基于proe的轴向泵设计本科毕业设计论文.doc

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1、本科毕业设计（论文）基于proe轴向柱塞泵设计学生姓名： 学生学号： 院（系）： 机械设计制造及其自动化 年级专业： 指导教师： 摘要柱塞泵是一种供油装置，常用于机器的润滑系统中。它的工作原理是：靠凸轮旋转，由凸轮作用在弹簧压紧的柱塞上，使柱塞做往复运动，因而不断改变泵腔的容积和压力，将润滑油吸入泵腔，并排到润滑系统中。柱塞泵分径向柱塞泵和轴向柱塞泵两种。柱塞沿圆周径向分布的（柱塞与传动轴垂直）是径向柱塞泵。柱塞沿传动轴方向分布的（与传动轴平行）是轴向柱塞泵。轴向柱塞泵具有结构紧凑，工作压力高，容易实现变量，体积比径向柱塞泵要小等优点。本设计课题主要进行柱塞泵的产品设计和基于Pro/E软件的实

2、体仿真设计。Pro/E软件是迄今为止功能最强的全参数化设计软件。用Pro/E进行柱塞泵的仿真设计可以模拟真实情况，发现问题、分析问题，从而达到最优化最经济的设计目的。本文详细讲解了整个柱塞泵的建模过程，讲述了柱塞泵的装配，以及柱塞泵的运动仿真，并与其他三维设计软件进行了一个对比，分析了各类设计软件的优劣。本文重点讲述了基于Pro/E软件的柱塞泵各零件的设计和运动仿真，从而对柱塞泵的工作原理有了更清晰的认识。 目录摘要1轴向柱塞泵概述11.1轴向柱塞泵简介11.2直轴式轴向柱塞泵的工作原理22直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计42.1柱塞设计42.2滑靴设计82.3配油盘设计102.4缸体设计122

3、.5柱塞回程机构设计152.6变量机构设计173直轴式轴向柱塞泵基本性能参数213.1容积效率213.2机械效率223.3功率与效率234直轴式轴向柱塞泵主要零部件的运动学及脉动品质分析244.1柱塞运动分析244.1.1柱塞行程S244.1.2柱塞的运动速度分析254.1.3柱塞运动加速度分析254.2滑靴运动分析264.3柱塞瞬时流量及脉动品质分析275直轴式轴向柱塞泵主要零件受力分析305.1柱塞受力分析305.2滑靴受力分析335.3配油盘受力分析366轴向柱塞泵的仿真运动7结论47参考文献481轴向柱塞泵概述1.1轴向柱塞泵简介轴向柱塞泵由于具有柱塞结构紧凑、工作压力高、效率高、容易

4、实现变量等，被广泛应用于工作压力高，流量大而又需要调节的液压系统中。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，虽然它技术含量高、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 110一250mLr规格的泵。 我国从80年代末90年代初有很多

5、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。有些生产厂家在柱塞内孔通过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

6、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。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。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

7、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

8、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。1.2直轴式轴向柱塞泵的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。下面以直轴式轴向柱塞泵为例来说明轴向柱塞泵的工作原理。直轴式轴向柱塞泵的结构如图1-1所示，柱塞的头

9、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，在范围内，柱塞由开始不断伸出，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，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

10、，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。1-斜盘 2-回程盘 3-滑靴 4-柱塞 5-缸体 6-配油盘 7-传动轴图1-1 直轴式轴向柱塞泵工作原理2直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计给定数据最大工作压力 额定流量 =100/min额定转速 n=1450r/min2.1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）点接触式柱塞如图2-1（a）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

11、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2-1（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，其值必须限制在规定的范围内。3）带滑靴的柱塞如图2-1（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

12、提高。目前大多采用这种轴向柱塞泵。图2-1 柱塞结构型式可见，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柱塞直径柱塞分布塞直径和柱塞数Z都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上

13、各柱塞孔直径所占的弧长约为分布圆周长的75%，即 由此可得 式中为结构参数。随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其值如表2-1所示。表2-1柱塞结构参数Z7911m3.13.94.5当泵的理论流量和转速根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径为 （2-1） 式中 斜盘最大倾角，取=20由上式计算出的数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径,应选取20mm.柱塞直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径，即 （2-2）2）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，一般取： 因此，柱塞名义长度应满足： 式中 柱塞

14、最大行程； 柱塞最小外伸长度，一般取。根据经验数据，柱塞名义长度常取： 这里取3）柱塞球头直径按经验常取，如图2-2所示。图2-2柱塞尺寸图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，一般取，这里取。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。均压槽的尺寸常取：深h=0.30.7mm；间距t=210mm（3）柱塞摩擦副比压P比功验算 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

15、计算比压值，则 （2-3）柱塞相对缸体的最大运动速度应在摩擦副材料允许范围内，即 （2-4） 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功为 （2-5） 上式中的许用比压许用速度许用比功的值，视摩擦副材料而定，可参考表2-1。表2-1材料性能材料牌号许用比压 Mpa许用滑动速度m/s许用比功Mpa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320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。2.2滑靴设计目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构。滑靴不

16、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，经柱塞中心孔和滑靴中心孔，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还是滑靴中心孔，均不起节流作用。静压油池压力与柱塞底部压力相等，即 =将上式代入式中，可得滑靴分离力为 （2-6）设剩余压紧力，则压紧系数 ，这里取0.1。滑靴力平衡方程式即为 用剩余压紧力法设计的滑靴

17、，油膜厚度较薄，一般为0.0080.01mm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，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。图2-3滑靴结构型式图2-3（a）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2-3（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2-3（c）所示的滑靴在支承面上开设了

18、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2-3（a）所示的结构型式。（2）滑靴结构尺寸设计图2-4 滑靴外径的确定滑靴在斜盘上的布局，应使倾角时，互相之间仍有一定的间隙s，如图2-4所示。1）滑靴外径： （2-7）一般取s=0.21，这里取0.2。2）油池直径 初步计算时，可设定，这里取0.8. 3）中心孔及长度如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔和可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取 （或）=0.81.5=1.0mm 2.3配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

19、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大于柱塞腔通油孔包角的结构，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图2-5 配油

20、盘主要尺寸1）配油窗尺寸配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径配油窗口包角，在吸油窗口包角相等时，取 为避免吸油不足，配油窗口流速应满足 满足要求。式中 泵理论流量； 配油窗面积，； 许用吸入流速，=23m/s。由此可得 =2）封油带尺寸设内封油带宽度为，外封油带宽度为，和确定方法为：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，取略大于，即 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 （2-8）联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸： 。（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

21、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。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F为式中 辅助支承面通油槽总面积；且：（K为通油槽个数，B为通油槽宽度） 吸排油窗口面积。根据估算：配油盘比压p为 （2-9）式中 配油盘剩余压紧力； 中心弹簧压紧力； 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 式中 平均切线速度，=。 根据资料取。2.4缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸（1）通油孔分布圆和面积图2-6 柱塞腔通油孔尺寸为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径与配油窗口分布圆半径

22、相等。即 式中为配油盘配油窗口内外半径。 通油孔面积近似计算如下（如图2-6所示）。 式中 通油孔长度，；通油孔宽度，；（2）缸体内外直径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。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。图2-7缸体结构尺寸缸体强度可按厚壁筒验算 （2-10）式中 筒外径，且。 缸体材料许用应力，对ZQAL94：=600800缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为 （2-11）式中 E缸体材料弹性系数； 材料波桑系数，对刚质材料=0.230.30，青铜=0.320.35； 允许变形量，一般刚质缸体取，青铜则取；符合

23、要求。（3）缸体高度H从图2-7中可确定缸体高度H为 式中 柱塞最短留孔长度； 柱塞最大行程； 为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短； 缸体厚度，一般=（0.40.6），这里取0.5。2.5柱塞回程机构设计直轴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2-8，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2-8所示。盘上为滑靴安装孔径，为滑靴安装

24、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2-8 回程盘结构尺寸如前所述，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 长轴 和的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，取椭圆长短轴的平均值较合理，即 从图2-8中可以看出回程盘上安装孔中心O与长短轴端点A或B的最大偏心距相等，且为，因而 （2-12） 为了允许滑靴在任一方向偏离，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。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 式中 滑靴颈部直径； 间隙

25、，一般取=0.51mm。2.6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2-9。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。 图2-9变量执行机构以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图2-9(a)所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜盘改变倾斜角，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

26、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2-10所示。图2-10手动变量机构原理及特征 图中表明手动变量机

27、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2-11所示。图2-11手动伺服变量机构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AB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l和2，于是斜盘

28、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10-3(a)所示。图中

29、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2-11（a）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

30、为一恒值。变量机构原理及变量特性如图2-12所示。图2-12恒流量变量机构原理及特征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

31、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量机构，本设计选择手动伺服变量机构。3直轴式轴向柱塞泵基本性能参数3.1容积效率轴向柱塞泵排量是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即 （3-1） = 0.84(L)不计容积损失时，泵的理论流量为 （3-2） =0.841500 =1260(L)式中 柱塞横截面积； 柱塞外径； 柱塞最大行程； 柱塞数； 传动轴转速。泵的理论排量q为 （） （3-3）为了避免气蚀现象，在计算理论排

32、量时应按下式作校核计算： （3-4） 式中是常数，对进口无预压力的油泵=5400；对进口压力为5kgf/cm的油泵=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。从泵的排量公式中可以看出柱塞直径分布圆直径、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。对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角，该设计是通轴泵，受机构限制，取

33、下限，即。泵实际输出流量： =100-3=97（） 式中为柱塞泵泄漏流量。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。此外，泵吸油不足柱塞腔底部无效容积也造成容积损失。泵容积效率定义为实际输出流量与理论流量之比，即 = 轴向柱塞泵容积效率一般为=0.940.98，经校核，符合要求。3.2机械效率不计摩擦损失时，泵的理论扭矩为 = （3-5）式中为泵吸排油腔压力差。考虑摩擦损失时，实际输出扭矩为 = 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

34、扭矩与实际输出扭矩之比，即 3.3功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率 （3-6）=泵实际的输入功率为 （3-7）=泵实际的输出功率为 = （3-8）定义泵的总 效率为输出功率与输入功率之比，即 = 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=0.850.9,经校核，满足要求。4 直轴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。此外，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

35、使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。4.1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。4.1.1柱塞行程S图4-1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，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，则对应于任一旋转角时，图4-1 柱塞运动分析如图：，所以柱塞行程S为 （4-1）当时，可得最大行程为 （4-2）4.1.2柱塞的运动速度分析将式对时间微分可得柱塞运动速度为 （4-3）当及时，可得最大运动速度为 （4-4）式中为缸体旋转角

36、速度， 且。4.1.3柱塞运动加速度分析将对时间微分可得柱塞运动加速度a为 （4-5）当及时，可得最大运动加速度为 （4-6）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4-2 柱塞运动特征图4.2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 长轴 短轴 设柱塞在缸体平面上A点坐标为 （4-7）如果用极坐标表示则为矢径 （4-8）极角 滑靴在斜盘平面内的运动角速度为 （4-9）由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当时，最大（在短轴位置）为 （4-10）当时，最小（在长轴位置

37、）为 （4-11）由结构可知，滑靴中心绕点旋转一周（）的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度，即 4.3柱塞瞬时流量及脉动品质分析泵瞬时流量是一周期脉动函数.由于泵内部或系统管路中不可避免地存在有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动.这些脉动严重影响了输出流量品质,使系统工作不稳定,当泵的脉动频率与液压油柱及管路的固有频率相当,就产生了谐振的条件,谐振时压力脉动可能很高,这时系统的构件有极大的潜在破坏性.在一些极端情况下,几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限.液压油的流量压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械震动将引起导致管路附件及安装构件的应力.液压泵的供压管路,一般是最容易受到破坏的部位.柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 （4-12）式中为柱塞横截面积， 。泵柱塞数为9，柱塞角距（相邻柱塞间夹角）为，位于排油区的柱塞数为，那么参与排油的各柱塞瞬时流量为 （4-13） 泵的瞬时流量为 （4-14） 由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角a有关，也与柱塞数有关。对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为。当时，取=，由泵的流量公式可得瞬时流量为 （4-15）当时，取，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 （4-16）