(機(jī)械制造行業(yè))活塞的機(jī)械加工工藝典型夾具及其設(shè)計(jì)

55配油盤受力分析與設(shè)計(jì)目錄、戶>-刖百TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一 制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的 4\o"CurrentDocument"二制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計(jì)的基本任務(wù)與要求 4設(shè)計(jì)任務(wù) 4畢業(yè)設(shè)計(jì)基本要求 4\o"CurrentDocument"三畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書的編寫 4工件的結(jié)構(gòu)分析 ..5工藝工序安排 ..7切削用量的確定 9夾具體的設(shè)計(jì) .10\o"CurrentDocument"5配油盤受力分析與設(shè)計(jì) 13\o"CurrentDocument"配油盤受力分析 … 14壓緊力Py 16分離力Pf 17\o"CurrentDocument"配油盤設(shè)計(jì) 17\o"CurrentDocument"過渡區(qū)設(shè)計(jì) 17\o"CurrentDocument"配油盤主要尺寸確定 17驗(yàn)算比壓p、比功pv 17\o"CurrentDocument"6缸體受力分析與設(shè)計(jì) 17\o"CurrentDocument"缸體的穩(wěn)定性 17\o"CurrentDocument"缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 18\o"CurrentDocument"通油孔分布圓半徑Rf和面積F 18\o"CurrentDocument"缸體內(nèi)、外直徑D1、D2的確定 18缸體高度H 18\o"CurrentDocument"7柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 19\o"CurrentDocument"8斜盤力矩分析 19\o"CurrentDocument"柱塞液壓力矩M1 19\o"CurrentDocument"過渡區(qū)閉死液壓力矩 19\o"CurrentDocument"具有對(duì)稱正重迭型配油盤 20\o"CurrentDocument"零重迭型配油盤 21\o"CurrentDocument"帶卸荷槽非對(duì)稱正重迭型配油盤 21\o"CurrentDocument"回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩M3 22\o"CurrentDocument"滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩M4 22\o"CurrentDocument"柱塞慣T^力矩M5 22柱塞與柱塞腔白^摩擦力矩 M6 23斜盤支承摩擦力矩M7 23斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩 M8 24斜盤自重力矩Mg 24\o"CurrentDocument"9變量機(jī)構(gòu) 26\o"CurrentDocument"手動(dòng)變量機(jī)構(gòu) 26\o"CurrentDocument"手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu) 27\o"CurrentDocument"恒功率變量機(jī)構(gòu) 27\o"CurrentDocument"恒流量變量機(jī)構(gòu) 27\o"CurrentDocument"結(jié)論 29\o"CurrentDocument"參考文獻(xiàn) 30致謝 31、乙刖百用以控制流體（液體、氣體、氣液或固液混合體）流量、壓強(qiáng)和流向的裝置。簡(jiǎn)稱閥。通常由閥體、閥蓋、閥座、啟閉件、驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)、密封和緊固件等組成。 閥門的控制功能是依靠驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)或流體驅(qū)使啟閉件升降、滑移、旋擺或回轉(zhuǎn)以改變流道面積的大小來實(shí)現(xiàn)的。廣泛用于工農(nóng)業(yè)生產(chǎn)和日常生活器具中。閥門的基本參數(shù)是工作壓力、工作溫度和口徑。工業(yè)管道的各種閥門，常用公稱壓力pN（在規(guī)定溫度下允許承受的最大工作壓力）和公稱通徑DN（閥體與管子聯(lián)接端部的名義內(nèi)徑）作為基本參數(shù)。閥門主要有密封、強(qiáng)度、調(diào)節(jié)、流通、啟閉等性能，其中前二者是一切閥門最基本最重要的性能。為了保證閥門的密封和強(qiáng)度，除了必須遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定合理地進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、確保工藝質(zhì)量外，還必須正確地選用材料。Abstract:Thisdesigncomponentsareabeamholder.SelectstheQT40-10steel.Accordingtothecomponentsshape,thesizeprecision,theproductioneconomicefficiencyandsoonvariousaspectsmultianalysisitsprocessingcraft,usesthespecialpurposemachineprocessingmuch.Throughtothecomponentsanalysis,thisaxisrequiredaccuracyishigh,theworkingproceduresuitablecentralism,therequestissmooth,thereforeselectsthetoolandthesizewants.Finallycarriesontheexaminationtothecomponents.Inordertoachievethecomponentsprecisiontherequest.Keyword:Jig,examination,technologicaldesign1制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的機(jī)械制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計(jì)是培養(yǎng)機(jī)械工程類專業(yè)學(xué)生應(yīng)職應(yīng)崗能力的重要實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，它要求學(xué)聲能全面綜合的運(yùn)用所學(xué)的理論和時(shí)間知識(shí)， 進(jìn)行零件機(jī)械加工工藝規(guī)程和工藝裝備的設(shè)計(jì)。其基本目的是：(1)培養(yǎng)工程意識(shí)。(2)訓(xùn)練基本技能。(3)培養(yǎng)質(zhì)量意識(shí)。(4)培養(yǎng)規(guī)范意識(shí)。2制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計(jì)的基本任務(wù)與要求2.1、設(shè)計(jì)任務(wù)(1)設(shè)計(jì)一個(gè)中等復(fù)雜的零件的加工工藝規(guī)程；(2)設(shè)計(jì)一個(gè)專用夾具；(3)編寫設(shè)計(jì)說明書。2.2、畢業(yè)設(shè)計(jì)基本要求(1)內(nèi)容完整，步驟齊全。(2)設(shè)計(jì)內(nèi)容與說明書的數(shù)據(jù)和結(jié)論應(yīng)一致，內(nèi)容表達(dá)清楚，圖紙準(zhǔn)確規(guī)范，簡(jiǎn)圖應(yīng)簡(jiǎn)潔明了，正確易懂。(3)正確處理繼承與創(chuàng)新的關(guān)系。(4)正確使用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。(5)盡量采用先進(jìn)設(shè)計(jì)手段。3畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書的編寫說明書要求系統(tǒng)性好、條理清楚、語言簡(jiǎn)練、文字通順、字跡工整、圖例清晰、圖文并茂，充分表達(dá)自己的見解，力求避免抄書。五、工藝工序安排1、以下我們對(duì)些零件進(jìn)行工藝安排：下料一車削一車削一鉆孔一銃削一鉆孔一去毛刺一檢驗(yàn)一油封下料：①96x62車削：車左端面及外圓①90。粗臺(tái)階、①80。車削：粗車右端面至56。鉆孔：鉆孔3個(gè)①6深8孔。銃削；銃外形的6個(gè)分布均勻的肋板及頂面。鉆削：鉆①37.5、擴(kuò)孔①37.85、錢孔①38H0鉗工：去毛刺。檢：檢驗(yàn)。油封：清理、油封、入庫。六、切削用量的確定正確地確定切削用量，對(duì)保證加工質(zhì)量、提高生產(chǎn)率、獲得良好的經(jīng)濟(jì)效益，都有著重要的意義。在確定切削用量時(shí)，應(yīng)綜合考慮零件的生產(chǎn)綱領(lǐng)、加工精度、和表面粗糙度、材料、刀具的材料及耐用度等方面因素。單件小批量生產(chǎn)時(shí)，為了簡(jiǎn)化工藝文件，常不具體規(guī)定切削用量，而由操作者根據(jù)實(shí)際情況，憑經(jīng)驗(yàn)確定合理的切用量。成批及大量生產(chǎn)時(shí)，特別是組合機(jī)床、自動(dòng)機(jī)床及多刀加工工序的切削用量，應(yīng)科學(xué)地、嚴(yán)格地確定，確定的一般原則為：粗加工時(shí)，由于要求的加工精度較低、表面粗糙度較大，切削用量的確定應(yīng)該盡可能保證較高的金屬切除北和必要的刀具耐用度， 以達(dá)到較高的生產(chǎn)率。提高切削速度、增大進(jìn)給量和切削深度，都能提高金屬切除率，但在這三個(gè)要素中，切削速度對(duì)刀具耐用度影響最大，其次是進(jìn)給量，影響最小的是切削深度。 所以在確定粗加工切削用量時(shí)，應(yīng)優(yōu)先考慮采用大的切削深度，其次考慮采用較大的進(jìn)給量，最后根據(jù)刀具的耐用度要求，確定合理的切削速度。具體數(shù)據(jù)的確定可參閱有關(guān)手冊(cè)。半精加工、精加工時(shí)，確定切削用量首先要考慮的問題是保證加工精度和表面質(zhì)量同時(shí)也要兼顧必要的刀具耐用度和生產(chǎn)率。半精加工、精加工時(shí)的切削深度一般根據(jù)粗加工后留下的加工余量來確定，而進(jìn)給量主要根據(jù)表面粗糙度來確定。為了減少工藝系統(tǒng)的彈性變形和已加工表面的殘留面積高度， 半精加工和精加工時(shí)一般多采用較小的切削深度和進(jìn)給量。在切削深度和進(jìn)給量確定之后，再確定合理的切削速度。在采用組合機(jī)床、自動(dòng)機(jī)床等多刀具同時(shí)加工的工序時(shí)，其加工精度、生產(chǎn)率和刀具的壽命與切削用量的關(guān)系很大，為保證機(jī)床正常工作，不經(jīng)常換刀， 其切削用量要比采用一般機(jī)床加工時(shí)低一些。以下是①38H9切削加工：曲面挖槽粗加工生成一系列平面銃削，是一種最常用的曲面粗加工方法。它還可以使刀具從零件毛坯外開始加工，防止刀具直接埋入工件材料。調(diào)出圖形文件：曲面挖槽粗加工、圖六。七、夾具體的設(shè)計(jì)為了保證工件的加工要求，必須使工件在機(jī)床上處于準(zhǔn)確的位置，夾具就是用來實(shí)現(xiàn)這一要求的。1、定位方式的選擇根基準(zhǔn)統(tǒng)一的原則，我們采用設(shè)計(jì)基準(zhǔn)來作為我們的定位基準(zhǔn)，即采取一面二孔的形式進(jìn)行定位。2、夾緊方式的選擇夾緊方式的確定，起初我考慮各種各樣的方案，但是都沒有成形，最后我考慮用3個(gè)螺紋孔來夾緊。5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，用以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖5.1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Py；配油窗口和封油帶油膜對(duì)缸體的分離力Pf。1—吸油窗 2一排油窗 3一過度區(qū) 4—減振槽5—內(nèi)封油帶 6—外封油帶 7—輔助支承面圖5.1配油盤基本構(gòu)造壓緊力Py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，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 對(duì)于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有-(Z1)個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力Py1為TOC\o"1-5"\h\zZ1 2 91 2 6Py1——.—dzPbPymax 39 10 1256024150(N)4 2 41當(dāng)有1(Z1)個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力Py2為Z1 9 91Py2 Z2- [d2Pb Pymin 萬 73*1061256019320(N)平均壓緊力Py為1 1Py-(Py1Py2)-(2415019320)21735(N)

5.1.2分離力Pf分離力由三部分組成。即外封油帶分離力 Pf1,內(nèi)封油帶分離力Pf2,排油窗高壓油對(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5.2所示。TOC\o"1-5"\h\z當(dāng)有1(Z1)個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 i為21 1 2i(Z1)aa。 (91)-2 2 9當(dāng)有:(Z1)個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 2為1 1 22(Z3)aa。 (93)-2 2 9平均有力柱塞排油時(shí)，平均包角12(112(18"9")2)(Z2)aa。 (―2 23式中a——柱塞間距角，a-Za。一一柱塞腔通油孔包角，這里取a。①外封油帶分離力Pf1外封油帶上泄漏流量是源流流動(dòng)，對(duì)封油帶任儀半徑上的壓力Py從R2到R1積分，并以p代替2，可得外封油帶上的分離力Pf1為圖5.2 封油帶實(shí)際包角的變化Pf1p(R2R2Pf1-；1^R279 (172152)10641n衛(wèi)15125607-9-112106125602=3.4(N)外封油帶泄漏量q為3Pbpq3Pbpq1 —R121n0R27 3一0.001 12560_9 7 1712210In-1592(ml)②內(nèi)封油帶分離力Pf2內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力 Pf2為p（R；R2）pD2DPf2 B-pb二R3R41nR3 2R4—(92112)10691077—1122106 125605.2(N)內(nèi)封油帶泄漏量q2為q230.00112In0R4122107125601T147(ml)In-9③排油窗分離力Pf3①配油盤總分離力Pf1Pf3(152112)125601.6(N)PfPf1Pf2Pf33.45.21.610.2(N)總泄漏量q為q〔qq〔q2 92147239(N)5.2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。過渡區(qū)設(shè)計(jì)為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角 a1大于柱塞腔通油孔包角a。的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底壓腔時(shí)，封閉的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對(duì)泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。配油盤主要尺寸確定(圖5.3)圖5.3配油盤主要尺寸確定(1)配油窗尺寸TOC\o"1-5"\h\z配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑 Df配油窗口包角。,在吸油窗口包角相等時(shí)，取aia2 一。 2為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足0Qtb2.3 03m/s 滿足要求。F2式中 Qtb——泵理論流量；F2——配油窗面積，F(xiàn)2—(R22R2);20——許用吸入流速， 0=2?3m/s。由此可得R22R；='Q^0v0(2)封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為b2,外封油帶寬度為bl,bl和b2確定方法為：考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取b略大于b2,即b1R1R2 0.125dzb2R3R4(0.1:0.125)dz當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示與分離力計(jì)算示帶入平衡方程式可得R2R；R；R2 ZdZ(1)TOC\o"1-5"\h\z?R ,R3 2.In1 ln3 2pR2 R4聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸R17mm、R215mm、R311mm、R49mm。驗(yàn)算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦， 配油盤應(yīng)有足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖5.3中的D5、D60輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積F為_ _2_2_2_2 — — —F(D2D52D12D42)(F1F2F3)4式中 Fi——輔助支承面通油槽總面積；F1KB(RR5)(K為通油槽個(gè)數(shù)，B為通油槽寬度)F2、F3——吸、排油窗口面積。根據(jù)估算：F1034(mm2)配油盤比壓p為_ _ _5pypt2KB(RR)p l284papF 11d式中 py——配油盤剩余壓緊力；pt——中心彈簧壓緊力；根據(jù)資料取300pa；

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，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算pv值，即pvpvp pv式中vp為平均切線速度，式中vp為平均切線速度，vp2p、

pv (D4n-(D4D)。nD)力15002(1820)458600Kgf/cm2pv根據(jù)資料取600Kgf/cm266缸體受力分析與設(shè)計(jì)6缸體受力分析與設(shè)計(jì)缸體的穩(wěn)定性在工作過的配油盤表面上常看到在高壓區(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，泄漏增加，油溫升高，油液粘性和潤(rùn)滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定通油孔分布圓半徑Rf和面積F圖6.1 柱塞腔通油孔尺寸為減小油液流動(dòng)損失，通常取通油孔分布圓半徑Rf與配油窗口分布圓半徑rf相等。即RfRfR2R3 1511_2 3 13mm式中R2、%為配油盤配油窗口內(nèi)、外半徑。通油孔面積近似計(jì)算如下(如圖 6.1所示)。_ _ 2 2 2Falaba0.215ba0.4539 684(mm)式中 la——通油孔長(zhǎng)度，ladz；

ba——通油孔寬度，ba0.5dz；缸體內(nèi)、外直徑Di、D2的確定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6.2),即1 2 3。壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算PbdW

dPbdW

dWd22 2(3922)2392(3922)239212560129(kgf/cm2)式中dw——筒外徑，dwdz2?！左w材料許用應(yīng)力，對(duì)ZQAL9—4: =600?800(kgf/cm2)圖6.2圖6.2缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體剛度也按厚壁筒校驗(yàn)，其變形量為dz2FPdz2FPb)3921034(20.312560)0.0038mm式中 E——缸體材料彈性系數(shù)；——材料波桑系數(shù)，對(duì)剛質(zhì)材料 =0.23?0.30,青銅=0.32?0.35;——允許變形量，一般岡I」質(zhì)缸體取 0.0065mm,青銅則取0.0048mm符合要求。缸體高度H從圖6—2中可確定缸體高度H為Hl0Smaxl3l4573970.539122.5(mm)式中 10——柱塞最短留孔長(zhǎng)度；Smax——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；—一缸體厚度，一般14=(0.4?0.6)dz,這里取0.5dz77柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)7柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結(jié)構(gòu)，其作用是在吸油過程中幫助把柱塞從柱塞腔中提伸出來，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤有良好的貼合。固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。它的特點(diǎn)是在滑靴頸部裝一回程盤2,如圖7.1,并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)在斜盤上。當(dāng)滑靴下表面與回程盤貼緊時(shí)，應(yīng)保證滑靴上表面與斜盤墊板3之間有一固定間隙，并可調(diào)?；爻瘫P是一平面圓盤，如圖7.1所示。盤上dh為滑靴安裝孔徑，Dh為滑靴安裝孔分布圓直徑。這兩個(gè)尺寸是回程盤的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計(jì)不好會(huì)使滑靴頸部及肩部嚴(yán)重磨損。下面主要研究這兩個(gè)尺寸的確定方法。如前所述，滑靴在斜盤平面上運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓，橢圓的兩軸是短軸 a2Rf219.539(mm)2Rf 219.5長(zhǎng)車由 b 41.5(mm)cos cos20maxdh和Dh的選擇應(yīng)保證泵工作時(shí)滑靴不與回程盤發(fā)生干涉為原則。因此，Dh取橢圓長(zhǎng)、短軸的平均值較合理，即RfRRfRf

c0smax19.541.561(mm)從圖7.1中可以看出回程盤上安裝孔中心從圖7.1中可以看出回程盤上安裝孔中心偏心距相等，且為1e,因而

m 2max/O與長(zhǎng)、短軸端點(diǎn)A或B的最大2Rfenax2RfenaxcosmaxRfRfCOSmax(41.52)6122(mm) 1 一.. 為了允許滑靴在任一方向偏離,emax，而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔2徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大emax。同時(shí)，考慮到加工、安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴徑部之間保留有適當(dāng)間隙Jo這樣安裝孔的直徑為

圖7.1回程盤結(jié)構(gòu)尺寸dhdemax2J8222133(mm)式中 d——滑靴頸部直徑；J——間隙，一般取J=0.5?1mm88斜盤力矩設(shè)計(jì)8斜盤力矩分析直軸式軸向柱塞泵通過泵的變量機(jī)構(gòu)改變斜盤傾斜角的大小來改變輸出流量。對(duì)斜盤力矩的分析，將對(duì)設(shè)計(jì)變量機(jī)構(gòu)提供依據(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)于無偏心的結(jié)構(gòu)只要令或b為零，推導(dǎo)出的公式仍然適用。圖8.1 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)柱塞液壓力矩Mi泵各柱塞受液壓作用力合力平均值 Pyp的合力作用點(diǎn)可以看成是通過球心平面3與缸體軸線2的交點(diǎn)。1。作用于斜盤轉(zhuǎn)軸的力矩為MiPypOB式中柱塞液壓平均合力Pyp為pyppypZ(PbPo)Fz2cos式中 Pb——排油腔壓力；Po——吸油腔壓力；Fz——柱塞底部液壓力;

作用力壁01B,由圖7.2可知為o1B=abtgcos所以MZ(RB)Fz,aM1 (btg)2coscos5269(N.m)過渡區(qū)閉死液壓力矩M2此力矩與配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)有關(guān)。具有對(duì)稱正重迭型配油盤對(duì)于柱塞數(shù)為乙配油盤過渡區(qū)具有對(duì)稱壓縮角 ai的泵（見圖8.1）;設(shè)上下點(diǎn)處柱塞腔壓力分別為po、pi；當(dāng)柱塞位于上死點(diǎn)過渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩M2為M2Z2al——Py02-1(A01B0i)PoFzZaRf

coscosa btgcos當(dāng)柱塞位于下死點(diǎn)過渡區(qū)時(shí)，閉死液壓平均力矩M2為PbFzZa1 Rf /aM2 』 1 ( btg)cos cos cos12560閉死液壓總平均力矩M2為1256032509— 219.5 產(chǎn)0 341(N.m)cos15M32509— 219.5 產(chǎn)0 341(N.m)cos15零重迭型配油盤由于無壓縮角，所以M2=0圖8.2(a) 配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)帶卸荷梢非對(duì)稱正重迭型配油盤設(shè)帶卸荷槽的配油盤過渡區(qū)壓力角為 a設(shè)帶卸荷槽的配油盤過渡區(qū)壓力角為 aia2(圖8.2(b)),那么M2M2PFzZ^旦 3btg2cos cos cosM2P0FM2P0FzZa12cosRfcosacosbtg同理可得M2=M2+M2=350(N.m)圖8.2(b) 配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)TOC\o"1-5"\h\z回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩 M3p1a 12560 39M3 -p btg 41.5tg15377(N.m)coscos cos15 cos15滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩M4當(dāng)斜盤改變傾斜角時(shí)，滑靴與柱塞球較之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)將產(chǎn)生摩擦力矩。全部球校的平均摩擦力矩M4為M4FzZ2cos(PM4FzZ2cos(PbP0)fj13256092cos15770.083280(N.m)式中 f1——球校摩擦系數(shù)，G=0.08;0——柱塞球頭半徑。該力矩方向與斜盤擺動(dòng)方向相反，阻止斜盤擺動(dòng)柱塞慣性力矩M5全部柱塞慣性力矩的平均值為M52-Mda0M52-Mda0ZmzR22tg

2cos22 1500 290.819.5 ( 2)tg15 602cos2151629(N.m)柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 M6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M62ZL0MM62ZL0MfdaZPfRf7 2~2cos940.5519.5

2cos2153.8(N.m)斜盤支承摩擦力矩M7全部柱塞對(duì)斜盤支承的平均摩擦力矩M7為FzZ . 32509M7 z-(Pbp°)f2r2 770.01223(N.m)2cos 2cos15式中 f2——斜盤支承處摩擦系數(shù)(采用滾動(dòng)軸承時(shí)取 0.005?0.010,采用滑動(dòng)軸承時(shí)取0.10?0.15);「2——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)。斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩 M8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 M8為M8J80151200(N.m)式中 J——斜盤與回程盤轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；——斜盤轉(zhuǎn)動(dòng)角加速度。8.9斜盤自重力矩M9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 M9為M9GCcos340cos15 0.12(N.m)式中 G——斜盤與回程盤重量；C——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MM1M2M3M4M5M6M7M8M9526969137728016293.8231.40.126276(N.m)調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的負(fù)載力矩Mp應(yīng)滿足下式：MpM99變量機(jī)構(gòu)9變量機(jī)構(gòu)軸向柱塞泵通過變量機(jī)構(gòu)改變直軸泵斜盤傾斜角或斜軸泵擺缸擺動(dòng)角，以改變輸出流量的方向和大小。變量機(jī)構(gòu)的型式很多，按照控制方式，可分為手動(dòng)式、機(jī)動(dòng)式、電動(dòng)式、液動(dòng)式、電液比例控制式等。按照變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)可分為機(jī)械式、液壓伺服機(jī)構(gòu)式、液壓缸式，如圖9.1。按照性能參數(shù)還可分為恒功率式、恒壓式、包流量式等。圖9.1變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)以上各種型式的變量機(jī)構(gòu)常常組合使用。例如，圖 9.1(a)所示，手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)采用杠桿或采用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠，帶動(dòng)斜盤改變傾斜角，如果用可逆電機(jī)旋轉(zhuǎn)絲杠可實(shí)現(xiàn)電動(dòng)變量。圖9.1(b)所示，在伺服閥C端用手輪或杠桿輸入一位移量，稱手動(dòng)伺服變量式；若以電機(jī)或液壓裝置輸入位移量時(shí)，則稱電動(dòng)或液動(dòng)伺服變量式；如果輸入的控制信號(hào)量使得泵輸出的功率為常值， 則構(gòu)成了壓力補(bǔ)償變量式。再如圖9.1(c)中，用帶有電磁閥的外液壓源控制，可成為遠(yuǎn)程液控變量式；如果用伺服閥控制變量缸，并使泵出口壓力為恒值，可成為恒壓變量型式。由此可知，變量的型式是多種多樣的，下面介紹其中最常用的幾種變量機(jī)構(gòu)。手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)是一種最簡(jiǎn)單的變量機(jī)構(gòu)，適用于不經(jīng)常變量的液壓系統(tǒng)。變量時(shí)用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母直線運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)斜盤改變傾斜角實(shí)現(xiàn)變量。手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原理圖及變量特性如圖 9.2所示

圖9.2手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原理及特征圖中表明手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)雙向變量。流量Q的方向和大小與變量機(jī)構(gòu)行程y成正比。手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)該機(jī)構(gòu)用機(jī)械方式通過伺服閥帶動(dòng)變量缸改變斜盤傾角實(shí)現(xiàn)變量。 手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)的原理圖和變量特性如圖9.3所示。Q圖9.3手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)圖中伺服變量機(jī)構(gòu)由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成。控制閥的閥套與變量活塞桿相連，變量缸的缸體與泵體相連。當(dāng)控制閥處于中位時(shí)， 斜盤穩(wěn)定在一定的位置上。變量時(shí)，若控制閥C端向左移動(dòng)，油路1和2連通，變量缸A、B兩腔都是泵出口壓力。由于B腔面積大于A腔，變量活塞在液壓力作用下向右移動(dòng)，推動(dòng)斜盤傾斜角減小，流量隨之減少。與此同時(shí)，由于閥套與活塞桿相連，閥套也向右移動(dòng)逐步關(guān)閉油路l和2,于是斜盤穩(wěn)定在新的位置上。反之，控制閥向右移動(dòng)時(shí)，油路2和3連通，變量缸B腔與回油路接通，變量活塞在A腔液壓力作用下向左移動(dòng)，使斜盤傾角增大，流量也增大。同理，由于控制閥閥套的反饋移動(dòng)，使斜盤穩(wěn)定在新的位置。這種利用機(jī)械位置反饋的伺服變量機(jī)構(gòu)減少了變量控制力， 大大提高了變量的性能和精度。變量信號(hào)輸入可以是手動(dòng)， 也可以是電動(dòng)。如用外液壓源可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程無級(jí)變量。因此，這種變量型式廣泛用于頻繁變速的行定車輛、工程機(jī)械、機(jī)床等許多液壓系統(tǒng)中。恒功率變量機(jī)構(gòu)恒功率變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)泵出口壓力調(diào)節(jié)輸出流量，使泵輸出流量與壓力的乘積近似保持不變，即原動(dòng)機(jī)輸出功率大致保持恒定。變量機(jī)構(gòu)原理如圖 9—3(a)所示。圖中恒功率變量機(jī)構(gòu)仍由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成。 與手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)不同的是控制閥C端由彈簧預(yù)壓調(diào)定，D端用控制油路接通泵出口管路。利用液壓力與彈簧力平衡的關(guān)系控制變量活塞， 改變斜盤傾角o工作原理與手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)類似。為使泵功率為一包值，理論上，泵出口壓力與輸出流量應(yīng)保持雙曲線關(guān)系，如圖9.4所示。但是，實(shí)際泵的變量機(jī)構(gòu)都是采用彈簧來控制的。因此，只能用一段折線(一根弓M簧)或二段折錢(二根彈簧)來近似替代雙曲線。圖9.3(a)所示的變量特性就是采用內(nèi)外雙彈簧和機(jī)械限位裝置控制的恒功率變量特性。圖9.4恒功率理論變量特征曲線泵開始工作時(shí)，控制閥D端的液壓力不足以克服外彈簧預(yù)緊力，斜盤傾角最大，流量也最大，變量特性為水平線Obo當(dāng)泵出口壓力上升到圖示pb值時(shí),控制閥D端按壓力大于C端彈簧預(yù)緊力，閥芯向左移動(dòng)，控制變量活塞向右推動(dòng)斜盤減小傾角，流量隨之減少，變量特性為折線bCobC線的斜率取決于外彈簧的則度。當(dāng)泵壓力繼續(xù)升高到圖示P0值時(shí)，內(nèi)彈簧也參與工作。由于內(nèi)外彈簧的合成剛度更大，變量特性為折線CD,CD線的斜率取決于內(nèi)外彈簧的合成剛度。隨著出口壓力繼續(xù)升高，閥芯碰到限位裝置，則輸出流星也不再減少，變量特性為折線de。特性曲線中各折點(diǎn)位置可以通過調(diào)整彈簧預(yù)緊力和限位裝置來改變， 折線的斜率取決于彈簧剛度。恒功率變量是常用的變量型式之一，能充分發(fā)揮原動(dòng)機(jī)的功率效能，并使液壓設(shè)備體積小、重量輕。常用于壓力經(jīng)常變化的壓力機(jī)、重型設(shè)備、工程機(jī)械等液壓系統(tǒng)中。恒流量變量機(jī)構(gòu)包流量變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)裝于泵出口主油路中的節(jié)流閥兩側(cè)的壓力差調(diào)節(jié)輸出流量，保持流量為一包值。變量機(jī)構(gòu)原理及變量特性如圖 9—5所示。圖9.5恒流量變量機(jī)構(gòu)原理及特征圖中恒流量變量機(jī)構(gòu)由帶有節(jié)流閥的雙邊控制閥 （包流量閥）和差動(dòng)變量缸組成?？刂崎yC端預(yù)壓彈簧調(diào)定后，節(jié)流閥兩側(cè)壓力差在控制閥閥芯上產(chǎn)生的液壓力與彈簧力相平衡，閥芯處于中垃，斜盤傾角固定在某一角度，泵輸出流量為調(diào)定值。當(dāng)泵轉(zhuǎn)速增加時(shí)，輸出流量也相應(yīng)增加。由于節(jié)流器面積不變，則節(jié)流器兩端壓力差P增大，推動(dòng)控制閥閥芯左移，帶動(dòng)變量活塞左移，斜盤傾角減小，流量城少，直至恢復(fù)到調(diào)定值。此時(shí)，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤傾角穩(wěn)定，泵輸出流量為恒定值。反之,當(dāng)泵轉(zhuǎn)速減小后，輸出流量減少。類似的分析可知，斜盤傾角會(huì)增加，流量也隨之增加，仍保持為一恒定值。圖9.5(b)為變量特性曲線。n0為保持調(diào)定流量Qo的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速。從圖中可以看出，從no以上，泵輸出流量不隨轉(zhuǎn)速變化而改變，始終保持恒定值。包流量變星泵用于對(duì)液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)要求速度恒定的設(shè)備中。例如，機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)械等液壓系統(tǒng)。但是恒流量變量泵恒定流星的精度不高，誤差較大，這也限制了它的應(yīng)用。結(jié)論結(jié)論液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液的動(dòng)力元件 ，它是每個(gè)液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件，合理的選擇液壓泵對(duì)于液壓系統(tǒng)的能耗、提高系統(tǒng)的效率、降低噪聲、改善工作性能和保證系