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1、斜盘式阀配流高压纯水泵设计计算对于高压水泵而言，主要结构参数有：缸孔分布圆直径 （mm） 、斜盘倾角 （） 、柱塞数量R2、柱塞直径 （mm）等，需要根据已确定的高压水泵技术指标 、 及 来设计计算。Zpd pQn一、主要结构参数1转速 n当需要尽力提高转速，以缩小泵的尺寸时，有 （ 为泵的排量）， ,那么1/3nq2/3q泵的极限转速应满足以下关系式：=2556r/min41/2.0Q此时选取 =1000r/min；n2R、d、z、 确定（1）确定排量 rmlnqv /.537%8010假设排量按 37.5ml/r 设计，当容积效率取为 90%，则流量应为 33.75L/min,当容积效率超
2、过 80%，则流量不小于 30L/min.（2）确定分布圆直径确定 、 7Z12初算，取 ，则计算 R 得：5.0Rd(cm)92.3125.1.712.333 tgtgZq计算圆整为 33mm，考虑到后端配流阀布置对泵整体结构上的影响，取柱塞分布圆直径为 100mm.(3) 柱塞直径高压水泵的理论排量 （mm 3/r）为：thq（1）tgRZdgdZqppth 2214则高压水泵的实际输出流量 （L/min）为：Q（2）tnnQpvvthp 261057.式中 、 及 已知，综合考虑材料强度、刚度、结构紧凑性、工艺性以及摩擦学性能等因素，通过计算机优化设计，因水的粘度比液压油小得多，可设高压
3、水泵的容积效率 ，由式9.0v（2）可计算出柱塞直径 ：pd排量 37.5ml/r 当 n=1000r/min 时 Q=37.5L/min mtgZRtgnQdvp 2.9175079.1057.31057. 66p 因此，可取 。这样只要实际高压水泵的容积效率 不小于 80%即可保证其输出流量不mp8 v小于 30L/min。3泵轴直径的估算总功率计算KW8.20%96.5370pqP由上述所确定的排量、泵轴的驱动扭矩可估算泵轴的尺寸，在此选用1Cr18Ni9Ti,调质处理。 3nPAd计算得出d=30.8mm,考虑键槽的影响，增大5%，最小轴径圆整为35mmA系数， 1Cr18Ni9Ti取
4、为（135-112，取值120）P传递的功率，20.8KWn转速4进出管通径（mm） （55）63.vqd其中，q泵的流量，L/min，计算中取为37.5L/min；v管路许用流速，m/s，对于吸水管，对于出水管 。smv/21sm/5.2计算得， ， 圆整后分别为d in=24mm, dout=18mmdin5.3dout3716表1是高压水泵的各项技术指标及结构参数的一览表。表 1 高压水泵技术指标与结构参数额定压力 （MPa）p30 柱塞数量 Z7排量 q（ml/r） 37.5 柱塞直径 （mm）d18额定转速 （r/min）n1000 柱塞分布圆直径 （mm）R2100容积效率 （%）
5、v80 斜盘倾角 （）12总效率 （%）p 72 最大电机驱动功率 （kw）P22二、滑靴设计计算 （1）包球外径 3dm183d(2)压紧系数法设计滑靴（徐绳武 P132） 根据经验选取： d265式中， ， 为滑靴底部密封带内外直径5d63.05式中，直径较大的滑靴取小值，直径小的取大值由上面两式求得 ;.5m1.18.5， 圆 整 后 为d20,7206m圆 整 后 为滑靴平衡系数 m： 972.0cosln24cosln8cos 562562 dpddPsrM 推荐取值为 0.96，通常通过调整 ， 值来达到。56根据以上公式，确定 0.972m= .1.m025 ， dd滑靴（pv）
6、值初步计算： smMPasRdpmpv /.97/3.51605.36897.)1( 2256 ）（3）设计内辅助支撑面：（内辅助支撑面，尺寸为12.5-5.5），则密封带和辅助支撑面总面积为： 222.40)5.-15.-(0.4mAMPapdmp3.180.)1(22smRAvp /9.5.31)(2 实际比压还需加上回程弹簧力等附加力，因此比功会大于5.93Mpa.m/s。三、柱塞设计（1）柱塞直径 d在缸体设计中已确定： =18mm （2）柱塞长度 L如图5.5所示，柱塞长度 应等于柱塞的最小留缸长度 、最小外伸长度 和最大行程ol dl2.0之和。maxmaxtnRS图5.5 柱塞尺
7、寸mdlMP4536.2a300时 ，RS.1tanxmax则柱塞长度： =（61 70）mm a27.2dL由于泵的压力较高，故留缸长度适当取长，柱塞长度取为70mm （3）球头直径 1d依经验取： =12.614.4mm 圆整后取为13mm d8.07（4）球头截面圆直径 2为使柱塞球头不至于遮住滑靴的注水孔（直径为 ） 应满足如下关系式：4d2=3.7mm 1sin3sin412 dd圆整后取d 2=4mm （5）柱塞与孔的间隙 s依据经验： =0.013mm 实际设计中取为0.015mm10.ds四、回程盘设计： 滑靴中心在斜盘上的运行轨迹是一椭圆，其长轴为 maxcosR短轴为 R（
8、R 为分布圆半径），故回程盘滑靴安放孔中心分布半径：Rm.650)cos1(2max.50取 整滑靴包球外径 已知，盘孔与 的最小间隙为 ，则盘孔直径 为：3d3d1kdmRk .120)cos(2max13 取 为式中 最小间隙，取为 0.5mm1斜盘最大倾角，12 度max滑靴耳环最大外径：mRdRdkmkw .623)1cos(cos2 max2ax 4取 为式中， 回程盘与滑靴耳边的最小重合量，取 1mm.2滑靴与回程盘最大重合量：圆整后取为 2.5mmmRdkw 1.2)cos1(max23 回程盘最大外径 ：pDRdRwp .85127)(21cos32cos 4maxk4max
9、圆整后取为 128mm五、斜盘设计斜盘的最大外径，应该能够保证滑靴底面全部落在其上，滑靴底面最大外径 dh,无辅助支撑时等于 d6,有外辅助支撑时，设为 d7，则圆整取为 138mmmRDh.125cos2max六、回程球铰及弹簧设计回程结构由分布式弹簧+球铰+回程盘组成。其中分布式弹簧位于缸体内，作用在球铰上。泵空载时，弹簧要保证滑靴不翻靴，保证靴底与斜盘贴紧气密。泵正常工作时，弹簧力 应能够克服柱塞两端最大压差力，滑靴贴紧力，滑靴柱塞运动惯性力tP以及柱塞对缸体的总摩擦力之和。即滑靴返程弹簧力应该大于吸油腔全部柱塞真空压力 ，滑靴贴1tP紧压力 和柱塞往复运动惯性力所需的弹簧力 ，柱塞位于
10、吸入行程的总摩擦力 和：2tP3tP4t14t vZdp吸油允许真空度，取vp0.5vpMa)coscos2(2 khhtht AdlRmZP？23()4tztg？241cos)t hkzZPfAtgR其中，滑靴质量， （26.1g ）hm柱塞组质量， （92.1g+24.15=116.25g ）z滑靴最大接触外径，（20.5mm）hd其中 NPPtttt4.315 )7.638.91(0.4.829)1.3.68(7042t .t则总弹簧力 应该比 大，故单根弹簧力为：zPt NZPz8.517.362d9-4 铝青铜密度 7.517-4PH 密度 7.78PEEK 密度 1.48lh=13
11、-6.95=6.05mm斜盘式轴向柱塞泵中的集中弹簧主要起到通过球铰、回程盘将滑靴顶在斜盘表面上的作用，基本不会弹性伸缩。本设计中，弹簧材料选用 ，该材料强度高，耐高温，耐冲击，弹性好。36NiCrTAl查表可得其许用应力为：许用剪切应力 、许用弯曲应力 、切变模量0MPa750bMPa。由(4.10)式可知，弹簧所受最大弹力 =51.8 ，并以此力作为本小节中的弹簧正70GMPa tN常工作载荷 。由于缸体结构的限制，弹簧外径 初步取 ,即 。wFtDm13t13（1 ）弹簧丝直径 、弹簧旋绕比 Ctd根据外径要求，初选弹簧旋绕比 ，由 且 ，查机械5.ttd)(2mDt13设计手册普通圆柱
12、螺纹弹簧尺寸系列表，取标准值： 。tm弹簧中径 ；mCdDt12将求得的 ， 值代入式： 得到：t 2/tDd5.查表得曲度系数 79.1K弹簧丝直径的设计公式为： max.6tKFCd代入上述数据可以得到： dt 25.160.85279.1所以 符合要求。2tdm（2 ）弹簧的有效工作圈数 n在弹簧工作行程给定的情况下，过少的有效圈数将使弹簧的螺旋角增大，这对弹簧的受力变形是不利的，会影响到它的强度。另外，如果有效圈数太少，弹簧受压变形之后各圈不利于同心，弹簧外径的偏差会增大，在外径定位的场合，容易发生弹簧与外径壁的摩擦，从而影响弹簧的正常工作。前已述及，集中弹簧主要起到支撑作用，无法利用
13、最大、最小工作载荷通过公式求出圈数值，故只能大致选取。由于缸体结构的限制及已求得弹簧丝直径，在此初选工作圈数 ，考虑到5.13n两端各并紧一圈，则弹簧总圈数：5.12.31n（3 ）正常工作时的变形量 由理论力学知识可得弹簧的变形计算公式为： mGdCnFtw62705.81.3833 （4 ）节距 、自由高度 、螺旋升角 、弹簧丝展开长度 poHL在 作用下，压缩弹簧相邻两圈的间距 ，取 ，则无载荷情况下wF.1.td5.1弹簧的节距为： mndpt 9.35.62符合 在 的范围要求。pmD)5.67.3()21(端面并紧、磨平的弹簧自由高度 为：oHmdnpt 7.52.193.10 无
14、载荷情况下弹簧的螺旋角为： .6)18.arct()arct(2D满足 的范围。59o弹簧丝的展开长度 为：Lmn6.538.6cos14.3s12（5 ）弹簧刚度 k由式（5.25 ）变形得弹簧刚度的计算公式： 38tGdFkCn代入数值得到： mNndkt /6.51.270833（6 ）强度校核弹簧受力及应力分析如图5.6所示，其中（a）表示剪切力 引起的剪切应力 分布图；（b）表FF示转矩 引起的扭转剪切应力 分布图；（c）表示上述两种应力的合成图；（d）表示考虑到螺旋TT升角和曲率的影响后的应力分布图。如（d）所示，最大应力 出现在弹簧丝的内侧：maxMPdDFK.12314.385
15、279.83maxax 所以 ，所以设计满足要求。max图5.6 圆柱螺旋压缩弹簧的应力分析（7 ）稳定性校核当作用在压缩弹簧上的轴向载荷 过大，且高径比超出一定范围时，弹簧会产生较大的侧向弯F曲而失稳，为避免此现象的发生，一定要进行稳定性验算：94.13520DHb采用两端固定支座， ，不会失稳。.94.七、柱塞-滑靴受力分析柱塞腔中作用在柱塞端部上的液压力是引起各摩擦副受力的根源，因此海水泵的动力学分析应从柱塞组件的受力分析开始。柱塞组件包括柱塞和滑靴，忽略柱塞腔中介质非恒定流动的惯性力、柱塞锥度引起的液压卡紧力以及柱塞缸孔副间间隙流流动时的轴向液动力，则柱塞组件主要受力有（以柱塞处于极限压水位置为例计算分析）：（1 ）液压力 Fp（N）： Ndp7630)12.(84
