斜盘轴向柱塞泵毕业设计论文

斜盘轴向柱塞泵毕业设计论文内容摘要：

o sc o s[c o s2  R t gmF psi     2c o s)c o s ( 7 上式当 0 、2、  、„„等时，亦即当            2c o sc o s2c o sc o sc o s 达到最大值时 iF 亦即达到最大值，则上式可以写成下述形式：    R tgmF psi 2m a x  式中  —— 与柱塞个数 Z有关的系数，其值如表 31； psm —— 柱塞副质量 （ kg ） ； R —— 柱塞在缸体中分布圆半径 ， 查参考文献 [1]表 129 得 ；  —— 斜盘倾角 取 =18。     2m a x  tgF i 表 21  — 与柱塞个数有关的系数表 Z 5 7 9 11 13 15  如图 23所示，为 Z=7 的柱塞惯性力 iF 以及总惯性力 iF 同缸体转角的变化关系。 8 图 23惯性力 F1与 ∑ F1同缸体转角的关系 柱塞吸入油液所需的总吸入力 移动单个柱塞所需的吸入力为 ： vpdF 21 4 式中 vp —— 液压泵吸入管路中的真空度，计算时可取令 a5 vp。 如 果假定和吸入油腔相同的柱塞个数为（ Z+1） /2，则其总吸入力为： 121 2 142 1 FZpdZF v   式中 Z —— 柱塞个数， 取 7Z。   2 51 71 0 . 0 3 2 0 . 5 1 0 1 6 0 N24F       滑靴支承面所需的总密封力 为了使滑靴支承面不漏气，需加力保证其密封，一个滑靴支承面所需的密封力为： 9  cosA ks2 F （ 23） 式中 sA —— 滑靴支承面积 （ 2m ） ； k —— 支撑表面为阻止吸入空气所需的接触比压，依经验，计算时可以取令  ～ 。 如果假定与吸入油腔相同的（ Z+1） /2 个柱塞滑靴支承面 所需的总密封力为： βσAZF ks c os2 12  （ 24） 52 71 0 . 0 0 0 7 0 6 0 . 8 1 0 c o s 1 8 2 1 5 N2F       同样，还应当保证缸体端面与配油盘间的气密性，所需的密封力为：   k2F upA （ 25） 式中 upA —— 配油盘与缸体相接触的表面积 ( 2m )。        22230212415612526 180 RRRRbRRZRRA up   （ 26） 图 24配油盘 10 如图 24由参考文献 [1]表 44 给出配 油盘的主要尺寸参数 ： 1  , 2  , 3  , 4  , 5  6  根据以上的数据可以算出配油盘与缸体相接触的表面积 ：       2 2 2 22 2 2 22 12 180upA         那么缸体端面与配油盘间所需的密封力为： 0 8 2 1 5k2  upA 柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力 柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力 ：  RmtgFfZF ps 2m a x213 2 1    23 71 54 18 104 195 NF tg      式中 1f —— 柱塞与其缸孔之间的滑动摩擦系数，钢对青铜的滑动摩擦系数f psm —— 柱塞的质量（ kg ）。 克服滑靴翻转所需的推压力 如前所述，滑靴沿斜盘平面作椭圆运动，其离心惯性力为 ： 11 20 ssmF  （ 27） 式中 sm —— 滑靴的质量 （ kg ） ；  —— 滑靴的重心的运动向颈； s —— 滑靴重心的旋转角速度（ rad/s ）。 由图 25可知，滑靴因离心惯性力引起的翻转力矩为 ： 图 25 滑靴部位 02020 emeFM ss （ 28） 式中 e—— 滑靴重心到柱塞球头中心的距离 （ m ）。 要想克服此力矩 0M ，必须通过压盘加以力矩 aM ，方向相反，且大于 等 于 0M 即 0MMa 式中 aM —— 附加力矩 12 2cos 64 dFM a  所以 ： 0264 2c os emdF ss  由前述可知，当 时，、  232  ss  为最大值，向径  便为最大值，将式 (315)及 R 代入上式，整理得 ： m ax6024 cos Re2 dmF s （ 29） 克服（ Z+1） /2 个吸油柱塞的滑靴翻转所需的推压力为 ：   m a x6 024 c os Re)1( dmZF s 式中 sm —— 滑靴的质量 （ kg ） ； R —— 柱塞分布圆半径 （ m ） ； 0e —— 滑靴重心到柱塞球头中心距离 （ m ）。 查文献 [1]表 42 取     N5118c   F 即： 中心加紧力弹簧须满足 ：    N1450 4321m a x   FFFFFFFFsis 顺便指出，在计算中心加力弹簧力时，上述诸式的泵轴角速度  均应以 13 欲要求的自吸角速度（即泵轴的转速）代入。 压排 过 程 即柱塞因缸体拖动，再由斜盘经过滑靴推压而压 排油液的过程 柱塞与其缸孔之间的配合间隙，一般为 ，远远小于柱塞直径d 及其含接长度 2l，所以，假定无间隙滑动时可行的。 再假定滑动摩擦对其接触比压的分布无影响；滑靴与柱塞头之间无相对转动，柱塞与缸孔壁的接触长度为 ：     221 342 llLlLlL  （ 210）     222 342 llLlLlL  （ 211） 并且，各支反力的合力 1N 和 2N 的作用点分别距接触边缘为 41L 和 42L ，如图 26所示。 图 26 柱塞受力分析 14 滑靴与斜盘之间的摩擦力 /F ，在所述及的问题中，假定 /F 与力 5F 和 6F 在一个平面内，其值为： 5/ fFF  （ 212） 式中 f —— 滑靴与斜盘之间的摩擦系数，考虑到启动等因素，假定为半 摩擦， f 5F —— 斜盘经滑靴对柱塞的作用力 （ N）。 通过平面圆盘缝隙流：  21221 212 lnf rrF r r （ 213） 如图 22所示 10 2dr ， 31dr ， r ， r 代入上式   226  fF 即 ： 5FFf  缸孔对柱塞的摩擦力 /1F 和 /2F 22/211/1 NfF NfF  式中 1f —— 缸孔对柱塞的摩擦系数，青铜对钢，一般取为 f ， 工作阻 力 6F : 15 /22/m a x26 44 spssis FR tgmpdFFpdF   （ 214） 式中 sp —— 液压泵的额定输出压力 （ Pa ） ； maxiF —— 单个柱塞滑靴的最大移动惯性力 （ N ） ； /sF —— 一个柱塞的回程弹簧力 (N )。     2626  tgF  处于压排 行程柱塞所受的 力 诸力 ( 21/2/1/5 NNFFFF 、、 和 6F 等 )应满足下述力学方程 ： 0442220c o ss i n0s i nc o s/1122/2/121/5/6/1/25  slFLLNLlLNdFdFNNFFFFFFF （ 215） 将式（ 314）代入上述方程组，得   021421420c o ss i n0s i nc o s5111122215622115  FfldfLLNdfLlLNNNfFFNfNffFs 上式联立解得    51125121c o ss i n214320c o ss i n214232FflfdfLLlNFflfdfLlLlNss     16 再将上述两式联立，略去 sfl （因为 f 很小）， 解得    CfffFF  c oss i ns i nc os 156  （ 216） 式中 C —— 结构参数，其值为 ： 128234212234 1    ldflLC 将 C 值代入 (216)式     i i os291725643    由上式可知柱塞受力满足要求 ， 并且最小含接长度与柱塞长度之比 Ll2 ，要大于 ，否则会降低机械效率，增加卡塞危险性。 即： Ll 缸体受力 缸体由泵轴拖动，借助斜盘、滑靴及中心加力装置驱动柱塞，实现吸排油液，其受力较复杂。 该型液压泵的主要环节之一，是配油面，从运转结构的观点，希望各滑动表面之间不发生金属直接接触，其间形成油膜。 对于配油面间，要想实现上述要求，缸体在运转过程应与配油盘表面保持平行，即不歪斜而平衡。 在讨论上述方程之前，先逐一讨论一下缸体所承受的各个力。 缸体在运转过程承受下述力（取包括柱塞滑靴在内的平衡力） ：斜盘的推压力 5F ；转子轴承的支反力 7F ；中心加力弹簧的弹簧力 sF ；配有盘与缸体之间压力场的支 17 承力 ZF ，以及辅助支承的支承力 8F 等。 在讨论时，我们取 O 点为坐标原点的直角坐标系，假定力沿着坐标轴正向为正，力矩以右旋为正， X 轴正负分别为排油与吸油边，亦即假定配油盘为零重迭的。 斜盘的推压力 在讨论缸体受力时，摩擦力与惯性力较之工作阻力小的多，为了简化问题，略去不计，这样，由式 21 216 得：  cos4 25 pdF i  （ 217） 式中 p —— 柱塞缸内的压力，或为排出压力 sp ，或为吸入边的压力 op ；  —— 斜盘倾角 （度）。 该力可沿着 Y 、 Z 轴线。