数字控制压力泵的研究与设计论文报告.doc

1、1引言现今，在许多工业领域经常会用到恒压控制，如冶金、矿山机械中有一类液压执行元件，其长年处在工作环境下，油液一直处于压缩状态，在这种环境下不免会产生内、外泄漏；同时液压缸的工作负载也不可能一直是一个比较理想的稳定值，上述影响会使得液压缸的工作压力产生下降和波动，结果不能满足工作要求，如果要解决以上问题，其常规的方法就是通过在液压泵出口并联一个溢流阀给执行元件补油，或者采用减压阀来达到出口压力恒定的目的，如图1.1所示：图1.1 采用减压阀和溢流阀的恒压控制回路图然而，由于这些液压执行机构都是长年工作的，如果用泵一直供油，这会造成相当大的溢流损失。此外该方法对于一些控制压力较小的场合如2bar

2、以下的恒压控制却是做不到的，因为溢流阀或者是减压阀一般最小的调定压力都比2bar来的大。如今，除了采用以上减压阀或溢流阀的方法来实现恒压控制外，在液压领域中还有一种机液式的恒压泵，它也可以做到对系统进行恒压控制，图1.2是该机液恒压泵的原理示意图：图1.2 恒压泵原理示意图从图中我们可以知道该恒压泵是采用柱塞泵作为主泵向液压缸供油，配油盘上有排油窗口和吸油窗口从而对柱塞泵的吸压油进行控制，斜盘有一个初始倾角，柱塞的头部始终贴住斜盘作平面运动。当缸体带动柱塞旋转时，柱塞在柱塞腔内做直线往复运动。柱塞的伸出，腔容积增大，腔内吸入油液，称吸油过程。随着缸体旋转，柱塞缩回，腔容积减小，油液通过排油窗排

3、出，称排油过程。缸每转一周，各柱塞腔有半周吸油，半周排油，缸不断旋转，实现连续的吸油和排油。通过改变斜盘的倾角就能对柱塞的行程进行控制，倾角越大，该柱塞泵的排量越大，当倾角为零时该柱塞泵对系统不供油。随着柱塞泵对系统不断的供油，液压执行元件内压力在逐渐增大，从该液压执行元件的工作腔引一路控制油路使其作用在反馈液压缸的活塞上，该活塞杆顶在斜盘上，其推力与弹簧力进行比较，使得斜盘的倾角减小，从而使柱塞泵的排量减小，当压力达到一定值后，反馈液压缸的推力与弹簧力平衡使得斜盘的倾角减小至零，使系统进入保压状态。由于此时柱塞泵对系统没有供油，柱塞头部与斜盘之间的摩擦力很小，电动机一直在做几乎无负载情况下的

4、空转，所以其功耗极小。此后，当液压缸工作腔压力减小，该恒压泵的配油盘的倾角从零逐渐增大，恒压泵又继续向液压缸供油直到液压缸工作腔压力恢复到调定值。然而，通过对该恒压泵的结构进行分析可以看出，该泵采用的是设定弹簧力来调节系统的负载压力，它没有溢流损失，在保压阶段电机功耗小。但是由于该恒压泵的控制精度完全由弹簧所决定，所以其压力控制的精度也不高，而且它也不能对低压系统进行控制，此外由于其采用是机械反馈其结构比较复杂，同时它和采用溢流阀的方案一样不能实现对系统的变压控制。从以上的几个例子我们可以发现，当今对于压力控制方面较多采用的还是机械式的控制方式，而对于数字式的压力泵却十分的少见。因此，本项目就

5、是为了研制一种新型的数字式压力控制泵，它将是一种结构较简单的容积式控制的控制器主体，并采用微机控制的机电一体化产品。它是通过控制器对步进电动机输出转角、转速的控制来实现泵的容积改变。由于是通过控制器直接控制泵体的输出，要做到对执行元件压力、流量的控制只要改变对步进电动机所发脉冲数或脉冲频率就能实现，如要实现变压力或变流量只要按照预设的程序向步进电动机发脉冲既可。对于整个液压系统而言，因为达到了泵对执行元件的直接控制，省去了许多控制阀，回路变得简单多了。另外，因为步进电动机步距角较小，可以使泵体在单位脉冲下的容积改变量很小，这对于需要精密控制以及低压控制的场合是非常适宜的，如要做到更精密的控制也

6、可对步进电动机采用细分驱动的方式，其输出转角可以更加小，从而就能达到精确控制的要求。2实验研究2.1 对恒压控制的原理研究在我校液压实验室里有我们课题组初步研制的一台柱塞式数字泵，通过它我们既可以对流量控制进行研究也可以对压力控制进行研究。当该数字泵作为压力泵时其主要是由一个泵主体；机械传动机构；步进电机；压力检测装置；控制系统这几个部分组成，系统总体结构图如图2.1所示：图2.1 系统总体结构图该数字泵的主泵结构是一个柱塞式的液压缸，其结构原理如图2.1所示。它利用一个单作用的活塞缸和另一个单作用的拄塞缸配合，进行差动作用，当缸体运动时一个压油的同时另一个正好在吸油，这样对外实现了连续的供油

7、。 图2.2 拄塞式结构原理图当进行压力控制时，控制系统控制步进电动机来回转动，带动滚珠丝杠旋转，通过丝杠与丝杠螺母的转换将电机的转动变为直线运动，由于丝杠螺母与缸体是固定连接的，所以柱塞缸的缸体产生前后运动形成了容积变化，从而实现了对系统供油。控制系统通过压力检测装置测量的系统压力值来判别系统的压力是否符合要求，若系统压力比设定的值小，则控制器控制泵体继续向系统供液。若系统压力比设定的值大了，那么控制器控制泵体将系统的油液反抽回来直到压力回到设定值。在做恒压控制实验时，我采用了以压力继电器作为该系统中的压力检测装置，它是通过负载压力与继电器中的弹簧力进行比较，当压力与弹簧力相等时压力继电器常

8、开触电闭合从而向系统发出一个电信号。图2.3是该恒压实验的回路示意图：图2.3 恒压控制实验按照该回路我在该数字泵的供油口接一节流阀、压力表以及压力继电器，将压力继电器压力输入口接在受控容器的附近，而其信号输出端接至控制系统的压力信号输入口。然后我将节流阀闷死，将压力继电器调定在2Mpa左右。电机运行后数字泵就对受控容器进行冲液，当受控容器与管道内充满油液后观察压力表可看到，压力在逐渐上升，当压力值升到调定值2Mpa时压力继电器的触点闭合，控制器收到信号后使泵体停止运行，此时进入保压阶段，当将节流阀阀口缓慢打开一点后，观察压力表指针可看到指针只要有稍微的下降大约在12bar左右，压力泵又继续开

9、始对系统加压了，直到压力再次升至调定值2Mpa时，电机又再次停止运行进入保压阶段。通过这个实验证明该数字压力泵已能达到恒压控制的功能，然而通过该实验可以看到还存在以下几个问题：第一，充液不连续。因为我所用的吸油管道是透明的蛇皮管，所以可以清楚的观察该泵的吸油情况，在数字泵向系统冲液时，我发现有一腔原本应该吸油的却不在吸油，经过反复思考，发现该数字泵采用的是拆装阀的构思，即利用充液阀和单向阀进行配合使用来控制一个工作腔，两个腔用两组,从而实现对两腔的吸压油控制，如图2.4所示：图2.4 采用拆装阀的配油机构根据考证原来是因为充液阀在压油过程的初期没有能及时的关闭阀口，造成油液倒灌到另一个正在吸油

10、的工作腔里，如图2.5是该充液阀的结构示意图： 图2.5 充液阀结构由于该充液阀是通过弹簧力来实现打开和关闭阀口的，由于我们的进油口直接接油箱，进油口压力接近是大气压，所以该充液阀的弹簧不能太硬，否则会造成吸油条件差不能吸油充分，但是弹簧软了，也就是刚度K小了，根据公式: （2.1）A为充液阀有效作用面积；mt为充液阀阀芯质量；BP为粘性阻尼系数；K为弹簧刚度；X为阀芯位移；其拉氏变换氏为： （2.2）整理得： （2.3）所以，当K减小后会使得固有频率下降，而系统响应时间，由于的下降造成了响应时间的增大，阀口关的慢了，此外由于充液阀的关闭是靠弹簧的恢复力来实现的，一旦导向不好会使得充液阀关闭时

11、阀口与阀座不同心产生间隙。所以采用弹簧的充液阀结构既不能达到动作迅速又不能做到阀口的彻底关死。考虑到因充液阀不能关死，借鉴电磁换向阀的原理，我设计一套电磁力拉杆结构，通过电磁铁的牵引力将充液阀的阀口强行关闭。如图2.6是该结构的示意图：图2.6 电磁力拉杆结构经加工后装在原来的泵体上，经过实验证明，其阀口关闭效果比拆装阀好的多，对此我进行了一次空载实验，所测数据见表2-1，从表格中可看出其实际输出容积与理论容积相差在1mL左右，同时通过绘制其流量频率曲线如图2.7，可以发现其线性度较好。表 2-1 实验数据每分钟脉冲个数n实际容积V1/ mL理论容积V2/ mL时间t/s流量Q/（ mL/s）

12、流量增量Q/（ mL/s）18000075.576.644.881.6816000075.576.650.281.500.181400007676.656.911.340.161200007676.665.881.150.191000007676.678.580.970.18800007676.697.330.780.19600007676.6128.850.590.19400007676.6191.850.400.19图2.7 流量频率曲线第二，控制精度较低。通过实验可以发现该数字泵的控制精度在12bar左右，这是因为压力检测装置所采用的压力继电器仍然是用弹簧力与液压力进行比较，弹簧本身就存

13、在回程误差，所以其精度是十分有限的，它只适用于一般的低精度场合，但如果采用了压力传感器作为压力检测装置，那么其控制压力的精度将得到很大提高。倘若选择的压力传感器在低量程时的灵敏度也较线性的话，则该数字泵就能对低压系统进行控制了。第三，可控制压力点较少。由于压力继电器仅仅只是一个开关信号，所以它只能对采集一个压力值，当需要对系统进行多点压力控制时则需要多个压力继电器，这会使整个系统十分复杂。倘若采用压力传感器的话，由于它可以在一定的采样频率下，不断的对系统进行压力测量，所以使整个控制系统结构简单的多，而且也更适合于将来的变压控制的场合。2.2 控制系统的研究与分析 因为本次设计中配油机构所用到的

14、电磁铁为便于控制，我决定采用直流电磁铁。但因直流电磁铁从得电到吸合需要将近0.10.2秒的吸合时间比交流电磁铁的吸合时间要来的长，所以控制系统设计时应使电磁铁在两工作腔换向前得电，这样就可以使得阀口关闭与换向同步，在实验中我正是用两个行程开关来分别控制缸体换向与电磁铁得电，在缸体运动时挡块先碰到控制电磁铁的行程开关使电磁铁得电再碰到换向开关使缸体反向运动，当改变两行程开关之间的距离则就能调节电磁铁的得电快慢。但由于用了两个行程开关，结构显得十分繁琐，在今后的控制系统设计时，我可以利用软件编程来实现这个目的。 此外由于采用的是两个工作腔之间的吸压转换来实现连续供油，即一个工作腔吸油的同时另一个工

15、作腔负责输出油液，这两个工作腔在吸压转换时，原来负责吸油的一腔转为压油，由于该腔油液刚刚开始压缩，工作腔压力小于系统的压力，这样就不免会产生压力波动，所以在两个工作腔进行吸压转换时应使缸体有一段加速过程，从而来使刚进入压油过程的一腔能快速的跟上系统压力，达到快速响应，这样就减小了对系统的影响。3数字控制压力泵设计3.1 主要设计参数根据要求该泵的每个行程的排量为100mL；输出脉冲当量为1mm3/脉冲；额定压力为6.3Mpa。3.2 预期目标由于我在设计之初针对本次项目的一些相关问题进行了多次的实验，通过总结其中的经验教训，我认为在此次设计过程中主要要达到以下几点标准：首先，该泵在实现对系统负

16、载恒压控制的前提下也能进行变压控制，如三角波控制。第二，对于整个机械本体而言应尽量避免泄漏。第三，对于控制系统而言要实现操作灵活，控制精度高，通过压力传感器所采集到的实测系统压力值能够动态显示。3.3 数字控制压力泵机械结构设计3.3.1 压力泵主体结构设计（1） 缸体和油路结构的确定A 双杆活塞式结构的确定和内设油路的布置因为本课题针对的是需要持续压力控制的系统，要具有小位移量、可连续变量、响应速度快、数字式控制的特点。对于采用容积式的控制主体而言一般有柱塞式和双杆活塞式两种结构，第一种，是柱塞式的结构，其结构原理如图2.1所示。它利用一个单作用的活塞缸和另一个单作用的拄塞缸配合，进行差动作

17、用，当缸体运动时一个压油的同时另一个正好在吸油，这样对外实现了连续的供油；第二种，是双杆活塞的结构，即利用双杆活塞缸的两个工作腔来实现对液压系统的连续供油。通过调节活塞的位移量从而改变容积来实现对液流的压力控制。通过本次设计初期的实验研究，由于拄塞式结构在制造方面存在一定的难度，其在同一垂直平面内活塞杆、柱塞杆以及滚珠丝杠这三根轴要保证较高的位置精度以及与安装面的同轴度是较难达到的，同时也会增加制造成本。而对于双杆活塞缸结构则正好相反，只有滚珠丝杠与活塞杆两根工作轴的形位精度，这点在加工和安装成本上显得比柱塞式有利的多。所以我决定选用双杆活塞式的结构。此外，考虑到应尽量使两工作腔的容积对称这个

18、问题。因为根据压力公式：P= -V/（*V），如果两个工作腔的容积不对称，即V不同，那么就会使得在相同脉冲当量1mm3/脉冲下容积变化所产生的压力差P有所不同。另外，由于要实现连续的供油所以还需要安装一个配油机构以便实现对工作腔在吸油和压油过程中不同的油路分配，因为双杆活塞式相当于是两个缸的组合，所以每个缸都要一个配油阀，为使得结构简单，可以将两个配油阀做在一起安装于一侧。所以采用如图3.3所示的油路结构：图3.3 双杆活塞缸结构原理图B 缸盖与缸筒联接方式根据液压设计手册上的介绍，缸盖与缸筒的联接方式有焊接型、拉杆型、法兰型等形式，根据此次的设计要求，每个行程的排量为100mL、输出脉冲当量

19、为1mm3/脉冲以及额定压力为6.3Mpa。可见该缸体行程不是很大。所以我选用拉杆式的联接，因为其结构简单，制造和安装均较方便，缸筒一般采用内径经过珩磨的无缝钢管，按行程要求的长度切割。这类结构通常适合于行程小于1.5m,缸内径小于250mm,额定工作压力PN小于20Mpa的场合。 C 缸筒根据机械设计手册常用工程材料的介绍，决定选用35号钢8级精度的液压专用无缝钢管作为本次设计中缸筒的材料。缸筒强度验算：试取壁厚t=5mm,缸筒内径D=63mm;此外，根据设计要求额定压力为6.3Mpa的规定以高出额定压力一倍12Mpa来验算缸筒强度。根据主应力计算公式： = （3.1）= （3.2）代入计算

20、得： = = =37.8Mpa = = =75.6 Mpa按照主应力规定：1 =75.6 Mpa2 =37.8 Mpa3 = 0 Mpa由于选用35号钢作为缸筒材料，其材料屈服强度s =320 Mpa；取安全系数为2，因此缸筒材料的许用应力 = s /2 = 160 Mpa。因此材料属塑性材料，所以根据第四强度理论：= （3.3）代入计算得：= 65.475 Mpa =160 Mpa所以，该缸筒材料满足强度要求。此外，因为额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生： pn =(0.350.42)prl （3.4） prl =2.3slg （3.5）pn 为工作压力

21、；prl 为缸筒发生完全塑性变形的压力；D1为缸筒外径，其值为（63+5*2）mm，即73mm。代入计算得：prl = 47 Mpa pn = (16.519.7) Mpa根据设计要求，额定压力是6.3 Mpa，满足pn = (16.519.7) Mpa 的要求。D 活塞及活塞杆的尺寸确定根据设计参数输出脉冲当量为1mm3/脉冲的要求对活塞及活塞杆的外形尺寸进行确定。由于在活塞杆内要并行钻两条油路，为保证一定的通流能力且两条油路应尽量远离以免对引出口处的密封有所干扰，所以两条油路直径在10mm左右，间距也在10mm上下。同时为使活塞杆有一定的刚度，应保证有一定的壁厚，一般大于40mm左右。试取

22、丝杠导程为4mm/r，又因为本设计中缸体的运动相当于是精确进给运动，所以选用二相或四相的步进电动机，对于三相步进电动机一般适宜用在传动方面。试取步进电动机步距角为1.8度。同时，为达到精密控制，采用细分驱动方式，细分数为20，则单位脉冲下步进电机的输出角度为0.09度。所以活塞有效面积A为：A = （输出脉冲当量 1mm3/脉冲） / （泵体直线位移 mm/脉冲） （3.6）泵体直线位移 Xmm/脉冲为：X = *4mm = 1*10-3 mm/脉冲代入计算得：A = 1mm3/脉冲 / 1*10-3 mm/脉冲 = 1000mm2所以活塞有效面积A为1000mm2。根据缸筒内径D=63mm，

23、确定：活塞直径D1 =63mm。又因为活塞有效面积：A = （D1 2 D2 2 ） （3.7）D2为活塞杆直径 ；A为1000mm2 计算得活塞杆直径为： D2 =51.92 mm取活塞杆直径D2为52 mm。E 缸体内动、静密封问题对于缸盖与缸筒的静密封采用O型橡胶密封圈是较适宜的，而活塞与缸筒内壁以及活塞杆与缸盖之间的动密封则不适宜选用O型橡胶密封圈。对于此类动密封现今在液压领域常用到格来圈和斯特封。此类密封圈主要由二个元件所组成，一个是由聚四氟乙烯材料制成的特康密封圈和一个O型圈。如图3.4所示。聚四氟乙烯材料具有杰出的优良综合性能：耐高温，耐腐蚀、不粘、自润滑、优良的介电性能、很低的

24、摩擦系数。图3.4 格来圈格来圈通常为活塞用密封圈，是由合成橡胶质的O形密封圈与填充聚四氟乙烯质的方形密封圈的叠加使用构成的，依其本身的变形对密封表面产生较高的初始接触应力，阻止无压力液体的泄漏。液压缸工作时，压力液体通过O形密封圈的弹性变形始最大限度地挤压方形密封圈，使之紧贴密封表面而产生较高的随压力液体的压力增高而增高的附加接触应力，并与初始接触应力一起共同阻止压力液体的泄漏。图3.5是格来圈与活塞的安装结构示意图：图3.5 格来圈与活塞安装结构示意图斯特封通常为拉杆用密封圈，是由合成橡胶质的O形密封圈与填充聚四氟乙烯质的特殊形状：矩形梯形的密封圈所组成的，其密封作用及密封机理与格来圈一样

25、。依其本身的变形对密封表面产生较高的初始接触应力，阻止无压力液体的泄漏。液压缸工作时，压力液体通过O形密封圈的弹性变形始最大限度地挤压方形密封圈，使之紧贴密封表面而产生较高的随压力液体的压力增高而增高的附加接触应力，并与初始接触应力一起共同阻止压力液体的泄漏。图3.6是斯特封与活塞杆的安装结构示意图：图3.6 斯特封与活塞杆安装结构示意图3.3.2 配油机构设计（1） 结构设计 A 锥阀的确定及阀芯、阀座选材要求 阀芯与阀座的密封形式一般有两种：一是球面密封，可以在市场上买现成的高精度的钢球直接作为阀芯，球面的某一位置与阀座靠外力压紧配合构成线密封，新的钢球与阀座经过多次的压紧配合后，钢球与阀

26、座所构成的密封性越好。但是它也有其致命的缺陷，由于钢球是一个球面它会随机的转动使得原本配合较好的接触面因球体转动又重新变回新的钢球与阀座时的状态了；第二种就是采用锥密封，它不存在球阀的回转问题，锥面角度可根据需要进行加工，灵活性较大。我通过对现今市场上销售的锥阀的分析以及参阅相关液压设计手册中锥阀的设计介绍，发现一般在设计锥阀时，阀座的锥角应该比阀芯略大510度。如图3.7所示：图3.7 阀座与阀芯的锥角关系这是因为锥密封还是采用的是线密封的原理，但因为阀芯与阀座采用两种不同的材料，阀芯一般用高硬度的合金钢而阀座则采用软一点的材料，有的可以用生铁或球墨铸铁。当阀芯与阀座形成密封时通过压紧力使得

27、阀芯相对于阀座有一个往下的趋势。由于阀座材料较软，经过几次的压紧配合，阀座与阀芯接触的一圈会逐渐的下移使得阀座锥角一点一点的减小接近阀芯，通过这样配合的锥密封，其密封性很好，而且锥阀不会旋转，两接触面会随着一次次的压紧而配合的更好。B 阀芯平衡问题及其解决方案如果采用一个带两边锥面的阀芯，阀芯的动作由电磁铁推力和弹簧力进行控制，同时在其两边通入压油腔和吸油腔对缸体的吸压油进行控制的话，势必会带来这样一个问题，当阀芯处在压油状态时，由于受到油液的压力使得阀芯被强行顶死在低压腔一边的阀座上，如图3.8所示：图3.8 未平衡的梭阀结构这种状态下等到泵体要换向吸油时会因打不开吸油通道而出现空穴现象。所

28、以一定要使阀芯所受的合外力只有弹簧力和电磁力，那么才能有效的控制阀芯的动作。因此对于作用在阀芯上的液压力应尽量使其平衡掉，一般可以采用外平衡，或者是内平衡的方式如图3.9所示： 图3.9 采用外平衡和内平衡的锥阀结构从图中可以看出外平衡是将液压力作用在阀芯的外侧两端面上，使整个阀芯受到挤压力，但就阀芯而言这只是内力其所受的合外力却为零。对于内平衡则是将液压力作用在阀芯的两内侧面上，整个阀芯受到的是向外的张力，同样其所受的合外力也是为零。由于外平衡需在阀体内另设一条平衡回路，在结构方面比较复杂，所以采用内平衡的方式比较合理。C 改进换向时高压腔与低压腔连通所带来的内泄漏问题的措施由于在换向的那一

29、刻阀两边的高压腔与低压腔连通带来了瞬间内泄漏。所以对于本次设计中的配油机构我想不但要利用锥阀的较高的静密封性能，同时还要使阀芯在换向时达到快速动作或借鉴叶片泵中眉毛槽的原理来减小因在换向的那一刻高压腔与低压腔连通所带来的内泄漏，否则会出现压力和流量损失，而且随着负载压力的增大损失现象越明显。因此，对于本次的配油机构的设计，一定要使得在确保泵有足够的自吸能力和静密封的前提下来适当减低因吸压转换瞬间所带来的压力及流量波动。因此为减低因吸压转换瞬间所带来的压力波动，在吸油口再设一个阀口，其结构如图3.10所示，该图左侧是配油机构的结构图，中间一幅图就是辅助阀的结构图，右侧是该辅助阀的阀口动作示意图：

30、图3.10 配油机构从右侧的该阀阀口动作示意图可以看出，当阀芯向下运动时，阀口的通流面积的减小成加速关闭趋势。这就能改善因高压腔与低压腔在换向时阀口关闭动作过慢所带来的因换向而产生的内泄露问题，适当减低了因吸压转换瞬间所带来的压力及流量波动。同时在设计时为保证有足够的通流能力，应使其最小通流面积在20mm2 左右。此外，为减小吸压转换瞬间所带来的压力波动还可以在系统中增设一个蓄能器或加大系统容积的方法，根据对油液压缩性公式P= -V/（*V）的研究，可以发现，如果当系统容积V相比体积变动量V要大的多，那么在换向时V的波动所引起的压力下降P会较小，所以在系统液压回路里增设一个蓄能器或原本液压系统

31、的管道较长初始容积较大的话，该数字压力泵的换向压力波动问题能得到一定的缓解。这点我在实验中也得到了证明。（2） 验算该配油机构的自吸能力根据流量公式：Q=CdA0 （3.9）Cd为流量系数，对于紊流，=0.600.61，取Cd=0.60；A0为通流面积，取最小通流面积A0=20mm2；P为压力差，当缸体吸油时该工作腔形成真空而进油管道连大气压，所以P=1bar，但考虑到管道存在沿程损失，因此取P=0.5bar；为油液的密度，取其值为900Kg/m3；代入计算得：Q= =0.759L/min由于步进电机的最大脉冲频率设在4000步/秒，每步转角0.09o ，根据滚珠丝杠的导程为4mm/r而活塞有

32、效面积A为1000mm2，从而可以得出该数字压力泵吸压油最大流量为4000 mm3/s即0.24 L/min小于0.759L/min，所以该配油机构的自吸能力是足够的。（3） 阀芯所用密封圈考虑到O型密封圈一般只适用于静密封，而像Y型密封圈这类橡胶材质的密封件由于其摩擦阻力较大，且有低爬问题，所以在此次设计的阀芯用密封件我决定采用摩擦阻力较小且密封性较好的聚四氟乙烯材料制成的特康密封圈。一般可以采用小型号的活塞用格来圈，型号为10x5.1x2.2。但通过到市场上购买，发现该尺寸的格来圈很难购买到，如果要订购成本很高，所以选用拉杆用斯特封作为阀芯的密封件，其型号为10x17.5x3.2。（4）

33、弹簧的选择 根据机械设计手册中弹簧的相关资料，对此次设计中配油机构所用到的弹簧进行选择计算和稳定性验算。最小工作载荷P1： 由于配油机构中采用的是锥阀，它是通过压紧力使得阀芯强行配合在阀座上，所以其密封性能的好坏也是有压紧力的大小所决定的。因此取压紧力在1520N。此外，因阀芯要克服密封圈所带来的摩擦阻力，所以定弹簧的最小工作载荷为： P1=30N。最大工作载荷Pn： 考虑到弹簧因压缩所产生的附加弹性力，所以定弹簧的最大工作载荷为： Pn=40N。弹簧外径D2：根据结构的限定： D2=1.12 Pn，因此Pj=1.12*40N=44.8N。弹簧材料直径d及弹簧中径D与有关参数：根据Pj与D条件

34、查机械设计手册弹簧资料得：钢丝直径d=1.2mm；弹簧中径D=12mm；工作极限载荷Pj=47.6N；工作极限载荷下的单圈变形量f =3.980mm；单圈刚度Pd=11.9N/mm。有效圈数n： n= （3.10）代入计算得：n=2.38 取标准值n=2.5圈总圈数n1：n1=n+2=4.5圈重新验算弹簧刚度P：P=4.76N/mm工作极限载荷下的变形量Fj：Fj=n*fj （3.11）代入计算得：Fj=n*fj =2.5*3.980 =9.95mm。节距t：t= （3.12）代入计算得：t= =5.18mm。自由高度H0：H0=n*t+1.5d （3.13）代入计算得：H0=n*t+1.5d

35、=2.5*5.18+1.5*1.2=14.75mm 取标准值H0=15mm。弹簧外径D2：D2=D+d=12+1.2=13.2mm。弹簧外径D1：D2=D-d=12-1.2=10.8mm。螺旋角： （3.14）代入计算得：=7.824O 。展开长度L：L= （3.15）代入计算得：L=171mm。最小载荷时的高度H1：H1= H0- （3.16）代入计算得：H1= H0-= 15-=9.697mm。最大载荷时的高度Hn：Hn= H0- （3.17）代入计算得：Hn= H0-= 15-=6.597mm。极限载荷时的高度Hj：Hj= H0- （3.18）代入计算得：Hj= H0-= 15-=5.0

36、92mm。实际工作行程h：h=H1-Hn=8.697-6.597=2.1mm21mm。弹簧工作范围：=0.636；=0.848。高径比b：b=1.25；根据机械设计手册得be=0.29，所以X1 =0.4，Y1=2.1；=0.299e=0.29，所以X2 =0.4，Y2=2.1；确定计算动负荷P：P1 = X1 Fr1 + Y1 Fae =14212NP2 = X2 Fr2 + Y2 Fae =14012N 所以取计算动负荷P= P1 =14212N计算轴承寿命：Lh=() （3.25） 根据机械设计手册选用圆锥滚子轴承其=10/3；同时轴承工况是轻微冲击fp取1.2；温度系数ft为1.0；转

37、速n为30 r/min；代入计算得：Lh=6219h。径向当量静载荷：Por = 0.5 Fr1 + Y0 Fae =8787.5N计算轴承静载荷时的寿命：Lh=()=33905 h。（3） 联轴器的选择在本次设计中泵体的运动是一个精确的进给运动，因此对于联轴器而言应达到传动时无间隙能实现精确定位，此外在回转传动时还应尽量避免有死区的存在。要实现精确定位要求传动必须有足够的扭转刚度，也就意味着必须采用刚性联轴器，但绝大多数的刚性联轴器又往往不能减振。通过在市场上调研发现现今有一种新型的GS系列联轴器，它是一种高精度曲线爪形联轴器，图3.13是带胀紧套的GS系列联轴器：图3.13 胀紧套式GS联轴器它采用三位一体的设计，安装简捷方便。弹性体在预压条件下安装完毕，在预应力作用下保证联轴器无间隙、无回转的传动。其独特的刚性和减震性能极大地改善了传动系统的动态特征。GS系列曲线爪形联轴器的弹性体为平齿型弹性体，在强压情况下也能产生很好的刚性。弹性齿可有效补偿安装误差，弹性体的曲线爪形脚和实心结构是的联轴器有承受高速的能力，同时径向的内加强圆形支撑可避免高速运转时产生过大的弹性变形。此外，若选用带胀紧套的GS系列联轴器则更能消除在回转传动时死区的存在。因为它不像