基于proe的轴向泵设计本科毕业设计论文(编辑修改稿)

基于proe的轴向泵设计本科毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

泵的压力脉动，影响调节过程的动态品质。 综上，本设计选用图 21（ c）所示的型式。 （ 2） 柱塞结构尺寸设计 1）柱塞直径 Zd 及柱塞分布塞直径 fD 柱塞直径 Zd ﹑ 柱塞分布塞直径 fD 和柱塞数 Z 都是互相关联的。 根据统计资 料，在缸体上各柱塞孔直径 Zd 所占的弧长约为分布圆周长 fD 的 75%，即 fZdD  由此可得 9 3 . 8 20 . 7 5 0 . 7 5fD Zm d     式中 m 为结构参数。 m 随柱塞数 Z 而定。 对于轴向柱塞泵，其 m 值如表 21所示。 表 21 柱塞结构参数 Z 7 9 11 m 当泵的理论流量 fbQ 和转速 bn 根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径 Zd 为 3 4 2 0 .3tbZbQd m zn tg （ 21） 式中 γ — 斜盘最大倾角，取γ =20176。 安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 6 由上式计算出的 Zd 数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径 ,应选取 20mm. 柱塞直径 d 确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 fD ，即 24 1 . 9 5 3 9tbfzbQD d m md tg Z n   （ 22） 2）柱塞名义长度 l 由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力 T，为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密封长度，应保证有最小留孔长度 0l ，一般取： 20bp Mpa 0 ( )zld 30bp Mpa 0 (2 )zld 因此，柱塞名义长度 l 应满足： 0 max minl l s l   式中 maxs — 柱塞最大行程； minl — 柱塞最小外伸长 度，一般取 m in d mm==。 根据经验数据，柱塞名义长度常取： 20bp Mpa ( )zld 30bp Mpa ( )zld 这里取 3 60zl d mm== 3）柱塞球头直径 1d 按经验常取 1 ( ) zdd ，如图 22 所示。 图 22 柱塞尺寸图 为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 7 定的距离 dl ，一般取 (0. 4 0. 55 )dzld ，这里取 10dzl d mm==。 4）柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽，起均衡侧向力﹑改善润滑条件和存储赃物 的作用。 均压槽的尺寸常取：深 h=～ ；间距 t=2～ 10mm （ 3） 柱塞摩擦副比压 P﹑比功 vP 验算 对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的磨损，而且有可能压伤柱塞或缸体。 其比压应控制在摩擦副材料允许的范围内。 取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值，则  31m a x 312 2 2 0 . 1 1 0 2 1 3 53 9 1 0 2 0 . 4zpp M p a p M p adl      （ 23） 柱塞相对缸体的最大运动速度 maxv 应在摩擦副材料允许范围内，即 3m a x 1 9 . 5 1 0 4 . 6 6 1 5 1 0fv R tg tg      （ 24） [ ]0 .5 5 / 8 /m s v m s= = 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 max maxpv 为 1m a x m a x 12 2 1 0 . 5 5fzpp v R tgdl    （ 25） [ ]1 1 . 5 5 . / 6 0 . /M p a m s p v M p a m s= = 上式中的许用比压 p ﹑许用速度 v ﹑许用比功  pv 的值，视摩擦副材料而定，可参考表 21。 表 21 材料性能 材料牌号 许用比压 p Mpa 许用滑动速度 v m/s 许用比功  pv ZQAL94 30 8 60 ZQSn101 15 3 20 球墨铸铁 10 5 18 柱塞与缸体这一对摩擦副，不宜选用热变形相差很大的材料，这对于油温高的泵更重要。 同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力，不选用铜材料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。 安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 8 滑靴设计 目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构。 滑靴不仅增大了与斜 盘的接触面﹑减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔 0d 和滑靴中心孔 0d ，再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。 由于油液在封油带环缝中的流动，使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜，大大减少了相对运动件间的摩擦损失，提高了机械效率。 这种结构能适应高压力和高转速的需要。 滑靴设计常用剩余压紧力法。 剩余压紧力法的主要特点是：滑靴工作时，始终保持压紧力稍大于分离力，使滑靴紧贴斜盘表面。 此时无论柱塞中心孔 0d 还是滑靴中心孔 0d ，均不起节流作用。 静压油池压力 1p 与柱塞底部压力 bp 相等，即 1p = bp 将上式代入式2 2112221ln2( ) c oszbRdpRp R R  中，可得滑靴分离力为 22 2 2 6211 21() ( 1 4 1 1 ) 1 0 1 2 5 6 0 3 . 1 ( )142 l n2 l n11bRRp p NRR       （ 26） 设剩余压紧力 y y fp p p   ，则压紧系数 0 . 0 5 0 . 1 5yypp   ，这里取。 滑靴力平衡方程式即为 ( 1 ) ( 1 0 . 1 ) 3 . 1 2 . 7 9 ( )fyp p N      用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为 ～ 左右。 滑靴泄漏量少，容积效率教高。 但摩擦功率较大，机械效率会降低。 若选择适当的压紧系数  ，剩余压紧力产生的接触应力也不会大，仍有较高的总效率和较长的寿命。 剩余压紧力法简单适用，目前大多数滑靴都采用这种方法设计。 （ 1）滑靴的结构型式的选择 滑靴结构有如图 23 所示的 3 种型式。 安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 9 图 23 滑靴结构型式 图 23（ a）所示为简单型，静压油池较大，只有封油带而无辅助支承面。 结构简单，是目前常用的一种型式。 图 23（ b）所式滑靴增加了内﹑外辅助支承面。 减小了由剩余压紧力产生 的比压，同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。 图 23（ c）所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。 从而实现滑靴油膜的静压支承。 经比较，本设计采用图 23（ a）所示的结构型式。 （ 2）滑靴结构尺寸设计 图 24 滑靴外径的确定 滑靴在斜盘上的布局，应使倾角 0 时，互相之间仍有一定的间隙 s，如图 24 所示。 1）滑靴外径 2D ： 2 s in 3 9 s in 0 . 2 4 ( )9fD D s m mZ      （ 27） 一般取 s=～ 1，这里取。 安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 10 2）油池直径 1D 初步计算时，可设定 12 DD ，这里取 . 4 D m m    3）中心孔 0d ﹑ 0d 及长度 0l 如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔 0d 和 0d 可以不起节流作用。 为改善加工工艺性能，取 0d （或 0d ） =～ = 配油盘设计 配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一 ，用以隔离和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。 它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。 配油盘设计主要是确定内封油带尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。 （ 1）过渡区设计 为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的结构，称正重迭型配油盘。 具有这种结构的配油盘，当柱塞从低压腔接通高压腔时，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压力； 当柱塞从高压腔接通底压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。 这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。 对泵的寿命影响很大。 为防止压力冲击，我们希望柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。 （ 2）配油盘主要尺寸确定 图 25 配油盘主要尺寸 安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 11 1）配油窗尺寸 配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径 fD 配油窗口包角 0 ，在吸油窗口包角相 等时，取 120 2aa a      为避免吸油不足，配油窗口流速应满足  002 2 .3 3 /tbQ msF    满足要求。 式中 tbQ — 泵理论流量； 2F — 配油窗面积， 2202 2 3()2F R R； 0 — 许用吸入流速， 0 =2～ 3m/s。 由此可得 2223RR =  002 tQv 2）封油带尺寸 设内封油带宽度为 2b ，外封油带宽度为 1b ， 1b 和 2b 确定方法为： 考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取 1b 略大于 2b ，即 1 1 2 0 .1 2 5zb R R d   2 3 4 ( ) zb R R d    当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得 222 2 23412132 4(1 ).2ln ln z pRRR R Z dRRR R   （ 28） 联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸： 1 50R mm ﹑ 2 32R mm ﹑ 3 27R mm ﹑ 4 17R mm。 （ 3）验算比压 p、比功 pv 为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够 的支承面积。 为此设置了辅助支承面，如图 49 中的 5D ﹑ 6D。 辅助支承面上开有宽度为 B的通油槽，起卸荷作用。 配油盘的总支承面积 F 为 安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 12 2 2 2 25 1 4 1 2 3( ) ( )4F D D D D F F F       式中 1F — 辅助支承面通油槽总面积；且： 15()F KB R R（ K 为通油槽个数， B 为通油槽宽度） 2F ﹑ 3F — 吸 ﹑排油窗口面积。 根据估算： 21034( )F mm 配油盘比压 p为  512 ( ) 284ytpp K B R Rp p a pF l d     （ 29） 式中 yp — 配油盘剩余压紧力； tp — 中心弹簧压紧力 ； p — 根据资料取 300pa； 在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算 pv 值，即  ppv pv pv 式中 pv — 平均切线速度， pv =42 ()DDn 。 242 2 2 8 4( ) ( 1 8 2 0 ) 4 5 8 6 0 0 /1500pp v D D K g f c mn          pv 根据资料取 2600 /Kgf cm。 缸体设计 下面通过计算确定缸体主要结构尺寸 （ 1）通油孔分布圆 fR 和面积 F 安庆师范学院本科毕业设计（论文） 基于 proe 直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 13 图 26 柱塞腔通油孔尺寸 为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径 fR 与配油窗口分布 圆半径 fr 相等。 即 23 3 0 2 2 262fR R R m m     式中 2R ﹑ 3R 为配油盘配油窗口内﹑外半径。 通油孔面积近似计算如下（如图 26所示）。 2 2 20 . 2 1 5 0 . 4 5 3 9 6 8 4 ( )a a a aF l b b m m     式中 al — 通油孔长度， azld ； ab — 通油孔宽度，  ； （ 2）缸体内 ﹑外直径 1D ﹑ 2D 的。