PVB柱塞泵計(jì)算說明書-畢業(yè)設(shè)計(jì)

畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)目錄 1第一章概論 1.1斜盤式軸向柱塞泵的概況 4 71.3柱塞泵的結(jié)構(gòu)剖析 9 第二章運(yùn)動(dòng)分析 2.2流量及其脈動(dòng) 第三章受力分析 3.2缸體受力 4.2.2滑靴副的壓緊系數(shù)、比功率的驗(yàn)算 4.3回程盤的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.4缸體的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.5.1配流盤的設(shè)計(jì) 4.5.2配流盤的壓緊系數(shù)、比功率的驗(yàn)算 4.7斜盤機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 第五章伺服變量機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1概述 5.2伺服機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 外文翻譯及原文 畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)關(guān)鍵詞：通軸式后斜盤式柱塞滑靴配流盤回程盤缸體斜盤耳軸容積效率機(jī)械效率變量機(jī)構(gòu)恒壓控制雙邊滑閥畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)在液壓系統(tǒng)中，液壓泵的功能是將電動(dòng)機(jī)或內(nèi)能轉(zhuǎn)換為液壓的壓力能，向系統(tǒng)提供壓力油并驅(qū)動(dòng)1.液壓泵在每一個(gè)工作周期中吸入或排出的液體構(gòu)件的幾何尺寸；2.液壓泵的理論流量與泵的轉(zhuǎn)速成下比；3.在不考慮泄漏和及液體的壓縮性時(shí)，液壓泵的理論流量與工作壓需改變柱塞的工作行程就能改變泵的排量。所以，柱塞泵具有壓力高、PVB45輕型通軸式軸向柱塞泵，是一種壓力較低、結(jié)構(gòu)較簡單、質(zhì)量較輕的經(jīng)濟(jì)型軸向柱塞泵。圖1-1為我國邵陽液壓件廠引進(jìn)的美國Vickers公司PVB型輕型通軸柱塞泵。缸體采用粉末冶金或球墨鑄鐵成畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)近年來，容積式液壓傳動(dòng)的高壓化趨勢，使柱塞泵尤其軸向柱塞泵的采用日益廣泛。軸向柱塞泵主要有結(jié)構(gòu)緊湊，單位功率體積小，重量輕，壓力高，變量機(jī)構(gòu)布置方便，壽命長等優(yōu)點(diǎn)。不足之處是對油液的軸向柱塞系斜輸式軸向柱搴泵斜軸式軸向杜塞夏軸向柱塞系圖1-2軸向柱塞泵分類軸向柱塞泵，依其配油方式有閥式和盤式之分，如上圖1-2所示。閥式軸向柱塞泵由于吸排油閥的滯后現(xiàn)象，限制了泵軸轉(zhuǎn)速不能高于1500r/min左右，再加上變量困難及閥式配油泵失去了液壓機(jī)械的可逆性(即不能換向或作液壓馬達(dá)使用),所以，閥式軸向柱塞泵主要用作32MPa以上的定量泵，而變量型液壓泵主要是盤式配油的軸向柱塞泵。斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵相比較，各有所長，如表1-1所示。斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū)動(dòng)盤機(jī)構(gòu)，使柱塞缸體不承受側(cè)缸體對配流盤的傾復(fù)的可能性小，有利于柱塞副與配油部允許的傾角大(一般情況，作泵時(shí)，βmax=25°;作液壓馬達(dá)時(shí)，βmax=30°)?？墒?，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，工藝性差，需要使用大容量止推軸承，因而高壓連續(xù)工作時(shí)間往往受到限制，成本高。斜盤式軸向柱塞泵，由于配流盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對高速運(yùn)動(dòng)副均采用了靜壓支承，省去了大容量止推軸承，具有結(jié)構(gòu)緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕等優(yōu)點(diǎn)，從而使該型泵獲得了迅速發(fā)展，一些原來生產(chǎn)斜軸目前斜盤式軸向柱塞泵的連續(xù)工作壓力多數(shù)在21-35MPa之間，其畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)峰值壓力為28-40MPa左右，轉(zhuǎn)速一般都在3000r/min以下，排量大都在300-500mlr,近年來已發(fā)展到2336ml/r。表1-1斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵特點(diǎn)比較型式斜盤式(盤式配斜軸式結(jié)構(gòu)與加工結(jié)構(gòu)簡單，有后斜盤式與前斜盤式之分，高精結(jié)構(gòu)復(fù)雜，有鉸式與無鉸式兩種，高精度零件的數(shù)量多。變量方式改變斜盤傾角變量機(jī)構(gòu)簡單改變缸體傾角變量機(jī)機(jī)構(gòu)復(fù)雜軸承受力徑向力與軸向力均不大徑向力與軸向力均較大，體積與重量不大大理論排量工作壓力MPa最高壓力MPa畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)腦5腦5圖1-3a前斜盤式軸向柱塞泵，b后斜盤式軸向柱塞泵我們設(shè)計(jì)的PVB45輕型軸向柱塞泵屬于前斜盤式2.變量部分：根據(jù)工作機(jī)的工況要求來控制斜盤的傾角，通過改變在設(shè)計(jì)查閱資料過程中我們知道PVB型輕型軸向柱塞泵具有如下軸向柱塞泵，而通軸式軸向柱塞泵其主軸穿過用滾動(dòng)軸承支撐，取消了非通軸式那種用支撐善了傳動(dòng)軸的受力狀態(tài)，有為提高軸承轉(zhuǎn)速創(chuàng)造了有利的但是，該P(yáng)VB型輕型軸向柱塞泵也具有通軸式軸向柱塞泵自身的缺畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)由于該類泵發(fā)展較晚，工藝、結(jié)構(gòu)不如CY型泵成熟本次設(shè)計(jì)的CY14-1型軸向柱塞泵要求我們采用要求采用手動(dòng)伺服變量。如圖1-7a所示，泵軸11與缸體2為花鍵連接，驅(qū)動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)，使均布于缸體中的七個(gè)柱塞5繞軸軸線轉(zhuǎn)動(dòng)，第個(gè)柱塞頭部有一滑靴6。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)中心彈簧8通過內(nèi)套9、鋼球A、壓盤7將滑靴缸體旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞隨缸道a吸入式排出。中心彈簧8通過外套10將缸體正體并白人正體并白人配的窗口n起油面口配胎盤體圖1-9斜盤式軸向柱塞泵的工作原理圓展開，如圖1-9所示。當(dāng)缸體沿圖示方向轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，位于1處的柱塞既下死點(diǎn)時(shí)，因中心加力裝置拖動(dòng)而使柱塞相對和位于下死點(diǎn)一樣，也是既不向內(nèi)也不向外移動(dòng)，相對柱塞窗口也被配流盤的隔擋封閉。缸體繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，柱塞便離開上死點(diǎn)，將被斜盤推壓而向缸內(nèi)移動(dòng)，產(chǎn)生壓力，壓排油液，如圖1-9所示的6、假若斜盤傾角方向不變，只改變缸體的轉(zhuǎn)向，那么,由圖1-9所示排行程，壓排行程變成吸入行程，因而，液壓如果缸體轉(zhuǎn)向不變，改變斜盤傾角的方向，如圖1-9所示，使柱塞畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)所述及的這種液壓泵是容積式的，所以，其流變量型液壓泵的變量型式有：手動(dòng)、伺肥、壓當(dāng)拉桿14向下移動(dòng)時(shí)，打開上閥口，使下腔d內(nèi)的壓力油液經(jīng)過流道有流入上腔g。由于上腔的活塞面積大于下腔的活塞面積，因此，變量活塞16被推向下移動(dòng)，直至伺服滑閥的上閥口關(guān)閉為止，流道e被截止。變量活塞始終跟隨伺服滑閥即拉桿移動(dòng)，變量活塞的稱勸帶動(dòng)銷18,使斜盤19繞鋼球A之中心轉(zhuǎn)動(dòng)，改變斜盤傾角β,因而改當(dāng)拉桿14向上移動(dòng)時(shí)，拖動(dòng)伺服滑閥上移，上閥口開啟，上腔g的壓力油液經(jīng)流道f卸出，因而變量活塞16的移動(dòng)同樣使斜盤19改變其傾角β,但改變方向相反。由1-7a所示，這種變量機(jī)構(gòu)可以使斜盤的畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)分別如圖1-7和1-8所示；而后斜盤式有兩體兩體結(jié)構(gòu)(即前述的整體泵殼結(jié)構(gòu))雖然件數(shù)少，誤差環(huán)節(jié)少，可是加工很難保證其粗度和光潔度的要求(軸承孔對配流盤垂直度，以及該平面的不平直度與光度等),而三體結(jié)構(gòu)(即前述的分段證上述粗度和光潔度要求，進(jìn)而達(dá)到性能要求的的精度和光潔度。至于后斜盤式軸向柱塞泵的四體結(jié)構(gòu)，是為了縮小外廓尺寸，將轉(zhuǎn)外座圈變成一段泵殼，這各結(jié)構(gòu)制造也很方便，可2.傳動(dòng)軸即泵軸的結(jié)構(gòu)，后斜盤式軸向柱塞泵的泵軸大部分是懸臂承強(qiáng)度；一段結(jié)構(gòu)就沒有這兩優(yōu)點(diǎn)，但可以是泵軸的結(jié)構(gòu)最簡單。除了前斜盤式軸向柱塞泵和后斜盤式軸向柱塞泵采用了通軸結(jié)構(gòu)，在軸的兩端設(shè)有軸承，提高了泵軸的剛性，缸體靠泵軸定位，省去了轉(zhuǎn)子軸承，不公有利于提高轉(zhuǎn)速，以滿足大流量的置輔助補(bǔ)油泵，適應(yīng)集成化的要求。通常，為了使前斜盤式的泵軸粗一些，前斜盤式軸向柱塞泵的柱塞(一般前者為Z=9,后者為Z=7),斜盤的傾角也要比后斜盤式的小一些(一般，前者βMAx=15°,后者βMAx=20°)。3回程密封加力裝置有四種形式：(1).有一根或兩根中心彈簧借助畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)用彈簧送回，同時(shí)對兩個(gè)表面起預(yù)密封壓緊作用；(3).利定間隙的壓盤使柱塞返回；(4).以輔助補(bǔ)油泵的供油壓力使柱塞返回。常見的是第一種和第四種方式相結(jié)合，即是說，當(dāng)泵轉(zhuǎn)速成低，路阻力小，吸入高度低時(shí)，可以靠中心彈簧使柱塞返回，吸入自吸能力，而當(dāng)轉(zhuǎn)速高、吸入管路阻力大時(shí)，就需以一定的灌注壓力充入油液。用一根彈簧既要滿足柱塞回程與滑靴預(yù)密封要求，又要滿足配油機(jī)構(gòu)的要求，這往往不盡合理，可是最簡單。而在圖1-8所示的中心加力裝置有兩根彈簧，一根解決柱塞與沒有靴的要求。一根以調(diào)節(jié)滿足配油機(jī)構(gòu)的要求，這樣便可以達(dá)到各取所需，安裝調(diào)整方便，但其銅制球頭常有研損，不如圖1-7中的鋼球好些。善了這對運(yùn)動(dòng)副的磨狀況。5.配油部位，是盤式配油的軸向柱塞泵的關(guān)鍵部位，人們?yōu)槭怪幱诹己玫墓ぷ鳡顩r作了大量的研究試驗(yàn)工作。在固定配油機(jī)構(gòu)中，泵軸與缸體的連接有靜連接與撓性連接兩種，前者要求制造精度高補(bǔ)償受力變形對配油表面的油膜的影響。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)置；而前斜盤式的軸向柱塞泵則不同于前者，為平行此次設(shè)計(jì)的70SCY-14型斜盤式軸向柱塞泵為了便于加工制造，采用三體結(jié)構(gòu)，傳動(dòng)軸采用單段結(jié)構(gòu)，回程密封加至最小，保證配油表面均貼緊。這樣做的優(yōu)點(diǎn)：一是徑向載荷由轉(zhuǎn)子軸表1-2斜盤式軸向柱塞泵的主要設(shè)計(jì)參數(shù)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)工作壓力額定轉(zhuǎn)速排量液壓泵的主要參數(shù)，是其泵的理論單轉(zhuǎn)的理論排量(或稱為理論容積常數(shù))qT、工作轉(zhuǎn)速n,以及額定壓力Ps與峰值壓力Psmax等。在某一許用值以下，即qTmax——泵的最大理論容積常數(shù)，ml3/r無預(yù)壓的液壓泵(工業(yè)用)5400預(yù)壓0.5Mpa的液壓泵(工業(yè)用)9100預(yù)壓0.8Mpa的液壓泵(車輛用)14400高級預(yù)壓0.5Mpa的液壓泵(工業(yè)用)11400航空機(jī)用9100對于一般工業(yè)用的液壓泵，如果沒有告訴泵的排論容積常數(shù)常數(shù)為qtmax=Q/ηm3/r上式中Q—按使用要求的流量折算到泵軸為1000rpm時(shí)的，該流量η—容積效率，粗算時(shí)取為0.9～0.95當(dāng)理論容積常數(shù)qmax后，便可根據(jù)下式確定柱塞直徑之概略值畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)按照表1-3推薦的數(shù)值進(jìn)行圓整，取d=22mm偶數(shù)柱塞的流量脈動(dòng)系數(shù)，且Z越大，流量脈動(dòng)系數(shù)越小。這里我們?nèi)∮缮鲜?1-2)計(jì)算所得出的數(shù)值要圓整為液壓元件用柱塞、滑閥和活塞桿外徑系列參數(shù)(JB826-66)中的數(shù)值，下面列出液壓泵中的柱塞直徑數(shù)值。如表1-3所示。表1-3液壓元件用柱塞、滑閥和活塞桿外徑系列參數(shù)(JB826-66)注：括號內(nèi)的數(shù)值就盡量避免使用，如超出本系列范圍，就按柱塞軸線的在缸體中的分布圓半徑R,也是一個(gè)重要的參數(shù)，其概~由上式求出的數(shù)值圓整到0.005mm,這是根據(jù)實(shí)際取R=37mm。選定諸參數(shù)以后，便可按下式核算欲設(shè)計(jì)的液壓泵的理論排量：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)2.傾角過大，使流量和斜盤傾角之間的線一般取15°~20°,在本此設(shè)計(jì)過和中我們?nèi)ˇ耺ax=20°。有低到1.1倍的。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)沿缸體軸線的相對缸體的往復(fù)移動(dòng)；一個(gè)是與缸圖2-1柱塞滑靴的運(yùn)動(dòng)分析圖球頭中心即A點(diǎn)移至B點(diǎn)。柱塞沿缸體軸線的相對(缸體)位移為Sp,由直角三角形可以得：上式中，β——斜盤的傾角(如圖2-1)。由圖2-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO,再由直角三角形CFO得FO=COcosFO=COcosβ。將上述關(guān)系代入式(2-1),經(jīng)整理得上式中，R——柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)φ——缸體的轉(zhuǎn)角，φ=ot(w——缸體的角速度，t——時(shí)間)。柱塞的相對(缸體的移動(dòng))速度Vp,由相對位移Sp對時(shí)間t求可得其平均相對速度為柱寒的相對加速度為αp,由相對速度v,對時(shí)間t求導(dǎo)，得到：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圖2-2滑靴與柱塞球頭中心沿斜盤平面的運(yùn)動(dòng)分析圖如圖2-2所示，滑靴與柱塞球頭中心A之絕對運(yùn)動(dòng)軌跡的參數(shù)方程圖2-3橢圓的運(yùn)動(dòng)軌跡畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)上式中p——滑靴球心(即滑靴與柱塞球頭中心)運(yùn)動(dòng)軌跡的向徑，將式(2-9)、(2-10)代入到式(2-8)可以得到：ε的絕對值取到最大。向徑β與橢圓長半軸之夾角(即與y軸的夾角)為因此，滑靴球心繞O點(diǎn)的旋轉(zhuǎn)角速度為由上式我們可以得到，、32……時(shí)，a,取到最大值，其由上式我們可以得到，值為：由結(jié)構(gòu)可以知道，滑靴球心繞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，其平均角速度等于缸體的角速度，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)上式中，d——為柱塞直徑；Vp——柱塞相對缸體的移動(dòng)速度，即式(2-4)。將式2-4代入上式我們可以得到第一個(gè)柱塞的瞬時(shí)理論流量為：此次設(shè)計(jì)的斜盤式軸向柱塞泵有7個(gè)柱塞均布于圓周，柱塞間的角距距.畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)那么,液壓泵的瞬時(shí)理論流量為：上式中“±”—當(dāng),取“+”;取“—”。式2-19表明液壓泵的瞬時(shí)理論排量Q是缸體轉(zhuǎn)角φ的函數(shù)，其變化如圖2-4所示。圖2-4輸油率脈動(dòng)曲線由式(2-20)和圖2-4可以看出，液壓泵的理論變量是以為轉(zhuǎn)角進(jìn)行周期變化的，其脈動(dòng)頻率將為上式中，n——泵軸的轉(zhuǎn)速。當(dāng)z為奇數(shù)時(shí)，液壓泵的瞬時(shí)理論排量為Q?在φ=0、、α……畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)時(shí)為最小值，而在、時(shí)為最大值。平均值得：流量脈動(dòng)率以下式來定義，將式(2-20)、(2-21)、(2-22)代入上式，經(jīng)整理便可求得液壓泵的流量脈動(dòng)率為：而在φ=0、……時(shí)為最大值。經(jīng)過變換可以得到：由此可以得到斜面盤式軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)率只有與柱塞的個(gè)數(shù)Z有關(guān)，其值如下表所示：表2-1Z56789畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)是柱塞個(gè)數(shù)應(yīng)選取奇數(shù)的根據(jù)所在，通常Z選取為免地存在有液阻，流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng)。這些脈動(dòng)嚴(yán)重影響了輸出流量品質(zhì)，使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定，當(dāng)泵的脈動(dòng)頻率與液壓油柱及管路或附件固有頻率相接近時(shí)，就產(chǎn)生了諧振的條件，諧振時(shí)壓力脈動(dòng)可能很高，這時(shí)系統(tǒng)的構(gòu)件有極大的潛在破壞性。在一些極端的情況下，幾分鐘之內(nèi)管路或附件即可達(dá)到疲勞破壞極限。液壓油的流量、壓力脈動(dòng)在管路或附件中激勵(lì)起高頻率的機(jī)械振動(dòng)將引起導(dǎo)致管路及安裝構(gòu)件破壞的應(yīng)力。液壓泵的供油管路，一般都是最容易受到破壞的部位。以上，對飛機(jī)液壓系統(tǒng)尤為重要。情況下，壓力脈動(dòng)均不超過壓力的±10%。實(shí)際上±10%的指標(biāo)還是偏低泵的壓力脈動(dòng)無疑是今后液壓發(fā)展的一種趨勢。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)一.吸入行程，即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過壓盤和滑靴拖動(dòng)，向缸所以，中心加力彈簧力Fs必須克服下述諸力：柱塞(包括滑靴)的總慣性力ZF;柱塞吸入油液所需的總吸入力ZF?;柱寒(位于吸入行程)的總摩擦力ZF?;滑靴去撐面所需的密封力ZF?;克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力ZF?。中心加力彈簧須滿足下式：單個(gè)柱塞(包括滑靴)所受的移動(dòng)慣性力為d——柱塞直徑，由式(1-2)可知d=22mm;將式(2-6)代入式(3-2)計(jì)算可得，因此所有吸入和壓排油腔相通的柱塞的總慣性力F?達(dá)到最大值，則上式可以寫成下述形式：上式中ε——是與柱塞個(gè)數(shù)z有關(guān)的系數(shù)，其值如下表所示：表3-1Z579E如下圖3-1所示，z=7時(shí)的柱塞的慣性力Fi以及總慣性力ZFi同缸畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)3524圖3-1慣性力Fi與ZFi同缸體轉(zhuǎn)角φ的變化曲線上式中Py——液壓泵吸入管路中的真空度，計(jì)算時(shí)可取令如假定和吸入油腔相通的柱塞個(gè)數(shù)為(z+1)/2,則滑靴去承面所需的總密封力ZF?為了使滑靴去承面不漏氣，需加力保證其密封上式中，As?——一個(gè)滑靴支承面的面積，,其中d?=32mm可取令σk=0.08～0.1MPa,這里我們?nèi)?.85MPa。與吸入油腔相通的(z+1)/2個(gè)柱塞滑靴所需的總密封力為：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)取σk=0.085MPa。代入式3-8可得計(jì)算中心加力彈簧裝置時(shí)，就滿足式(3-7)、(3-8這里取ZF?=829.61N。柱塞位于吸入行程時(shí)的摩擦力ZF?上式中，f?——柱塞與其缸孔之間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，此次設(shè)計(jì)的柱塞泵柱塞采用18CrMnTiA,而缸體的材料為ZQA19-4。查手冊可知，鋼對表銅的滑動(dòng)摩擦系數(shù)為0.12;克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的力矩ZF?如第二章所述，滑靴沿斜盤平面作橢圓運(yùn)動(dòng)，其離心慣性力為上式中，ms——滑靴的質(zhì)量，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)p——滑靴重心的運(yùn)動(dòng)向徑，由式(2-9)得W?——滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度，由式(2-14)得β壓盤圖3-2滑靴部位由圖3-2可知，滑靴因離心慣性力引起翻轉(zhuǎn)力矩為上式中eo——滑靴重心至柱塞球頭中心的距離要想克服此力矩，須通過壓盤加一力矩Ma,使得：上式中Ma——為附加力矩，所以，小值，w取得最大值為這樣一來，小值，w取得最大值為畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)克服(z+1)/2個(gè)柱塞翻轉(zhuǎn)所需的總推壓力=1.15[151.02+76.03+521.28二.壓排行程，即柱塞因缸體拖動(dòng)，再由斜盤經(jīng)滑靴推壓而壓排油柱塞與缸孔間的配合間隙，一般為0.01～0.05mm,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于柱塞的直徑d及其含接長度21。所以，假定無間隙滑動(dòng)是可行的。再假定滑動(dòng)并且，各支反力的合力N?和N?的作用點(diǎn)分別距接觸邊緣為L/4和L2/4,如圖3-3所示。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圖3-3柱塞受力分析圖滑靴與斜盤之間的摩擦力F',在據(jù)點(diǎn)述及的問題中，假定F'與力F5上式中，f——滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù)，考慮到起動(dòng)等因素，F(xiàn)?——斜盤經(jīng)滑靴對柱塞的作用力。缸孔對柱塞的摩擦力F'和F?',其值為：工作阻力F?為：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)Fmx——單個(gè)柱塞滑靴的最大移動(dòng)慣性力，令式(3-2)中的cos(φ+iα)=1,即Lmax=m,o2Rtanβ;(C為彈簧的剛度，x為彈簧的預(yù)壓縮量)將上述各項(xiàng)的值代入式(3-16)可以得；將式(3-13)、(3-14)代入上述方程組由式(3-21)、(3-22)聯(lián)立可解得畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)再將式(3-22)、(3-23)代入式(3-20),略去fl(因?yàn)閒l,較小),解得上式左端，=(sin20°-0.05×cos20°)-0.12×(sin20°+0.05×c由上面的計(jì)算我們可以得知，0.6686<0.7125,即(3-25)成立。上式中C——結(jié)構(gòu)系數(shù)，其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機(jī)械力學(xué)可知，為了保證柱塞可靠工作，就C、f和f有一個(gè)最大的傾角βm考慮到實(shí)際情況，為了簡化計(jì)算，可取L?-L≈0,這樣，式(3-25)中的系數(shù)C可以簡化為下式，C是一個(gè)結(jié)構(gòu)系數(shù)，其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機(jī)械力學(xué)可知，為了保證柱塞可靠工作，就C、f和f有一個(gè)最大的傾角βnx如圖3-4所示：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圖3-4傾角β與結(jié)構(gòu)參數(shù)C的關(guān)系曲線通常，斜盤的傾角βmx取為18°20°,由圖3-4我們可以得知f+Cf≈0.59,因而C=4.5(令f=0.05,f=0.12),則最小含接長度與柱塞長度之比,最好要大于0.46,而實(shí)際上保持平行，即不歪斜而平衡。為此，作用于缸體的諸力必須滿足下述力平衡方程。如圖3-5圖3-5缸體受力分析圖不影響配流表面)在討論上述方程之前，先逐一討論一下缸體所承受的各個(gè)力。缸體在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中承受著下述諸力：斜盤的推壓力F?;轉(zhuǎn)子軸承的支反力F?;中心加力彈簧的彈簧國Fg;配流盤與缸體之間壓力場的支承力F?,以及輔助支承力Fgz等。在討論時(shí)，我們?nèi)镺點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)的直角坐標(biāo)系，如圖3-5所示，假定力沿坐標(biāo)軸正向?yàn)檎匾杂倚秊橄?，X軸正負(fù)分別為排油邊和吸油邊，亦即假定流盤為零重迭的。斜盤的推壓力F?在討論缸體受力時(shí)，摩擦力與慣性力較之工作阻力小得多，為了簡化問題，略去不計(jì)，這樣，由式(3-16)和式(3-25)我們可知，式中p——柱塞缸內(nèi)的壓力，或?yàn)榕懦鰤毫,或?yàn)槲脒厜毫o。該力可沿Y、Z軸線分解為兩個(gè)分量：F?,和F,力F,通過柱塞F?=畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)底腔油液將缸體壓向配流盤，與壓排窗口相通的每個(gè)柱塞的F?_為(3-25)成=11974.18N與吸入窗口相通的柱塞的F'為而Fs_和Fs?,'由圖3-5可以得出Fw;=F5_;tanβ=69.18N由第二章我們可以得知，奇數(shù)個(gè)柱塞的流量脈小，通常z=5、7、9等，為了討論方便起見，假定液壓泵的柱塞個(gè)數(shù)為z=2m+1(式中m為正整數(shù))。由于z=7,m=3液壓泵的工作情情況是：當(dāng)時(shí)，有m+1個(gè)柱塞壓排窗口相通，有m個(gè)與吸入窗口相通；當(dāng)時(shí)，有m個(gè)柱塞壓排窗口相——為缸體的轉(zhuǎn)角，取一個(gè)柱塞缸中心與Y軸線一致時(shí)為起點(diǎn)。這樣一來，F(xiàn)?的總推壓力為：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)由上式我們可以看出，ZFs,這兩種狀態(tài)在缸體每轉(zhuǎn)角交替重F?對X軸的力矩M?x'為將(3-31)、(3-32)、(3-33)、(3-34)和(3-35)代入上式，整理得上式中，L0——滑靴球鉸中心中性面至缸配流同時(shí)，當(dāng)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)F?對Y軸的力矩Msy為缸體與配流盤之間壓力場的支承力及其力矩缸體與配流盤之間的壓力場區(qū)域，如圖3-5所示，由于缸體的柱塞窗口使其不限于配流窗口，而有所擴(kuò)展。若相鄰柱塞缸體窗口間的隔擋非常小，并假定中s和中。分別為配流表面的向壓范圍，αa'為柱塞缸體窗口的開角，則當(dāng)時(shí)，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)如所周知，油液通過兩平行圓板之間隙成放射流動(dòng)時(shí)，任一點(diǎn)的壓力按對數(shù)衰減，就所述及的情形，當(dāng)假定泄油槽的壓力為零時(shí)，如圖3-6所示，在R?≤r≤R?區(qū)域式中R?、R?——內(nèi)密封帶的半徑，P——配油窗口的壓力，或?yàn)閜s,或?yàn)閜o;在R?≤r≤R區(qū)域，p2=p;在R≤r≤R?區(qū)域，R?、R?——外密封帶的半徑.壓力場的總支承力為：當(dāng)畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)輔助支承的支承力Fz的，所以，其支承力Fz均沿Z軸線方向，對X、Y軸的力矩亦均為零?，F(xiàn)在討論缸體的力平衡方程如圖3-5所示，沿Y軸就滿足式(3-26),即=(48466.92-40458.39+102=36682.18-28319.57+1027.61=畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)作陰力產(chǎn)生的并經(jīng)過滑靴推壓斜盤的力F?';中心加力彈簧裝置的彈簧力F;斜盤支承的支反力F?、F?',還有調(diào)節(jié)力F?等。如下圖3-8所示，圖3-8斜盤的受力分析圖滑靴推壓斜盤的力F?',是由工作阻力產(chǎn)生的，其值與前述F大小相等，方向相反，并且垂直于余盤平面，垂直于支承軸線，其值為式中p——柱塞底腔的壓力，或?yàn)閜,或?yàn)閜?。諸F?'之合力為ZF,',畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)ZF,'的合力作用點(diǎn)為X坐標(biāo)為由于AD=A'D'(如上圖所示),故斜盤滑動(dòng)支承的支反力F,和F?'(如上圖所示),由力矩平衡方程式其中，L?——斜盤支承跨度之半，如圖3-7所示，L?=57.5mm;畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率理論轉(zhuǎn)矩M,乃是不計(jì)摩擦的驅(qū)動(dòng)泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動(dòng)的力矩，F(xiàn)8_=2圖3-8柱塞與斜盤之間的關(guān)系由上圖我們可以看出，一個(gè)柱塞的反作用力F?i對缸體的Z軸之轉(zhuǎn)矩將為從而可得，當(dāng)時(shí)，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)平均理論轉(zhuǎn)矩Mzmean,可按下式計(jì)算上式中，qr——泵的理論排量；Ap=p-p?——泵的壓排側(cè)與吸入側(cè)的壓力，MPa。這樣，理論功率為=(31.5-0.5)×1936.99式中，Qmean——平均分分鐘理論流量，Qmean=1936.993ml/s后斜盤式軸向柱塞泵的受力，后斜盤式軸向柱塞泵泵軸為了拖動(dòng)缸體工作，除了要克服缸體柱塞輸出油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩△M?;柱塞與缸體之間的摩擦力矩△M?;滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩△M?;缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩△M?;軸承的摩擦力矩△M?;與工作壓力、轉(zhuǎn)速無關(guān)的不變阻力△M?等。對于設(shè)計(jì)計(jì)算，泵軸所轉(zhuǎn)遞的轉(zhuǎn)矩可取為畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)上式中，n——泵的機(jī)構(gòu)效率，可取為0.90。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)第四章主要部位設(shè)計(jì)4.1柱塞副柱塞的長度L及其含接長度21,如前所述，比值無論是防止柱圖4-1柱塞與滑靴一般地，先按經(jīng)驗(yàn)取定：1.最小外伸長度lamin=0.2d=0.2×22=4.4mm;2.柱塞行程h,=2Rtanβ=2×37×tan20°=26.93mm,圓整到畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)3.最小含接長度21=(1.52)d,這里我們?nèi)?.8,即5.柱塞的球頭直徑d?=(0.70.8)d,此次設(shè)計(jì)中取系數(shù)為0.72,故d?=0.72d=0.72×22=15.84mm,將其進(jìn)行圓整取為d?=16mm。6.結(jié)構(gòu)參數(shù)C的校核：由式(3-26)我們可以得：而f+cf=0.05+2.519×0.12≈0.35,現(xiàn)由圖3-4中曲線我們可以查的最大外伸長度便為柱塞的行程h。,在任一位置的外伸長度將會(huì)：將式(2-2)、(2-3)代入可以得到：8.柱塞的阻尼孔長度的確定；一般根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，通常取d,=(0.52)mm。因?yàn)榛ピO(shè)計(jì)采取剩余壓緊后面的滑靴的設(shè)計(jì)計(jì)算，此處我們?nèi)=0.7mm。9.柱塞的空腔的尺寸d?和I,是為了減小柱塞的質(zhì)量，進(jìn)而減少移設(shè)計(jì)時(shí)選取d?=10mm和l=50mm。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)為(0.30.7)mm,間距(210)mm。同時(shí)，柱塞圓柱表面與諸端面不得倒圓，不然可能會(huì)發(fā)生污物楔入，以致研損柱塞溫度差別，一般運(yùn)轉(zhuǎn)溫度為4065C,而制造溫度為標(biāo)準(zhǔn)溫度，即為為0.010.05mm;工作壓力p≤14MPa的情況，一般取為和T7A、T8A等。而缸孔的材料，通常為10-2-3錫鉛鎳青銅、銻青銅、有耐磨鑄鐵。此次設(shè)計(jì)的液壓泵柱塞選用材料18CrMnTiA,表面滲滲碳深度為0.81.2mm,淬火硬度須達(dá)到HRC56～62。而缸孔的材料選用ZQA19-4青銅。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)由式(3-23)、(3-24)可以得知，N?大于N,所以，只討論N?處當(dāng)柱塞在任一位置時(shí)，由(3-23)可以改寫為上式中，L?——柱塞與缸孔外緣的接觸長度，見圖4-1。如取令上式中畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)那么式(4-7)可以簡化為：并,該值不允許超過滑動(dòng)副中最小的材料許用比壓，即：上式中，[p.]——缸孔或柱塞的許用接觸比壓，如表4-1所示。表4-1柱塞材料的許用值材料牌號許用比壓許用滑動(dòng)速度[v]m/s許用比功率8由式(4-9)我們可以得知，2.40MPa<30MPa故符合設(shè)計(jì)要求。柱塞相對缸體的最大滑動(dòng)速度，亦應(yīng)小于材料的許用值，由式(2-4)L=71mm畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)柱塞的比功率P?v,值驗(yàn)算。為了簡化問題起見，在討論P(yáng)a?v,之最大值時(shí)，取令處的C值，當(dāng)時(shí)，便可求得Pav,值勤為畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)由于k?較之k?、k?較小，故可以略去不計(jì)，則上式可近似為：由此可解得：由此可以計(jì)算出比功率：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)如前所述，斜盤是借助滑靴副推壓柱塞，使之壓圖4-2簡化型滑靴滑靴的材料，通常選用青銅，此次設(shè)計(jì)的柱塞泵選用ZQA0.04～0.06mm。該表面不得采用磨料研磨，不然會(huì)有磨料嵌入而研損斜1.滑靴球窩尺寸d?';滑靴球窩尺寸d?'等于柱塞球頭尺寸d?,故d?'=16mm。2.滑靴的外徑d?取d?'=30mm。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)上式中，s是保證滑靴之間有一定的間隙，取s=0.21mm,這里取s=0.5mm。取d?'=30mm故滑靴的外徑為3.滑靴的球杯外徑。從結(jié)構(gòu)緊漆的角度講，滑靴的球杯外徑d?應(yīng)小于柱塞的直徑d,以圓整取為：d?=21mm4.滑靴d?、d?根據(jù)滑靴與斜盤之間油墊等條件來定出，壓力等于柱塞所受的液壓力P所引起的，以滑靴的反力為N。根據(jù)柱塞的平衡條件，可求出高壓側(cè)斜盤給滑靴的反力為F?:上式中，p——柱塞油腔的油液壓力，上式中，p;——滑靴油腔的油液壓力；A——有效支承面積，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)塞油缸內(nèi)的壓力p,即p>p。但一的比值不宜太大，否則會(huì)引起小也尺寸過小，造成加工困難。建議1.15(這里取k=1.1)。根據(jù)R,=N這個(gè)條件，便可決定d?:將上式代可得將d?進(jìn)行圓整得到：d?=16mm。對于已知的柱塞油腔的壓力p即選定油墊厚度為h后，可根據(jù)下式上式中μ——油液的絕對粘度。取h=0.02~0.03mm,再代入,可求出Q2。上式中：C?——流量系數(shù)，一般取C?=0.70.8,這里我們?nèi)M足設(shè)計(jì)要求畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)C?=0.7,p——油液的密度。圓整后取d?=0.7mm時(shí)，無論柱塞中心還是滑靴的中心孔d?,均不起節(jié)流作用。靜壓油泄壓力與柱塞底部壓力p相等。衰減的。為了便于計(jì)算，假定壓力分布為線形的，并且油室壓力pr=p,則靜壓油膜中的壓力分布為通常設(shè)計(jì)的滑靴副的d?和ds之比不大于2,上式可按下畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)該支承力F與壓緊力F?的關(guān)系為，系以下式定義的壓緊系數(shù)為：上式中F?——只計(jì)液壓工作阻力的壓緊力，即因此，壓緊系數(shù)可表述為下述形式：須以下式校核支承面的的比功率的p.v值。查表(4-1)可得，符合此次設(shè)計(jì)要求。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圖4-3回程盤其長軸半徑為其短軸半徑為R(R為柱塞的分布圓半徑)。所畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)按要求進(jìn)行圓整到：D,=80mm。裝滑靴頸盤的壓盤孔可以是非圓形的，例如徑向槽形式的，但是從討論?；サ那虮鈴綖閐?=21mm為已知，滑靴的中心的橢圓軌跡與當(dāng)回程盤孔與滑靴在最大軌跡偏差時(shí)，滑靴頸部d,與孔d,之間應(yīng)有間隙量，一般可取αmin=0.21mm;由圖(4-3)可見，在最大軌跡偏差cmx時(shí)，為了使滑靴頭部的最大外徑d?與回程盤有一定的重疊量。故而實(shí)際上我們?nèi)?=32mm,滿足設(shè)計(jì)要求?；爻瘫P的最大外徑如下；畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)上式中，△?——接觸余量，可取△?=1mm;有現(xiàn)有的結(jié)構(gòu)中，一般h=0.51mm。在此次的設(shè)計(jì)中，我們?nèi)∶婢队幸欢ê穸鹊腪QA19-4青銅耐磨材料，其余為40Cr.畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圖4.4缸體1.柱塞分布圓半徑R、柱塞直徑d、斜盤傾角β由前面的分析我們可以得知，柱塞的分布圓半徑R=37mm、2.其它尺寸的的設(shè)計(jì)(1).缸孔底部的厚度缸孔底部因加工多成錐形，其最薄處的厚度為l,按經(jīng)驗(yàn)取l?=(0.40.6)d,這里取為0.5,故有：圖4.5缸孔底部的油窗口(2)如4.5所示，缸體底部的油窗口的范圍角為φ,應(yīng)盡量擴(kuò)大，以減小油壓反推力矩的脈動(dòng)值，其最小間隔δ。應(yīng)滿足下式：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)為了擴(kuò)大φ,油窗口的中點(diǎn)半徑R,應(yīng)取大些，從限制限制窗口處的圓周速度不要大的角度，又希望R,要小些，而v。一般取48m/s,這里我們?nèi)?m/s,故：圓整取R?=32mm。配油孔長度1一般接近柱塞直徑d之?dāng)?shù)值，并保持故由上式我們可以得到l?≥0.909d≈20mm。這里我們實(shí)際取l?=25mm。這里我們實(shí)際取α?=40°配油孔的面積是根據(jù)其中的液體流速而定。柱塞孔的流速高(2～3)倍。即面積f為柱塞面積的,即此次設(shè)計(jì)中取為0.4,故有：根據(jù)配油窗口的面積我們可以確定出實(shí)際的配油孔寬度畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圓整取b?=10mm。圖4-6缸體的尺寸以及受力圖為了簡化計(jì)算，我們?nèi)ˇ膍in=δ?=δ?=δ?=6mm,厚壁筒的外徑為作假設(shè)泵的最大超載壓力下，即進(jìn)行缸孔的強(qiáng)度和剛度校核，代入式(4-31):上式中，Pmax——泵的最大超工作壓力；而40Cr的許用接觸壓力為200MPa;畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體來的軸向載荷，柱因此，配流機(jī)構(gòu)應(yīng)工作可靠，漏損最少，滑動(dòng)表面的磨損最少。而最關(guān)鍵的問題是在缸體和配流盤的接觸表面間止金屬直接按觸，同時(shí)，還要使油油膜為最低輔助支承等的有關(guān)尺寸。配流盤的設(shè)計(jì)是否合理，對泵的壽命、效率、畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)2.缸體內(nèi)、外密封帶的尺寸圖4-7配流盤的有關(guān)尺寸如圖(5-7)所示，配油窗口的寬度(R?-R?)可取為0.5d。此次設(shè)計(jì)中，我們?nèi)?-R?=10mm(4-32)內(nèi)、外密封帶的寬度(R?-R、R?-R?)可近似取為0.125d,但是密封帶的寬度寬((020)%,即 由缸體的設(shè)計(jì)部分，我們這里取的值等于配油孔分布圓的半徑R?,即：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圖4-8配流盤上的間隔角3.減振孔型配流盤的柱塞孔△φ、y和阻尼孔尺寸如圖4-8所示，減振型配流盤通過△φ范圍內(nèi)的封閉升(減)壓與采符合設(shè)計(jì)要求畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)用阻尼孔逐漸引入(泄出)壓力油相結(jié)合的方法來減低噪聲，其優(yōu)點(diǎn)是對工作壓力的變化有較好的適應(yīng)性。比封閉加(減)壓型配流盤用的更多。一般多使其封閉升壓和陰尼孔升壓各起一半的作用，則：上式中E——材料的彈性模量，查手冊我們可以知道，合金鋼的的時(shí)間范圍內(nèi)，由陰尼孔引入液體的體積為,且上式中，Q——從阻尼孔流入的流量；w——缸體的角速度；柱塞對缸體的平均壓緊力，由式(3-34)、(3-35)我們可以得知，而配流窗口壓力場的平均壓緊力，由式(3-42)可知：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)假寂柱塞對缸體的平均壓緊力ZF?與配油窗口壓力場的平均去承上式中k?——平衡系數(shù)，通常取為0.80.95,此次設(shè)計(jì)中值為0.81,則得到：所以，平均剩余壓緊力為實(shí)際上，平均剩余壓緊力隨著缸體的轉(zhuǎn)角φ發(fā)生變化：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)當(dāng)取令k,=1、、p。=0時(shí)，上述兩式均為零，這表明壓力場產(chǎn)生的支承力是與柱塞對缸體的壓緊力變化合拍變化，同時(shí)也可以看出，α'越接近于α,剩余壓緊力變化就越小。在上節(jié)我們討論缸體的平衡時(shí)，為了確保穩(wěn)定的平衡，略去了摩擦力和慣性力等，所以，由式(4-41)所確定的剩余壓緊力是最小的平均值。如果考慮到摩擦力，對所述及的情況只考試柱塞對缸體的摩擦力雖然在吸入過程，柱塞對缸體的摩擦力與壓緊力方向正好相反，總的平均壓緊力仍可近似取為由上式我們可以看出，摩擦力對缸體壓緊力的影響取決于傾角β。如令Po=0,C=2.0,f=0.12,β=20°,則即表明綜上所述，式(4-40)但可化為下述兩個(gè)方程式：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)式(4-40)是配油窗口的Z軸力平衡方程式，式(4-46)是輔助支為了實(shí)現(xiàn)上述要求，配油窗口之諸尺寸所構(gòu)成的壓力場應(yīng)當(dāng)滿足缸體的力平衡方程式，同時(shí)還要滿足配流表面為最低能耗且保持在適宜間隙△。下運(yùn)轉(zhuǎn)的條件，其適宜間隙為上式中，k?,k?——是與配流窗口尺寸有關(guān)的系數(shù)：而上式中α1——缸體柱塞配流窗口的開角，此次設(shè)計(jì)中α1=40°除此之外，配油窗口的油液流速，亦即缸體柱塞和配流盤流速，不缸體柱塞配油窗口處的流速為式中，A?——缸體柱塞配油窗口處的過流斷面積，可近似取為知，所以畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)k,≈0.81,符合設(shè)計(jì)要求至于配流盤之配流窗口的油液流速u?,亦和缸體柱塞配油窗口的一上式中，Qmean——液壓泵的平均理論流量，A?——配流盤上配油窗口的過流斷面積，可近似取為(上式中g(shù)%=134°,指配油窗口折開角；4=14°,為邊筋的開角)將第二章中(2-22)代入上式，得配流窗口的許用流速[u],從減少油液體流動(dòng)損失的角度，流速u越[u]=20003000mm/s。由上面的計(jì)算我們可以得出，上面的計(jì)算均符適宜的油膜厚度，是由輔助去承來維持的，用于這種配油機(jī)構(gòu)中的輔助支承有：熱楔支承、動(dòng)壓支承、靜壓支承如圖4-8所示，熱楔支承就是設(shè)在配油窗口外密封帶外承。在支承油膜中，因缸體相對配流盤支承面滑動(dòng)，高速剪切油臘，和畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)滑靴支承一樣也產(chǎn)生熱楔支承力，其值為上式中，γ?——油液的重度，yo=0.85×10-3kg/cm3;α?——油液的容積膨脹系數(shù)，對于20#機(jī)油，α?=7.55×10-4/C;H?——油液的粘度，H=19.7×10-9MPas=19.7kgs/cm2;C?——油液的比熱，C?=0.5千卡/千克℃;就配流盤的輔助支承而言，上式中，R,R?——輔助支承的內(nèi)、外徑；Z——輔助支承的個(gè)數(shù)，本次設(shè)計(jì)為12;b?——泄油槽的寬度。n——缸體的轉(zhuǎn)速。Z個(gè)輔助支承的總支承力Fz將為：將上述諸式代入可得：因此，由熱楔支承所能獲得的油膜厚度為：畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)由上式中，我們可以得出油膜的厚度為：間隙中油液從入口流至出口時(shí)的溫度上升，即溫升為對于所述及的情況，溫升為換言之，熱楔支承分割得越短，油膜越厚，溫升越低(當(dāng)然，支承力亦一般為式中，T?——液壓系統(tǒng)中的平均油溫。由上面的計(jì)算可以得知，符合設(shè)計(jì)的計(jì)算要畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)為了簡化計(jì)算，只考慮Z軸的力平衡關(guān)系。為了保證配油機(jī)構(gòu)的穩(wěn)符合設(shè)計(jì)要求符合設(shè)計(jì)要求上式中，p?——柱塞對缸體的壓緊力；Pa——配流窗口壓力場對缸體的支承力；柱塞對缸體的壓緊力po,只考慮壓排側(cè)而配油窗口壓力場對缸體的支承力pa,可近似地由下式來確定所以，壓緊系數(shù)為壓緊系數(shù)通常取為1.061.10,而上述計(jì)算符合設(shè)計(jì)計(jì)算要求。至于配流盤表面的狀況，如同柱塞副一樣，還須核算一下滑動(dòng)表面的p.v值。配油窗口的平均半徑處的p.v為：上式中，R?——配油窗口處的平均半徑，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)A,——配流盤與缸體相接觸的表面積，則由(4-63)可以得到：由第三章我們可以得知，中心加力彈簧的工作載荷為1.彈簧的材料及許用應(yīng)力根據(jù)設(shè)計(jì)要求，先用材料為65SiMnA鋼，65SiMnA鋼中加入了硅，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)其[r]=800MPa。切變模量為G=81GPa=81000MPa;2.選擇旋繞比C符合設(shè)計(jì)要求旋繞比為了使彈簧本身較為穩(wěn)定，不致于振動(dòng)和過軟，CC值的常用范圍是416,此次設(shè)計(jì)中我們選用C=4。則曲度系數(shù)k3.確定彈簧絲的直徑彈簧絲的直徑為根據(jù)(GB/T1358-1993)中要求，選取d=4mm,4.彈簧的基本尺寸彈簧的中徑D=Cd=4×4mm=16mm;彈簧的內(nèi)徑為：D?=(16-4)mm=12mm;彈簧的外徑為：D?=(16+4)mm=20mm;5.根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧的圈數(shù)n假設(shè)彈簧的變形量為f=11mm,則可以求得彈簧的有效圈數(shù)n取n=7圈，對于壓縮型彈簧，取支承圈數(shù)n_=2圈。,則彈簧的總?cè)?shù)為n?=n+n?=7+2=9圈。6.計(jì)算試驗(yàn)載荷F'畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)7.彈簧的自由高度或長度H?其自由高度為其中p,——節(jié)距，p,=(0.280.5)dH?=pn+(1.52)d=6×7+1.8×4=50.1mm取彈簧的自由高度為H?=50mm8.彈簧的螺旋角α9.彈簧的穩(wěn)定性驗(yàn)算10.彈簧材料的展開長度11.彈簧的實(shí)際性能參數(shù)為彈簧的剛度為畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)斜盤機(jī)構(gòu)是一種端面凸輪機(jī)構(gòu)，斜盤借助滑靴柱塞推壓油液產(chǎn)生壓力，排出油液，又借助中心加力彈簧裝置與符合設(shè)計(jì)要求畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)斜盤滑動(dòng)支承的強(qiáng)度計(jì)算如前所述，作用與每個(gè)支承的力是周期變化的，其平均值為Fn=7圈n?=9圈圖4-9斜盤式軸向柱塞泵的斜盤軸頸尺寸上式中F9mean=31269.86Nl,b?——支承的長度與寬度，其中l(wèi)?=37mm,b?=70mm故符合設(shè)計(jì)要求。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)符合設(shè)計(jì)要求b≈3.13符合設(shè)計(jì)要求畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)圖5-1070CY14-1泵軸1.泵軸直徑的初步估算上式中，q——泵的排量，此次設(shè)計(jì)的泵的排量為70ml/r;P——為泵的額定壓力，此次設(shè)計(jì)的泵的壓力為31.5MPa;進(jìn)行圓整，取泵的直徑為dp=25mm,2.矩形花鍵軸的設(shè)計(jì)設(shè)矩形花鍵的小徑d為28mm根據(jù)(GB1144-87),選用矩形花鍵規(guī)格為6×28×32×73.軸承段的設(shè)計(jì)根據(jù)泵了最小軸徑為22mm,設(shè)計(jì)裝軸承的直徑為40mm,選擇軸承為角接觸球軸承7008C(GB/T292-94)4.密封圈軸段的設(shè)計(jì)軸段的直徑為45mm,選用B型內(nèi)包無骨架形密封5.與電機(jī)相連的軸段的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)與電機(jī)相連的軸的直徑為40mm,選用A型普通平鍵(鍵12×90畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)1.花鍵部分(與缸體)的連接強(qiáng)度上式中M?——為泵軸傳遞的扭矩，φ——不均勻系數(shù)，取φ=0.75;Z?——花鍵的鍵數(shù)，花鍵的鍵數(shù)為Z?=6;D,d——分別為花鍵的外徑和內(nèi)徑，D=32mm,d=28mm;f,r——分別為花鍵的倒角和根圓半徑，f=0.3mm,r=0.2mmh——花鍵側(cè)面的工作高度為，l?——花鍵的工作長度，l?=50mm;r——花鍵的平均半徑，花鍵軸的抗扭強(qiáng)度W——花鍵的抗扭載面系數(shù)，[r]——為泵軸的計(jì)用剪切應(yīng)力，[r]=150MP2.與聯(lián)軸器的連接強(qiáng)度畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)d——連接段的軸承徑，dx=45mm;l?——鍵的工作長度，(2)鍵的抗剪強(qiáng)度3.泵最薄弱部位的強(qiáng)度校核上式中，W——軸的抗扭斷面系數(shù)，第五章伺服變量機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算求畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)閥式控制方式是在液壓泵與液壓換能裝置(液壓馬達(dá)或液壓缸)之矩形花鍵角接觸球滾子軸承圖5-1變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)和液壓缸等。如圖5-1所示。盤機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)變量，在A端施以較小的力(約在0.1MPa左右)即可變?nèi)绻麑⒁簤罕玫腁端位置與液壓泵的輸出壓力成一定的函數(shù)關(guān)系，畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)這樣便構(gòu)成了壓力補(bǔ)償變量型式，亦即可近似地使液壓泵的輸出液壓功對于CY系列的軸向柱塞泵的變量型式，有手動(dòng)變量、手動(dòng)伺服變量、電動(dòng)伺動(dòng)變量、壓力補(bǔ)償變量、零位對中液壓變量、液壓缸變量和恒壓變量。另外還有定量，共計(jì)八種。目前這種液壓泵的排量有下述五種：手動(dòng)變量、伺服變量、壓力補(bǔ)償變量、恒壓變量和恒排量變量。在上述的五種變量型式中，前兩種可以雙向變量，后三種只能單向變量。符合設(shè)計(jì)要求符合設(shè)計(jì)要求畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)用于斜盤式軸向柱塞泵是由滑閥與液壓缸構(gòu)成的一種典型的液壓滑閥伺服機(jī)構(gòu)。主要有兩種：一種是如圖1-7所示的伺服變量機(jī)構(gòu)，是由雙邊工作滑閥與差動(dòng)液壓缸所構(gòu)成的“-1”反饋控制構(gòu)成的比例負(fù)反饋控制系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖所示。符合設(shè)計(jì)要求符合設(shè)計(jì)要求符合設(shè)計(jì)要求圖5-2液壓滑閥伺服機(jī)構(gòu)圖5-3液壓滑閥伺服機(jī)構(gòu)過粗略的計(jì)算，先完成一個(gè)機(jī)構(gòu)的雛形，通過試樣或者電子計(jì)算機(jī)進(jìn)行模擬測試，修改設(shè)計(jì)參數(shù)，直至達(dá)到所要求的性能方才完成設(shè)計(jì)。這就是說，目前尚未有一個(gè)完善的綜合解析方法，所以，對于同一個(gè)要求與條件可以有多種設(shè)計(jì)參數(shù)方案?；y式伺服機(jī)構(gòu)之諸設(shè)計(jì)參數(shù)對于隨動(dòng)精度、穩(wěn)定性有一定的影響。其選取可參考下述幾點(diǎn)：1.伺服機(jī)構(gòu)的供油壓力p提高供油機(jī)構(gòu)的的供油壓力po,對其隨動(dòng)精度、靈敏度及系統(tǒng)的剛度均是有利的，并且還可以使機(jī)構(gòu)小型化，其值有用到1431.5MPa;但是，提高供油壓力會(huì)惡化系統(tǒng)的穩(wěn)定性及過渡過程的品質(zhì)，顯著地提高制造成本，另外，還易引起滑閥磨損，發(fā)生故障，所以，希望要低一些，但須遠(yuǎn)高于閥口的出現(xiàn)明顯“飽和現(xiàn)象”的壓力。一般采用po=5MPa左右，而ZB型軸向柱塞泵伺服機(jī)構(gòu)的的供油壓力為po=3.5MPa左右。2.變量活塞的直徑增大變量活塞的直徑可以提高機(jī)構(gòu)的剛度，提高穩(wěn)定性，可是會(huì)使機(jī)構(gòu)的體積增加，成本增加。通常是先選取的適當(dāng)?shù)墓┯蛪毫?，而后再按著欲承受的最大載荷計(jì)算變量活塞的直徑。記伺服機(jī)構(gòu)的不變載荷可由下式近似取出，即為：其中，M?——斜盤與壓盤重量而產(chǎn)生的力矩；由于M?較小，我們可以忽略不計(jì)，則上式可以表示為：考慮到未計(jì)入的因素，將F?增大2050%,這樣，便可按著已選定的供油壓力p?與不變載荷確定出概略的變量活塞直徑。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)將D?按照第一章中的表(1-1)進(jìn)行圓整到D??=45mm,對于差動(dòng)式液壓缸，則其大端直徑為進(jìn)行圓整，取D??=65mm3.滑閥的直徑d?與最大開口量δmx需要的最大流量，即上式中，D?——變量活塞的小端直徑；xmx——變量活塞的最大行程；滑閥窗口的武器面積為：上式中，b??——滑閥閥口的周長；δmax——滑靴的最大開口量；c,——滑靴的流量系數(shù)，c,=0.570.65;y?——油液的重度。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)否則會(huì)降低伺服機(jī)構(gòu)的快速性，一般取δmax=±0.30.9mm。為了避免總閥口出現(xiàn)飽和現(xiàn)象，閥口的周長b?與閥口的最大開口量δ應(yīng)滿足下式按前述要求所列數(shù)系圓整到d??=12mm。若采用360°,全閥口(即b??=πd?1)不能滿足上式，則應(yīng)采用部份增加滑閥的直徑會(huì)顯著提高機(jī)構(gòu)的隨動(dòng)精度及靈敏度具有預(yù)重迭量(負(fù)預(yù)開口量)的滑閥式伺服機(jī)構(gòu)，顯然增加了機(jī)構(gòu)具有零開口量的滑閥工伺服機(jī)構(gòu)，從隨動(dòng)精度用于液壓泵變量的伺服機(jī)構(gòu)，其滑閥不公只限于工作在預(yù)開口量的結(jié)合起來，其預(yù)開口量的大小視對性能要求而定，通常可取0.010.025mm為宜。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)對于要求不高的伺服機(jī)構(gòu)，通常采用具有零重迭量即中閉式滑閥伺5.內(nèi)流道的過流道面積為了避免滑閥出現(xiàn)飽和現(xiàn)象，減少壓力損失，與閥口相連通的任一流道的過流斷面積要盡可能大一些，流道直一些。A?>4b?δmax(5-6)6.滑閥的配合滑閥的配合間隙對其工作質(zhì)量的影響很大，對于滑閥直徑do=12mm,一般不應(yīng)超過0.0080.012mm?；y及其閥套的幾何誤差會(huì)引起滑閥固著，甚至卡塞，所以，須嚴(yán)加控制這個(gè)制造精度，通常取為間隙值的;即滑閥的非圓柱度(橢圓度與圓錐度)允差為0.002mm,閥套孔的非圓柱度允差為0.003mm。配合表面的光潔度不低于0.10.2。給定的最大重迭量或最大預(yù)開口量的1/3計(jì)算。7.滑閥與閥套的材料及其熱處理滑閥與閥套，由于配合間隙很小，同時(shí)又要調(diào)整往復(fù)相對運(yùn)動(dòng)，所以其表面材料應(yīng)當(dāng)硬而不韌，以防止發(fā)生粘結(jié)與卡塞。這樣一來，就必須選取組織穩(wěn)定的一些合金鋼，常用的有量具鋼、模具鋼和軸承鋼，如CrWMn,GCr15等，熱處理到HRC=5562。熱處理后還必須經(jīng)過時(shí)效處理。對于配合間隙較大的滑閥，也可以選用滲碳鋼和調(diào)質(zhì)鋼，如20Cr,18CrMnTi和45鋼，熱處理到高硬度。通過上述估算及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，確定出一個(gè)伺服機(jī)構(gòu)的雛形。這樣便可按著該雛形核算其靜動(dòng)態(tài)特性，修改設(shè)計(jì)參數(shù)，使之符合要求。畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)除了上述核算之外，還需要估算出伺服機(jī)構(gòu)輸入端(即滑閥)的動(dòng)移動(dòng)滑閥要克服因油液通過閥口所產(chǎn)生的伯努利伯努利力?；y借助閥口調(diào)節(jié)切換供入活塞缸內(nèi)的油液，同時(shí)又引閥上，該力稱之為伯努利力。用于這類伺服機(jī)構(gòu)中的滑閥閥口的流動(dòng)情況如下圖所示。圖于關(guān)閉的方向。圖b所示的情況，油液所產(chǎn)生的伯努利力的方向圖5-4滑閥閥中的流動(dòng)情況伯努力可按動(dòng)量法則推得，若假定閥口的瞬時(shí)流量為Q?1,閥口處的油液流速為u?,則單位時(shí)間從入口流入閥腔內(nèi)的油液的動(dòng)量(沿軸向分量)為p?Qo?Ho?cosφ%,所以油液作用于閥上的伯努利力之?dāng)?shù)值為p?20Ho?cosφo(因?yàn)榱鞒龅膭?dòng)量油軸向的分量為零)。這用這種伺服機(jī)構(gòu)中的滑閥大致有如下圖所示油液所產(chǎn)生的伯努利力況是使閥口趨于開啟，其值為畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)上式中，Po——油液的密度；Q——通過閥口的最大瞬時(shí)流量；Ho——通過閥口的流速；Po?——油液的流入角，一般取φo?≈69°。下圖b所示的滑閥，其閥口的流動(dòng)情況時(shí)上圖a與c之組合情況，圖5-5滑閥的型式摩擦力。閥套對滑閥的粘性摩擦力很小(約為0.51N左右)。若有油封的話，則可增加到35N左右。可是，由于制造不準(zhǔn)確，如使高壓側(cè)P的間隙h?小于低壓側(cè)P?的間隙h?,當(dāng)油液流過滑閥的圓柱表面，在間隙中便形成壓力分布不均衡，因而產(chǎn)生側(cè)向力，造所造成的側(cè)向力(如下圖所示)為oi——滑閥的半徑；lo?——滑閥臺肩的間隙長度；To?=h?-h?——間隙的變化量；畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)Co?——滑閥為同心時(shí)，圓錐大端的徑向間隙C??=h??;eo——滑閥的偏心量，取eo=Co?;△p——間隙兩端的壓力差圖5-6滑閥的配合間隙所以，由側(cè)向力N,所產(chǎn)生的干摩擦力ZN,——諸閥臺的側(cè)向力之和；fo?——滑閥與閥套的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，fo?≈0.15。這個(gè)力的數(shù)值一般是非常大的，甚至可能造成滑閥卡塞。為了減少這個(gè)力，通常在滑閥上開一些很窄的均壓槽，這個(gè)方法是很有效的。如開三條等矩的均壓槽，可減到5.2%;如開7條，可減到2.6%.如圖a所示的滑閥，如果滑閥的拉桿直徑do?與滑閥的直徑do之差畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)動(dòng)變量速度為則其變量周期不大于2秒，即流量從0變至100%(或者從100%變至0)所耍的變量時(shí)間不大于1(xmx——變量活塞的最大位移量，xmx=29.40mm,變量周期加速度變量活塞的不變載荷斜盤的調(diào)節(jié)力為上式中，L?——斜盤上兩球鉸中心的距離，取L?=86.7mmM——柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩，假定液壓泵為零重迭配流機(jī)構(gòu)，則Mmean=0;M?mean——斜盤滑動(dòng)支承的摩擦力矩，上式中，R,——滑動(dòng)支承的半徑，R,=51mm;畢業(yè)設(shè)計(jì)(