机械毕业设计(论文)斜盘式轴向柱塞泵设计【单独论文不含图】+.docx

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1、斜盘式轴向柱塞泵设计摘要：液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件,它是每个液压系统中不可缺少的核心元件,合理的选择液压泵对于液压系统的能耗、提高系统的效率、降低噪声、改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。本设计对轴向柱塞泵进行了分析,主要分析了轴向柱塞泵的分类,对其中的结构,例如,柱塞的结构型式、滑靴结构型式、配油盘结构型式等进行了分析和设计,还包括它们的受力分析与计算.还有对缸体的材料选用以及校核很关键;最后对变量机构分类型式也进行了详细的分析，比较了它们的优点和缺点.该设计最后对轴向柱塞泵的优缺点进行了整体的分析,对今后的发展也进行了展望。关键词：斜盘；柱塞泵；液压系统

2、结构型式设计说明书全套图纸，加153893706DesignofSwashplateAxialPistonPumpAbstract：Hydraulicsystemisthepowercomponentsthatcanprovidesomeoftheoilflowandpressure,itisindispensableforeachhydraulicsystemcorecomponents,areasonablechoiceforthehydraulicsystempumpimprovethesystemofenergyefficiency,andreducenoiseimproveperf

3、ormanceandensurereliableoperationofthesystemareveryimportant.Thedesignoftheaxialpistonpumpisanalyzed,themainanalysisoftheaxialpistonpumpclassification,thestructureofwhich,forexample,thestructureoftheplungertypestructuretypeslipperoilpanstructuretypewereanalyzedanddesign,alsoincludingtheirAnalysisand

4、calculation.Thereistheselectionofmaterialsonthecylinderandthecheckiscritical;thefinalclassificationoftypesofvariablesagenciesalsocarriedoutdetailedanalysis,comparingtheiradvantagesanddisadvantages.Thedesignfinally,axialpistonpumpoftheoveralladvantagesanddisadvantagesoffuturedevelopmentwerealsodiscus

5、sed.Keywords：Inclineddish；Pillarfillsapump;Liquidpressessystem;Structurepattern1 前言1.1 选题研究意义液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件,它是每个液压系统中不可缺少的核心元件,合理的选择液压泵对于液压系统的能耗、提高系统的效率、降低噪声、改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。随着工业技术的不断发展，液压传动也越来越广，而作为液压传动系统心脏的液压泵就显得更加重要了。1.2 国内外发展概况轴向柱塞泵可分为阀配流与轴配流两大类。阀配流轴向柱塞泵存在故障率高、效率低等缺点。国际上70、80年代

6、发展的轴配流轴向柱塞泵克服了阀配流配向柱塞泵的不足。由于轴向泵结构上的特点，轴配流配向柱塞泵耐冲击、寿命长、控制精度高。使其成为一种优良的高压泵，代表当今国际上液压泵制造的先进水平。但是，它技术含量高、加工制造难度大，国际上只有博世（BOSCH）公司、沃依特（VOITH）公司等少数几家公司能够生产。而博世公司只能生产90mL以下规格的泵，沃依特公司只生产110250mL/r规格的泵。我国从80年代末90年代初有很多科研机构与生产厂家开始研究开发这种产品，但都没有取得实质性进展。主要因为在理论上有待深化，在实际生产中不能解决转子与配流轴、滑靴与定子两对摩擦副烧研的问题咒有些生产厂家在柱塞内孔通过

7、浇铸轴承合金等方法来克服烧研，但效果并不理想，这种办法在小排量泵中使用，虽然能够防止摩擦副烧研的问题，但泵的使用寿命不长。由我国著名的液压专家卢望研究员和材料专家闰秉均教授及其课题组经过多年研究与开发，取得了“过平衡压力补偿方法及双排轴向柱塞泵”和“一种新型高压大排量轴向柱塞泵”两项技术专利，“合金奥氏体一贝氏体球铁开发应用研究”一项国家新材料技术成果。这些技术成果的取得，使我国径向柱塞泵的研制在设计理论与材料工艺方面取得突破性进展。兰州永新科技股份有限公司以上述两项专利与一项新材料技术成果为支持，成功地开发生产的JBP系列机电控制式径向柱塞泵，是国家科技部“八五”攻关和国家科技部火炬计划项目

8、该泵在多家企业进行了2-3年的工业考核试验，性能优良。泵的技术发展一如其他产业的发展一样，是由市场需求的推动取得的。当今社会，可进发展日新月异，人们在以环保、电子等领域高科技发展及世界可持续发展为主所产生的巨大需求的大背景下，对于包括泵行业在内的许多行业或领域都带来了技术的飞速变革和发展匕随着电子、计算机、材料、制造等相关技术的发展，多学科交叉应用于轴向柱塞泵的研究，使仿真和试验更为接近现实，轴向柱塞泵设计和优化的效率大大提高。产品的生命力在于市场的需求。如今的市场需求正是要求创新，做到与众不同；正是这一点，造就了泵产品的多元化趋势。它的多元性主要体现在：（1）输送介质的多样性（2）产品结构

9、的差异性（3）运行要求的不同性从输送介质来看，最早泵的输送对象为单一的水及其它可流动的液体、气体或浆体到现在可输送固液混合物、气液混合物、固液气混合物，直至输送活的物体如土豆、鱼等等。不同的输送对象对于泵的内部结构要求均不同。除了输送对象对泵的结构有不同要求外，在泵的安装形式、管道布置形式、维护维修等方面对泵的内在或外在的结构提出新要求。同时，各个生产厂商，在结构的设计上又加入了各自企业的理念，更加提高了泵结构的多元化程度。基于可持续发展和环保的总体背景，泵的运行环境对泵的设计又提出了众多的要求，如泄漏减少、噪声振动降低、可调性增加、寿命延长等等均对泵的设计提出了不同的侧重点或几个着重点并行均

10、需考虑，也必然形成泵的多元化形式。我国的轴向柱塞泵技术还比较落后，但旺盛的需求对轴向柱塞泵技术的发展有很大的推动作用。因此只要能紧跟国际技术潮流，发挥后发优势，一定能赶上国际先进水平，甚至后来居上。2总体设计方案的拟定2.1斜盘式轴向柱塞泵工作原理轴向柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动，造成密封容积的变化，来实现吸油和排油。下面以斜盘式轴向柱塞泵为例来说明轴向柱塞泵的工作原理。斜盘式轴向柱塞泵的结构如图1所示，柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底面始终贴着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体平面（Xoy面）存在一倾斜角r,迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。缸体按n方向旋转，在18

11、0。360。范围内，柱塞由180。开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔内，这是吸油过程。随着缸体继续旋转，在。180。，柱塞在斜盘约束下开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止。在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通，油液通过排油窗排出。这就是排油过程。可见，缸体每转一圈，各个柱塞有半周吸油、半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。如果改变传动轴的旋转方向或斜盘的倾斜方向，就可改变泵的吸、排油方向；泵的排量大小可通过改变斜盘的倾角r的大小来实现。这也是斜盘式轴向柱塞泵通常为双向变量泵的原因。图1斜盘式轴向柱塞泵工

12、作原理1.斜盘2.回程盘3.滑靴4.柱塞5.缸体6.配油盘7.传动轴Figl.Swashplateaxialpistonpumpworks1.Swashplate2.Returnpanel3.Slipper4.Plunger5.Cylinder6.Oilpan7.Transmissionshaft2.3斜盘式轴向柱塞泵主要零部件设计给定设计数据：最大工作压力p-=4。MPa额定流量Q=100Lmin最大流量禽x=200Lmin额定转速n=1500rmin最大转速max=300(kmin2 .3.1柱塞设计(1)柱塞结构型式的选择轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。根据柱塞头部结构，可有以下三种形式：1

13、)点接触式柱塞如图2（八）所示，这种柱塞头部为一球面，与斜盘为点接触，其零件简单,加工方便。但由于接触应力大，柱塞头部容易磨损、剥落和边缘掉块，不能承受过高的工作压力，寿命较低。这种点接触式柱塞在早期泵中可见，现在很少有应用。2)线接触式柱塞如图2(b)所示，柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞球窝中心摆动。摆动头上部是球面或平面与斜盘或面接触，以降低接触应力，提高泵工作压。摆动头与斜盘的接触面之间靠壳体腔的油液润滑，相当于普通滑动轴承，其BN值必须限制在规定的范围内。3)带滑靴的柱塞如图2(c)所示，柱塞头部同样装有一个摆动头，称滑靴，可以绕柱塞球头中心摆动。滑靴与斜盘间为面接触，接触应

14、力小，能承受较高的工作压力。高压油液还可以通过柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持与斜盘之间有一层油膜润滑，从而减少了摩擦和磨损，使寿命大大提高。目前大多采用这种轴向柱塞泵。（八）（b）（c）图2柱塞结构型式Fig2.Structuretypeplunger可见，柱塞大多做成空心结构，以减轻柱塞重量，减小柱塞运动时的惯性力。采用空心结构还可以利用柱塞底部高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙，取得良好的密封效果。空心柱塞内还可以安放回程弹簧，使柱塞在吸油区复位。但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效容积。在高压泵中，由于液体可压缩性能的影响，无效容积会降低泵容积

15、效率，增加泵的压力脉动，影响调节过程的动态品质。综上，本设计选用图2-1（c）所示的型式。（2）柱塞结构尺寸设计1）柱塞直径,及柱塞分布塞直径。f柱塞直径右、柱塞分布塞直径0和柱塞数Z都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上各柱塞孔直径dz所占的弧长约为分布圆周长0的75%,即：9=0.75（式2-1）11Df由止匕可得m二-=3.82（式22）dz0J5110.75式中加为结构参数。相随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其加值如表2-1所示：表2柱塞结构参数Table2.StructuralparametersofpistonZ7911M3.13.94.5当泵的理论流量Q力和转速如根据使用工况条件

16、选定之后，根据流量公式得柱塞直径“Z为dz=J4521Vmz11btanr（o_q）式中一斜盘最大倾角，取Y=20。由上式计算出的人数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径，应选取20mm.柱塞直径4确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径0/,即Qfb取150Lmin时Df=39mmdztanYZnb（式2-4）考虑缸体受力强度，这里取Df=56mm2）柱塞名义长度/由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力T,为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密封长度，应保证有最小留孔长度心一般取：pb20MpaZ0=(1.4-1.8)Jz式2-5)pb3QMpa/=(2-2.5)4(式2-6)因此，柱塞名

17、义长度/应满足：Z0+SmaX+min式2-7)式中SmaX一柱塞最大行程；min一柱塞最小外伸长度，一般取,min=2=7.8mm。根据经验数据，柱塞名义长度常取：pb20MpaI=（2.73.5MZ（式28）pb3QMpa/=（3.24.2）&（式29）这里取/=34-60mm3）柱塞球头直径4按经验常取4=（0.7-0.8）4，如图2-2所示。为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离Id,一般取（=Q455）4,这里取Id=54=mm。4）柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽，起均衡侧向力、改善润滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸

18、常取：深h=0.3O.7mm；间距t=2IOmlIl（3）柱塞摩擦副比压P、比功勺验算对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的磨损，而且有可能压伤柱塞或缸体。其比压应控制在摩擦副材料允许的范围内。取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值，则n2pi220.IxlO3.,_I,Pmax=2lMpap=40MPadzh39l0320.4lj（式2-10）柱塞相对缸体的最大运动速度%ax应在摩擦副材料允许范围内，即vmax=Rftg=I9.5l04.66l50l3（式211）=0.55msM=Sm/s由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功PmaX%ax为xvmax=*RG=21x

19、0.55（式2-12）dzk-ll.55Mpa.rn/spv=60Mpa.ms上式中的许用比压p、许用速度v、许用比功pv的值，视摩擦副材料而定，可参考表3。表3材料性能Table3.MaterialPropertiesH材料牌号许用比压pMpa许用滑动速度4m/s许用比功Mpa.m/sZQAL9-430860ZQSnlO-I15320球墨铸铁10518柱塞与缸体这一对摩擦副，不宜选用热变形相差很大的材料，这对于油温高的泵更重要。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力，不选用铜材料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。2.3.2滑靴设计目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构：10o

20、滑靴不仅增大了与斜盘的接触面、减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔服和滑靴中心孔d0,再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由于油液在封油带环缝中的流动，使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜，大大减少了相对运动件间的摩擦损失，提高了机械效率。这种结构能适应高压力和高转速的需要。滑靴设计常用剩余压紧力法。剩余压紧力法的主要特点是：滑靴工作时，始终保持压紧力稍大于分离力，使滑靴紧贴斜盘表面。此时无论柱塞中心孔服还是滑靴中心孔4,均不起节流作用。静压油池压力B与柱塞底部压力外相等，即PJPb(式2T3)4In将上式代入式旦=-中，可得滑靴分离力为Pb2(A；A2)cos7PI=兀_/；)Pb=(

21、4-l/xio6l2560=3.1(N)(式2-14)21n21n14R111设剩余压紧力Vy=Py-P/,则压紧系数O=色=0.050.15,这里取0.1。Py滑靴力平衡方程式即为=(1)4=(1O.l)x3.1=2.79(N)用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.0080.Olmm左右。滑靴泄漏量少，容积效率教高。但摩擦功率较大，机械效率会降低。若选择适当的压紧系数夕，剩余压紧力产生的接触应力也不会大，仍有较高的总效率和较长的寿命。剩余压紧力法简单适用，目前大多数滑靴都采用这种方法设计。(1)滑靴的结构型式的选择滑靴结构有如图2-3所示的3种型式。（八）(b)(c)图4滑靴结构

22、型式Fig4.StructuretypeSlipper图4（八）所示为简单型，静压油池较大，只有封油带而无辅助支承面。结构简单，是目前常用的一种型式。图4(b)所式滑靴增加了内、外辅助支承面。减小了由剩余压紧力产生的比压，同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。图4(c)所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。经比较，本设计采用图4（八）所示的结构型式。Fig5.DeterminethediameterofSlipper滑靴在斜盘上的布局，应使倾角/=O时，互相之间仍有一定的间隙s,如图5所示。D滑靴外径2：冗（式2-15）Di=D

23、fsinS=16(mm)一般取S=I3,这里取3。2）油池直径2初步计算时，可设定=0.94DlD=0.94D2=15mm3）中心孔为、4及长度/0如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔必和或可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取dQ=4mm=2mm0=12mm2.3.3油盘设计配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸、排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷.。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。配油盘设计主要是确定内封油带尺寸、吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。（1）过渡区设计为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角力大于柱塞腔通油孔包角%的结构，

24、称正重迭型配油盘。具有这种结构的配油盘,当柱塞从低压腔接通高压腔时，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。对泵的寿命影响很大。为防止压力冲击，我们希望柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。（2）配油盘主要尺寸确定1）配油窗尺寸2）封油带尺寸设内封油带宽度为打，外封油带宽度为ZV乙和仇确定方法为：考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取耳略大于仇，即b1=R1-R2=0A25dz（式2-16

25、b2=R3-R4=(0-025)dz(式2-17)当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得R；-E_兀Zd；(10)In与ln&(式2-18)(PP联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸:Rl=68mmR2=64mmR3=49mmR4=45mm沁LDCDCU12图6配油盘主要尺寸Fig6.Themaindimensionsofoilpans(3)验算比压p、比功PV为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图4-9中的。5、D6o辅助支承面上开有宽度为B的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积

26、F为F=(D2-D+D12-D)-(+)(式2-19)式中大一辅助支承面通油槽总面积；且：F1=KB(R-R5)(K为通油槽个数,B为通油槽宽度）F2、鸟一吸、排油窗口面积。根据估算：F=1034（mm2）配油盘比压P为P=空户2KB=284Pa和（式2-20）式中Ag一配油盘剩余压紧力；p,一中心弹簧压紧力；p根据资料取300pa；在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算PV值，即pv=pvppv（式2-21）2式中乙一平均切线速度，V=（D4+D）o（式2-22）11n2V22849川=上（2+。）=（18+20）=458600Kgf/cm2n11150

27、0pv根据资料取600Kg70o2.3.4 缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸图7柱塞腔通油孔尺寸Fig7.Cavitythroughtheplungerholesize为减小油液流动损失，取通油孔分布圆半径H=26三（2）缸体内、外直径0、2的确定为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量一致，应尽量使各处壁厚一致（如图2-7）,即R=壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。图8缸体结构尺寸Fig8.Cylinderstructuresize缸体强度可按厚壁筒验算b=Pb1=募葭：+鲁X12560=129（妍/而）团（式2-23）UwClz十NXNJ-Jy式中dw一筒外

28、径，且4=4+25。用一缸体材料许用应力，对ZQAL94：=600-800（cm2）缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为N=（o+Pb）（式2-24）39=21034Q+031256）=38mmA同式中E一缸体材料弹性系数；一材料波桑系数,对刚质材料=0.23-0.30,青铜=0.32-0.35；Ab一允许变形量，一般刚质缸体取A同0.0065三n青A司0.0048mm；符合要求。(3)缸体高度H从图2-7中可确定缸体高度H为H=77mm2.3.5 柱塞回程机构设计斜盘式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合固

29、定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘2,如图9,并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙，并可调。回程盘是一平面圆盘，如图9所示。盘上乙为滑靴安装孔径，4为滑靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。图9回程盘结构尺寸Fig9.Returnplatestructuresize如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是短轴a=56mm72Rf256Ub=41.5mm长轴CoSZmaXCoS20。（式2-25）4和R的选

30、择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，Dh取椭圆长、短轴的平均值较合理，即7RDh=-=Rf+J=19.5+41.5=61（mm）（式2-26）2smax从图2-8中可以看出回程盘上安装孔中心0与长、短轴端点A或B的最大偏心距相等，且为:/ax，因而2r(R、Oax=LRf+J=(41.5x2)61=22(相机)(式227)COS/max(COS/maxJ为了允许滑靴在任一方向偏离;Oax，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑靴径部直径d大CnlaXo同时，考虑到加工、安装等误差，应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙J。这样安装孔的直径为4=d+enia+2/=8+22+2

31、x1=33(相机)(式2-28)式中d一滑靴颈部直径；J一间隙，一般取J=0.5Immo2.3.5变量机构设计轴向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角，以改变输出流量的方向和大小。变量机构的型式很多，按照控制方式，可分为手动式、机动式、电动式、液动式、电液比例控制式等。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式，如图10按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等回。图10变量执行机构FiglO.Variableistheexecutingagency以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图2-9（八）所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜

32、盘改变倾斜角，如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。图2-9(b)所示，在伺服阀C端用手轮或杠杆输入一位移量，称手动伺服变量式；若以电机或液压装置输入位移量时，则称电动或液动伺服变量式；如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值，则构成了压力补偿变量式。再如图2-9(C)中，用带有电磁阀的外液压源控制，可成为远程液控变量式；如果用伺服阀控制变量缸，并使泵出口压力为恒值，可成为恒压变量型式。由此可知，变量的型式是多种多样的，下面介绍其中最常用的几种变量机构。并予以比较选择。（1）手动变量机构手动变量机构是一种最简单的变量机构，适用于不经常变量的液压系统。变量时用手轮转动丝杠旋转，丝杠上的螺母直线

33、运动带动斜盘改变倾斜角实现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图11所示。图11手动变量机构原理及特征Figll.Principlesandcharacteristicsofvariablebodymanual图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量Q的方向和大小与变量机构行程y成正比。（2）手动伺服变量机构该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。手动伺服变量机构的原理图和变量特性如图12所示。图12手动伺服变量机构Figl2.Manualservovariablebody图中伺服变量机构由双边控制阀和差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活塞杆相连，变量缸的缸体与泵体相连。当控

34、制阀处于中位时，斜盘稳定在一定的位置上。变量时，若控制阀C端向左移动，油路1和2连通，变量缸A、B两腔都是泵出口压力。由于B腔面积大于A腔，变量活塞在液压力作用下向右移动，推动斜盘倾斜角减小，流量随之减少。与此同时，由于阀套与活塞杆相连，阀套也向右移动逐步关闭油路1和2,于是斜盘稳定在新的位置上。反之，控制阀向右移动时，油路2和3连通，变量缸B腔与回油路接通，变量活塞在A腔液压力作用下向左移动，使斜盘倾角增大，流量也增大。同理，由于控制阀阀套的反馈移动，使斜盘稳定在新的位置。这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力，大大提高了变量的性能和精度。变量信号输入可以是手动，也可以是电动。如

35、用外液压源可实现远程无级变量。因此，这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、机床等许多液压系统中。(3)恒功率变量机构恒功率变量机构是根据泵出口压力调节输出流量，使泵输出流量与压力的乘积近似保持不变，即原动机输出功率大致保持恒定。变量机构原理如图10（八）所示。图中恒功率变量机构仍由双边控制阀和差动变量缸组成。与手动伺服变量机构不同的是控制阀C端由弹簧预压调定，D端用控制油路接通泵出口管路。利用液压力与弹簧力平衡的关系控制变量活塞，改变斜盘倾角。工作原理与手动伺服变量机构类似。为使泵功率为一恒值，理论上，泵出口压力与输出流量应保持双曲线关系，如图5-4所示。但是，实际泵的变量机构都是

36、采用弹簧来控制的。因此，只能用一段折线(一根弹簧)或二段折钱(二根弹簧)来近似替代双曲线。图12（八）所示的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量特性。(4)恒流量变量机构恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力差调节输出流量，保持流量为一恒值。变量机构原理及变量特性如图13所示。(b)图13恒流量变量机构原理及特征Figl3.Constantflowprincipleandcharacteristicsofvariablebody图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀（恒流量阀）和差动变量缸组成。控制阀C端预压弹簧调定后，节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产

37、生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中垃，斜盘倾角固定在某一角度，泵输出流量为调定值。当泵转速增加时，输出流量也相应增加。由于节流器面积不变，则节流器两端压力差AP增大，推动控制阀阀芯左移，带动变量活塞左移，斜盘倾角减小，流量城少，直至恢复到调定值。此时，阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀芯处于中位，斜盘倾角稳定，泵输出流量为恒定值。反之，当泵转速减小后，输出流量减少。类似的分析可知，斜盘倾角会增加，流量也随之增加，仍保持为一恒定值。恒流量变星泵用于对液压执行机构要求速度恒定的设备中。例如，机床、运输机械等液压系统。但是恒流量变量泵恒定流星的精度不高，误差较大，这也限制了它的应用。综合比较以上几种变

38、量机构，本设计选择手动伺服变量机构。2.4斜盘式轴向柱塞泵基本性能参数2.4.1容积效率轴向柱塞泵排量为是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即%=4SmaXZ=AmZ0.I(L)(式2-30)(式2-31)3000601义70.2马=206Cp不计容积损失时，泵的理论流量最为Qtb=qb=W戊SmaXZHb=0.1X1500=150(Lmin)式中匕一柱塞横截面积；dx一柱塞外径;SmaX一柱塞最大行程;Z一柱塞数；他一传动轴转速。泵的理论排量q为1000g1OOOX1OO=702(mZ/r)n.v15000.95为了避免气蚀现象，在计算理论排量时应按下式作校核计算：14iCp（式2

39、31）式中CP是常数，对进口无预压力的油泵Cp=5400；对进口压力为5kgfcm的油泵。尸9100,这里取。9100；故符合要求。排量是液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的特征量。相同结构型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，对液压元件型号命名的标准中明确规定用排量作为主参数来区别同一系列不同规格型号的产品。从泵的排量公式%=5/。理吆/中可以看出柱塞直径&、分布圆直径0、柱塞数Z都是泵的固定结构参数,并且当原动机确定之后传动轴转速见也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角/来实现。对于斜盘式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角/max=15。20。，该设计

40、是通轴泵，受机构限制，取下限，即g=15。泵实际输出流量Q骸：=-Q7=100-3=97（mmin）（式2-32）式中AQ7为柱塞泵泄漏流量。轴向柱塞泵的泄漏流量主要由缸体底面与配油盘之间、滑靴与斜盘平面之间及柱塞与柱塞腔之间的油液泄漏产生的。止匕外，泵吸油不足、柱塞腔底部无效容积也造成容积损失。泵容积效率依5定义为实际输出流量Q9与理论流量Z之比，即Qtb轴向柱塞泵容积效率一般为%三0.94-0.98,经校核，符合要求。2.4.2机械效率不计摩擦损失时，泵的理论扭矩”仍为（式2-33）式中八口为泵吸、排油腔压力差。考虑摩擦损失AM0时，实际输出扭矩Mgz7为Mgb=Mtb+213N.n（式2

41、35）轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间、滑靴与斜盘平面之间、柱塞与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。泵的机械效率定义为理论扭矩M法与实际输出扭矩M的之比，即（式2-36）2.4.3功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率NgNtb=APbQtb=20Mgb（式2-37）=33.4kw泵实际的输入功率N6为Nbr=211/Mgb=211nbMtb（式2-38）=33.5kw泵实际的输出功率N为NbC=APbQgb=APbQtEyb（式2-39）（式2-40）=29.Ikw定义泵的总效率7为输出功率Y,与输入功率NM之比，即rIybrImbNbcNPbQtbnyb“LF

42、Nbr211Mtb0.896x0.97=0.87上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。对于轴向柱塞泵，总效率一般为%二0.850.9,经校核，满足要求。2.5斜盘式轴向柱塞泵主要零部件的运动学及脉动品质分析泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成，使柱塞轴线上任一点的运动轨迹是一个椭圆。止匕外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。2.5.1柱塞运动分析柱塞运动学分析，主要研究柱塞相对缸体的往复直线运动。即分析柱塞与缸体做相对运动时的行程、

43、速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础。2.5.2柱塞行程S图4T为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为r,柱塞分布圆半径为0,缸体或柱塞旋转角1为并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为0。，则对应于任一旋转角时，图14柱塞运动分析Figl4.Plungermotionanalysis如图：h-Rf-RfCOSa,所以柱塞行程S为5,=htg=R1（l-cos）tg（式2-41）当=180时，可得最大行程SmaX为SmaX=2Rftgy=Dftg=20mm（式2-42）2.5.3柱塞的运动速度分析将式S=htg=N（I-cos）氏/对时间微分可得柱塞运动速度u为=

44、Rtgsina（式243）4da4当。=90。及270时，Sina=1,可得最大运动速度qax为ma=RtSY=19.527r15o=819(mmls,)(式2-44)式中VV为缸体旋转角速度，且W二色。t2.5.4 柱塞运动加速度分析将。=6=4及=Rtgsina对时间微分可得柱塞运动加速度a为4dadt（式2-45）ddd?a=-=Rt2vc0sa4dadtf当。=0。及180时，cos。=1,可得最大运动加速度0max为IamaXl=RQg7=819x三2J60）129（m,y）柱塞运动的行程S、速度V、加速度与缸体转角。的关系如图4-2所示:图15柱塞运动特征图Figl5.Plun

45、germotionfeaturemap2.5.5 滑靴运动分析分析滑靴的运动，主要是研究它相对斜盘平面的运动规律，即滑靴中心在斜盘平面Xmy?内的运动规律，其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长、短轴分别为IIRf39长轴2=-=-=40.4(mm)cos/cosl5短轴2a-2Rf=39(mm)设柱塞在缸体平面上A点坐标为x=RfSinaf（式2-46）y=Rfcosa如果用极坐标表示则为矢径Rh=yx2+y2=Rfyl2+2cos2a（式2-47）极角=arctg（coscosa）（式2-48）滑靴在斜盘平面x。，内的运动角速度q为3=%=GeoS7（式2-49）h,2.22I工I乙”）dtcos+cossma由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当Q=/、I时，你最大（在短轴位置）为J1500C211(式2-50)叫max=60=162(rad/S)cos/cos15当Q=0、万时，例最小（在长轴位置）为6min=GCoS7=0X2XCoS