【正文】 其值為 2 243 90 7 ( )15Zt z t fGP m a R Ng tgw O= = = = （ 54） （ 4）斜盤(pán)反力 N 斜盤(pán)反力通過(guò)柱塞球頭中心垂直于斜盤(pán)平面，可以分解為軸向力 P 及徑向力 0T 即 c o s 1 2 5 6 0 c o s 1 5 1 2 1 3 2 ( )s in 1 2 5 6 0 s in 1 5 3 2 5 0 ( )P N NT N N????? ? ? ?? ? ? ? （ 55） 軸向力 P 與作用于柱塞底部的液壓力 bP 及其它軸向力相平衡。 圖 51 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： （ 1）柱塞底部的液壓力 bP 柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力 bP 為 2 3 6m a x ( 2 0 1 0 ) 4 0 1 0 1 2 5 6 0 ( )44bxP d p N?? ?? ? ? ? ? ? ? （ 51） 式中 maxP — 泵最大工作壓力。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油﹑一周排油。 定義脈動(dòng)率 m ax m intttpQd = （ 418） 這樣，就可以進(jìn)行流量脈動(dòng)品質(zhì)分析了。因此，其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即 1500 2 1 5 7 ( / )60ap r a d s? ? ?? ? ? ? ****本科畢 業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 直軸式軸向柱塞泵主要零部件的運(yùn)動(dòng)學(xué)及脈動(dòng)品質(zhì)分析 27 柱塞瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析 泵瞬時(shí)流量是一周期脈動(dòng)函數(shù) .由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免地存在有液阻 ,流量的脈動(dòng)必然要引起壓力脈動(dòng) .這些脈動(dòng)嚴(yán)重影響了輸出流量品質(zhì) ,使 系統(tǒng)工作不穩(wěn)定 ,當(dāng)泵的脈動(dòng)頻率與液壓油柱及管路的固有頻率相當(dāng) ,就產(chǎn)生了諧振的條件 ,諧振時(shí)壓力脈動(dòng)可能很高 ,這時(shí)系統(tǒng)的構(gòu)件有極大的潛在破壞性 .在一些極端情況下 ,幾分鐘之內(nèi)管路或附件即可達(dá)到疲勞破壞極限 .液壓油的流量﹑壓力脈動(dòng)在管路或附件中激勵(lì)起高頻率的機(jī)械震動(dòng)將引起導(dǎo)致管路﹑附件及安裝構(gòu)件的應(yīng)力 .液壓泵的供壓管路 ,一般是最容易受到破壞的部位 . 柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫(xiě)成 2 s i nt i z t f tQ F F R t g a? ? ??? （ 412） 式中 zF 為柱塞橫截面積， 24zzFd?? 。 S 圖 41 為一般帶滑靴的軸向柱塞運(yùn)動(dòng)分析圖。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上任一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。 考慮摩擦損失 bM? 時(shí)，實(shí)際輸出扭矩 gbM 為 gb tb bM M M? ??= 6661. 6 10 0. 2 10 1. 8 10 ( . )Nm? ? ? ? ? 軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤(pán)之間﹑滑靴與斜盤(pán)平面之間﹑柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對(duì)運(yùn)動(dòng)以及軸承運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的。 軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤(pán)之間﹑滑靴與斜盤(pán)平面之間及柱塞與柱塞腔之間的油液泄漏產(chǎn)生的。 從泵的排量公式 24b x fq d D Ztg? ??中可以看出柱塞直徑 zd ﹑分布圓直徑 fD 、 柱塞數(shù) Z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 bn 也是不變的量。 泵的理論排量 q 為 1 0 0 0 1 0 0 0 1 0 07 0 . 2. 1 5 0 0 0 . 9 5vQq n? ?? ? ??（ /ml r ） （ 33） 為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算理論排量時(shí)應(yīng)按下式作校核計(jì)算： 13max. pn q C? （ 34） 133000 70 .2 20 660pC? ? ? 式中 pC 是常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無(wú)預(yù)壓力的油泵 pC =5400；對(duì)進(jìn)口壓力為 5kgf/cm 的油泵pC =9100，這里取 pC =9100；故符合要求。例如，機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)械等液壓系統(tǒng)。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(pán)傾角穩(wěn)定，泵輸出流量為恒定值。 圖 212 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 (恒流量閥 )和差動(dòng)變量缸組成。因此，只能用一段折線 (一根彈簧 )或二段折錢 (二根彈簧 )來(lái)近似替代雙曲線。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(pán)傾角。 （ 3） 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。 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。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(pán)傾斜角減小，流量隨之減少。 圖 211 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。 圖 210 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。并予以比較選擇。例如，圖 29(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(pán)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。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。因此， hD 取橢圓長(zhǎng)﹑短軸的平均值較合理，即 m a x 1 9 . 5 4 1 . 5 6 1 ( )2 c o sfhf RabD R m m??? ? ? ? ? ? 從圖 28中可以看出回程盤(pán)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max12e，因而 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 17 m a x m a x m a x2 ( 4 1 . 5 2 ) 6 1 2 2 ( )c o s c o sfffRRe R m m????? ? ? ? ? ? ????? （ 212） 為了允許滑靴在任一方向偏離max12e，而不與回程盤(pán)干涉，回程盤(pán)的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑 d 大 maxe 。盤(pán)上 hd 為滑靴安裝孔徑， hD 為滑靴安裝孔分布圓直徑。 固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 14 圖 27 缸體結(jié)構(gòu)尺寸 缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 ? ?22 22 22 2 2 2( 3 9 2 2 ) 3 9 1 2 5 6 0 1 2 9 ( / )( 3 9 2 2 ) 3 9wzb wzddp k g f c mdd??? ? ? ?? ? ? ? ?? ? ? ?（ 210） 式中 wd — 筒外徑，且 2wzdd??? 。 通油孔面積近似計(jì)算如下（如圖 26所示）。 根據(jù)估算： 21034( )F mm? 配油盤(pán)比壓 p為 ? ?512 ( ) 284ytpp K B R Rp p a pF l d?? ?? ? ? ? （ 29） 式中 yp? — 配油盤(pán)剩余壓緊力； tp — 中心彈簧壓緊力 ； ??p — 根據(jù)資料取 300pa； 在配油盤(pán)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(guò)大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算 pv 值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv — 平均切線速度， pv =42 ()DDn? ?。 （ 3）驗(yàn)算比壓 p、比功 pv 為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(pán)之間保持液體摩擦，配油盤(pán)應(yīng)有足夠 的支承面積。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(guò)渡從而避免壓力沖擊。（ 1）過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤(pán)吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤(pán)采用過(guò)渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤(pán)。 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 10 2）油池直徑 1D 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 12 DD ??，這里取 . 4 D m m? ? ? ? 3）中心孔 0d ﹑ 0d? 及長(zhǎng)度 0l 如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔 0d 和 0d? 可以不起節(jié)流作用。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù) ? ，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長(zhǎng)的壽命。靜壓油池壓力 1p 與柱塞底部壓力 bp 相等，即 1p = bp 將上式代入式2 2112221ln2( ) c oszbRdpRp R R ?? ?中，可得滑靴分離力為 22 2 2 6211 21() ( 1 4 1 1 ) 1 0 1 2 5 6 0 3 . 1 ( )142 l n2 l n11bRRp p NRR? ? ?? ??? ? ? ? （ 26） 設(shè)剩余壓緊力 y y fp p p? ? ? ，則壓緊系數(shù) 0 . 0 5 0 . 1 5yypp? ?? ? ?，這里取 。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。同時(shí)在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來(lái)減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時(shí)油液對(duì)銅材料的腐蝕作用。均壓槽的尺寸常?。荷?h=～ ；間距 t=2～ 10mm （ 3） 柱塞摩擦副比壓 P﹑比功 vP 驗(yàn)算 對(duì)于柱塞與缸體這一對(duì)摩擦副，過(guò)大的接觸應(yīng)力不僅會(huì)增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。 安慶師范學(xué)院本科畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 基于 proe 直軸式軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計(jì) 6 由上式計(jì)算出的 Zd 數(shù)值要圓整化，并應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑 ,應(yīng)選取 20mm. 柱塞直徑 d? 確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 fD ，即 24 1 . 9 5 3 9tbfzbQD d m md tg Z n???? ? ? （ 22） 2）柱塞名義長(zhǎng)度 l 由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力 T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長(zhǎng)度，應(yīng)保證有最小留孔長(zhǎng)度 0l ，一般?。?