19、克服（Z+1）/2個吸油柱塞的滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力為：式中 滑靴的質(zhì)量（）； 柱塞分布圓半徑（）； 滑靴重心到柱塞球頭中心距離（）。查文獻1表4-2取即：中心加緊力彈簧須滿足： 順便指出，在計算中心加力彈簧力時，上述諸式的泵軸角速度均應(yīng)以欲要求的自吸角速度（即泵軸的轉(zhuǎn)速）代入。2.1.6壓排過程即柱塞因缸體拖動，再由斜盤經(jīng)過滑靴推壓而壓排油液的過程柱塞與其缸孔之間的配合間隙，一般為0.01-0.05mm，遠遠小于柱塞直徑d及其含接長度2l，所以，假定無間隙滑動時可行的。再假定滑動摩擦對其接觸比壓的分布無影響；滑靴與柱塞頭之間無相對轉(zhuǎn)動，柱塞與缸孔壁的接觸長度為： （2-10） （2-11）并且

20、，各支反力的合力和的作用點分別距接觸邊緣為和，如圖2-6所示。圖 2-6 柱塞受力分析滑靴與斜盤之間的摩擦力，在所述及的問題中，假定與力和在一個平面內(nèi)，其值為： （2-12）式中 滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù)，考慮到啟動等因素，假定為半摩擦， 斜盤經(jīng)滑靴對柱塞的作用力（N）。通過平面圓盤縫隙流： （2-13）如圖2-2所示， 代入上式即：缸孔對柱塞的摩擦力和 式中 缸孔對柱塞的摩擦系數(shù)，青銅對鋼，一般取為，工作阻力: （2-14）式中 液壓泵的額定輸出壓力（）；單個柱塞滑靴的最大移動慣性力（）； 一個柱塞的回程彈簧力()。2.1.7處于壓排行程柱塞所受的力諸力(和等)應(yīng)滿足下述力學方程： （2-1

21、5）將式（3-14）代入上述方程組，得上式聯(lián)立解得再將上述兩式聯(lián)立，略去（因為很?。?，解得 （2-16） 式中 結(jié)構(gòu)參數(shù)，其值為：將值代入(2-16)式由上式可知柱塞受力滿足要求，并且最小含接長度與柱塞長度之比，要大于0.46，否則會降低機械效率，增加卡塞危險性。即：2.2 缸體受力缸體由泵軸拖動，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動柱塞，實現(xiàn)吸排油液，其受力較復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一，是配油面，從運轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點，希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。對于配油面間，要想實現(xiàn)上述要求，缸體在運轉(zhuǎn)過程應(yīng)與配油盤表面保持平行，即不歪斜而平衡。在討論上述方程之前，先逐一討論一下缸體所承

22、受的各個力。缸體在運轉(zhuǎn)過程承受下述力（取包括柱塞滑靴在內(nèi)的平衡力）：斜盤的推壓力；轉(zhuǎn)子軸承的支反力；中心加力彈簧的彈簧力；配有盤與缸體之間壓力場的支承力，以及輔助支承的支承力等。在討論時，我們?nèi)?點為坐標原點的直角坐標系，假定力沿著坐標軸正向為正，力矩以右旋為正，軸正負分別為排油與吸油邊，亦即假定配油盤為零重迭的。2.2.1斜盤的推壓力在討論缸體受力時，摩擦力與慣性力較之工作阻力小的多，為了簡化問題，略去不計，這樣，由式2-14、2-16得： （2-17）式中 柱塞缸內(nèi)的壓力，或為排出壓力，或為吸入邊的壓力； 斜盤傾角（度）。該力可沿著、 軸線分解為兩個分量：和，力通過柱塞底油液將缸體壓向配油

23、盤，與壓排窗口相同的每個柱塞的力為：我們默認吸油窗口壓力為0，即為0，而和可以得出 （2-18）由前章可知，奇數(shù)個柱塞得輸油率脈動小，通常5、7、9等，為了討論方便起見，假定液壓泵得柱塞個數(shù)為式中 m正整數(shù)。液壓泵得配油工作情況是：當時，有個柱塞與壓排窗口相通，有m個與吸入窗口相通；而當時，有m個與壓排窗口相通，有個與吸入窗口相通，其中a柱塞得角距，；缸體轉(zhuǎn)角，取一個柱塞缸中心與Y軸線一致時為起點，這樣一來，得總推壓力為：當時： （2-19） =當時： （2-20）由上式可以看出這兩種狀態(tài)在缸體每轉(zhuǎn)角交替重復(fù)。對X軸得力矩為：當時： （2-21） 整理得出； 式中 滑靴球鉸中心中性面至缸體配油

24、表面的距離()，取。同理當時： 式中 正整數(shù)，取； 斜盤最大傾角，； 工作壓力，； 吸油窗口壓力，取。對Y軸的力矩為當時： （2-22） 當時： （2-23） 2.2.2缸體與配油盤之間壓力場的支撐力及其力矩缸體與配油盤之間的壓力場區(qū)域，由于缸體得柱塞口使其不限于配油窗口，而有所擴展。若相鄰柱塞缸體窗口間得隔檔非常小，并假定和分別為配油表面得高壓側(cè)與低壓側(cè)得壓力分布范圍，為柱塞缸體窗口得開角，則當時： ， 弧度 （2-24）當時： ， 弧度 （2-25）眾所周知，油液通過兩平行圓板之間隙成放射流動時，任一點的壓力按對數(shù)衰減，就所述及得情形，當假定泄油槽得壓力為零時，在區(qū)域 （2-26） 式中

25、、內(nèi)密封帶得半徑(m)。當區(qū)域：當區(qū)域： （2-27）式中 、外密封帶得半徑(m)。壓力場得總支撐力： （2-28） 式中 、外密封帶的半徑（）； 、內(nèi)密封帶的半徑（）；壓力分布范圍，。 當時： （2-29） 當時： （2-30） 式中 H力矩矢量得模，其值為： （2-31） 由上式可以看出，壓力場所產(chǎn)生得力矩矢量得模H，是和得函數(shù)，有兩種不同得數(shù)值，并以缸體同一轉(zhuǎn)速，同一方向回轉(zhuǎn)，交替反復(fù)。當時；由于，所以： （2-32） 當時：， （2-33）H之變化值為： （2-34） H之平均值為： 由以上可以看出，力矩得變化取決于，只有當時才能達到理想得平衡，所以，從平衡角度，在設(shè)計柱塞缸體窗口時，

26、要盡可能地使其開角大一些，同時還要顧及到容積效率。2.2.3輔助支撐的支撐力用于配油機構(gòu)中得輔助支撐由多種，下面討論得輔助支撐均是對稱的，所以，其支撐力均沿Z軸線方向，對X、Y軸得力矩亦均為零?，F(xiàn)在回頭討論缸體得力平衡方程，沿Y軸應(yīng)滿足式，即： （2-35） 繞Y軸之力矩方程應(yīng)為： （2-36） ，（），（）則由以上可以看出，,是一個矢量模與轉(zhuǎn)角無關(guān)得力矩矢得兩個分量，其模為： （2-37）而.,在、或內(nèi)亦均是一個矢量模與轉(zhuǎn)角無關(guān)的力矩矢得兩個分量，其模分別為： （2-38） 除此之外，還可以看出，與的作用軸線重合一致，方向相反，可是由于M得模為雙值，因而未能達到良好得平衡?，F(xiàn)取令M得模為，代

27、入，整理得： （2-39） 這是配油部位須滿足得方程之一。 繞X軸得力矩方程式應(yīng)為： （2-40） 圖 2-7力矩圖式中 轉(zhuǎn)子軸承到配油面得安裝距離（）。當時： （2-41）當時： （2-42）代入兩式，則可合寫成下述形式：由式3-23，3-27則上式可知為下述形式： 當時：當時：所以： （2-43）式（2-43）表明，在運轉(zhuǎn)過程中，之合力作用點在附近移動，其范圍為。為了使對X軸得力矩不致反映到配油盤表面，欲使得作用點落在轉(zhuǎn)子軸承滾動體長度之內(nèi)，這樣，首先應(yīng)將轉(zhuǎn)子軸承中心安設(shè)在處，并且滾動體長度須滿足下式： 除此之外，對于轉(zhuǎn)子軸承得間隙還要加以控制，這兩項措施已由某液壓泵廠得經(jīng)驗證實（當將軸承

28、中心移至中性面，軸承間隙由0.1mm減至0.060.07mm，配油盤研損情況大為減少）。除了上述措施外，還有加長缸體花鍵配合長度等方法。2.3 斜盤受力分析斜盤是形成和改變工作容積的主要部位，改變斜盤傾角便可以改變泵的輸油率和流向。在工作過程中，斜盤主要承受下述力：有工作阻力產(chǎn)生的并經(jīng)過滑靴推壓斜盤力；中心加力裝置的彈簧力；斜盤支反力、。 圖2-8斜盤受力分析滑靴推壓斜盤的力，是由工作阻力產(chǎn)生的，其值與前述的數(shù)值相等，方向相反，并且垂直于斜盤平面，垂直于支承軸線，其值為： （2-44） 式中 P柱塞底腔的壓力，或為,或為。在時： 當時：斜盤滑動的支反力和,由力矩平衡方程求得： （2-45）式中

29、 斜盤支承跨度一半()。 2.3.1柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩壓力不平衡力矩與泵的配油機構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)關(guān)系很大。一個柱塞對斜盤的作用力矩。 （2-46） 由得（因為），再由得，則，因而，上式可表示下述形式：將式3-40代入上式，得 （2-47）由上式可以看出，每個柱塞壓力對斜盤的繞x軸之力矩，與柱塞底腔壓力有關(guān)，目前，對稱正重迭的，非對稱正重迭的和零重迭的（有時為了減少噪音，采用負重迭的，但其值甚小，故可認為是零重迭的）。所有柱塞對x軸的力矩為：當或者時： （2-48）當或者時： （2-49） 當或者時： （2-50） 當或者時： （2-51） 式中 柱塞在重迭區(qū)困于其腔內(nèi)的壓力，對稱正重迭

30、的配有機構(gòu)，由于柱塞通過上死點，即時，當時，躍至，而在下死點，即時， 可以看出，是隨缸體轉(zhuǎn)角周期變化的，假定缸體的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)為n，則變化頻率將為。其力矩可由下式求定： （2-52） 式中 額定工作壓力，； 柱塞分布圓半徑（）； 斜盤傾角； 柱塞個數(shù)。 2.3.2斜盤滑動支承的摩擦力矩 （2-53）式中 滑動支承的半徑()；滑動支承的滑動摩擦系數(shù)，青銅對淬火鋼，。2.3.3球鉸的摩擦力力矩在改變斜盤傾角是，滑靴與柱塞之間的夾角亦隨之變化，這樣便產(chǎn)生摩擦力矩，其一個球鉸的摩擦力矩為： （2-54） 式中 球鉸的滑動摩擦系數(shù)，由于潤滑充分，青銅對淬火鋼，一般可取為球頭半徑 。平均力矩為： （2-55

31、） 2.3.4柱塞與滑靴在改變傾角時的慣性力矩 由前述可知，柱塞與滑靴相對缸體的運動方程為： （2-56）式中 （為缸體的角速度）將上式對求二次導數(shù)，便得在改變傾角時柱塞滑靴相對缸體的加速度。一個柱塞與滑靴的慣性力矩為： （2-57）式中 柱塞與滑靴的質(zhì)量（）；柱塞滑靴在變傾角時的加速度（）；柱塞分布圓的半徑()?？偭貫椋?（2-58）斜盤與壓盤的轉(zhuǎn)動慣性力矩： （2-59）式中 斜盤與壓盤繞斜盤支承軸線的轉(zhuǎn)動慣性矩變量時斜盤與壓盤的傾角的角加速度。2.4 泵軸受力泵軸是支承缸體且拖動其轉(zhuǎn)動的機件。前、后斜盤軸向柱塞泵的泵軸，受力是個不相同的。2.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率理論轉(zhuǎn)矩，仍是

32、不計摩擦的驅(qū)動泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動的力矩，換言之，為克服柱塞工作壓力的轉(zhuǎn)矩所需的力矩，即： = （2-60）可以得出，以個柱塞的作用力對缸體的Z軸之轉(zhuǎn)矩將為： （2-61）而，因此： （2-62）綜合比較可變得：當時： = （2-63）當時： = （2-64）由上式可以看出，理論轉(zhuǎn)矩是以與的變化完全一樣的形式變化的。平均理論轉(zhuǎn)矩可按下式確定 （2-65）式中 理論容積常數(shù)（）；、分別為壓排側(cè)與吸入邊的壓力()。這樣，理論功率為： （2-66） 2.4.2后斜盤軸向柱塞泵的泵軸受力后斜盤軸向柱塞泵，其缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支承，另外為保證配油機構(gòu)有良好的運轉(zhuǎn)條件，泵軸的初端又不允許以具有徑向力的

33、傳動連接方式連接，所以，這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動缸體轉(zhuǎn)動，受力最簡單。泵軸為了拖動缸體工作，除了要克服缸體柱塞輸出壓力為的壓力油液所需的理論轉(zhuǎn)矩外，還要克服各工作運動副的摩擦力矩：配油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩；柱塞與缸體之間的粘性摩擦力矩；滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩；缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩；軸承的摩擦力矩；與工作壓力、轉(zhuǎn)速無關(guān)的不變阻力矩等 。對于設(shè)計計算，泵軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩可取為： （2-67） 式中 泵的機械效率，可取為0.90。 平均理論轉(zhuǎn)矩（）第3章 運動分析斜盤軸向柱塞泵，在工作使其柱塞和滑靴做兩個主運動：一個是沿缸體軸線的相對缸體的往復(fù)運動；一個是與缸體一起旋轉(zhuǎn)。3.1

34、計算柱塞軸線的分布圓半徑和柱塞直徑由圖21分析可得： （3-1） 式中 max斜盤最大擺角（度），Z柱塞個數(shù)，Z=7 ；d柱塞直徑（）。柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑為： （3-2）查參考文獻1表1-29取按下式確定柱塞直徑：查參考文獻1表1-27取綜上所得：柱塞直徑d=0.032m,柱塞軸線的分布圓半徑m3.2 運動學如圖3-1所示，當柱塞由最大外伸轉(zhuǎn)到角時，柱塞球頭中心即由A點到B點。柱塞沿缸體軸線的相對（缸體）位移Sp,由直角三角形ABC得： (3-3)式中 斜盤傾角（度）。圖3-1 柱塞滑靴的運動分析由圖3-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO再由直角三角形得。 將上述諸關(guān)系式代

35、入(3-3)，整理得： (3-4)式中 R柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑（m）；缸體的轉(zhuǎn)角，=t。柱塞的行程,等于柱塞對缸體的最大與最小外伸量只差，亦即由=0轉(zhuǎn)至時的相對位移量，由上式得： (3-5)式中 柱塞軸徑分布圓半徑()；柱塞相對（缸體的移動）速度vp,由相對位移Sp對時間t求導,可得： (3-6) 其平均相對速：式中 n泵軸的轉(zhuǎn)速（）。柱塞相對（缸體的移動）的加速度,由其相對速度對時間t求導,可得： 滑靴除了與柱塞一起相對缸體往復(fù)運動及隨缸體旋轉(zhuǎn)外，還與柱塞頭一起沿斜盤平面作平面運動。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運動情況，如圖2-2所示。圖3-2 橢圓運動分析由圖3-2可

36、以看出，滑靴與柱塞球頭中心A之絕對運動軌跡的參數(shù)方程為：該運動軌跡是一個橢圓，其長半軸與短半軸分別為： ； (3-7)滑靴由于沿斜盤平面作橢圓運動，所以在與壓盤一起繞Z軸旋轉(zhuǎn)時，必將相對壓盤作徑向移動，其位移量（如圖2-2） （3-8） 式中 滑靴球心（即滑靴與柱塞球頭中心）運動軌跡的向徑，其值為： （3-9）壓盤裝滑靴頸部的孔心分布圓直徑（）； （3-10）式中 斜盤最大傾角（度）。這樣，式，便可以寫成下述形式： （3-11）分析上式便可指出，當時或者當及0、時，的絕對值為最大，即 （3-12）向徑與橢圓軌跡長半軸之夾角（即與Y軸的夾角）為：所以： （3-13）因此，滑靴球心繞O點的旋轉(zhuǎn)角速

37、度為： （3-14）由上式可知得出，當，等時，便達到最大值，其值為：式中 泵軸的角速度（）。已知泵軸的轉(zhuǎn)速1000 （3-15）而當0、時，便達到最小值，其值為： （3-16）由結(jié)構(gòu)可知，滑靴球心繞O點旋轉(zhuǎn)一周（2）的時間等于缸旋轉(zhuǎn)一周的時間，因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體的角速度，即滑靴沿斜盤表面的滑動速度： （3-17）由上式可以得出，當、時，便達到最大值，為：而當、時，便達到最小值，為 （3-18）滑靴沿斜盤平面的平均滑動速度： （3-19） 順便指出，柱塞于滑靴除了上述的相對運動與牽連運動之外，還可能有因摩擦而產(chǎn)生的饒自身軸線的轉(zhuǎn)動，這無論對于均勻摩擦還是對改善潤滑都是有益的。3.3

38、輸油率及其脈動容積式液壓機械的理論輸油率，是其工作元件的時間所劃成的幾何容積。對于所述及類型的液壓泵，一個柱塞的瞬時理論輸油率為：式中 d柱塞直徑（）；柱塞相對缸體的移動速度（）。將式（3-6）代入，則得到第一個柱塞的瞬時理論輸油率： （3-20）液壓泵有Z個柱塞均勻布于圓周，柱塞間的角距，所以，以下各柱塞的瞬時理論輸油率分別為： 在Z個柱塞中有（Z）/2個同時工作，因此，i應(yīng)等于（Z1）/2-1，即，這樣一來，液壓泵的瞬時理論輸油率為：將式、代入上式，經(jīng)變換整理得： （3-21）式中“”當時，取“+”號；當時，取“-”號。該式表明液壓泵的瞬時理論輸油率是缸體轉(zhuǎn)角的函數(shù)，其變化如圖3-3所示。

39、圖3-3 輸油率脈動曲線由式（3-1）和圖3-3可以看出，液壓泵的瞬時理論輸油率是以為轉(zhuǎn)角周期變化的，其脈動頻率將為：式中 n泵軸的轉(zhuǎn)速（）； 柱塞個數(shù)。當Z為奇數(shù)時，液壓泵的瞬時理論輸油率在=0、時為極小值，而在、時為最大值，即 （3-22） （3-23） 液壓泵的平均理論輸油率，可以由式（3-19）在其變化周期內(nèi)積分平均求得，推倒如下： （3-24） 因為積分，所以上式可以寫成下述形式：輸油脈動率是以下式定義的： （3-25）這樣，將式（3-21）、（3-20）代入上式，經(jīng)整理便可求得液壓泵的輸油脈動率為： （3-26）如Z為偶數(shù)時，上述關(guān)系式便大為簡單化，在、時為最小值，而在、時為最大值

40、，經(jīng)過類似變化整理可等其脈動率為： （3-27）由式上述兩式可以看出，斜盤軸向柱塞泵的輸油脈動率只與柱塞個數(shù)Z有關(guān)，其值如表3-1所列表3-1柱塞個數(shù)與脈動率Z5678910114.9813.92.537.81.535.01.02上表所列數(shù)值表明，Z為偶數(shù)的輸油脈動率均比奇數(shù)的大，所以一般選取5、7和9。第4章 主要部位設(shè)計與校核在所述及的這種液壓泵中，直接影響工作性能的部位有：柱塞副、球鉸副、滑靴副、泵軸，下面將對這幾個問題進行設(shè)計。4.1 柱塞副柱塞直徑d，不僅是柱塞的主要參數(shù)，而且還是液壓機械的主要參數(shù)，該參數(shù)要由既定的輸油率等諸因素確定，一般在35mm以下，否則，會使其移動慣性力和離心慣性力過大，進而降低其機械效率與吸入能力。柱塞的長度L及含接長度，如前所述，之比無論從防止柱塞卡塞，使之工作的可靠角度，還是從柱塞與缸孔之接觸強度