【正文】 心力對缸臂的摩擦力： (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——柱塞對缸臂的摩擦系數(shù)，取f=； ——自吸時低壓區(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）。 回程機構(gòu)設(shè)計固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。它的特點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，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)。回程盤是一平面圓盤，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。這兩個尺寸是回程盤的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計不好會使滑靴頸部及肩部嚴重磨損。下面主要研究這兩個尺寸的確定方法。如前所述，滑靴在斜盤平面上運動軌跡是一個橢圓，橢圓的兩軸是：短軸 ： (84)長軸 ： (85)和的選擇應(yīng)保證泵工作時滑靴不與回程盤發(fā)生干涉為原則。因此，取橢圓長﹑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﹑短軸端點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，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 變量機構(gòu)在液壓傳動中，采用變量泵有兩個目的：1）實現(xiàn)功率調(diào)節(jié)，節(jié)省能源，減少系統(tǒng)發(fā)熱；2）實現(xiàn)無級調(diào)速。因此，變量泵的使用愈來愈廣泛。 變量機構(gòu)的操縱形式和調(diào)節(jié)方式軸向泵的變量機構(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、機動、電動、液控和電液比例控制等，屬于外加訊號控制變量。第二類按調(diào)節(jié)方式區(qū)分，即自動控制泵的基本參數(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。 變量機構(gòu)的操縱型式 手輪變量 ： 這是一種簡單的變量機構(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構(gòu)改變泵的斜盤角，以達到變量的目的。其原理圖和特性曲線如圖91圖中S為變量機構(gòu)的行程，Q為泵的流量。圖91 手輪控制變量電動（微電機）控制變量： 這種變量泵的用途和特性同手動變量泵完全一樣，所不同的是這種變量泵可用于遠距離操作。圖92為這種泵的液壓原理圖。圖92 電動變量泵的液壓原理圖手動伺服控制變量：如圖93，變量泵可用手動也可用機械（如杠桿、凸輪等）操作，泵的變量機構(gòu)可以頻繁工作。例如在機器的每一個工作循環(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 手動伺服變量泵電液比例控制變量：把圖93中的手動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。這種變量泵可以達到比手動伺服變量泵更高的工作頻率，并可接外反饋信號，因此特別適合于要求行程或速度自動調(diào)節(jié)的液壓設(shè)備。圖94a為電液比例閥控制機械反饋單向變量泵，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。但實際上由于泵變量機構(gòu)的工作頻率較低，因此使用比例閥控制變量機構(gòu)動作已足夠迅速。并且由于比例閥價格較便宜，對介質(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。為了充分利用原動機的功率，使原動機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)，為了充分利用原動機的功率，當(dāng)=常數(shù)時，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，實際的恒功率變量泵，都是采用彈簧控制泵的變量機構(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為用雙彈簧和機械限位機構(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：這種泵在壓力未達到調(diào)定值之前是定量泵，當(dāng)壓力達到達到調(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，其輸出流量只補償液壓系統(tǒng)漏損。2） 用作自動調(diào)節(jié)的電液伺服系統(tǒng)中的恒壓能源，具有動態(tài)響應(yīng)特性好的優(yōu)點。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。圖97為恒壓變量泵的液壓原理、靜特性、動態(tài)過渡過程曲線。圖97a為恒壓泵的液壓原理，它是用一個恒壓閥控制變量油缸實現(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)時間和、過渡過程時間和、壓力超調(diào)是評定恒壓泵動態(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輸出流量不變，以滿足液壓設(shè)備執(zhí)行機構(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節(jié)流閥，用節(jié)流閥兩端的壓差控制一個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，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，故這種變量泵實際上很少采用。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，選用軸承的型號為6208由文獻[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[4]p338339可知：在文獻[4]表135中介于之間，對應(yīng)的e值為，Y值為。由文獻[4]表135和初選的軸承型號可知。用線性插值法求Y值：由文獻[4]表136知，取當(dāng)量動載荷為：計算壽命：——為指數(shù)。對于球軸承，；對于滾子軸承。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，并且無擋邊可安裝在缸體上。根據(jù)缸體直徑d=108mm，選用軸承的型號為NU3200由文獻[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[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。此事可簡化為由文獻[4]知其壽命計算：——為指數(shù)。對于球軸承，；對于滾子軸承。第11章 泵軸 泵軸的最小直徑的校核和結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計的斜盤軸向柱塞泵，由前述可知，只傳遞轉(zhuǎn)矩，所以，軸可以細一些。一般核算軸與花鍵的連接強度，軸與聯(lián)軸節(jié)的連接強度，以及軸本身的薄弱部分的強度。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。 初步計算直徑當(dāng)軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，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[4]表153取= 112初定d1=36mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計傳動軸結(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，直徑變化值要大些，可?。?~8）mm，否則可?。?~6）mm。軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動零件的軸段長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。 軸的校核因為傳動軸只承受扭矩，所以按扭轉(zhuǎn)強度條件計算： (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——軸的傳動功率，kW； D——計算截面處軸的直徑，mm； ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入數(shù)據(jù)： (113)由文獻[4]P370，表153可知 花鍵部分與缸體的連接強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（動連接）。因此，靜連接通常按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度計算，動連接則按工作面上的壓力進行條件性的強度計算?；ㄦI連接的強度條件： 動連接 (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)尺寸可以對滑靴進行初步的三維建模，如圖11