【正文】 心力對(duì)缸臂的摩擦力： (82) 柱塞兩端壓力差產(chǎn)生的軸向推力： (83)上列是式中 ——柱塞和滑靴的總質(zhì)量（kg）； f——柱塞對(duì)缸臂的摩擦系數(shù)，取f=； ——自吸時(shí)低壓區(qū)柱塞兩端的壓力差（）； ——缸體角速度（）； R、d、γ——分別為柱塞分布圓半徑、柱塞直徑和斜盤角（圖83）。 回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)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，如圖82，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之間有一固定間隙，并可調(diào)?；爻瘫P是一平面圓盤，如圖82所示。盤上為滑靴安裝孔徑，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 ： (84)長(zhǎng)軸 ： (85)和的選擇應(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，取橢圓長(zhǎng)﹑短軸的平均值較合理，即： (86)從圖81中可以看出回程盤上安裝孔中心O與長(zhǎng)﹑短軸端點(diǎn)A或B的最大偏心距相等，且為，因而 (87) 為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大。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J。這樣安裝孔的直徑為： (88)式中 d——滑靴頸部直徑； J——間隙，一般取J=～1mm。第9章 變量機(jī)構(gòu)在液壓傳動(dòng)中，采用變量泵有兩個(gè)目的：1）實(shí)現(xiàn)功率調(diào)節(jié)，節(jié)省能源，減少系統(tǒng)發(fā)熱；2）實(shí)現(xiàn)無級(jí)調(diào)速。因此，變量泵的使用愈來愈廣泛。 變量機(jī)構(gòu)的操縱形式和調(diào)節(jié)方式軸向泵的變量機(jī)構(gòu)雖然多種多樣，但是基本上可分為三大類：第一類按操縱型式分為手動(dòng)、機(jī)動(dòng)、電動(dòng)、液控和電液比例控制等，屬于外加訊號(hào)控制變量。第二類按調(diào)節(jié)方式區(qū)分，即自動(dòng)控制泵的基本參數(shù)（包括壓力、流量、功率等）按一定規(guī)律變化，如恒功率、恒壓力、恒流量等。第三類是適應(yīng)性控制方式，功率匹配變量泵就屬于這一類。 變量機(jī)構(gòu)的操縱型式 手輪變量 ： 這是一種簡(jiǎn)單的變量機(jī)構(gòu)，它適用于偶然需要變化泵流量的液壓系統(tǒng)，一般均采用螺桿和螺母機(jī)構(gòu)改變泵的斜盤角，以達(dá)到變量的目的。其原理圖和特性曲線如圖91圖中S為變量機(jī)構(gòu)的行程，Q為泵的流量。圖91 手輪控制變量電動(dòng)（微電機(jī)）控制變量： 這種變量泵的用途和特性同手動(dòng)變量泵完全一樣，所不同的是這種變量泵可用于遠(yuǎn)距離操作。圖92為這種泵的液壓原理圖。圖92 電動(dòng)變量泵的液壓原理圖手動(dòng)伺服控制變量：如圖93，變量泵可用手動(dòng)也可用機(jī)械（如杠桿、凸輪等）操作，泵的變量機(jī)構(gòu)可以頻繁工作。例如在機(jī)器的每一個(gè)工作循環(huán)中，可以變量一次或數(shù)次。這種變量方式。一般均為雙向變量，在行走車輛中使用最多。圖93 手動(dòng)伺服變量泵電液比例控制變量：把圖93中的手動(dòng)伺服閥換成電液比例閥或電液伺服閥（見圖94），就得到電液比例控制變量泵。這種變量泵可以達(dá)到比手動(dòng)伺服變量泵更高的工作頻率，并可接外反饋信號(hào)，因此特別適合于要求行程或速度自動(dòng)調(diào)節(jié)的液壓設(shè)備。圖94a為電液比例閥控制機(jī)械反饋單向變量泵，b為電液伺服閥控制雙向變量泵。電液伺服閥的工作頻率較高，電液比例閥的工作頻率較低。但實(shí)際上由于泵變量機(jī)構(gòu)的工作頻率較低，因此使用比例閥控制變量機(jī)構(gòu)動(dòng)作已足夠迅速。并且由于比例閥價(jià)格較便宜，對(duì)介質(zhì)的清潔度要求也較低，因此在電液比例控制變量泵中被廣泛采用。圖94 電液比例控制變量泵 泵參數(shù)自動(dòng)調(diào)節(jié)的變量方式恒功率變量：這是軸向泵使用最廣泛的變量方式之一。為了充分利用原動(dòng)機(jī)的功率，使原動(dòng)機(jī)在較高的效率下工作，往往選用恒功率變量泵。泵的輸入功率計(jì)算式： (91)式中 p——泵的輸出壓力（）； ——泵的輸出流量（l/min）； ——泵的總效率。如假定泵的總效率為常數(shù)，為了充分利用原動(dòng)機(jī)的功率，當(dāng)=常數(shù)時(shí)，泵的輸出壓力p和輸出流量保持雙曲線的關(guān)系（圖95a）。然而，實(shí)際的恒功率變量泵，都是采用彈簧控制泵的變量機(jī)構(gòu)，而且總效率也不是常數(shù)，所以只能近似地不能真正保持泵的恒功率。圖95b為用雙彈簧和機(jī)械限位機(jī)構(gòu)控制的恒功率變量泵的特性。該特性用三段折線代替雙曲線，使泵的輸入功率近似地保持恒功率。然而，當(dāng)泵的輸出壓力未達(dá)到調(diào)節(jié)壓力之前，泵的輸入功率隨壓力成正比地的增加，圖96為一種恒功率變量泵的液壓原理圖。圖95 恒功率變量泵特性曲線圖96 恒功率變量泵液壓原理恒壓變量：這種泵在壓力未達(dá)到調(diào)定值之前是定量泵，當(dāng)壓力達(dá)到達(dá)到調(diào)定值后，不管輸出流量如何變化，其輸出壓力恒定，故稱為恒壓變量泵。恒壓變量泵的用途是：1） 用于液壓系統(tǒng)保壓，其輸出流量只補(bǔ)償液壓系統(tǒng)漏損。2） 用作自動(dòng)調(diào)節(jié)的電液伺服系統(tǒng)中的恒壓能源，具有動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性好的優(yōu)點(diǎn)。3） 用于節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)。在這三種用途中，恒壓變量泵均具有節(jié)省功率消耗，減少系統(tǒng)發(fā)熱的優(yōu)點(diǎn)。圖97為恒壓變量泵的液壓原理、靜特性、動(dòng)態(tài)過渡過程曲線。圖97a為恒壓泵的液壓原理，它是用一個(gè)恒壓閥控制變量油缸實(shí)現(xiàn)泵變量的。恒壓變量泵的靜特性表示恒壓泵在靜態(tài)（流量變化緩慢）時(shí)的壓力穩(wěn)定性。以恒壓誤差的大小作為指標(biāo)，愈小，說明泵的靜態(tài)穩(wěn)定性愈好。通常壓力200以下的恒壓泵，；壓力320的恒壓泵。恒壓誤差的測(cè)定應(yīng)該是在調(diào)定壓力下，流量由最大至零并由零再變?yōu)樽畲蟮娜^程中調(diào)定壓力的變化值（97b）。圖97c表示恒壓泵由最大全流量壓力階躍至調(diào)定壓力再階躍至的過渡過程。響應(yīng)時(shí)間和、過渡過程時(shí)間和、壓力超調(diào)是評(píng)定恒壓泵動(dòng)態(tài)特性的主要指標(biāo)。圖97 恒壓變量泵的原理和特性恒流量變量：這種變量型式是使泵在轉(zhuǎn)速和容積效率變化時(shí)輸出流量不變，以滿足液壓設(shè)備執(zhí)行機(jī)構(gòu)速度恒定的要求。圖98a為恒流量泵的液壓原理圖，這種泵的出口裝有一個(gè)節(jié)流閥，用節(jié)流閥兩端的壓差控制一個(gè)恒流量閥以操縱泵的變量活塞。當(dāng)節(jié)流閥兩端壓差減小，說明泵的輸出流量不足，則恒流量閥控制泵的傾斜角加大，泵的流量加大。反之，當(dāng)節(jié)流閥兩端壓差加大時(shí)，恒流量閥控制泵的流量減少。這正泵流量控制精度不高，誤差達(dá)，故這種變量泵實(shí)際上很少采用。圖98b為這種泵的特性曲線，為保持流量穩(wěn)定的最低轉(zhuǎn)速。圖98 恒流泵的原理和特性第10章 軸承的選擇與計(jì)算（1）泵軸上軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據(jù)軸直徑d=40mm，選用軸承的型號(hào)為6208由文獻(xiàn)[3]知其主要參數(shù)如下： D=90mm；B=23mm；基本額定靜載荷 Co=18kN基本額定動(dòng)載荷 C =極限轉(zhuǎn)速 Nmax=10000r / min每五年更換一次軸承，即工作12000h由于小軸承主要承受徑向力，此徑向力主要來源于泵體的重量，而估計(jì)泵體的重量在70kg左右。而軸向力很小，所以取軸向載荷由文獻(xiàn)[4]p338339可知：在文獻(xiàn)[4]表135中介于之間，對(duì)應(yīng)的e值為，Y值為。由文獻(xiàn)[4]表135和初選的軸承型號(hào)可知。用線性插值法求Y值：由文獻(xiàn)[4]表136知，取當(dāng)量動(dòng)載荷為：計(jì)算壽命：——為指數(shù)。對(duì)于球軸承，；對(duì)于滾子軸承。所以滿足壽命要求 。（2）支承缸體的大軸承的選擇由于軸承內(nèi)圈要安裝在缸體上，所以大軸承選擇使用無內(nèi)圈型式的圓柱滾子軸承，滾子的軌道需另外設(shè)計(jì)，并且無擋邊可安裝在缸體上。根據(jù)缸體直徑d=108mm，選用軸承的型號(hào)為NU3200由文獻(xiàn)[3]知其主要參數(shù)如下： D=200mm；B=33mm；基本額定靜載荷 Co=288kN基本額定動(dòng)載荷 C =245kN極限轉(zhuǎn)速 Nmax=36000r / min每五年換一次軸承，即工作12000h由文獻(xiàn)[5]p153可知，軸承上的平均合力為：式中 z——為柱塞數(shù)； ——_為柱塞直徑； ——為斜盤角。此事可簡(jiǎn)化為由文獻(xiàn)[4]知其壽命計(jì)算：——為指數(shù)。對(duì)于球軸承，；對(duì)于滾子軸承。第11章 泵軸 泵軸的最小直徑的校核和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)的斜盤軸向柱塞泵，由前述可知，只傳遞轉(zhuǎn)矩，所以，軸可以細(xì)一些。一般核算軸與花鍵的連接強(qiáng)度，軸與聯(lián)軸節(jié)的連接強(qiáng)度，以及軸本身的薄弱部分的強(qiáng)度。校核如下：已知條件：軸上的功率P1=,轉(zhuǎn)速n1=1500r/min,轉(zhuǎn)矩T1=350N?m軸的材料選用常用的45鋼。 初步計(jì)算直徑當(dāng)軸的支撐距離未定時(shí)， 無法由強(qiáng)度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計(jì)算公式為： (111)初算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的值；查文獻(xiàn)[4]表153取= 112初定d1=36mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)圖如下：圖111裝配方案是：左端依次安裝深溝球軸承、套筒、深溝球軸承、軸承擋圈，軸承端蓋，帶輪。右端安裝軸承端蓋。軸的徑向尺寸：當(dāng)直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時(shí)，直徑變化值要大些，可?。?~8）mm，否則可?。?~6）mm。軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動(dòng)零件的軸段長(zhǎng)度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關(guān)，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應(yīng)留有距離L，以保證零件端面與套筒接觸起到軸向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。軸上的鍵槽應(yīng)靠近軸的端面處。 軸的校核因?yàn)閭鲃?dòng)軸只承受扭矩，所以按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算： (112)式中 ——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa； T——軸所受的扭矩，； ——軸的抗彎截面系數(shù)，； n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min； P——軸的傳動(dòng)功率，kW； D——計(jì)算截面處軸的直徑，mm； ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入數(shù)據(jù)： (113)由文獻(xiàn)[4]P370，表153可知 花鍵部分與缸體的連接強(qiáng)度花鍵連接的主要失效形式是工作表面被壓潰（靜連接）或工作面過度磨損（動(dòng)連接）。因此，靜連接通常按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，動(dòng)連接則按工作面上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度計(jì)算。花鍵連接的強(qiáng)度條件： 動(dòng)連接 (114)式中 T——泵軸的傳遞轉(zhuǎn)矩（Nm）； ——載荷分配不均勻系數(shù), ； ——花鍵的齒數(shù)；； ——花鍵的側(cè)面地工作高度(mm)。 (115)式中 D為花鍵的大徑，d為內(nèi)花鍵的小徑，C為倒角尺寸，單位均為（mm）；——花鍵齒的工作長(zhǎng)度（mm）；——花鍵的平均直徑（mm）。 (116)式中 、——花鍵的內(nèi)徑與外徑(mm）； ——花鍵的倒角； ——花鍵連接的許用應(yīng)力。 (117)花鍵軸的抗扭強(qiáng)度： (118) 式中 ——花鍵軸的抗扭斷面系數(shù)，； ——泵軸傳遞轉(zhuǎn)矩，（）。 花鍵的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： (119)式中 ——軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力。由上可知泵軸的校核滿足要求。 基于UG的泵軸的三維建?；诘?1章的滑靴分析和初定的結(jié)構(gòu)尺寸可以對(duì)滑靴進(jìn)行初步的三維建模，如圖11