5MCY设计计算书

5MCY14-1B
定量轴向柱塞泵设计计算书
5MCY14-1B定量设计计算书
一.泵的主体部结构如下图：
二.设计参数:
最高压力 Pmax=40Mpa
额定压力 Pmax=31.5Mpa
公称排量 q=5ml/rev
额定转速 n=1500r/min
使用介质 30#液压油
二.运动分析和动力分析
选取柱塞直径 d=10mm,柱塞分布圆半径R=14mm, 斜盘摆角γ=18°, 柱塞数Z=7
1.柱塞的最大行程:
L max=2RtgrCosωt=2×14×tg18°=9.1mm
2. 柱塞相对于缸体运动的最大速度:
V max=RωtgrSinωt
=14×(2×1500Л/60) × tg18°
=714.54mm/s=0.71m/s
3.塞运动的最大加速度:
a max=Rω2tgrCosωt=14×(2×1500Л/60)2×tg18°
=112239.01mm/s2=112.24m/s2
4.角速度: ω=2πn/60=2π×1500/60=157.1(1/s)
三.排量和流量
1.理论排量:q=1.57RZd2tg18°=1.57×1.4×12×7×tg18°=5ml/rev
2.理论流量: Q t=nq=1500×5/1000=7.5l/min
四.功率和扭矩
1.输入功率:N=P Q /612η总=320×7.51/(612×0.87)=4.13KN
2.输入扭矩:M=102N/ωηm=102×4.13/(157.1×0.95)=2.82kgf/m
五.缸体配流盘的平衡设计
1. 设计方法:采用剩余压紧力设计法
2.
选取缸体和配流盘腰形槽中心
直径 28,腰形槽宽度可取为柱塞直径的
１３～１
2,配流盘内外密封带的宽度可取为柱塞直径的１10～１5
,根据测绘,初步确定缸体与配流盘的配流尺寸（配油盘如右图）: R 1=0.975cm R 2=1.2cmm R 3R 4=1.8cm
3. 缸体配流盘的受力分析
a. 在三个柱塞压油时的压紧力与推开力 压紧力F
压=3×πd
2
4
p=3π×12×320/4=753.98kgf
推开力F 推=c π4
{(R 42-R 32)/ln(R 4/R 3)-(R 22-R 12
)/ln(R 2/R 1)}P =0.8π
4
[(1.82-1.62)/ln(1.8/1.6) -(1.22-0.9752) /ln(1.2/0.975)]×320
=0.8π4
(0.68/0.118-0.49/0.21)×320=689.64kgf c —考虑压油腔包角及一个柱塞刚跨入压油腔时的包角,选取三柱塞时C=0.8,四柱塞时C=1.05
压紧系数:M=F 压/F 推=753.98/689.64=1.09 剩余压紧力:F 剩=753.98-689.64=64.34kgf b. 在四个柱塞压油时的压紧力与推开力
F 压 =4/3×753.98=1005.31kgf
F 推 =C /C ×F 推=1.05/0.8×689.64=905.15kgf 平均剩余压紧力:
平均剩余压紧系数:M 均=F 压 /F 推 =1005.31/905.15=1.11 平均剩余压紧力:F 剩均=F 压 -F 推 =1005.31-905.15=100.16kgf
M≥1.0～1.1可以保证缸体与配流盘之间不脱开
四.滑靴的设计计算(滑靴如右图)：
1.设计方法:采用剩余压紧力设计法
2.受力分析:
柱塞产生的液压压紧力
F压=πd2/4×P=π×12/4×320
=251.33kgf
选取密封带内径d1=8mm,密封带外
径d2=12mm
滑靴底面液压推开力
F推=π/4[(d1+d2)/2]2PCosα
=π/4[(0.8+1.2)/2]2×320×Cos18° =239.03kgf
压紧系数:M=F压/F推=251.33/239.03=1.05
剩余压紧力:F剩=251.33-239.03=12.3kgf
M≥1.0～1.1可以保证滑靴与斜盘之间不脱开
五.缸体强度计算
1.求出两缸孔之间的最小壁厚
β=[360°-4Zsin-1(d/4R)]/18
=360°-4×7sin-1(10/(4×14))
18
=(360°-288.02°)/18=4°
δ=2Rsinβ=2×14×sin4°=1.95mm
为考虑安全起见,本缸体仍采用厚壁筒
计算法,其最大应力
σ=0.1(d/2)2+1.3(d/2+δ)
2
(d/2+δ)2-(d/2)
2
×p
=0.1(1/2)2
+1.3(1/2+0.195)
2
(1/2+0.195)2-(1/2)
2
×320
=0.025+0.6280.48-0.25
×320=905.5kgf/cm 2＜[σ]=800kgf/cm 2
2. 传动轴强度校核
(1)花键挤压应力σ=M
XZFD
cp
/2
= 2.82×100
0.8×4×[(1.5-1.17)/2-0.05]
×2.1×(1.5+1.17)/4
=546.68kgf/cm 2＜[σ]=2000kgf/cm 2 式中：M-轴传送扭矩
X ＝0.8应力不均匀系数 Z-花键齿数
F-齿侧面积F ＝（D B －d b 2-C ）×L i （C-花键倒角，L I 花 键长）
D CP ＝D B －d a 2花键齿中径 (2)轴的强度计算 b-b 截面的扭应力
τb =ＭＷ= 2.82×100
π/(16×1.17)×(1.174
-0.834
)
=1201kgf/cm 2＜[τb ]=1500 kgf/cm 2 c-c 截面的扭应力 τC =ＭＷ= 2.3×100π/16×1.1
3
=1079kgf/cm 2＜[τC ]=1500kgf/cm 2
2.5CY14-1B-111传动轴符合5CY14-1B 传动轴的设计要求，故可以
借用。

六.中心弹簧的计算
1.缸体和配流盘之间,滑靴和斜盘之间接触比压均应大于 1.0 kgf/cm2,
以防止泵吸入时密封面漏气。

2.使柱塞和滑靴回程的回程力:
泵在自吸时,低压的柱塞受以下力的作用:
a.柱塞和滑靴的惯性力,其最大值为
W=G/g×Rω2tgγ
=(0.011+0.0026)×9.8/9.8×0.014×(2π×1500/60)2×tg18°
=1.8N
其中:滑靴0.003kg 柱塞0.013kg
G-柱塞和滑靴的总重量kgf
g-重力加速度
f-柱塞对钢壁的磨擦系数,取f=0.08
△p-自吸时低压区柱塞两端的压力差
ω-缸体角速度
R.d-分别为柱塞分布圆半径1.4cm 柱塞直径1cm
b.柱塞和滑靴离心力对缸壁的磨擦力：
F f=G/g×rω2f
=0.016×9.8/9.8×0.014×（2π×1500/60）2×0.08
=0.45N
C. 柱塞两端压力差产生的轴推力：
根据自吸能力的标准,为125mmHg,即△p=125/760=0.164Kgf/cm
F△P=π/4×d2×△p=π/4×12×0.164×9.8 =1.26N
故一个柱塞需要最大的回程力为：
F z=W1+F f+F△p=1.8+0.45+1.26=3.51N
若中心弹簧的预压力为F S则F S≥ZF z=7×3.51=24.57N
3.泵空载时,中心弹簧的预压力必须能克服柱塞离心力F S对缸体产生的
倾复力矩。

F a=G/g×R×ω2=0.016×9.8/9.8×0.014×（2π×1500/60）2=5.5N M Z=Z/2×F a×R×tgγ
=7/2×5.5×0.014×tg18°=0.088N.m
则中心弹簧的预压力要防止缸体转动
F S≥M Z/r k≥0.088/0.021=4.19N r k缸体外径(半径)=21mm
4.中心弹簧的预压力必须能防止滑靴离心力引起滑靴的倾斜。

F S=ZF z≥ZF a e a/（h a tgγ+r c）Cosγ
=7×5.5×0.003/[(0.006tg18°+0.006)Cos18°]
=15.27 N
r c滑靴大圆半径R6mm
e a滑靴重心至柱塞球心距离≈3mm
F a滑靴的离心力
h a球心至滑靴端面距离6mm
所以,斜盘泵中心弹簧的预压力按上述四个条件,选择其中最大值作为弹簧设计的依据。

选取中心弹簧工作力: F S≥ 24.57N
从以上的弹簧设计工作力说明:2.5CY14-1B油泵的中心弹簧的弹簧力F=111.83N符合5MCY14-1B中心弹簧的弹簧力的设计要求。

参考书目录
雷天觉液压工程手册北京理工大学出版社 1998年12月
徐绳武 250SCY设计计算书济南铸锻机械研究所 1976年11月
徐灏机械设计手册机械工业出版社 1992年9月。