長(zhǎng)沙學(xué)院CHANGSHAUNIVERSITY畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）資料設(shè)計(jì)（論文）題目63ZCY141B軸向柱塞泵設(shè)計(jì)系部機(jī)電工程系專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化學(xué)生姓名李躍班級(jí)4班學(xué)號(hào)2008011427指導(dǎo)教師姓名伍先明職稱教授最終評(píng)定成績(jī)長(zhǎng)沙學(xué)院教務(wù)處二一一年二月制目錄第一部分設(shè)計(jì)說(shuō)明書一、設(shè)計(jì)說(shuō)明書第二部分過(guò)程管理資料一、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）課題任務(wù)書二、本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）開題報(bào)告三、本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）中期報(bào)告四、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）指導(dǎo)教師評(píng)閱表五、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）評(píng)閱教師評(píng)閱表六、畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）答辯評(píng)審表2012屆本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)資料第一部分設(shè)計(jì)說(shuō)明書（2012屆）本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書63ZCY141B軸向柱塞泵設(shè)計(jì)系部機(jī)電工程系專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化學(xué)生姓名李躍班級(jí)4班學(xué)號(hào)2008011427指導(dǎo)教師姓名伍先明職稱教授最終評(píng)定成績(jī)2012年6月長(zhǎng)沙學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)63ZCY141B軸向柱塞泵設(shè)計(jì)系（部）機(jī)電工程系專業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化學(xué)號(hào)2008011427學(xué)生姓名李躍指導(dǎo)教師伍先明教授2012年6月摘要ZCY141B軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的動(dòng)力元件，軸向柱塞泵是靠柱塞在（柱塞腔）缸體內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔內(nèi)容積實(shí)現(xiàn)吸油和排油的，是容積式液壓泵。本文首先通過(guò)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)，得出了柱塞的直徑和回程盤上的分布圓半徑，利用柱塞的尺寸以及受力和經(jīng)驗(yàn)公式可以得出滑靴的基本尺寸。利用分布圓半徑從而確定的配流盤上的內(nèi)封油、吸排油窗口等主要尺寸。利用軸的尺寸來(lái)計(jì)算出缸體的內(nèi)徑，再根據(jù)柱塞的分布以及缸體的壁厚算出缸體的外徑，根據(jù)柱塞的行程來(lái)算出缸體的長(zhǎng)度，然后再校核強(qiáng)度。最后對(duì)柱塞泵的變量機(jī)構(gòu)進(jìn)行選型以及一些參數(shù)的計(jì)算，最后總裝出柱塞泵。關(guān)鍵詞軸向柱塞泵，配流盤，缸體，變量機(jī)構(gòu)ABSTRACTZCY141BAXIALPISTONPUMPINTHEHYDRAULICSYSTEM,POWERCOMPONENTS,AXIALPISTONPUMPISTORELYONTHEPLUNGERPISTONCHAMBERCYLINDERRECIPROCATINGMOTION,ANDCHANGETHEPLUNGERCAVITYVOLUMESUCTIONANDDISCHARGEOFOIL,ISAPOSITIVEDISPLACEMENTHYDRAULICPUMPFIRSTLY,THEGIVENDESIGNPARAMETERSOBTAINEDDISTRIBUTIONONTHERADIUSOFTHEDIAMETEROFTHEPLUNGERANDBACKHAULPANELPLUNGERSIZEANDTHEFORCEANDTHEEMPIRICALFORMULACANDRAWTHEBASICSIZEOFTHESLIPPERDISTRIBUTIONRADIUSINORDERTODETERMINETHEVALVEPLATEONTHEINNERSEALOIL,THEMAINDIMENSIONSOFTHESUCTIONOILWINDOWSHAFTSIZETOCALCULATETHEINNERDIAMETEROFTHECYLINDER,ACCORDINGTOTHEDISTRIBUTIONOFTHEPLUNGERANDTHECYLINDERWALLTHICKNESSCALCULATEDCYLINDERDIAMETER,STROKEOFTHEPLUNGERTOCALCULATETHELENGTHOFTHECYLINDER,ANDTHENCHECKTHESTRENGTHFINALLY,THEPISTONPUMPVARIABLEINSTITUTIONSBYTHELINESELECTION,ASWELLASSOMEOFTHEPARAMETERSOFTHECALCULATION,THEFINALASSEMBLYOFTHEPISTONPUMPKEYWORDSAXIALPISTONPUMP，VALVEPLATE，CYLINDER，VARIABLESAGENCIES目錄摘要IABSTRACTII第1章緒論111引言112軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向1第2章軸向柱塞泵性能參數(shù)421給定設(shè)計(jì)參數(shù)422確定結(jié)構(gòu)參數(shù)523泵軸計(jì)算與校核6231功率和電機(jī)的選擇6232軸的計(jì)算校核6第3章直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析831柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析832滑靴運(yùn)動(dòng)分析933流量及流量脈動(dòng)率1034脈動(dòng)率的計(jì)算11第4章柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)、受力分析與強(qiáng)度計(jì)算1341柱塞設(shè)計(jì)與受力分析13411柱塞結(jié)構(gòu)形式13412柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)13413柱塞受力分析1442滑靴受力分析與設(shè)計(jì)17421確定滑靴結(jié)構(gòu)型式17422結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)17423中心孔、及長(zhǎng)度180D0L424滑靴受力分析2043配油盤受力分析與設(shè)計(jì)23431配油盤設(shè)計(jì)23432配油盤受力分析25433驗(yàn)算比壓、比功28PV44缸體設(shè)計(jì)29441缸體的穩(wěn)定性29442缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定29443缸體的受力分析31444缸體的強(qiáng)度校核3145斜盤力矩分析33451柱塞液壓力矩33452過(guò)渡區(qū)閉死液壓力矩34453回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩36454滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩36455柱塞慣性力矩36456柱塞與柱塞腔的摩擦力矩36457斜盤支承摩擦力矩37458斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩37459斜盤自重力矩3746泵的變量機(jī)構(gòu)37461控制變量的分類37462變量機(jī)構(gòu)的選型38463變量機(jī)構(gòu)液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算39ND464活塞桿直徑的計(jì)算40ND465液壓缸行程S的確定41結(jié)論42參考文獻(xiàn)43致謝44第1章緒論11引言軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的元件和執(zhí)行元件的重要推動(dòng)力，廣泛應(yīng)用于工業(yè)液壓和行走液壓領(lǐng)域中，是使用最廣泛的現(xiàn)代液壓元件。軸向柱塞泵是利用與傳動(dòng)軸平行的柱塞在柱塞孔來(lái)完成這項(xiàng)工作的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的容積變化。軸向柱塞泵，結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻，噪音低，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，徑向尺寸小，工作壓力高，效率高，容易實(shí)現(xiàn)變量的優(yōu)勢(shì)1。此外，復(fù)雜結(jié)構(gòu)的軸向柱塞泵，制造工藝，材料要求非常高，所以它是一個(gè)技術(shù)含量高的液壓元件。12軸向柱塞泵國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向?qū)χ玫难芯靠芍^是歷史悠久，這使得大量的研究和實(shí)驗(yàn)工作，都是為了提高軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)，以減少震動(dòng)和噪音，國(guó)內(nèi)和液壓界的科學(xué)工作者研究軸向柱塞泵表明柱塞泵的實(shí)際流量是受各種因素的影響，流量脈動(dòng)是遠(yuǎn)遠(yuǎn)比理論流量脈動(dòng)大，紋波系數(shù)與柱塞數(shù)的奇偶性無(wú)關(guān)。就軸向柱塞泵柱塞數(shù)的奇偶選擇問(wèn)題，中國(guó)學(xué)者王意在1982年提出了“偶數(shù)泵可以和奇數(shù)泵工作一樣好”的觀點(diǎn)，并在1984年，選擇九柱塞泵與他設(shè)計(jì)的八柱塞泵進(jìn)行流量脈動(dòng)對(duì)比測(cè)試，實(shí)驗(yàn)表明八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德國(guó)ACHEN大學(xué)流體動(dòng)力研究所從理論上得出八柱塞泵在受力、噪聲方面優(yōu)于九柱塞泵，模擬實(shí)驗(yàn)裝置上測(cè)得結(jié)果是八樁塞泵的壓力脈動(dòng)約為九柱塞泵的122。葉敏則考慮配油盤的偏轉(zhuǎn)安裝，并對(duì)傳統(tǒng)公式進(jìn)行了修正，已看不出奇數(shù)泵的流量脈動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于偶數(shù)泵。在“流體控制與機(jī)器人”96學(xué)術(shù)年會(huì)上，北京理工大學(xué)的張百海教授就通常工況下，帶有預(yù)壓縮角的軸向柱塞泵流量脈動(dòng)作了分析，認(rèn)為其流量脈動(dòng)系數(shù)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于其固有流量脈動(dòng)系數(shù)，且偶數(shù)泵和奇數(shù)泵具有相同的流量脈動(dòng)頻率，但他沒(méi)有給出實(shí)驗(yàn)證明。鄒駿則在九柱塞泵的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)并制造出一個(gè)八柱塞泵，對(duì)八、九柱塞泵作了仿真分析及實(shí)驗(yàn)對(duì)比，認(rèn)為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵2。此外，北京航空航天大學(xué)的王占林教授與博士生從柱塞泵的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)入手，對(duì)斜盤式軸向柱塞泵作了運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，給出了柱塞分別處于預(yù)升壓過(guò)渡區(qū)和預(yù)減壓過(guò)渡區(qū)柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法，對(duì)柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶數(shù)柱塞泵的流量脈動(dòng)相差無(wú)幾的結(jié)論。目前，國(guó)內(nèi)對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)研究較多的是甘肅工業(yè)大學(xué)的那成烈教授和安徽理工大學(xué)的許賢良教授，他們以各自不同的角度對(duì)軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)進(jìn)行了較深入的研究。那成烈教授在國(guó)家自然科學(xué)資助項(xiàng)目“軸向柱塞泵噪聲控制”的研究，軸向柱塞泵流量脈動(dòng)，不僅取決于油品質(zhì)量的基金會(huì)也是流體噪聲控制的主要因素之一。他對(duì)油底殼結(jié)構(gòu)上的流量的脈動(dòng)進(jìn)行綜合分析。在他的指導(dǎo)下，他的很多學(xué)生對(duì)軸向柱塞泵的流量和搏動(dòng)指數(shù)進(jìn)行了大量的研究3。蘭州理工大學(xué)的那炎清研究軸向柱塞泵的流量脈動(dòng)的主要因素工程噪聲控制之一，以確定軸向柱塞泵瞬時(shí)流量的影響因素，為減少使用計(jì)算機(jī)模擬分析流量均勻系數(shù)。鄧斌，西南交通大學(xué)栽培要流程模擬，理論的順勢(shì)流蘇和倒灌流量進(jìn)行了仿真，倒灌的流量比活塞泵的集合流量脈動(dòng)，使柱塞水壓泵的流量脈動(dòng)相應(yīng)減少，交通入侵開始，以減少活塞強(qiáng)壓力脈動(dòng)。分析和模擬實(shí)際流量，使用B湍流模型和簡(jiǎn)算法的液壓油場(chǎng)的過(guò)程中，揭示流量的變化和柱塞室和流動(dòng)窗口的三維模擬的軸向柱塞泵速度分布，并指出，對(duì)液壓軸向柱塞泵流量脈動(dòng)的速度和負(fù)載壓力。甘肅工業(yè)大學(xué)劉淑蓮?fù)ㄟ^(guò)對(duì)對(duì)稱偏轉(zhuǎn)的油盤軸向柱塞泵流量脈動(dòng)的理論分析，提出了計(jì)算流量脈動(dòng)的修正公式。并用計(jì)算機(jī)仿真研究軸向柱塞裂流量脈動(dòng)與柱塞奇偶數(shù)、阻尼形式及通油比例等影響因素的關(guān)系。同時(shí)對(duì)帶有橫向傾角減振機(jī)構(gòu)的斜盤酌兩種結(jié)構(gòu)形式的泵流量進(jìn)行了分析與仿真。蘭州理工大學(xué)的尹文波主要從幾何因數(shù)，即配油盤的結(jié)構(gòu)對(duì)實(shí)際流量的影響進(jìn)行分析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時(shí)流量脈動(dòng)系數(shù)比工作介質(zhì)不可壓縮時(shí)大一個(gè)數(shù)量級(jí)，且與柱塞數(shù)的奇偶性無(wú)關(guān)。還指出，流搏動(dòng)指數(shù)因子的彈性模量和泵靜壓柱塞數(shù)，其次是石油。安徽工業(yè)大學(xué)，徐教授從一個(gè)視圖的流動(dòng)結(jié)構(gòu)的流量脈動(dòng)，柱塞（相鄰的兩個(gè)角）之間的偶數(shù)活塞流量特性和流量脈動(dòng)的分部之間的關(guān)系分析的幾何點(diǎn)，（張賢亮缸徑腎形角），（腎形角度相結(jié)合的油底殼確定）。他的學(xué)生，安徽大學(xué)，劉曉華，軸向柱塞泵和非幾何因素（包括泄露）進(jìn)行了理論分析，計(jì)算機(jī)模擬和實(shí)際流量脈動(dòng)動(dòng)態(tài)測(cè)試的幾何因素，最后得出結(jié)論流暴力脈動(dòng)，流量脈動(dòng)頻率與柱塞數(shù)無(wú)關(guān)的平價(jià)關(guān)系。中國(guó)礦業(yè)大學(xué)劉力國(guó)考慮油底殼的實(shí)際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞室給排水情況，八活塞泵流量脈動(dòng)和七個(gè)柱塞泵流量脈動(dòng)大致相同的結(jié)論。軸向柱塞泵泄露，國(guó)外研究人員是在活塞與氣缸之間的泄漏在成的摩擦損失更感興趣。泵的實(shí)際流量，諾亞密蘇里哥倫比亞英國(guó)大學(xué)之間的活塞和氣缸磨損的焦點(diǎn)4。MANRING討論和撕裂所帶來(lái)的泄漏和泵油入侵前的過(guò)渡地帶提高，以及七八九活塞泵的流量和理論流程圖比較，結(jié)果表明泵浦脈沖的實(shí)際流量比理論脈動(dòng)較大，偶數(shù)泵數(shù)據(jù)顯示比奇數(shù)的泵。薩斯喀徹溫大學(xué)，加拿大麗澤梁研究與壓力控制伺服閥用于模擬高頻率響應(yīng)磨損軸向柱塞泵磨損的活塞和氣缸之間的軸向柱塞泵的活塞和氣缸之間的泄漏和控制算法。模擬了各種不同層次的柱塞磨損測(cè)量泄漏。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，與實(shí)際磨損的活塞泵，脈動(dòng)流壁面壓力波動(dòng)的實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)是相當(dāng)一致的，這為進(jìn)一步深入研究提供基礎(chǔ)數(shù)據(jù)。德國(guó)漢堡技術(shù)大學(xué)的ROLFLASAAR分別從柱塞受力角度和泵的實(shí)際流量角度對(duì)斜盤式軸向柱塞泵柱塞與缸體的間隙進(jìn)行了較為詳盡的分析，從柱塞所受摩擦力角度要求間隙取大者；從泄漏量對(duì)流壁的影響角度要求間隙越小越好。作者通過(guò)計(jì)算和實(shí)驗(yàn)，得到了此間隙的最優(yōu)化處理模式5?？傊S向軸塞泵流量脈動(dòng)是極其復(fù)雜，傳統(tǒng)理論力難及?；钊玫牧髁浚瑝毫γ}動(dòng)是相當(dāng)復(fù)雜的，涉及到一些幾何因素和非幾何因素，仍未能定性。更沒(méi)有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起的作用和地位。業(yè)界更多地偏向于從配油盤結(jié)構(gòu)的角度去分析軸向柱塞泵的實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)，而且形成了較為完善的分析計(jì)算體系6；至于泄漏對(duì)實(shí)際流量及脈動(dòng)系數(shù)的影響，雖進(jìn)行了一定的研究，但還沒(méi)一個(gè)較為完整的分析計(jì)算，更無(wú)計(jì)算公式。軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結(jié)構(gòu)保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。第2章軸向柱塞泵性能參數(shù)21給定設(shè)計(jì)參數(shù)額定工作壓力32MPAP最大排量6ML/RV額定轉(zhuǎn)速150INN容積效率93軸向柱塞泵幾何排量V是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即2MAX4DZRTG（21）式中柱塞直徑；Z柱塞數(shù)；R柱塞分布圓半徑；斜盤傾角。為了避免氣蝕現(xiàn)象，在值之后，需按下式做校核計(jì)算V13PNQC（22）式中常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無(wú)預(yù)壓力的油泵；對(duì)進(jìn)口壓力為PC540P的油泵25KGF/CM9100。P54019630所以主參數(shù)排量符合設(shè)計(jì)要求。22確定結(jié)構(gòu)參數(shù)從泵的排量公式2MAX4VDZRTG可以看出，柱塞直徑D，分布圓半徑R,柱塞數(shù)Z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速N也是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過(guò)改變斜盤傾斜角來(lái)實(shí)現(xiàn)。對(duì)于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角在之間，而設(shè)計(jì)是非通軸式AXO1520油泵，取上限，即。O20柱塞數(shù)Z，由泵的結(jié)構(gòu)與流量脈動(dòng)率來(lái)決定，從結(jié)構(gòu)上考慮，是非通軸式所以一般取7。柱塞直徑和柱塞分布圓半徑R從下列排量公式可得和的關(guān)系式DDR2MAX4VZTGAXDT（23）0183SINQZDTG（24）當(dāng)時(shí)，MAX059216VT7Z由于上式計(jì)算出的需要圓整化，油泵中常用柱塞直徑為D8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、35、，所以應(yīng)選。2MD柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分部圓半徑。即154RD15422338MM（25）將柱塞分布圓半徑進(jìn)行圓整取MM。39柱塞行程H0MAX22283MRTGTG（26）將行程圓整取MM。9H23泵軸計(jì)算與校核進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力。由于該軸為傳動(dòng)軸，所以應(yīng)該按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，此外，對(duì)于瞬時(shí)過(guò)載很大或應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性較為嚴(yán)重的軸，還應(yīng)按峰尖載荷校核其強(qiáng)度，以免產(chǎn)生過(guò)量的塑性變形。231功率和電機(jī)的選擇根據(jù)排量，轉(zhuǎn)速求出理論功率6632101504KWTTPPQVN（27）根據(jù)效率求出實(shí)際功率542KWTP（28）根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速可以選擇Y250M型號(hào)電機(jī)，功率55千瓦，同步轉(zhuǎn)速M(fèi)IN/R150。232軸的計(jì)算校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為39502TTPNWD（29）式中T扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MA；軸所受的扭矩，NM；TW軸的抗扭矩截面系數(shù)，3；N軸的轉(zhuǎn)速，R/INP軸傳遞的功率,KWD計(jì)算截面處軸的直徑，；由上式可得軸的直徑3333095095022TTPPANN（210）2330M3142095295TA（211）軸的材料為45鋼，取,因此選。MPA10ZD由于泵后軸為空心軸，則有3041DAN（212）式中1，即空心軸的內(nèi)徑1D與外徑之比，通常取605。因?yàn)?Z245408M0（D故選擇。M因?yàn)樵摫幂S為傳動(dòng)軸，所以支持承載扭矩，為了考慮兩者循環(huán)特性的不同的影響，引入折合系數(shù)，則計(jì)算應(yīng)力為22CA）（4（213）因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力WT,因?yàn)楹筝S為花鍵軸，所以根據(jù)花鍵的抗扭界面系數(shù)的計(jì)算公式，可得軸的合成強(qiáng)度為CA1225901425146478326TW故滿足強(qiáng)度。第3章直軸式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析泵在一定斜盤傾角下工作時(shí)，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運(yùn)動(dòng)，另一方面又相對(duì)缸體做往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上任何一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對(duì)缸體繞其自身軸線的自傳運(yùn)動(dòng)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤(rùn)滑趨于均勻，是有利的。31柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析運(yùn)動(dòng)規(guī)律當(dāng)泵工作時(shí)，柱塞滑靴有兩個(gè)運(yùn)動(dòng)，一個(gè)是相對(duì)往復(fù)運(yùn)動(dòng)汽缸和其他被牽連在旋轉(zhuǎn)圓筒的運(yùn)動(dòng)，而這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，球中心，滑靴和球窩的軌跡是一個(gè)橢圓形的中心。此外，也由于氣缸軸繞自身旋轉(zhuǎn)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤(rùn)滑趨于均勻，是有利的。如圖31所示，柱塞相對(duì)于缸體的位移S、速度U、加速度A可分別按下列各式計(jì)算1SRTGCOS（31）DUTINT（32）22ATGCOST（33）圖31柱塞運(yùn)動(dòng)分析柱塞運(yùn)動(dòng)的行程S、速度U、加速度A與缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖32所示。圖32柱塞運(yùn)動(dòng)特征圖32滑靴運(yùn)動(dòng)分析滑靴中心在斜盤平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，如圖33所示。XOY圖33滑靴運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析圖其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。橢圓的長(zhǎng)，短軸分別為長(zhǎng)軸283MCOSRB（34）短軸7A（35）設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)為XRSINA（36）IYCO（37）滑靴在斜盤平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度H為X22COSINHTD（38）由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)或時(shí)，最23H大（在短軸位置）為MAXO1502617RAD/SCOSH（39）當(dāng)0或時(shí)，H最小（在長(zhǎng)軸位置）為OMIN150COS2CS01476RAD/S6（310）由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即15027RAD/S6H（311）33流量及流量脈動(dòng)率流量Q的計(jì)算當(dāng)油泵有Z個(gè)柱塞（下列計(jì)算中Z均為奇數(shù)），柱塞間的角距2Z時(shí)，如令1Q、2、3、IQ分別為各排油柱塞瞬間的理論流量3CM/IN，1U、2U、3、R分別為各柱塞的相對(duì)缸體的速度CM/MIN，則；211SIN4DURTG；22IQ；233I2T。22SIN14IIQDURTGI所以，油泵總的瞬時(shí)理論流量為TQITQQ、32142COS4IN14212TGRD。（312）TQ是以為周期變化的，其每秒脈動(dòng)頻率為30NZF，七缸柱塞泵的流量脈動(dòng)圖形如圖34所示圖34流量脈動(dòng)示意圖當(dāng)0、2、時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為3MIN10421CTGRFQZT（313）而當(dāng)4、3、5時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為3MAX11024TZFTGCT（314）油泵的平均流量可按下式計(jì)算TAVGQ231098/MIN4TAVGNDRT（315）34脈動(dòng)率的計(jì)算當(dāng)7Z，即為奇數(shù)時(shí)025324274TGTGZ（316）當(dāng)Z為偶數(shù)時(shí)04142ZTG（317）利用以上兩式計(jì)算值，可以得到以下內(nèi)容表31脈動(dòng)率的計(jì)算值Z567891011）（48913925378153498123由以上分析可知1隨著柱塞數(shù)量，流量脈動(dòng)率也隨著增加。2相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率遠(yuǎn)小于偶數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率，這就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。泵瞬時(shí)流量是一周期脈動(dòng)函數(shù)。由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免的存在有液阻,流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng)。在設(shè)計(jì)液壓泵和液壓系統(tǒng)時(shí)，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動(dòng)，避免引起諧振。第4章柱塞泵主要部件的設(shè)計(jì)、受力分析與強(qiáng)度計(jì)算柱塞受力是一個(gè)柱塞泵主要受力點(diǎn)。單柱塞與缸體旋轉(zhuǎn)一周，吸油半周，排油一周。柱塞在吸氣過(guò)程中和放油過(guò)程中是受力是不一樣的。以下的重點(diǎn)是在返回斜盤設(shè)計(jì)討論柱塞在柱塞吸過(guò)程中的排油過(guò)程中的力學(xué)分析。41柱塞設(shè)計(jì)與受力分析411柱塞結(jié)構(gòu)形式本設(shè)計(jì)即采用帶滑靴的柱塞形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動(dòng)。滑靴與斜盤間為面接觸，接觸應(yīng)力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可以通過(guò)柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄露，保持與斜盤之間有一層油膜潤(rùn)滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。412柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1柱塞名義長(zhǎng)度L如圖41，應(yīng)選定下列主要參數(shù)H柱塞行程MMINL柱塞最小外伸長(zhǎng)度0柱塞最小接觸長(zhǎng)度L柱塞名義長(zhǎng)度H值在結(jié)構(gòu)計(jì)算中以確定，一般在范圍內(nèi)，而及值一般可15HDMINL0L按經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)來(lái)取MIN02LD（41）015L（42）而DLL732H（0MIN。（43）這里取36D2柱塞球頭直徑1D按經(jīng)驗(yàn)常取0632M，為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離DL，取051MLD3柱塞均壓槽往往是高壓柱塞泵的柱塞表面開環(huán)形槽的壓力，因?yàn)槠胶獾膫?cè)向壓力，并改善潤(rùn)滑條件和儲(chǔ)存的作用。均壓槽的尺寸常取深37H間距20T，實(shí)際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設(shè)均壓槽。413柱塞受力分析圖41是帶有滑靴的柱塞受力圖。圖41柱塞受力圖在排油過(guò)程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力1液壓力PF2PMAX1642KGF4DF（44）式中為泵的最大工作壓力。MAX2斜盤對(duì)柱塞的法向力N法向力N可分解為柱塞的側(cè)向分離T及柱塞的軸向分力F,SINN（45）COF（46）3缸孔對(duì)柱塞的正壓力為1與2F摩擦系數(shù)，可取0F。如忽略柱塞的離心力、慣性力、滑履與斜盤間的摩擦力和柱塞與缸孔的配合間隙，并假定柱塞與缸孔間的比壓按直線分布，則可列出下列四個(gè)力的平衡方程式1，0YF12SINNF（47）2，X21CO0PF（48）3,M221012033LLDLFFFF（49）4由相似原理2012LF（410）解上列方程式可得200264316LLFDLL（411）27ML令2021LL（412）4312175402則COSINPFNF（413）12641520N093120SIN1FNL（414）122520341478N057F202SIN1NFL（415）2150346278F5缸孔與柱塞間的摩擦力為與1FF1831NF（416）2062743NF（417）（6）柱塞與缸孔間比壓P的計(jì)算一般取柱塞外伸至最大行程位置時(shí)的最大比壓MAXP作為計(jì)算比壓，則6421MAXPDLF（418）（7）柱塞與缸孔間平均比功AVGP的計(jì)算MAX34250639M/SVRTGV（419）平均比功可按下式計(jì)算AXM145AVGPP（420）各種缸孔及滑靴材料的許用比壓、許用速度、許用比功的值，以摩VV擦副材料而定，可參考表41表41滑靴材料的參數(shù)材料牌號(hào)許用比壓PMPA許用滑動(dòng)速度M/S平均許用比功PMPAM/S94ZQAL300860010NS1503200耐磨鑄鐵100518柱塞與缸上的摩擦變形，不宜使用不同的材料，更重要的是油溫過(guò)高的泵。油在銅鋼表面鍍適當(dāng)?shù)暮穸?，以減少摩擦，不使用銅材料的軟金屬材料的腐蝕，也避免高溫。42滑靴受力分析與設(shè)計(jì)421確定滑靴結(jié)構(gòu)型式滑靴結(jié)構(gòu)有如圖42所示為簡(jiǎn)單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無(wú)輔助支承面，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。圖42滑靴結(jié)構(gòu)422結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)（1）滑靴外徑2D斜盤上的滑靴位置，應(yīng)使傾角時(shí)，互相之間應(yīng)有一定的間隙S，如圖430所示。圖43滑靴外徑的確定滑靴的外徑為2D018SIN7SIN534MSZ（421）一般取10，這里取05（2）油池直徑1初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定126D，這里取081083427M（422）423中心孔、及長(zhǎng)度0D0L如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工0D工藝性能，取（或）M5180如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔（或）對(duì)油0D液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度，節(jié)流器有以下兩種型式0（1）節(jié)流器采用截留管時(shí)，常以柱塞中心孔作為節(jié)流裝置，如圖42所示。根D據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量Q為40128BDPQLK（423）式中0D、L細(xì)長(zhǎng)管直徑、長(zhǎng)度；K修正系數(shù)。0164XRDKL（424）1302XD065XD80XR把上式帶入滑靴泄漏量公式可得3126LNFQ3011228LPDFRLK整理后可得節(jié)流管尺寸為430216LNPDKAFLR（425）帶入數(shù)據(jù)可以求得M10D03L式中A為壓降系數(shù)，。當(dāng)時(shí)，油膜具有最大剛度，承PFA267A載能力最強(qiáng)。為不使封油帶過(guò)寬及阻尼管過(guò)長(zhǎng)，推薦壓降系數(shù)，這里089A取08（2）節(jié)流器采用節(jié)流孔時(shí)，常以滑靴中心孔0D作為節(jié)流裝置，如圖411所示，根據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量Q為2014PDGQCFR（426）式中C為流量系數(shù)，一般取。067把上式帶入中，3126LNFQR3011246LNPDFGRR（427）整理后可得節(jié)流孔尺寸32021LNPADFRGCR（428）帶入數(shù)據(jù)可以求得M10D以上設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法可以看出，前兩個(gè)方程，節(jié)流管柱塞拖鞋組合配方的粘度系數(shù)，表明油溫油門效應(yīng)的影響較小，但少拉長(zhǎng)孔加工技術(shù)。實(shí)施困難。滑靴中心孔的薄壁孔的粘度系數(shù)，油的溫度調(diào)節(jié)效果，油壓的穩(wěn)定，也嚴(yán)重影響油門。然而，薄壁孔加工過(guò)程中更好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)M40。高壓柱塞泵已廣泛應(yīng)用于滑靴柱塞結(jié)構(gòu)。不僅滑靴增加斜板的接觸面，降低接觸應(yīng)力，高壓流體，封油流形成薄膜之間的拖鞋和斜板，這大大降低了相對(duì)運(yùn)動(dòng)之間的摩擦損失，提高機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓和高速的需要424滑靴受力分析液壓泵工作，有一組方向相仿的作用力。首先，在柱塞底部的壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力，另一是由滑靴面直徑為1D的油池產(chǎn)生的靜壓力與滑靴封油YP1FP帶上油液泄露時(shí)油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。當(dāng)壓緊2FPF力和分離力保持平衡時(shí)，封油帶上保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊，進(jìn)行分析。1分離力圖44為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量的表達(dá)式為Q3126LNFR（429）若，則20F3126LNFQR（430）式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為R的任一點(diǎn)壓力分布式為211LNLRRRPF（431）若02F，則21LNLRRRPF（432）從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對(duì)數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力可通過(guò)積分求得。FPDL0D120PD0圖44滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布如圖44，取微環(huán)面。則封油帶分離力為2RD2FP12111LNRFRRFPPRF（433）油池靜壓分離力為1F211FPRF（434）總分離力為FP213122710NLNFFFPFR2壓緊力YP滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即PF91240COS6NFPPY（435）3力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力的平衡方程式Y(jié)FP2124COSLNBZRDP（436）即211LNCOSZPRDP（437）將上式帶入式3126LNQR,得泄漏量為MIN/68COS11230LDFP（438）除了上述的主要作用，滑靴還有其他的作用?；ヅc斜盤之間的摩擦，球窩摩擦引起的離心力帶動(dòng)沿滑靴的旋轉(zhuǎn)斜盤切向力。這些運(yùn)動(dòng)中的一些滑靴產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)，均勻摩擦滑靴傾銷產(chǎn)生偏磨，破壞滑靴密封，應(yīng)注意滑靴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)模。43配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，可以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來(lái)的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。431配油盤設(shè)計(jì)配油盤設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)封油帶尺寸、吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。1過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì)為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過(guò)渡角大于柱塞腔通油孔包角0的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。配流盤的結(jié)構(gòu)，柱塞，從1高壓室，低壓室連接時(shí)關(guān)閉的石油將是一個(gè)瞬間膨脹的沖擊壓力。高，低壓的影響之交嚴(yán)重降低質(zhì)量流量脈動(dòng)，造成噪音和功耗，以及周期性的沖擊載荷。對(duì)泵的使用壽命有很大影響。為了防止壓力沖擊，我們希望，當(dāng)連接到高，低壓力，柱塞腔，腔壓力可以平滑過(guò)渡，以避免壓力沖擊。2配油盤主要尺寸確定圖45配油盤主要尺寸如圖45所示，求的配油盤主要尺寸如下1配流窗口分部圓直徑0D分布圓直徑等于或者小于柱塞分布圓直徑D，即0,然后根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度06N（439）取07MD則314546/S6VV（440）所以符合設(shè)計(jì)要求。2配油窗口的長(zhǎng)度與寬度配油窗口長(zhǎng)度至少可占其分布圓周圍長(zhǎng)度的75，即275021；配油窗口的寬度32RS應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來(lái)計(jì)算1M0NVVD（441）式中吸入液體許可流速S/，一般推薦23M/SV。V563902S配流窗口外緣120153MBRD（442）2342（443）當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示于分離力計(jì)算式代入平衡方程式可得22213421LNLPZDR（444）聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺143M,20,3M,427R9032RS,故符合要求。432配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵的配油盤有一定的差異，但具有相同的功能和基本結(jié)構(gòu)。圖46是常用的配油盤簡(jiǎn)圖。液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對(duì)方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力；配油窗口和風(fēng)又打油膜對(duì)缸體的分離YP力。FP1吸油盤2排油窗3過(guò)渡區(qū)4減震槽5內(nèi)封油帶6外封油帶7輔助支承面圖46配油盤基本構(gòu)造1壓緊力壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)階上，事缸體受到軸向作用力，并通過(guò)缸體作用到配油盤上。對(duì)于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有12Z個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為1YP21MAX164890N4YPYZPDFP（445）當(dāng)有2Z個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為2YP2MIN131643872044YPYPDFP（446）平均壓緊力為Y121896037216840NYPP（447）2分離力F分離力是由三個(gè)部分力組成。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排1FP2FP油窗高壓油對(duì)缸體的分離力。對(duì)于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，每一瞬時(shí)參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實(shí)際包角比配油盤油窗包角有所擴(kuò)大，如圖47所示。0123451001234R1圖47封油帶實(shí)際包角的變化當(dāng)有12Z個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角1為102877（448）當(dāng)有2Z個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角2為01163737（449）平均有2Z個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角P為12867P（450）式中A柱塞間距角，ZO柱塞腔通油孔包角，這里取。027外封油帶分離力外封油帶上泄漏量是源流流動(dòng),對(duì)封油帶任意半徑上的壓力從到積分,并以YP2R1代替2，可得外封油帶上的分離力為P1FP214222LNPFRFR（451）26261430124014210NFPLN外封油帶泄漏量1Q為3371201264193ML8LN5PFRLN（452）內(nèi)封油帶分離力2FP內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為2FP34223LNFPPRPFR（453）262627301243014201N4FPLN內(nèi)封油帶泄漏量2Q為3374012641ML0LN1LNPFR（454）排油窗分離力3F2263312413NPFPPF（455）配油盤總分離力F1231043286FFFF總泄露量Q為129621MLQ433驗(yàn)算比壓、比功PV為使配油盤的接觸應(yīng)力因盡量減少和缸體和油底殼之間的液體摩擦，配油盤應(yīng)該有足夠的承載面積。為此設(shè)置了輔助支承面。輔助支承面上開有寬度為的通油槽，B起卸荷作用。配油盤的總支承面積為F225141234FDF（456）式中輔助支承面通油槽總面積；1（通油槽個(gè)數(shù)，為通油槽寬度）；5KBRKB、吸、排油窗口面積2F3根據(jù)估算204M配油盤比壓P為Y512284PATPKBRFLD（457）式中配油盤剩余壓緊力；Y中心彈簧壓緊力；TP根據(jù)資料取；30PA在配油盤和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過(guò)大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算值，即VPV（458）式中為平均切線速度PV42PVDN（459）2428（73958160KGF/CMN150PVD根據(jù)資料取26KGF/CM。44缸體設(shè)計(jì)441缸體的穩(wěn)定性在工作過(guò)的配油盤表面?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤(rùn)滑性下降，而影響到泵的壽命。缸體是一個(gè)復(fù)雜的受力體，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸體發(fā)生傾倒442缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定1缸體高度H從圖49中確定缸體高度為40529186M03LHL（460）式中柱塞最短留孔長(zhǎng)度；0L柱塞最大行程；為便于研磨加工，留有的退刀槽長(zhǎng)度，盡量取短；3L缸體厚度，一般，這里取05D。4406LD圖48缸體機(jī)構(gòu)尺寸圖2缸體內(nèi)、外直徑、與壁厚的確定1D2為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量一致，應(yīng)盡量使各處壁厚一致（如圖48），即，壁厚初值仍由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)123度和剛度驗(yàn)算。先取，再進(jìn)行校核。5M缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算22（N/CDP（461）式中筒外徑CMD相鄰柱塞的壁厚工作油壓2N/2P缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)2608N/CM4ZQAL對(duì)20CR222054157N/CM所以取5M，當(dāng)缸體材料取用時(shí)CR符合要求。則缸體的內(nèi)直徑1D2782546MFD（462缸體的外直徑210F（463）443缸體的受力分析缸體軸驅(qū)動(dòng)與斜盤、滑靴和中心加力裝置驅(qū)動(dòng)活塞，以實(shí)現(xiàn)吸液，力更為復(fù)雜。一個(gè)類型的液壓泵配油盤是關(guān)鍵要素，從操作的結(jié)構(gòu)上來(lái)看，希望不會(huì)發(fā)生直接接觸的金屬之間的滑動(dòng)表面的成膜過(guò)程中。通常所說(shuō)的“缸位置”的結(jié)構(gòu)，依靠浮動(dòng)缸體平衡，保持理想的薄膜厚度和油底殼之間，為了獲得一個(gè)容積效率和機(jī)械效率，延長(zhǎng)壽命的綜合指數(shù)。因此，缸體的受力是非常重要的。缸體力的作用是受力包括離心力活塞組和缸體的嚴(yán)重性油底殼額外的壓縮彈簧力，徑向力（軸或圓筒外徑軸承）斜盤推力和摩擦力的推力和油底殼的摩擦。計(jì)算這些力，需要經(jīng)過(guò)一個(gè)復(fù)雜的理論和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，以及一些需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。444缸體的強(qiáng)度校核一般把缸體的受力，按照壁厚進(jìn)行計(jì)算。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為1、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為2，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為3。計(jì)算時(shí)取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為MIN，從圖中可知MIN5，則厚壁筒的外徑MIN253DD。如圖49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740PD）（21MAXQD（BAR）（464）最大徑向壓應(yīng)力為（BAR）3JN（465）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）4MAX23DDP（466）對(duì)40CR（經(jīng)鍛打），BAR。7085式（466）代入數(shù)據(jù)后是8345024334MAX24PDD，故符合條件。圖49缸體校核圖缸孔的徑向變形量D，按下式驗(yàn)算（CM）1MAX2DPE（467）式中材料的彈性模數(shù)，的610BARE40CR泊桑系數(shù)，；325允許徑向變形量，。D4（7）（CM）D徑向間隙代入數(shù)據(jù)后為41MAX69102DDPE（468）最后，為控制油窗孔處的油流速度，還應(yīng)校核通油面積。應(yīng)使通油面積滿足式0F22200TAN105C1DFRV（469）式中0V窗孔處的允許通流速度，M/S。036V從設(shè)計(jì)圖中得知通油面積208CMF，符合要求。45斜盤力矩分析直接通過(guò)泵的變量機(jī)構(gòu)的直軸軸向柱塞泵用改變斜盤的角度來(lái)改變輸出流量的大小。斜盤力矩的分析將對(duì)涉及的變量機(jī)構(gòu)提供了依據(jù)。下面就以偏心結(jié)構(gòu)為例分析斜盤所受的各力矩。對(duì)于無(wú)偏心的結(jié)構(gòu)只要令或BA為零，推導(dǎo)出的公式仍然適用。ABO1BA320ANRF1圖49斜盤轉(zhuǎn)軸偏心結(jié)構(gòu)在以下的分析中，規(guī)定使斜盤傾角減小的力矩為正，反之為負(fù)。451柱塞液壓力矩泵各柱塞受液壓作用力的合力平均值YPP的合力作用點(diǎn)可以看成是通過(guò)球心平面3與缸體軸線2的交點(diǎn)1O。作用于斜盤轉(zhuǎn)軸的力矩為1YPMPOB（470）式中柱塞液壓平均合力為YP02COSBZYPF（471）式中排油腔壓力；B吸油腔壓力；0柱塞底部液壓力；ZF作用力壁，由圖410可知為1OB1COSOBBTG（472）所以012COSPZFMBTG（473）0100764321532412NMCSCOSTG452過(guò)渡區(qū)閉死液壓力矩此力矩與配油盤過(guò)渡區(qū)結(jié)構(gòu)有關(guān)。1具有對(duì)稱正重迭型配油盤對(duì)于柱塞數(shù)為Z，配油盤過(guò)渡區(qū)具有對(duì)稱壓縮角的泵（見圖410）；設(shè)上1下點(diǎn)處柱塞腔壓力分別為0P,；當(dāng)柱塞位于上死點(diǎn)過(guò)渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩為2M1012YAOB2COSCOSZFFRABTG（474）代入數(shù)據(jù)可得2935NM）M當(dāng)柱塞位于下死點(diǎn)過(guò)渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩為2M12COSCOSPZFFARABTG（475）同理可得24318NMM閉死液壓總平均力矩為2295230）（476）2零重迭型配油盤由于無(wú)壓縮角，所以20M圖410（A）配油盤過(guò)渡區(qū)結(jié)構(gòu)3帶卸載槽非對(duì)稱正重迭配油盤圖410（B）配油盤過(guò)渡區(qū)結(jié)構(gòu)設(shè)帶卸載槽的配油盤過(guò)渡區(qū)壓力角為1A、2（見圖411（B），那么022COSCOSZFPFRMBTG（477）22CSPZFT（478）同理可得2210935NM）M453回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩3COSPFABTG（479）0300126453249NM2MT454滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩當(dāng)斜盤改變傾斜角時(shí)，滑靴與柱塞球鉸之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生摩擦力矩。全部球鉸的平均摩擦力矩為4Z401（2COSPFZPFR（480）4076423084352NMM式中球鉸摩擦系數(shù)，。1F1FR柱塞球頭半徑。設(shè)力矩方向與斜盤擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤擺動(dòng)。455柱塞慣性力矩全部柱塞慣性力矩的平均值為252039NMCOSBZZFRMDA（481）456柱塞與柱塞腔的摩擦力矩與計(jì)算柱塞慣性力矩的方法相同，全部柱塞摩擦力矩的平均值為2Z52049NMCOSZFRMDA（482）457斜盤支承摩擦力矩全部柱塞對(duì)斜盤支承的平均摩擦力矩為7702（15N2COSBPFZPFR（483）式中斜盤支承處摩擦系數(shù)（采用滾動(dòng)軸承時(shí)取00050010，采用滑動(dòng)軸承2F時(shí)取010015）；R斜盤支承軸半徑，取2MM。該摩擦力矩與斜盤擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤擺動(dòng)。458斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩當(dāng)斜盤擺動(dòng)變化產(chǎn)生角加速度時(shí)，對(duì)斜盤轉(zhuǎn)軸的慣性力矩為8M80152NMMJ（484）式中斜盤與回程盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；斜盤轉(zhuǎn)動(dòng)角加速度。459斜盤自重力矩由于斜盤與回程盤的中心不在斜盤轉(zhuǎn)軸上，則產(chǎn)生的自重力矩為9M09COS34COS21NMMGC（485）式中斜盤與回程盤重量；斜盤與回程盤重心到斜盤轉(zhuǎn)軸的距離。綜上所述，作用在斜盤上的總力矩為987654321MMMM79N/M調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的負(fù)載力矩應(yīng)滿足下式PMP（486）46泵的變量機(jī)構(gòu)461控制變量的分類軸向柱塞泵變量機(jī)構(gòu)改變擺動(dòng)缸擺角的傾斜角或斜軸泵的斜盤改變輸出流量的大小和方向的直軸。變型的控制模式，可分為手動(dòng)和機(jī)動(dòng)，電動(dòng)，液壓式，電液比例控制。按照變量的執(zhí)行機(jī)構(gòu)可分為機(jī)械，液壓伺服式，液壓缸，如圖411所示。按照性能參數(shù)可分為恒功率型，恒壓，恒流式（A）（B）（C）圖411變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)462變量機(jī)構(gòu)的選型此次設(shè)計(jì)采用圖411（C）式的液控變量機(jī)構(gòu)。其變量特征如圖412所示1234561反饋拉桿2上端蓋3控油口4活塞5刻度盤6下端蓋圖412變量機(jī)構(gòu)特征柱塞泵依靠外控油路控制變量機(jī)構(gòu)，但帶有連接反饋訊號(hào)的拉桿，這樣在自動(dòng)控制系統(tǒng)中采用電液隨動(dòng)閥控制變量機(jī)構(gòu)時(shí)，可以實(shí)現(xiàn)比例控制。1泵自帶活塞2變量泵3換向閥4溢流閥圖413系統(tǒng)液壓原理圖該系統(tǒng)的液壓動(dòng)作流程是通過(guò)電氣按鈕來(lái)控制三位四通換向閥，從而使變量活塞左右移動(dòng)，帶動(dòng)變量斜盤偏轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)變量泵輸出壓力大小通過(guò)溢流閥來(lái)調(diào)節(jié)。463變量機(jī)構(gòu)液壓缸內(nèi)徑的計(jì)算ND根據(jù)載荷力的大小選定的系統(tǒng)壓力來(lái)計(jì)算液壓缸的內(nèi)徑ND由計(jì)算公式可得235710NFDP（487）式中液壓缸內(nèi)徑NMF液壓缸推力KNP選定的工作壓力MA由于該裝置只是調(diào)節(jié)變量頭的傾角，所以,20PA又根據(jù)公式2MAX4FD（488）所以得出39MM，根據(jù)表42，故取40MM。NDN表42液壓缸氣缸缸筒內(nèi)徑尺寸系列MM810121620253240506380（90）100（110）125140160180200220250320400500630464活塞桿直徑的計(jì)算ND根據(jù)速度比的要求計(jì)算活塞桿直徑1ND（489）式中活塞桿直徑NDM液壓缸直徑D速度比液壓缸的往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度比，一般有2、146、133、125、115等幾種。表43和的關(guān)系NDD1151251331462ND036ND04505N056ND071ND設(shè)計(jì)中，根據(jù)工作壓力的大小，選用速度比時(shí)可參考表43。表44和P的關(guān)系工作壓力PMP20速度比133146，22因?yàn)?25MPP20MP,所以根據(jù)表42和43，很容易得出052MNNDD（490）根據(jù)活塞桿直徑規(guī)格得出20MMN表45液壓缸氣缸的活塞桿外徑尺寸系列MM456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400465液壓缸行程S的確定液壓缸行程S，主要依據(jù)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)要求而定。但為了簡(jiǎn)化工藝和降低成本，應(yīng)盡量采用表46中給出的標(biāo)準(zhǔn)系列。因?yàn)樾北P的運(yùn)動(dòng)軌跡是個(gè)四分之一圓，因?yàn)樾北P的半徑為58MM，根據(jù)弧度與半徑的關(guān)系MAXSR（491）式中S活塞的運(yùn)動(dòng)行程R斜盤的半徑MAX斜盤運(yùn)動(dòng)的角度所以有0258258405M9S根據(jù)表46，故選S表46液壓缸氣缸行程參數(shù)優(yōu)先選擇系列MM2550801001251602002503204005006308001000125016002000250032004000關(guān)于活塞和活塞桿的配合，以及為保證液壓缸具有良好的密封性能，可以通過(guò)柔性連接方式，將其它因素對(duì)活塞外表面與剛體內(nèi)便面的同軸度影響除掉，減少活塞密封圈的非均勻磨損，同時(shí)由于降低了對(duì)活塞、活塞桿、缸筒及缸蓋制造精度的要求，是上述零件的加工成本和裝配成本降低，達(dá)到事半功倍的效果。結(jié)論四年的大學(xué)生活即將結(jié)束，在這四年里我學(xué)會(huì)了不少的東西，無(wú)論在學(xué)習(xí)上、生活中、思想上都有很大的轉(zhuǎn)變。這都離不開眾多可敬師長(zhǎng)諄諄教導(dǎo)、不厭其煩的耐心講解傳授，以及