pvb柱塞泵计算说明书_毕业设计(编辑修改稿)

pvb柱塞泵计算说明书_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

有最大恒定间隙的压盘使柱塞返回；（ 4） .以辅助补油泵的 供油压力使柱塞返回。 常见的是第一种和第四种方式相结合，即是说，当泵转速成低，吸入管路阻力小，吸入高度低时，可以靠中心弹簧使柱塞返回，吸入油液，有自吸能力，而当转速高、吸入管路阻力大时，就需以一定的灌注压力充入油液。 在第一种回程方式中，有单弹簧结构和双弹簧结构。 前种结构用不用一根弹簧既要满足柱塞回程与滑靴预密封要求，又要满足配油机构的要求，这往往不尽合理，可是最简单。 而在图 18 所示的中心加力装置有两根弹簧，一根解决柱塞与没有靴的要求。 一根以调节满足配油机构的要求，这样便可以达到各取所需，安装调整方便，但其 铜制球头常有研损，不如图 17 中的钢球好些。 4．滑靴副，即滑靴与斜盘这对运动副，磨损是较严重的，人们在改善其工作状况方面做过一些工作。 斜盘与滑靴滑动表面直接接触的结构，是最简单的结构，在设计方面力图使之形成理想的静压支承，可是，总不能十分理想的解决，而在滑靴与斜盘平面之间增设了一个止推板，该止推板在工作过程中可以自行绕其轴线旋转，以调整磨损部位，使之磨损均匀，更重要的是便于维修。 另一种结构，是将止推板与回程压盘因定在一起，使滑靴夹在中间，这样一来，止推板与压盘一起转动，滑靴只对止推板与压盘有很小的相对运 动，而将滑靴相对斜盘的高速滑动面移到止推板与斜盘面之间，改善了这对运动副的磨状况。 5．配油部位，是盘式配油的轴向柱塞泵的关键部位，人们为使之处于良好的工作状况作了大量的研究试验工作。 在固定配油机构中，泵轴与缸体的连接有静连接与挠性连接两种， 前者要求制造精度高，但无法补偿受力变形对配油表面的油膜的影响。 6．斜盘式轴向柱塞泵的变量机构，依其对泵轴的关系分类，有平行、垂直和斜向等三种布置。 后斜盘式轴向柱塞泵由于泵轴为悬臂轴，不穿过斜盘，所以，可以使变量机构直接设置在泵的后端，与泵轴成垂直布 毕业设计（论文） 13 置；而前斜盘式的轴向 柱塞泵则不同于前者，为平行式斜向布置。 此次设计的 70SCY14 型斜盘式轴向柱塞泵为了便于加工制造，采用 三体结构，传动轴采用单段结构，回程密封加力装置采用一根中心弹簧，变量机构直接设置在泵的后端，与泵轴成垂直布置。 柱塞的径向载荷由缸体外围的转子轴承承受，使缸体的倾复力矩减至最小，保证配油表面均贴紧。 这样做的优点：一是径向载荷由转子轴承承受，泵轴只传递转矩，故可以细些；二是因转子轴承是大型轴承，功率可以大些。 柱塞泵的主要参数 表 12 斜盘式轴向柱塞泵的主 要设计参数 毕业设计（论文） 14 工作压力 额定转速 排量 31． 5Mpa 1500r/min 70ml/r 液压泵的主要参数，是其泵的理论单转的理论排量（ 或称为理论容积常数） qT、工作转速 n,以及额定压力 PS 与峰值压力 PS max等。 对于一个相似的泵群来说，泵内的受力与外负压力△ P 有关，即泵的强度限制了泵的最高压力，而运转时的油液流速与滑动部分的滑动速度正比于 nq1/3,所以，从滑动部分的强度与气穴的角度，应将 nq1/3限定在某一许用值以下，即 nmaxq1/3max≤ Cp （ 11） 式中 nmax—— 泵轴的最高转速， qT max—— 泵的最大理论容积常数， ml3/r cp—— 许用值如下： 标准级 （ r/min） (ml3/r)1/3 无预压的液压泵（工业用） 5400 预压 的液压泵（工业用） 9100 预压 的液压泵（车辆用） 14400 高级 预压 的液压泵（工业用） 11400 航空机用 9100 对于一般工业用的液压泵， 如果没有告诉泵的排量，而通常泵以异步交流电动机和内燃机拖动，转速是已知的。 这样可以计算出 粗略的理论容积常数常数为 qt max=Q/η ml3/r 上式中 Q— 按使用要求的流量折算到泵轴为 1000rpm 时的 ，该流量最好圆整为 R5数系中的数值。 η— 容积效率，粗算时取为 ～ 当理论容积常数 qt max后，便可根据下式确定柱塞直径之概略 值 毕业设计（论文） 15 3m ax370(1 9 )721. 50 23. 48(1 1. 09 ) tmmqdz （ 12） 按照表 13 推荐的数值进行圆整，取 22d mm 上式中 Z—— 柱塞个数，对于所述及的泵，一般为奇数， Z=5， 7，9„„。 从后面的分析我们可知，奇数柱塞的流量不均匀系数要小于相邻偶数柱塞的流量脉动系数，且 Z 越大，流量脉动系数越小。 这里我们取7Z。 由上式（ 12）计 算所得出的数值要圆整为液压元件用柱塞、滑阀和活塞杆外径系列参数（ JB82666）中的数值，下面列出液压泵中的柱塞直径数值。 如表 13 所示。 表 13 液压元件用柱塞、滑阀和活塞杆外径系列参数（ JB82666）mm 1 1 1 1 2 2 2（ 30）、 3 3 4 50、 55„„ 注：括号内的数值就尽量避免使用，如超出本系列范围，就按GB32164“优先数和优先数系” R R20 数系选取。 柱塞轴线的在缸体中的分布圆半径 R，也是一个重要的参数，其概略值可 按下式来确定。 m a xR =( )70( ) 337tmmqz （ 13） 由上式求出的数值圆整到 ,这是根据实际取 R=37mm。 选定诸参数以后，便可按下式核算欲设计的液压泵的理论排量： 毕业设计（论文） 16 2m a xT m a x2d 2 RZ ta nq=42 2 2 3 7 7 ta n 2 0=47 1 .6 9 /m l r     （ 14） 实际中要求理论排量为 70ml/r,故符合设计要求。 上式中β ma—— 斜盘的最大倾角，增大 斜盘倾角可增加排量，但不能任意增大，它受到以下条件限制： 1．倾角增大后，液压力引力的径向力要增大，导致轴套负荷的加重，使结构尺寸加大； 2．倾角过大，使流量和斜盘倾角之间的线形关系变差； 3．倾角过大，使柱塞行程变长，柱塞整个长度也要加长，否则运动中可能会引起卡住现象。 4．倾角过大时，柱塞头部、颈部与滑靴窝边会相碰。 一般取 15176。 ～ 20176。 ，在本此设计过和中我们取 max 20 。 额定压力 PS与峰值大压力 PS max。 液压泵的额定压力，是指液压泵在额定转速、额定流量 的条件下连续长时间工作的最高压力。 液压泵的各个运动 副与轴承等均是按额定压力进行设计计算。 亦即在额定转速、额定流量与额定压力下保证液压泵 设计寿命。 峰值压力（或称最高压力）PS MAX， ，是表征液压泵的 短时超载能力。 该压力主要是由液压泵的强度限定的，一般是额定压力的 ～ 倍左右，但也有高达 倍的，也有低到 倍的。 毕业设计（论文） 17 第二章 运动分析 运动学 斜盘式轴向柱塞泵，在工作时其柱塞和滑靴作两个主运动：一个是沿缸体轴线的相对缸体的往复移动；一个是与缸体一起旋转。 图 21 柱塞滑靴的运动分析图 如图 21 所示，当柱塞由对缸体为最大外伸位置转至  角时，柱塞球头中心即 A 点移至 B 点。 柱塞沿缸体轴线的相对（缸体）位移为 SP，由直角三角形可以得： SP=BC=ACtan (21) 上式中，  —— 斜盘的倾角（如图 21）。 由图 21 可以得出， AC=AF=AOFO=RFO，再由直角三角形 CFO得 FO=COcos cosFO CO 。 将上述关系代入式（ 21），经整理得 2PS = R tan (1 cos ) （ 22） 上式中， R—— 柱塞轴线在缸体中的分布圆半径， 毕业设计（论文） 18  —— 缸体的转角， t （  —— 缸体的角速度， t —— 时间）。 柱塞的行 ph ,等于柱塞对缸体的最大与最小的外伸量之差，亦即由0 转至  的相对位移量，由式（ 22）可得 2 tanphR （ 23） 柱塞的相对（ 缸体的移动）速度 VP，由相对位移 SP对时间 t 求导，可得 ta n sinPp dSvRdt    (24) 其平均相对速度为 01222 601151ta n2015 /npm e an pv v dnRnm m s     = ω Rtan β = tan β = tan β = 37 1500 = (25) 柱寒的相对加速度为 pα ,由相对速度 pv 对时间 t 求导，得到： ta npdv Rdt  2pα = ω β cos （ 26） 滑靴除了与柱塞一起相对缸体往复运行及随缸体旋转之外，还与柱塞头一起沿斜盘平面作平面运动。 下面讨论滑靴与柱塞球头中心在斜盘平面的运动状况： 22d mm 7Z 毕业设计（论文） 19 图 22 滑靴与柱塞球头中心沿斜盘平面的运动分析图 如图 22 所示，滑靴与柱塞球头中心 A 之绝对运动轨迹的参数方程为： sinXR。 sincosRy  由上式我们可以得知，此运动轨迹为一椭圆，其长轴与短轴分别为： cosRa β。 b=R。 如为变量型液压泵，最其最大长轴为： max cosRa  maxβ (27) 图 23 椭圆的运动轨迹 滑靴由于沿斜盘平面作椭圆运动，所以在与压盘一起绕 Z 轴旋转时作径向移动，其位移量： 02Dε ρ （ 28） 37R mm max 20  毕业设计（论文） 20 上式中 ρ —— 滑靴球心（即滑靴与柱塞球头中心）运动轨迹的向径， 22 2 22c o ssin c o sxy    ρ =。