直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計(jì)(共61頁)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 前言 液壓傳動(dòng)技術(shù)是一種近代工業(yè)技術(shù)，可以借助導(dǎo)管向任一位傳遞動(dòng)力；可以借助控制壓力油液的流動(dòng)實(shí)現(xiàn)對負(fù)載的預(yù)定控制；可以實(shí)現(xiàn)小型機(jī)械化；可以實(shí)現(xiàn)無沖擊大范圍的無極調(diào)速；可以遠(yuǎn)距離操縱確定運(yùn)動(dòng)部分的位置、運(yùn)動(dòng)方向的變換、增減速度；便于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化等，因而適應(yīng)現(xiàn)代機(jī)械的自動(dòng)化發(fā)展，廣泛應(yīng)用于各個(gè)技術(shù)領(lǐng)域中，象飛行器、各種工作母機(jī)、建筑機(jī)械與車輛、塑料機(jī)械、起重機(jī)械、礦山機(jī)械和船舶等等，均使用著液壓傳動(dòng)，而且應(yīng)用日益廣泛。 由于液壓技術(shù)自身的諸多優(yōu)點(diǎn)，使得液壓技術(shù)的發(fā)展速度非常驚人。尤其是近年來，液壓設(shè)備的年增長率一直遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于其它機(jī)械設(shè)備，許多機(jī)械設(shè)備的傳動(dòng)形

2、式已逐漸被液壓傳動(dòng)所取代。而液壓泵是液壓系統(tǒng)的動(dòng)力元件，是液壓系統(tǒng)中必不可少的一部分。若按液壓泵的結(jié)構(gòu)不同可將液壓泵分為齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵。柱塞泵又分為軸向柱塞式和徑向柱塞式。 目前液壓傳動(dòng)的高壓化發(fā)展趨勢，使柱塞泵尤其是軸向柱塞泵得到了相應(yīng)的發(fā)展。 1 軸向柱塞泵概述 柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，造成密封容積的變化，來實(shí)現(xiàn)吸油和排油。軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、單位功率體積小、重量輕、工作壓力高、容易實(shí)現(xiàn)變量等優(yōu)點(diǎn)。這類泵多用于農(nóng)林機(jī)械、起重運(yùn)輸設(shè)備、工程機(jī)械、船舶甲板機(jī)械、冶金設(shè)備、火炮和空間技術(shù)中。 柱

3、塞泵按其柱塞在缸體孔中排列方式不同，分為軸向泵和徑向柱塞泵兩類。軸向柱塞泵是指柱塞的軸線與傳動(dòng)軸的軸線平行或略有傾斜的柱塞泵，而徑向柱塞泵的柱塞軸線與傳動(dòng)軸的軸線互相垂直。 軸向柱塞泵分為直軸式和斜軸式兩種。 1.1 直軸式軸向柱塞泵概況 直軸式軸向柱塞泵是缸體直接安裝在傳動(dòng)軸上，缸體軸線與傳動(dòng)軸的軸線重合，并依靠斜盤和彈簧使柱塞相對缸體往復(fù)運(yùn)動(dòng)而工作的軸向柱塞泵，亦稱斜盤式軸向柱塞泵。 斜盤式軸向柱塞泵的許用工作壓力和轉(zhuǎn)速都較高，變量性能優(yōu)異，且結(jié)構(gòu)緊湊，功率質(zhì)量比大，容積效率高。斜盤式軸向柱塞泵由于泵軸和缸體的支承方式不同，又可分為通軸式和缸體支承式（非通軸式）。其中通軸泵的泵軸需

4、要有足夠的支承剛度，不僅要驅(qū)動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)，而且要保證在承受缸體傳來的側(cè)向力時(shí)不致出現(xiàn)過大的變形。而非通軸泵則在缸體的前端設(shè)置一個(gè)大直徑的專用軸承裝以直接承受側(cè)向力，泵軸只用來傳遞轉(zhuǎn)矩。 相對于其他類型液壓泵，該泵結(jié)構(gòu)簡單、體積小、無極變量、具有可逆性（可作泵，也可作馬達(dá)）、壓力高、噪音低（相對于斜軸式），效率高，制造成本較低，在我國使用較為廣泛。 1.2 直軸式軸向柱塞泵的工作原理 柱塞泵是液壓泵的一種，故先敘述液壓泵的基本工作條件。液壓泵若正常工作，必須具備以下基本條件： 1） 存在密封容積并且發(fā)生變化。密封容積的變化是液壓泵實(shí)現(xiàn)吸液和排液的根本原因。所以，這種泵又稱為容積式液壓泵。

5、 2） 密封容積在變化過程中，分別與吸、排液腔相溝通。 3） 吸液腔與排液腔必須隔開，即不能同時(shí)相互溝通。 4） 油箱內(nèi)液體絕對壓力必須不小于大氣壓力，這是容積式液壓泵能吸液的外部條件。 下面介紹直軸式軸向柱塞泵的工作原理： 如圖1-1所示，直軸式軸向柱塞泵的主要零件有斜盤15，柱塞5，缸體2，配油盤1和傳動(dòng)軸11等。斜盤15和配油盤1固定不動(dòng)，缸體2固定在傳動(dòng)軸11上并通過軸承支撐在泵的殼體內(nèi)。柱塞缸體沿圓周均勻分布有幾個(gè)（一般為奇數(shù)個(gè)）平行于傳動(dòng)軸的柱塞孔，每個(gè)柱塞孔中都裝有柱塞5，柱塞可在柱塞孔中自由滑動(dòng)。配油盤1通過定位銷固定在泵殼體底部，其上的腰形孔分別與泵體上的吸、排油孔相

6、通。 通過某種措施，可以保證每個(gè)柱塞的左端始終緊貼在斜盤表面上（允許柱塞與斜盤有相對滑動(dòng)），并使柱塞缸體的右端面緊靠在配油盤上（允許兩者之間有相對轉(zhuǎn)動(dòng)）。于是，柱塞處在最下端時(shí)，因伸出缸孔尺寸最短，柱塞右端面與缸孔內(nèi)表面圍成的密封工作容積為最小；當(dāng)柱塞運(yùn)行到最上端時(shí)，因伸出缸孔的尺寸最長，柱塞右端面與缸孔內(nèi)表面圍成的密封容積達(dá)最大。 當(dāng)傳動(dòng)軸從軸端看，沿逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞5自下向上回轉(zhuǎn)的半周內(nèi)，既要隨轉(zhuǎn)動(dòng)缸體作圓周運(yùn)動(dòng)，又要逐漸往外伸出，使柱塞底部的密封容積不斷增加，產(chǎn)生局部真空，低壓油經(jīng)泵吸油口、配油盤吸油窗孔吸入泵內(nèi)。柱塞在自上而下半周內(nèi)回轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞在作圓周運(yùn)動(dòng)的同時(shí)，還要逐漸向缸

7、孔內(nèi)縮回，使柱塞底部密封容積不斷減小，高壓油從配油盤的排油窗孔，泵排油孔進(jìn)入系統(tǒng)。傳動(dòng)軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個(gè)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次，完成一次吸油和排油動(dòng)作。 泵軸11與缸體2為花鍵連接，驅(qū)動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)，使均布于缸體中的七個(gè)柱塞5繞泵軸軸線轉(zhuǎn)動(dòng)，每個(gè)柱塞頭部有一滑靴6。中心彈簧8通過內(nèi)套9、鋼球16、壓盤7將滑靴壓緊于軸線成某一傾角并支撐于變量殼體13的斜盤15上。 當(dāng)缸體旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞隨缸體轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)，相對缸體作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，完成吸油和排油工作。中心彈簧8通過外套10將缸體壓緊于配油盤1上，起預(yù)密封作用，同時(shí)又是使柱塞回程的加力裝置。 1.3 直軸式軸向柱塞泵的主要性能參數(shù) 本設(shè)計(jì)給定設(shè)計(jì)參數(shù)如下： 額

8、定工作壓力32Mpa，理論流量34.5(l/min)和額定轉(zhuǎn)速1500r/min。 圖1-1直軸式軸向柱塞泵 Fig.1-1 Straight-axis axial plunger pump 1.3.1 壓力 液壓泵的壓力通常指泵的排液口排出液體所具有的相對壓力值，常用單位為帕（Pa）。 在液壓泵中，常提到的壓力油額定壓力、最高壓力和實(shí)際壓力三種形式。 額定壓力是指根據(jù)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，液壓泵在正常工作條件下所允許的連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)情況下的最大壓力值，即液壓泵銘牌標(biāo)注的壓力值（亦稱公稱壓力），通常用表示。 最高壓力是指根據(jù)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，液壓泵超過額定壓力后所允許的短暫運(yùn)轉(zhuǎn)情況下的最大壓力

9、值，常用表示。顯然，同一臺泵的額定壓力小于最高壓力。液壓泵的最高壓力通常要受強(qiáng)度和密封條件的限制。 實(shí)際工作壓力是指液壓泵在實(shí)際工作條件下，排液口所具有的具體壓力值，簡稱為工作壓力。通常所提液壓泵的壓力就是指實(shí)際工作壓力。 1.3.2 排量和流量 液壓泵的排量是指液壓泵在沒有泄漏情況下，傳動(dòng)軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所排出的液體體積，通常用表示，其單位為L/r或mL/r。液壓泵的排量僅取決于它的結(jié)構(gòu)幾何尺寸，而與泵的工作載荷和轉(zhuǎn)速無關(guān)。 液壓泵的流量是指在單位時(shí)間內(nèi)，液壓泵所排出的液體體積,通常用來表示，其單位為L/min或mL/min。 液壓泵的流量包括理論流量、泄漏流量和實(shí)際流量三種形式。

10、 液壓泵的理論流量是指在沒有泄漏情況下，單位時(shí)間內(nèi)排出液體的體積，通常用表示。若液壓泵的轉(zhuǎn)速為,則液壓泵的理論流量為 （1-1） 圖1-2泵的各種流量與工作壓力之間關(guān)系曲線圖 Fig.1-2 a variety of pump flow and the relationship between work stress curve 可見，液壓泵的理論流量只與排量和轉(zhuǎn)速有關(guān)，而與工作載荷是無關(guān)的。理論流量與工作壓力p之間關(guān)系曲線如圖1-2所示。 液壓泵的泄漏流量是指

11、在壓力差的作用下，經(jīng)泵零、部件之間隙泄漏掉的液體質(zhì)量，通常用表示。泄漏流量包括內(nèi)漏和外漏兩部分，內(nèi)漏是由高壓腔漏到低壓腔部分，外漏是指高壓腔的油液直接漏到回油管路中的部分。通常用泄漏系數(shù)L來表征液壓泵的泄漏程度，其表達(dá)式為 （1-2） 式中 ——泵額定壓力； L——泵泄漏系數(shù)。 通常當(dāng)液壓泵的零件之間隙越大，工作壓力越大，油液黏度越小，則液壓泵泄漏流量就越大。 液壓泵是實(shí)際流量是指液壓泵在實(shí)際具體工作情況（存在泄漏）下，單位時(shí)間內(nèi)所排出的液體體積，通常表示。在不加特殊說明情況下，液壓泵的流量均指實(shí)際流量而言。實(shí)際

12、流量、理論流量和泄漏流量三者關(guān)系為 （1-3） 此關(guān)系也可由圖1-2看出。從圖還可以看出，隨著工作壓力p的增加，實(shí)際流量而下降，其主要原因是工作壓力增加而泄漏流量也隨著增加所致。 1.3.3 效率 液壓泵的效率是表征液壓泵在能量轉(zhuǎn)換過程中功率損耗的一個(gè)系數(shù)，可用表示。液壓泵的效率包括容積效率（記為）和機(jī)械效率（記為）。 液壓泵的容積效率是指實(shí)際流量與理論流量的比值，即 （1-4） 可見，液壓泵的容積效率反映出泵容積損失大小，當(dāng)泵的工作壓力愈高，泄漏系數(shù)愈大，泵的排量愈小，轉(zhuǎn)速愈低，零件之間隙愈大，油液黏度愈低

13、，泵的容積效率就愈低，容積損失就愈大。液壓泵的容積效率通常是指在額定壓力和額定轉(zhuǎn)速下的值。 液壓泵的機(jī)械效率是指理論輸入功率（不包含機(jī)械磨損所消耗的功率）與實(shí)際輸入功率（包含因機(jī)械磨損消耗的功率）之比值，即 (1-5) 式中 ——機(jī)械磨損所消耗的機(jī)械功率； ——泵的理論輸入功率； ——泵的實(shí)際輸入功率； ——泵的理論輸入力矩； ——泵的實(shí)際輸入力矩； ——泵的機(jī)械效率。 可見，泵的機(jī)械效率能反映出泵的機(jī)械損失大小。液壓泵的機(jī)械磨損主要體現(xiàn)在軸與軸承、軸與密封件和相對運(yùn)動(dòng)的零件之間，若它們之間的磨損愈大，導(dǎo)致機(jī)械功率損耗愈大，機(jī)械效率

14、就愈低。 液壓泵的總效率等于容積效率與機(jī)械效率的乘積，即 （1-6） 1.3.4 功率 液壓泵是將原動(dòng)機(jī)輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成輸出液體壓力能的轉(zhuǎn)換裝置。體現(xiàn)機(jī)械能的重要參數(shù)是轉(zhuǎn)矩和角速度，反映液體壓力能的主要參數(shù)則是液體的壓力和流量。在下面介紹的液壓泵功率計(jì)算就要涉及到以上參數(shù)。 液壓泵的功率包括理論輸入功率、理論輸出功率、實(shí)際輸入功率和實(shí)際輸出功率。 其中理論輸入功率和理論輸出功率是等價(jià)的，因?yàn)樵诶碚撋险J(rèn)為不存在任何泄漏。 理論輸出功率是指在不考慮泵容積損失前提下，輸出液體所具有的液壓功率，即

15、 （1-7） 式中 ——泵輸出液體的壓力，Pa； ——泵的理論流量，； ——泵的理論輸出功率，W。 理論輸入功率是指在不考慮泵機(jī)械損失前提下，泵所輸入的機(jī)械功率，即 （1-8） 式中 ——泵輸入的理論轉(zhuǎn)矩，Nm； ——泵的角速度，rad/s； ——泵的理論輸入功率，W。 實(shí)際輸出功率是指在考慮泵的容積損失前提下，輸出液體所具有的實(shí)際液壓功率，即 （1-9） 式中 ——泵輸出液體的壓力，Pa； ——泵的實(shí)際流量，； —

16、—泵的容積效率； ——泵的機(jī)械效率； ——泵的總效率； ——泵的理論輸出功率，W； ——泵的理論輸入功率，W； ——泵的實(shí)際輸入功率，W。 實(shí)際輸入功率是指在考慮泵機(jī)械損失前題下，泵所輸入的實(shí)際機(jī)械功率，即 （1-10） 式中 ——泵輸入的實(shí)際轉(zhuǎn)矩，N； ——泵的角速度，rad/s； ——泵的機(jī)械效率； ——泵的容積效率； ——泵的總效率； ——泵的理論輸入功率，W； ——泵的實(shí)際輸出功率，W； ——泵的實(shí)際輸入功率，W。

17、 2 主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1 缸體的設(shè)計(jì) 2.1.1 確定排量q (ml/r) (2-1) 式中 Q——泵的額定流量（l/min）； n——泵的額定轉(zhuǎn)速（r/min）； ——容積效率，一般取，這里取。 上述符號含義和單位適用本節(jié)始末。 2.1.2 確定 （1） 由排量公式可知，如果增大，可以減小其它尺寸，但受力分析中已指出過，增大對柱塞的受力不利，通常，這里取。 （2）的確定 這三個(gè)參數(shù)是互相制約的，與結(jié)構(gòu)類型有關(guān)。根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)取定：一般半周型多取Z=7，通軸型多取Z=9，能使結(jié)構(gòu)較為緊湊。這里取Z=7。 初算時(shí)，

18、可取，則可按下式試算R： 取 （2-2） 再由排量公式確定柱塞直徑： 取 （2-3） 2.1.3 缸體的其它尺寸 1 缸體底的厚度 缸孔底部因加工多成錐形，其最薄處的厚度 （2-4） 取 2 底部通油孔尺寸及間隔 缸體柱塞孔底部的油窗孔的范圍角為，應(yīng)盡力擴(kuò)大，以減少油壓反推力矩的脈動(dòng)值，其最小間隔應(yīng)滿足下式 （2-5） 從設(shè)計(jì)圖中不難得知 （cm），符合要求。 為擴(kuò)大，油窗孔的中點(diǎn)半徑應(yīng)取大些；從限制窗口處的圓周速度

19、不要太大的角度出發(fā)，又希望小些；因此尺寸較小的泵，一般取 。 圖2-1缸孔底部的油窗孔 Figure 2-1 at the bottom of the oil cylinder fenestrae 缸體設(shè)計(jì)完成后還要校核通油面積的油流速度，詳見第四章。 2.2 柱塞基本尺寸設(shè)計(jì)（見圖2-2） 2.2.1 柱塞直徑 柱塞直徑已在缸體設(shè)計(jì)中確定： 2.2.2 柱塞長度球頭直徑 (見圖2-2) （1）柱塞長度L應(yīng)等于柱塞的最小留缸長度、最小外伸長度和最大行程之和。通常時(shí) , 取

20、 （cm） （2-6） 圖2-2柱塞的有關(guān)尺寸 Fig.2-2 Dimensions of the plunger （2）高壓比低壓需要較大的留缸長度，因?yàn)楦邏簳r(shí)側(cè)向彎力大，留缸長度大，可避免柱塞和缸孔的側(cè)應(yīng)力過大。故 當(dāng)： (2-7) 則 （cm） （3）球頭直徑，依經(jīng)驗(yàn)取 這里?。╟m） (2-8) 為使柱塞球頭不遮住滑靴的注油孔，應(yīng)使 （cm） 依經(jīng)驗(yàn)取 (2-9) 則 這里取cm (2-10) （4）柱塞與孔

21、的間隙與平衡槽的尺寸 配合間隙。取mm 平衡槽，深為0.3~0.8mm；寬為0.3~0.8mm；槽與槽的間隔t為2~10mm（近似為行程的一半）。 則取平衡槽深為0.5mm，寬為0.6mm，槽與槽的間隔t取為7mm。 2.3 滑靴的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.3.1 直徑 包球直徑一般略小于柱塞直徑d，可以使滑靴頸部有一部分進(jìn)入缸孔中，從而縮短軸向尺寸。 取 1.6cm。 2.3.2 滑靴底面靜壓支撐的設(shè)計(jì) 滑靴的設(shè)計(jì)有兩種方法。一種是全靜壓平衡型滑靴設(shè)計(jì)，而另外一種是“剩余壓緊力法”。本設(shè)計(jì)采用“剩余壓緊力設(shè)計(jì)法”。 這種方法在國

22、內(nèi)外的柱塞泵中普遍采用。剩余壓緊力法的實(shí)質(zhì)是將高壓油引入滑靴—斜盤摩擦副的兩滑動(dòng)面之間，靠高壓油的靜壓力平衡絕大部分壓緊力，而剩余壓緊力用以保證滑靴壓緊斜盤。 剩余壓緊力設(shè)計(jì)法計(jì)算滑靴的基本特點(diǎn)是作用在柱塞底部的油壓p經(jīng)中心孔直接作用于柱塞滑靴底部，中心孔不起阻尼作用，油腔壓力近似等于柱塞底部油壓力p。 其次，是壓緊力等于分離力?；ズ托北P之間間隙近似為零，泄漏量接近為零，剩余壓緊力有輔助支撐面積承受。 壓緊力為： （2-11） 式中 r——柱塞半徑。 分離力為：

23、 （2-12） 設(shè)計(jì)中為保證摩擦副功率損失較少以及減少泄漏量，通常取壓緊力與分離力之比——壓緊系數(shù)在1.05~1.10之間，即為： （2-13） 在試算中，可先使初算： 取 mm 根據(jù)式（2-13）可得 mm 此時(shí)壓緊系數(shù)，符合要求。 采用這種方法設(shè)計(jì)滑靴后，前端仍要采用一定的阻尼器。增設(shè)內(nèi)、外輔助支撐。輔助支撐面積可以承受剩余壓緊力，減少接觸比壓。如圖2-2所示。 另外滑靴的引油孔是進(jìn)入滑靴底部的通道。因設(shè)計(jì)中取油腔壓力，因此該孔應(yīng)大，不應(yīng)引起阻尼作用。也就是說壓降要很小，否則造成

24、實(shí)際分離力下降，等于增大了壓緊力，使摩擦副的工作條件惡化。通常引油孔德直徑可取2mm左右。 圖2-3滑靴結(jié)構(gòu) Fig.2-3 the agencies of slip boots 為使密封帶下的壓力場能得到充分利用，一般不宜將密封帶設(shè)計(jì)的過寬，尤其是在剩余壓緊力大、摩擦面光潔度較高的情況下。過寬的壓力場往往不能建立起設(shè)計(jì)的壓力場，致使實(shí)際分離力小于計(jì)算值，導(dǎo)致剩余壓緊力增大，滑靴容易燒毀和磨損。新結(jié)構(gòu)滑靴外徑對內(nèi)徑的比值一般為1.1~1.2。 本設(shè)計(jì)中由于壓盤尺寸的限制，不便設(shè)計(jì)外輔助支撐，但可以設(shè)計(jì)內(nèi)輔助支撐。已知，取內(nèi)徑。 最終輔助支撐設(shè)計(jì)完成后，要滑靴進(jìn)行校核，具體見第四章

25、。 2.4 配油盤的設(shè)計(jì)計(jì)算 配油盤是軸向柱塞泵的關(guān)鍵零件之一，它的作用是分配油液，幫助軸向柱塞泵完成吸、排油任務(wù)。 配油盤的設(shè)計(jì)，主要是確定內(nèi)、外密封帶，配油孔與其間隔角，以及輔助支撐等的有關(guān)尺寸。 2.4.1 間隔角及阻尼孔尺寸 為了防止柱塞內(nèi)腔的油液，由高壓到低壓或由低壓到高壓的瞬間接通中，因油液的突然膨脹和壓縮所產(chǎn)生的噪聲和功率損耗，可采用帶減震孔型的配油盤（如圖2-4）。 減震孔型配油盤通過范圍內(nèi)的封閉升（減）壓與采用阻尼孔逐漸引入（泄出）壓力油相結(jié)合的辦法來減低噪聲，在缸體窗口離開上死點(diǎn)經(jīng)與排油孔接通過程中，柱塞腔內(nèi)壓力一方面由于預(yù)壓縮而上升，另一方面由于柱塞腔經(jīng)卸荷槽

26、與排油孔溝通而上升。這樣，當(dāng)缸體窗口與排油孔接通時(shí)，柱塞腔內(nèi)壓力已達(dá)到排油壓力，就防止了壓力突變。 其優(yōu)點(diǎn)是對工作壓力的變化有較好的適應(yīng)性。比單一正封閉型配油盤用的多。一般多使其封閉升壓和阻尼孔升壓各起一半的作用。 假設(shè)柱塞腔油液的溶劑V，壓力由升至所需的壓縮量為，對應(yīng)的柱塞位移量為，缸體的回轉(zhuǎn)角（即封閉加壓范圍角）為，缸體的回轉(zhuǎn)角（即封閉減壓范圍角）為，則 （2-14） 所以 （2-15） 同理可得 （2-16） 式中 ——單位為； ——柱塞在下死點(diǎn)處（），柱塞腔

27、內(nèi)殘留的容積； ——柱塞本身的排油腔體積； ——高、低壓腔的壓力（bar）； E——液體的彈性模數(shù)，； S——柱塞行程，。 圖2-4配油窗孔的間隔角 Fig.2-4 with the interval angle of oil window 柱塞設(shè)計(jì)完成后，可以容易得到，則由（2-14）得 把數(shù)據(jù)代入（2-15）可得 同理代入式（2-16）得 在時(shí)間內(nèi)，由阻尼孔引入的液體體積為 且 (2-17) 由上式得 (2-18)

28、 式中 ——從阻尼孔流入的流量； ——缸體的角速度； V——上死點(diǎn)處柱塞腔的容積； ——工作液體的動(dòng)力黏度； ——阻尼孔直徑 （cm）； ——阻尼孔長度 （cm）。 把等設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式(2-18)，等式右面為 由此與由上式約束，結(jié)合實(shí)際經(jīng)驗(yàn)并利用試帶法，相對于可得 把等設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為 同理可得相對于的阻尼孔尺寸 而 (2-19) 2.4.2 配油孔及內(nèi)、外密封帶的尺寸 如圖2-4所示，為內(nèi)

29、外密封帶的尺寸，半徑從小到大。它們受下列各方程式的約束。 1 配油窗孔的流速限制與許用圓周速度 配油窗口的油流速度應(yīng)滿足下式 (2-20) 式中 ——泵的平均幾何流量（l/min）； ——配油孔上的連筋角(rad)； ——配油孔的間隔角(rad)； ——配油孔上的平均油流速度（m/s）。 根據(jù)式（2-19），聯(lián)系式（2-20）取較小數(shù)值驗(yàn)算即可。 根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn) 取 把數(shù)據(jù)代入式（2-20）得 ，符合要求。 配油孔的內(nèi)外半徑為，其平均半徑處的圓周速度應(yīng)滿足下式 (2-2

30、1) 式中 ——最大允許圓周速度，=5-8（m/s） 代入數(shù)據(jù)后得 ，符合要求。 2 考慮離心力對泄漏的影響，一般取 (2-22) 根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn) 取 代入式（2-22）后，不難看出符合要求。 圖2-5配油盤的有關(guān)尺寸 Fig.2-5 with the size of the oil pan 3 配油盤的壓緊系數(shù) 由于摩擦力和油壓反推力、反推力矩的摸是轉(zhuǎn)角的函數(shù)；斜盤對缸體的軸向壓緊力和力矩的模只和油壓有關(guān)；慣性力等又隨傾角變化，故一般使缸體所受的力和力矩（不考慮輔助支撐力）之和

31、為零不可能，加之油壓反推力與配流盤與缸體間的油膜厚度無關(guān)，因此為了缸體穩(wěn)定通常都把斜盤力設(shè)計(jì)得比大些，兩者的比值叫配油盤的壓緊系數(shù)，通過分析可以得到， (2-23) 一般取。 把設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式（2-23）得 ，符合要求。 2.4.3 輔助支撐 由于存在剩余壓緊力，為了減少配油盤與缸體間的磨損，通常都采用輔助支撐來減小壓強(qiáng)或承擔(dān)這部分多余的壓緊力。 輔助支撐通常有平面輔助支撐、動(dòng)壓支撐、靜壓支撐和滾動(dòng)軸承輔助支撐等，本設(shè)計(jì)采用常用的平面輔助支撐。 平面輔助支撐設(shè)計(jì)后要進(jìn)行“比壓”校驗(yàn)或“熱楔支撐”校驗(yàn)。本設(shè)計(jì)采用比壓校驗(yàn)。 比壓校驗(yàn)時(shí)通常最簡單的計(jì)算方法，通過檢查

32、全部接觸面上的壓應(yīng)力——“比壓”，使其不要超過允許的“比壓”值，即 (2-24) 式中 ——比壓(bar)； ——許用比壓，視摩擦副材料而定，淬火鋼對鋁鐵青銅 bar； ——輔助支撐面積,為輔助支撐（共塊）的內(nèi)、外半徑，b為間隔弧長，則 （2-25） 取 不難得知 代入數(shù)據(jù)得 可見符合要求。 2.5 壓盤及斜盤尺寸的確定 2.5.1 壓盤（返回盤）尺寸的確定 圖2-6壓盤的尺寸 Fig.2-6 platen size 由受力分析可知，滑靴中心在斜盤上的運(yùn)行軌

33、跡是一橢圓，其長軸為，短軸為R，所以壓盤上滑靴安放孔中心的半徑(即壓盤滑靴孔的分布半徑)為 cm （2-26） 滑靴的包球外徑已知，盤孔與的最小間隙為，則盤孔直徑為，再加上兩倍的因偏心而向外（或向內(nèi)）移動(dòng)的量，即 cm 式中 ——最小間隙，取 壓盤最大外徑如下 （2-27） 式中 ——接觸余量，可取。 2.5.2 斜盤尺寸的確定 斜盤的最大外徑，應(yīng)能保證滑靴底面全部落在其上。即 cm (2-28) 取 D=9cm。 式中 ——余量，。

34、 3 直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)及瞬時(shí)流量分析 3.1 直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)分析 3.1.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 運(yùn)動(dòng)分析是瞬時(shí)流量分析和受力分析的基礎(chǔ)，所以這里先討論。如圖3-1所示,設(shè)斜盤平面相對缸體橫截面的傾角為,取坐標(biāo)系，并以通過平面的點(diǎn)A（A為柱塞球頭中心的起始點(diǎn)）為缸體轉(zhuǎn)角的計(jì)算起點(diǎn)（開始壓油的點(diǎn)）。當(dāng)缸體轉(zhuǎn)過任一角度時(shí)，柱塞球頭中心轉(zhuǎn)至點(diǎn)B，此時(shí)柱塞球頭中心的坐標(biāo)為： （3-1） 圖3-1斜盤式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)分析 Fig.3-1 Swashplate axial piston pump of the Motio

35、n Analysis 由此坐標(biāo)方程可以看出，沿x正向、即沿缸體軸線方向的相對運(yùn)動(dòng)，是缸體轉(zhuǎn)角的余弦函數(shù)；而在oyz平面內(nèi)，點(diǎn)B的運(yùn)動(dòng)軌跡，由其牽連運(yùn)動(dòng)（缸體的轉(zhuǎn)動(dòng)）可以知道是一個(gè)圓。由于軸向運(yùn)動(dòng)方向x軸正向相同，所以柱塞相對缸孔軸向移動(dòng)的速度為： （3-2） 式中 ——缸體轉(zhuǎn)動(dòng)角速度（rad/s）； ——柱塞相對缸體的軸向速度（cm/s）； ——柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑（cm）； ——時(shí)間(s)； ——缸體轉(zhuǎn)角（）。 其平均相對速度為 （3-3）

36、 柱塞相對缸孔移動(dòng)的加速度為 （3-4） 式中 ——柱塞相對缸體的軸向加速度(cm/)。 柱塞因旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的徑向（即向心）加速度為 （3-5） 3.1.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析 滑靴除了與柱塞一起相對缸體往復(fù)運(yùn)動(dòng)及隨缸體旋轉(zhuǎn)之外，還與柱塞球頭一起沿斜盤平面做平面運(yùn)動(dòng)。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運(yùn)動(dòng)情況。 為了得到柱塞上的滑靴相對斜盤的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，將坐標(biāo)系，以為軸逆時(shí)針轉(zhuǎn)過角，得坐標(biāo)系，點(diǎn)B在的坐標(biāo)系中以表示（見圖3-1），其坐標(biāo)值為 （3-6） 由

37、式（3-6）可見，點(diǎn)在平面上的軌跡為一橢圓，其長軸為，短軸為R。對應(yīng)任一轉(zhuǎn)角的矢徑 （3-7） 矢徑與橢圓長軸（）的夾角為，則 （3-8） 或 點(diǎn)（即滑靴）繞o點(diǎn)旋轉(zhuǎn)地角速度為 （3-9） 由式（3-9）可知，當(dāng)（為自然數(shù)）時(shí)，達(dá)到最大值，為 （3-10） 式中 ——缸體的速度； ——斜盤的傾角。 當(dāng)（為包括0的自然數(shù)）時(shí)，有最

38、小值，為 （3-11） 滑靴在平面內(nèi)轉(zhuǎn)一周的時(shí)間與缸體轉(zhuǎn)一圈的時(shí)間相等，所以其平均角速度與相同，即 （3-12） 滑靴沿斜盤表面與橢圓軌跡相切的滑移速度為時(shí)，則 （3-13） 由上式可以得出，當(dāng)……時(shí)，便達(dá)到最大值，為 （3-14） 而當(dāng)……時(shí)，便達(dá)到最小值，為 （3-15） 滑靴沿斜盤平面的平均滑動(dòng)速度為 （3-16） 該積分為第一類

39、橢圓積分，當(dāng)時(shí)，其值為1.61-1.62，所以 （3-17） 另外，滑靴在旋轉(zhuǎn)中，由于離心的作用，滑靴對于斜盤之壓力的作用線，將偏離滑靴的軸線，在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在運(yùn)動(dòng)中會產(chǎn)生繞自身軸線的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)動(dòng)快慢取決于旋轉(zhuǎn)摩擦力的大小，各有所異。這一自轉(zhuǎn)可改善潤滑，對減少摩擦、改善磨損和提高效率都是有益的。 3.2 瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析 3.2.1 瞬時(shí)流量計(jì)算 由于泵有多個(gè)柱塞同時(shí)在排油腔和進(jìn)油腔，所以泵的瞬時(shí)流量，為同一瞬時(shí)所有處于排油腔的柱塞之瞬時(shí)流量之和， 即

40、 （3-18） 式中 ——整個(gè)泵的瞬時(shí)流量； ——每個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量； ——同時(shí)處于排油區(qū)的柱塞數(shù)目。 如圖3-2所示，當(dāng)柱塞由上死點(diǎn)位置A隨缸體轉(zhuǎn)過任意角度到達(dá)位置B的排油過程中，柱塞收縮的位移為 （3-19） 式中 R——柱塞分布圓半徑； ——斜盤傾角； ——柱塞的位置角； ——柱塞的位移。 柱塞的相對運(yùn)動(dòng)速度為 （3-20） 每個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量為 （3-

41、21） 式中 ——柱塞的直徑。 整個(gè)泵的瞬時(shí)流量為 （3-22） 圖3-2瞬時(shí)流量及其脈動(dòng) Fig.3-2 Instantaneous flow and pulse 3.2.2 脈動(dòng)品質(zhì)分析 通常用流量脈動(dòng)系數(shù)來衡量瞬時(shí)流量的品質(zhì)。脈動(dòng)系數(shù)的表達(dá)式為： （3-23） 式中 ——泵的理論流量。 顯然，目前還是個(gè)未知數(shù)，下面將討論理論流量的算法。 轉(zhuǎn)動(dòng)缸體轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個(gè)柱塞吸、排油各一次。由圖3-3所示，柱塞的行程為 （3-24） 式中 s——柱塞的行程

42、。 每個(gè)柱塞的排量為 （3-25） 式中 ——單個(gè)柱塞排量。 整個(gè)泵的排量為 （3-26） 式中 ——泵的排量； Z——泵的柱塞數(shù)目。 泵的理論流量為 （3-27） 式中 ——泵的轉(zhuǎn)速。 對于式（3-22），若令，則 （3-28） 式中 ——排油區(qū)距最高點(diǎn)位置A最近的柱塞位置角； ——相鄰兩柱塞間夾角。 經(jīng)數(shù)學(xué)推導(dǎo)（通過純數(shù)學(xué)的推演是可以得出的，這里將推演過程省略），當(dāng)柱塞為偶數(shù)時(shí)，

43、 （3-29） （3-30） 將式（3-29），式（3-30）分別代入式（3-22）可得到瞬時(shí)流量的最大值和最小值為 （3-31） （3-32） 圖3-3軸向柱塞泵 Fig.3-3 Axial Piston Pump 于是，當(dāng)柱塞為偶數(shù)時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)為 （3-33） 流量脈動(dòng)的頻率 （3-34） 而當(dāng)柱塞為奇數(shù)時(shí)， （3-35）

44、 （3-36） 將式（3-35），式（3-36）分別代入式（3-22）得到瞬時(shí)流量的最大值和最小值分別為 （3-37） （3-38） 于是，當(dāng)為奇數(shù)時(shí)，流量脈動(dòng)系數(shù)為 （3-39） 流量脈動(dòng)的頻率 （3-40） 根據(jù)式（3-33）和（3-39）可算出不同柱塞時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)，見表3-1所示。 表3-1 不同柱塞時(shí)的流量脈動(dòng)表 Tab.3-1 at the time of the different flow

45、pulsation plunger Table Z 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14.03 32.53 4.98 14.03 2.53 7.81 1.53 4.98 1.02 3.45 0.73 由表3-1可以看出，當(dāng)柱塞為奇數(shù)時(shí)，比相鄰的偶數(shù)時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)小得多；并且柱塞數(shù)愈多，流量脈動(dòng)系數(shù)就愈小。因此，為減少流量脈動(dòng)，斜盤泵的柱塞一般選用奇數(shù)，并盡可能取多些，常見的柱塞數(shù)7，9，11。由此可見本設(shè)計(jì)的柱塞數(shù)，脈動(dòng)性較好。 4 主要零部件的受力分析與校核 在受力分析中

46、經(jīng)常用到的符號意義如下： ——柱塞直徑（cm）； ——柱塞孔的分布圓半徑（cm）； ——斜盤傾角； ——柱塞的個(gè)數(shù)； ——缸體的回轉(zhuǎn)角速度（rad/s）； ——柱塞組（柱塞連同滑靴一起）的質(zhì)量； ——高壓腔的壓力（bar）； ——柱塞與缸孔的靜、動(dòng)摩擦系數(shù)，鋼對鋁鐵青銅一般分別取和； ——滑靴與斜盤的摩擦系數(shù)，一般??； ——任一柱塞相對軸的角位移（見圖3-1）。 4.1 柱塞 4.1.1 柱塞的受力分析 柱塞隨缸體作圓周運(yùn)動(dòng)時(shí)，在不同區(qū)域及不同位置時(shí)，受力情況是不同的。 借助圖4-1所給定的坐標(biāo)系oxyz，忽略摩擦力和由離心力引起的摩擦力,柱塞所受的力如下。 1

47、離心力 （4-1） 式中 ——柱塞組的質(zhì)量。 對x軸的投影值為零，對y和z軸的投影值為 （4-2） （4-3） 2 液體壓力P（對圖4-1所設(shè)方向） 忽略低壓腔的液體壓力,對泵， 當(dāng)時(shí) （4-4） 當(dāng)時(shí) 圖4-1柱塞組的受力 Fig.4-1 Group plunger force 3 軸向慣性力（對應(yīng)圖4-1所設(shè)方向） 是由于柱塞與缸體相對移動(dòng)中的相對加速度引起的，其

48、方向與加速度方向相反。 （4-5） 4 摩擦力 柱塞與缸孔的側(cè)壓力的摩擦力分別為 （4-6） （4-7） 5 斜盤的法向作用力及 斜盤通過滑靴作用在柱塞頭上的法向作用力N。法向反力N可分解為沿柱塞徑向方向的分力T和沿柱塞軸向方向的分力S。N力方向與斜盤表面垂直，分力S，T的值分別為 （4-8） （4-9） 側(cè)向力是由垂直于柱塞軸線的徑向分力T和離心力

49、所引起。均為均布載荷的合力，其方向相反。均布載荷呈線性三角形分布，如圖4-1所示。 通常在不計(jì)，情況下，柱塞受力平衡方程可寫為 （4-10） （4-11） 若在忽略摩擦力,則 可見，斜盤作用在柱塞的軸向分力與作用在柱塞尾部的液壓力F是一對平衡力。 此外，柱塞在工作中還要分擔(dān)中心彈簧的力，斜盤與滑靴的摩擦力對柱塞受力影響很小，可以忽略。 4.1.2 柱塞的校核 如圖2-2所示，應(yīng)滿足下式，以免擠壓應(yīng)力過大 (4-12) 式中 ——滑靴材料的許用比壓，ZQAl9-4青銅

50、=75M。 驗(yàn)算如下： 符合強(qiáng)度要求。 4.2 滑靴 如圖4-2a所示，滑靴除承受來自柱塞球頭中心的壓緊力、彈簧力和斜盤的垂直反力N而外，還要承受離心力和摩擦力。在工作狀態(tài)，作用于滑靴的主要力是柱塞對滑靴的壓緊力?；ズ托北P底部中油壓產(chǎn)生分離力以及壓盤對滑靴的壓緊力。而在滑靴的平衡計(jì)算中，通常只考慮壓緊力和分離力，而其余的力數(shù)值較小，一般都忽略不計(jì)。 在滑靴設(shè)計(jì)中已經(jīng)得知，若按壓緊系數(shù)的最大值設(shè)計(jì)滑靴，還存在5%的剩余壓緊力由輔助支撐承受。實(shí)際的壓緊力較大于上述計(jì)算值要求，這是因?yàn)橹麘T性力和回程彈簧力均是將滑靴壓向斜盤的力，稱這個(gè)力附加壓緊力。附加壓緊力的最大值相對液壓壓緊力

51、的百分比可用下式估算： （4-13） 式中 G——柱塞及滑靴的重量； R——柱塞分布圓半徑； W——缸體的角速度； f——柱塞和缸孔的摩擦系數(shù)，取。 圖4-2滑靴的受力 Fig.4-2 The force of slip boots 柱塞與滑靴設(shè)計(jì)完成后，便可知其質(zhì)量 g 通過式（2-11）可知，壓緊力，則 最大斜盤傾角時(shí)總的剩余壓緊力為： （4-14） 代入數(shù)據(jù)后得： 接觸比壓與比功值的校驗(yàn)所采用的材料不同，所允許的接觸比壓和比功值也不同。為了

52、使設(shè)計(jì)的滑靴具有一定的可靠性和使用壽命，均須對這兩者進(jìn)行校核。剩余壓緊力造成的比壓為： （4-15） 式中 A——輔助支撐面積。 滑靴設(shè)計(jì)后即知輔助支撐面積為 代入式（4-15）得： ，符合要求。 當(dāng)滑靴沿斜盤平面相對滑動(dòng)時(shí)，運(yùn)動(dòng)軌跡為橢圓形，長軸為，短軸為。同時(shí)，由于滑靴繞泵軸以角速度w旋轉(zhuǎn)時(shí)其接觸面上各點(diǎn)半徑不同，靠外面速度大，靠中心速度小。因此，滑靴將有一附加繞柱塞球頭的自轉(zhuǎn)。實(shí)踐證明，自轉(zhuǎn)方向和旋轉(zhuǎn)方向相反，因而滑靴面滑動(dòng)速度的平均值可用半徑為處的速度代替，即 （4-16） 代入數(shù)據(jù)后得： ，符合

53、要求。 若計(jì)算所得的比功值越大，則克服摩擦副的摩擦而消耗的功就越大，從而引起摩擦部位發(fā)熱以及滑靴式斜盤的磨損迅速。因此，比功值與摩擦副所選用的材料有關(guān)。同時(shí)，比功值大小也和壽命長短有關(guān)。在設(shè)計(jì)運(yùn)動(dòng)摩擦副時(shí)需要校驗(yàn)比功值。計(jì)算比功值應(yīng)小于材料允許的比功值，即 （4-17） 代入數(shù)據(jù)后得： ，符合要求。 表4-1 滑靴材料的許用壓力、速度和比功 Tab.4-1 slip boots material allowable pressure, speed, and more than reactive p/MPa v/(m) pv/(MPa) ZQA1

54、9-4 30 8 60 ZQSn10-1 15 3 20 耐磨鑄件 10 5 18 4.3 缸體 4.3.1 缸體的受力分析 缸體由泵軸推動(dòng)，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動(dòng)柱塞，實(shí)現(xiàn)吸排油液，其受力情況較為復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一是配油盤，從運(yùn)轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點(diǎn)，希望各滑動(dòng)表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。 通常的“缸體自位式”結(jié)構(gòu)，靠缸體的浮動(dòng)和平衡來維持它與配油盤間的理想油膜厚度，以取得容積效率和機(jī)械效率的綜合指標(biāo)并延長壽命。故缸體的受力狀況十分重要。 作用在缸體上的作用力有：質(zhì)量力，包括柱塞組的離心力和缸體的重力；配油盤的附加壓緊彈簧力；徑向

55、支撐力（由軸或缸外徑向軸承產(chǎn)生）；斜盤推力和摩擦力；配油盤的推力和摩擦力。這些力的計(jì)算表達(dá)需要經(jīng)過復(fù)雜的理論研究和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，有些還需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。這里暫不討論。 4.3.2 缸體的強(qiáng)度校核 一般把缸體的受力，按照厚壁筒進(jìn)行計(jì)算。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為。計(jì)算時(shí)取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為，從本設(shè)計(jì)圖中可知為柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚，且，則厚壁筒的外徑。如圖4-3所示。 在壓力p的作用下，筒內(nèi)壁任一點(diǎn)的最大切向拉應(yīng)力為 （bar） （4-18） 最大徑向壓應(yīng)力為 （b

56、ar） （4-19） 當(dāng)缸體采用塑性材料時(shí)，用第四強(qiáng)度理論計(jì)算應(yīng)力 （bar） （4-20） 對鋁鐵青銅（經(jīng)鍛打），(bar)。 式（4-20）代入數(shù)據(jù)后是 ，符合條件。 圖4-3缸體校核圖 Fig.4-3 Checking block diagram 缸孔的徑向變形量，按下式驗(yàn)算 （cm） （4-21） 式中 E——材料的彈性模數(shù)，青銅的 ——泊桑系數(shù)，銅； ——允許徑向變形量，。 代入數(shù)據(jù)后為 （4-22） 最后，為控制油窗孔處的油流速度，還應(yīng)校核通油面積

57、。應(yīng)使通油面積滿足式 （） （4-23） 式中 ——窗孔處的允許通流速度， m/s。 從設(shè)計(jì)圖中得知通油面積，符合要求。 4.4 泵軸 4.4.1 泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論輸入功率 理論轉(zhuǎn)矩是，是指不計(jì)摩擦的驅(qū)動(dòng)泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動(dòng)的力矩，也就是說，為克服柱塞工作壓力的轉(zhuǎn)矩所需的力矩， 即 （4-24） 通過一系列數(shù)學(xué)推導(dǎo)可以得知，一個(gè)柱塞的液體壓力P對缸體的Z軸的轉(zhuǎn)矩將為 將式（4-7）代入上式，得 （4-25） 將（4

58、-64）與（4-53）、（4-54）比較一下，再聯(lián)系（4-63），便得 當(dāng)時(shí)， （4-26） 當(dāng)時(shí)， （4-27） 這樣平均理論轉(zhuǎn)矩便可按下式確定 （4-28） 式中 ——液壓泵的排量，（mL/r）； 分別為壓排側(cè)與吸入側(cè)的壓力，Mpa。 代入數(shù)據(jù)可得 Kg cm 這樣，理論功率為 Kw 4.4.2 后斜盤式泵的泵軸受力與校核 對于斜盤式軸向柱塞泵，存在前斜盤式軸向柱塞泵和后斜盤式軸向柱塞泵。本設(shè)計(jì)的泵軸屬于后者。其缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支撐，另外，為了保證配油機(jī)構(gòu)有良好的運(yùn)轉(zhuǎn)條件，泵軸出端

59、又不允許以具有徑向力的傳動(dòng)連接方式連接，所以，這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動(dòng)缸體轉(zhuǎn)動(dòng)，受力最簡單。 泵軸為了拖動(dòng)缸體工作，除了要克服缸體柱塞輸出壓力為的壓力油液所需的理論轉(zhuǎn)矩外，還要克服各工作運(yùn)動(dòng)副的摩擦力矩：配油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩；柱塞與缸體之間的粘性摩擦力矩；滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩；缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩；軸承的摩擦力矩；與工作壓力、轉(zhuǎn)速無關(guān)的不變阻力矩等。這些力計(jì)算較為復(fù)雜，為了計(jì)算簡便，可按下式校核軸的強(qiáng)度： （mm） (4-29) 式中 d——軸徑，mm； N——軸傳遞的功率，KW； n——軸

60、的轉(zhuǎn)速，r/min； A——隨許用扭應(yīng)力而變化的系數(shù)，依材料而定。45號鋼取A=110； ——空心軸內(nèi)徑與外徑之比，本設(shè)計(jì)中為 式（4-29）右面代入計(jì)算數(shù)據(jù)為 不難得出，泵軸強(qiáng)度符合要求。 5 泵的變量機(jī)構(gòu) 能夠操縱泵的傾盤，使其改變傾角的大小和方向，從而達(dá)到改變泵的排量的機(jī)構(gòu)，稱為泵的變量機(jī)構(gòu)。 5.1 變量機(jī)構(gòu)的種類 目前變量機(jī)構(gòu)的種類和名稱十分繁多，有的從泵的功能上來分，諸如“限壓式”、“恒功率式”、恒流量式、恒壓式、雙向（單向）伺服變量式等。

61、有的則從控制信號或力的發(fā)生之形式不同來分類，如手動(dòng)式、壓力補(bǔ)償式等。可謂舉步勝舉。 從控制的能源和形式出發(fā)將其分成如下三大類：（一）機(jī)械式。它不用液壓能驅(qū)動(dòng)，而直接由機(jī)械機(jī)構(gòu)通過手動(dòng)或其它方式控制。（二）自能源液控式。它是由泵自身的能源（多采用差動(dòng)缸），通過某種控制方式，如手動(dòng)伺服，壓力程序控制（限壓式、恒功率式等）等控制泵的流量。（三）外能源液壓控制，當(dāng)泵要雙向無極變量時(shí)，用自身能源已無法實(shí)現(xiàn)，因當(dāng)流量經(jīng)過零時(shí)無能量輸出，而采用一外液壓能源進(jìn)行控制。 5.2 變量機(jī)構(gòu)選擇 本設(shè)計(jì)選擇機(jī)械變量機(jī)構(gòu)。如圖5-1所示，是以機(jī)械機(jī)構(gòu)直接控制斜盤而改變傾角的變量形式，因力臂L等與常數(shù)，所以機(jī)械機(jī)

62、構(gòu)的位移Y為 （5-1） 最大位移為 （5-2） 式中 L——斜盤控制力F的臂長。 從設(shè)計(jì)圖中得知L=68.3mm，把數(shù)據(jù)代入式（5-2）得 取 圖5-1所示的機(jī)構(gòu)，是一種螺旋機(jī)構(gòu)。它是利用手直接操作改變斜盤傾角的機(jī)械裝置，稱為手動(dòng)變量控制機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)通過手輪1使螺桿3轉(zhuǎn)動(dòng)，帶動(dòng)變量活塞4移動(dòng)，通過銷軸使支撐在耳軸上的斜盤繞鋼球A擺動(dòng)，以達(dá)到改變斜盤傾角而調(diào)節(jié)流量的目的。 式（5-2）說明泵的理論流量或排量正比于活塞的位移量Y，二者成直線關(guān)系。 圖5-1手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)

63、Fig.5-1 variables manually agencies 6 技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析 隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，“機(jī)、電、液”一體化驅(qū)使已成為不可阻擋的歷史潮流。液壓技術(shù)作為新興科學(xué)發(fā)展非常迅猛。而液壓系統(tǒng)的動(dòng)力源——液壓泵，更以飛快的速度發(fā)展，新的產(chǎn)品層出不窮。本設(shè)計(jì)正是這種環(huán)境下產(chǎn)生的。 本設(shè)計(jì)從選擇方案開始即考慮了產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)實(shí)用性。相對于斜軸式軸向柱塞泵，直軸式軸向柱塞泵體積小，重量輕，功率質(zhì)量比高。其轉(zhuǎn)速范圍雖有限制，但直軸式軸向柱塞泵依然適合轉(zhuǎn)速較小的工況。 本設(shè)計(jì)制造工藝簡單，加工較方便。我國現(xiàn)在有很多液壓泵廠都可以生產(chǎn)相同類型

64、的液壓泵，而且已經(jīng)形成系列產(chǎn)品，技術(shù)已經(jīng)成熟。該產(chǎn)品成本較低，經(jīng)濟(jì)適用，是較為理想的液壓產(chǎn)品。 7 結(jié)論 隨著工業(yè)的不斷發(fā)展，液壓傳動(dòng)的應(yīng)用也越來越廣，而作為液壓傳動(dòng)系統(tǒng)心臟的液壓泵就顯得更加重要了。在各種液壓泵中，特別是軸向柱塞泵是實(shí)現(xiàn)高壓、高速化、大流量的一種最理想的泵的結(jié)構(gòu)，所以發(fā)展軸向柱塞泵技術(shù)至關(guān)重要。 本文根據(jù)所給條件設(shè)計(jì)出了直軸斜盤式軸向柱塞泵，這種柱塞泵結(jié)構(gòu)簡單，體積小，容積效率高，工作壓力高。柱塞底部密封容積中的部分壓力油經(jīng)柱塞軸向中心孔和滑靴中心孔進(jìn)入滑靴與斜盤接觸面間縫隙而形成了一層

65、很薄的油膜，起到靜壓支撐作用，以減小滑靴與斜盤間磨損。柱塞缸體通過一個(gè)大型軸承，來平衡斜盤通過阻塞對缸體產(chǎn)生的徑向分力和翻轉(zhuǎn)力矩。該泵的變量控制機(jī)構(gòu)為手動(dòng)式，結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，能夠較好的滿足設(shè)計(jì)要求。 本設(shè)計(jì)還存在一些不足之處，主要由于本人對設(shè)計(jì)方法的經(jīng)驗(yàn)不足，缺乏實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，今后還要加強(qiáng)這一方面的學(xué)習(xí)。 致謝 本設(shè)計(jì)在金寧老師的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格要求下業(yè)已完成。從課題選擇、方案論證到具體設(shè)計(jì)和修改，無不凝聚著金寧導(dǎo)師的心血和汗水。在四年的本科學(xué)習(xí)和生活期間，也始終感受著老師們的精心指導(dǎo)和無私的關(guān)懷，我受益匪淺。在此向老師表示深

66、深的感謝和崇高的敬意。 同時(shí)也要感謝所有關(guān)心和幫助過我的院系領(lǐng)導(dǎo)，各位老師和同學(xué)，尤其感謝同組的同學(xué)在我遇到困難的時(shí)候總是熱心的給予幫助，謝謝你們一直以來對我的照顧和鼓勵(lì)。衷心感謝評審論文的各位老師，敬請對本文提出寶貴的意見。 參考文獻(xiàn) [1] 隗金文,王慧.液壓傳動(dòng)[M].沈陽.東北大學(xué)出版社.2001. [2] 馬春峰.液壓與氣動(dòng)技術(shù)[M].北京：人名郵電出版社.2007. [3] 楊文生.液壓與氣動(dòng)傳動(dòng)[M].北京：電子工業(yè)出版社.2007. [4] 張利平,(等).液壓氣動(dòng)技術(shù)速查手冊[M].北京.化學(xué)工業(yè)出版社.2007. [5] 李壯云.液壓氣動(dòng)與液力工程手冊[M].北京.電子工業(yè)出版社.2008. [6] 雷天覺.新編液壓工程手冊 上冊[M].北京.北京理工大學(xué)出版社.1998. [7] 路甬祥.液壓氣動(dòng)技術(shù)手冊[M].北京.機(jī)械工業(yè)出版社.2002. [8] 那成烈.軸向柱塞泵可壓縮流體配流原理[M].北京.兵器工業(yè)出版社.2003. [9] 聞德生.斜盤型開路式軸向柱