2845 活塞的機(jī)械加工工藝及夾具設(shè)計

2845 活塞的機(jī)械加工工藝及夾具設(shè)計,活塞,機(jī)械,加工,工藝,夾具,設(shè)計 5 配油盤受力分析與設(shè)計目 錄前言一 制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計的目的 ………………………………………………4二 制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計的基本任務(wù)與要求……………………………… …42.1 設(shè)計任務(wù)………………………………………………………………42.2 畢業(yè)設(shè)計基本要求 ………………………………………………… 4三 畢業(yè)設(shè)計說明書的編寫………………………………………………… 4四 工件的結(jié)構(gòu)分析…………………………………………………………..5五 工藝工序安排……………………………………………………………..7六 切削用量的確定……………………………………………………………9七 夾具體的設(shè)計…………………………………………………………….105 配油盤受力分析與設(shè)計…………………………………………………………… 135.1 配油盤受力分析…………………………………………………………………… 145.1.1 壓緊力 …………………………………………………………………………16yp5.1.2 分離力 ……………………………………………………………………… 17f5.2 配油盤設(shè)計………………………………………………………………………… 175.2.1 過渡區(qū)設(shè)計………………………………………………………………………175.2.2 配油盤主要尺寸確定……………………………………………………………175.2.3 驗算比壓 p﹑比功 pv…………………………………………………………… 176 缸體受力分析與設(shè)計…………………………………………………………………176.1 缸體的穩(wěn)定性………………………………………………………………………176.2 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定…………………………………………………………186.2.1 通油孔分布圓半徑 和面積 F……………………………………………… 18fR?6.2.2 缸體內(nèi)﹑外直徑 ﹑ 的確定…………………………………………… 181D26.2.3 缸體高度 H…………………………………………………………………… 187 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計…………………………………………………198 斜盤力矩分析……………………………………………………………………………… 198.1 柱塞液壓力矩 ……………………………………………………………………… 191M8.2 過渡區(qū)閉死液壓力矩……………………………………………………………………198.2.1 具有對稱正重迭型配油盤……………………………………………………………208.2.2 零重迭型配油盤………………………………………………………………………218.2.3 帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤……………………………………………………218.3 回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩 ………………………………………………………… 2238.4 滑靴偏轉(zhuǎn)時的摩擦力矩 …………………………………………………………… 224M 5 配油盤受力分析與設(shè)計8.5 柱塞慣性力矩 ……………………………………………………………………… 22 5M8.6 柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 …………………………………………………………2368.7 斜盤支承摩擦力矩 …………………………………………………………………2378.8 斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動慣性力矩 ………………………………………………2488.9 斜盤自重力矩 ………………………………………………………………………2499 變量機(jī)構(gòu)……………………………………………………………………………………269.1 手動變量機(jī)構(gòu)……………………………………………………………………………269.2 手動伺服變量機(jī)構(gòu)………………………………………………………………………279.3 恒功率變量機(jī)構(gòu)…………………………………………………………………………279.4 恒流量變量機(jī)構(gòu)………………………………………………………………………27結(jié)論…………………………………………………………………………………………… 29參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………………………30致謝…………………………………………………………………………………………… 31前 言用以控制流體（液體、氣體、氣液或固液混合體）流量、壓強(qiáng)和流向的裝置。簡稱閥。通常由閥體、閥蓋、閥座、啟閉件、驅(qū)動機(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、確保工藝質(zhì)量外，還必須正確地選用材料。Abstract：This design components are a beam holder.Selects the QT40-10 steel.According to the components shape, the size precision, the production economic efficiency and so on various aspects multianalysis its processing craft, uses the special purpose machine processing much. Through to the components analysis, this axis required accuracy is high, the working procedure suitable centralism, the request is smooth, therefore selects the tool and the size wants.Finally carries on the examination to the components.In order to achieve the components precision the request. 5 配油盤受力分析與設(shè)計Key word：Jig, examination, technological design1 制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計的目的機(jī)械制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計是培養(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)的理論和時間知識，進(jìn)行零件機(jī)械加工工藝規(guī)程和工藝裝備的設(shè)計。其基本目的是：（1）培養(yǎng)工程意識。（2）訓(xùn)練基本技能。（3）培養(yǎng)質(zhì)量意識。（4）培養(yǎng)規(guī)范意識。2 制造技術(shù)畢業(yè)設(shè)計的基本任務(wù)與要求2 .1、設(shè)計任務(wù)（1）設(shè)計一個中等復(fù)雜的零件的加工工藝規(guī)程；（2）設(shè)計一個專用夾具；（3）編寫設(shè)計說明書。2 .2、畢業(yè)設(shè)計基本要求（1）內(nèi)容完整，步驟齊全。（2）設(shè)計內(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，簡圖應(yīng)簡潔明了，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)計手段。3 畢業(yè)設(shè)計說明書的編寫說明書要求系統(tǒng)性好、條理清楚、語言簡練、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 5 配油盤受力分析與設(shè)計1、以下我們對些零件進(jìn)行工藝安排：下料→車削→車削→鉆孔→銑削→鉆孔→去毛刺→檢驗→油封下料：Φ96x62車削：車左端面及外圓 Φ90。粗臺階、Φ80。車削：粗車右端面至 56。鉆孔：鉆孔 3 個 Φ6 深 8 孔。銑削；銑外形的 6 個分布均勻的肋板及頂面。鉆削：鉆 Φ37.5、擴(kuò)孔 Φ37.85、鉸孔 Φ38H9。鉗工：去毛刺。檢：檢驗。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，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，為了簡化工藝文件，常不具體規(guī)定切削用量，而由操作者根據(jù)實際情況，憑經(jīng)驗確定合理的切用量。成批及大量生產(chǎn)時，特別是組合機(jī)床、自動機(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，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，但在這三個要素中，切削速度對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，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 5 配油盤受力分析與設(shè)計數(shù)據(jù)的確定可參閱有關(guān)手冊。半精加工、精加工時，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、自動機(jī)床等多刀具同時加工的工序時，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)床加工時低一些。以下是 Φ38H9 切削加工：曲面挖槽粗加工生成一系列平面銑削，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 個螺紋孔來夾緊。5 配油盤受力分析與設(shè)計 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)計的好壞直接影響泵的效率和壽命。5.1 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 是常用的配油盤簡圖。 5 配油盤受力分析與設(shè)計液壓泵工作時，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力 ；配油窗口和封油帶油膜對缸yp體的分離力 。fp1—吸油窗 2—排油窗 3—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5.1.1 壓緊力 yp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。 對于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 為1()2Z?1yp261max91. 305240()44yzbypdp N????????當(dāng)有 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 為()2Z?yp2 26min91. 30159320()44yzbypdp??平均壓緊力 為12()(15092)7()yy N????? 5 配油盤受力分析與設(shè)計5.1.2 分離力 fp分離力由三部分組成。即外封油帶分離力 ，內(nèi)封油帶分離力 ，排油1fp2fp窗高壓油對缸體的分離力。對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角 有所擴(kuò)大，如圖 5.2 所0?示。當(dāng)有 個柱塞排油時，封油帶實際包角 為1()2Z?1102()(9)293Za??????????當(dāng)有 個柱塞排油時，封油帶實際包角 為1()2Z?2?201128(3)(93)9Za??????????平均有 個柱塞排油時，平均包角 為2p1201287()()()39pZa????????式中 ——柱塞間距角， ；aa?——柱塞腔通油孔包角，這里取 。0 029a??① 外封油帶分離力 1fp外封油帶上泄漏流量是源流流動，對封油帶任儀半徑上的壓力 從 到y(tǒng)p2R積分，并以 代替 ，可得外封油帶上的分離力 為1Rp?2?1fp 5 配油盤受力分析與設(shè)計圖 5.2 封油帶實際包角的變化 21212()4lnppf bbRPR????62677(5)1099251054ln???????=3.()N外封油帶泄漏量 為1q331 7120.125699()lnlnpb mlR????????②內(nèi)封油帶分離力 f內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力 為2fp23422 3()lnppf bbRRP?????? 5 配油盤受力分析與設(shè)計= 26267(91)091054ln????? ??? ???? ?5.2()N?內(nèi)封油帶泄漏量 為2q332 740.125694()ln1ln9pb mlR????????③排油窗分離力 3fp22337()(15)601.()9pf bRN????????① 配油盤總分離力 1f123.4521.60()ffffpp??總泄漏量 q 為1297()qN??5.2 配油盤設(shè)計配油盤設(shè)計主要是確定內(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。5.2.1 過渡區(qū)設(shè)計為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角 的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油1a0a盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。 5 配油盤受力分析與設(shè)計5.2.2 配油盤主要尺寸確定（圖 5.3）ф圖 5.3 配油盤主要尺寸確定（1）配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑 fD配油窗口包角 ，在吸油窗口包角相等時，取0?12a????為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足滿足要求。??002.3/tbQmsF????式中 ——泵理論流量；tb——配油窗面積， ；2 2023()R???——許用吸入流速， =2～3m/s。??0???0?由此可得=23R???0tQv?（2）封油帶尺寸 5 配油盤受力分析與設(shè)計設(shè)內(nèi)封油帶寬度為 ，外封油帶寬度為 ， 和 確定方法為：2b1b2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 略大于 ，即1b2120.15zbRd??234(.2)z:當(dāng)配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式可得22 23412(1).lnlzpRZd?????聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸 ﹑ ﹑17Rm?215﹑ 。31Rm?49?5.2.3 驗算比壓 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 ﹑ 。輔5D6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22514123()()4FDF??????式中 ——輔助支承面通油槽總面積；1（K 為通油槽個數(shù)， B 為通油槽寬度）5()BR﹑ ——吸﹑排油窗口面積。2F3根據(jù)估算： 2104()m?配油盤比壓 p 為??51()284ytpKBRpaFld??????式中 ——配油盤剩余壓緊力；yp——中心彈簧壓緊力；t——根據(jù)資料取 300pa；?? 5 配油盤受力分析與設(shè)計在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗算 pv 值，即??pvv??式中 為平均切線速度， = 。pv42()Dn??28(120)4586/5v Kgfcm????根據(jù)資料取 。??v260/Kgfcm 6 缸體受力分析與設(shè)計6 缸體受力分析與設(shè)計6.1 缸體的穩(wěn)定性在工作過的配油盤表面上?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會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。6.2 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定6.2.1 通油孔分布圓半徑 和面積 FfR?∏ /圖 6.1 柱塞腔通油孔尺寸為減小油液流動損失，通常取通油孔分布圓半徑 與配油窗口分布圓半徑fR?相等。即fr23153fRm????式中 ﹑ 為配油盤配油窗口內(nèi)﹑外半徑。2R3通油孔面積近似計算如下（如圖 6.1 所示） 。2220.15.43968()aaFlb????式中 ——通油孔長度， ；al zd? 6 缸體受力分析與設(shè)計——通油孔寬度， ；ab0.5azbd?6.2.2 缸體內(nèi)﹑外直徑 ﹑ 的確定1D2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 。壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行123??強(qiáng)度和剛度驗算。缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗算??22 2(39)15609(/)wzbdp kgfcm? ?????????式中 ——筒外徑， 。wzd??——缸體材料許用應(yīng)力，對 ZQAL9—4： =600～800?? 2(/)kgfcm圖 6.2 缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為??39()(20.156)0.38214zbdPmF??? ??????????式中 E——缸體材料彈性系數(shù)；——材料波桑系數(shù)，對剛質(zhì)材料 =0.23～0.30，青銅 =0.32～0.35；??——允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取 ，青銅則取????????0.65? 6 缸體受力分析與設(shè)計。????0.48m?符合要求。6.2.3 缸體高度 H從圖 6—2 中可確定缸體高度 H 為0max345790.5312.()lSl m??????式中 ——柱塞最短留孔長度；0l——柱塞最大行程；maxS——為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短；3l——缸體厚度，一般 =（0.4～0.6） ，這里取 0.5 。4 lzdzd 7 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計7 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計 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，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 為滑靴安裝孔徑， 為滑靴hdhD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(yán)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(yùn)動軌跡是一個橢圓，橢圓的兩軸是短軸 219.53()faRm???長軸 max4.coss20fb??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，hdD取橢圓長﹑短軸的平均值較合理，即max19.5461()2cosfhfRabm?????從圖 7.1 中可以看出回程盤上安裝孔中心 O 與長 ﹑短軸端點(diǎn) A 或 B 的最大偏心距相等，且為 ，因而max12eaxaxmax(41.52)6()coscosf ffRm???????????????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ax12e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maxe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 7 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計圖 7.1 回程盤結(jié)構(gòu)尺寸max28213()hdeJm?????式中 d——滑靴頸部直徑；J——間隙，一般取 J=0.5～1mm。 8 斜盤力矩設(shè)計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。對斜盤力矩的分析，將對設(shè)計變量機(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。對于無偏心的結(jié)構(gòu)只要令 a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)。?8.1 柱塞液壓力矩 1M泵各柱塞受液壓作用力合力平均值 的合力作用點(diǎn)可以看成是通過球心平y(tǒng)p面 3 與缸體軸線 2 的交點(diǎn) 。作用于斜盤轉(zhuǎn)軸的力矩為1oypB??式中柱塞液壓平均合力 為0()2cosbzypZF?式中 ——排油腔壓力；b——吸油腔壓力；0——柱塞底部液壓力；zF 8 斜盤力矩設(shè)計作用力壁 ，由圖 7.2 可知為1oB=1cosabtg??所以01()()2cosbzZPFaMbtg????569.)Nm8.2 過渡區(qū)閉死液壓力矩 2此力矩與配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)有關(guān)。8.2.1 具有對稱正重迭型配油盤對于柱塞數(shù)為 Z，配油盤過渡區(qū)具有對稱壓縮角 的泵（見圖 8.1） ；設(shè)上1a?下點(diǎn)處柱塞腔壓力分別為 ﹑ ；當(dāng)柱塞位于上死點(diǎn)過渡區(qū)時，閉死液壓平均0p1力矩 為2M? 1201()yaAB??????1cosscofzRPFZbtg???????????????當(dāng)柱塞位于下死點(diǎn)過渡區(qū)時，閉死液壓平均力矩 為2M?2M?1()coscosfbzpZaabtg????????????閉死液壓總平均力矩 為2= +2?22815603919.56034(.)cosNm??????8.2.2 零重迭型配油盤由于無壓縮角，所以=02M 8 斜盤力矩設(shè)計△△△ △圖 8.2（a） 配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu) 8.2.3 帶卸荷槽非對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 ﹑ （圖 8.2（b） ） ，那么1a?2022coscosfzRPFZaMbtg?????????????????????012 cosfzZaabtg???????????????????同理可得= + =350（N.m）2M?2 8 斜盤力矩設(shè)計△△圖 8.2（b） 配油盤過渡區(qū)結(jié)構(gòu)8.3 回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩 3M13 12560941.537(.)coscosspaMbtgtgNm?? ???????????????????????8.4 滑靴偏轉(zhuǎn)時的摩擦力矩 4M當(dāng)斜盤改變傾斜角時，滑靴與柱塞球鉸之間的相對運(yùn)動將產(chǎn)生摩擦力矩。全部球鉸的平均摩擦力矩 為40132569()70.832(.)2coscoszbFZpfr Nm???????式中 ——球鉸摩擦系數(shù)， =0.08；1f f——柱塞球頭半徑。r該力矩方向與斜盤擺動方向相反，阻止斜盤擺動。8.5 柱塞慣性力矩 5M 8 斜盤力矩設(shè)計全部柱塞慣性力矩的平均值為 222250 15090.()156629(.)coscoszfz tgZmRtgZMda Nm? ??? ?????????????8.6 柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 6M與計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 26 220 940.51.38(.)coscsfZfPRdaNm????????8.7 斜盤支承摩擦力矩 7M全部柱塞對斜盤支承的平均摩擦力矩 為 7702359()70.123(.)2coscos1zbFZpfr Nm???????式中 ——斜盤支承處摩擦系數(shù)（采用滾動軸承時取 0.005～0.010，采用2f滑動軸承時取 0.10～0.15） ；——斜盤支承軸半徑，取 2mm 。2r該摩擦力矩與斜盤擺動方向相反，阻止斜盤擺動。8.8 斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動慣性力矩 8M當(dāng)斜盤擺動變化產(chǎn)生角加速度時，對斜盤轉(zhuǎn)軸的慣性力矩 為88MJ??0152(.)Nm?式中 J——斜盤與回程盤轉(zhuǎn)動慣量；——斜盤轉(zhuǎn)動角加速度。8.9 斜盤自重力矩 9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 為9M9cos340cos15.2()MGCNm????? 8 斜盤力矩設(shè)計式中 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123456789MMM?????5697801293.1.402??(.)Nm?調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的負(fù)載力矩 應(yīng)滿足下式：pM?? 9 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，可分為手動式、機(jī)動式、電動式、液動式、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、恒流量式等。（a） ( b ) ( c )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，手動變量機(jī)構(gòu)采用杠桿或采用手輪轉(zhuǎn)動絲杠，帶動斜盤改變傾斜角，如果用可逆電機(jī)旋轉(zhuǎn)絲杠可實現(xiàn)電動變量。圖 9.1(b)所示，在伺服閥 C 端用手輪或杠桿輸入一位移量，稱手動伺服變量式；若以電機(jī)或液壓裝置輸入位移量時，則稱電動或液動伺服變量式；如果輸入的控制信號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)。9.1 手動變量機(jī)構(gòu)手動變量機(jī)構(gòu)是一種最簡單的變量機(jī)構(gòu)，適用于不經(jīng)常變量的液壓系統(tǒng)。變量時用手輪轉(zhuǎn)動絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母直線運(yùn)動帶動斜盤改變傾斜角實現(xiàn) 9 變量機(jī)構(gòu)變量。手動變量機(jī)構(gòu)原理圖及變量特性如圖 9.2 所示。圖 9.2 手動變量機(jī)構(gòu)原理及特征圖中表明手動變量機(jī)構(gòu)可實現(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。9.2 手動伺服變量機(jī)構(gòu)該機(jī)構(gòu)用機(jī)械方式通過伺服閥帶動變量缸改變斜盤傾角實現(xiàn)變量。手動伺服變量機(jī)構(gòu)的原理圖和變量特性如圖 9.3 所示。圖 9.3 手動伺服變量機(jī)構(gòu)圖中伺服變量機(jī)構(gòu)由雙邊控制閥和差動變量缸組成?？刂崎y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，斜盤穩(wěn)定在一定的位置上。變量時，若控制閥 C 端向左移動，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，推動斜盤傾斜角減小，流量隨之減少。與此同時，由于閥套與活塞桿相 9 變量機(jī)構(gòu)連，閥套也向右移動逐步關(guān)閉油路 l 和 2，于是斜盤穩(wěn)定在新的位置上。反之，控制閥向右移動時，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，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，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。變量信號輸入可以是手動，也可以是電動。如用外液壓源可實現(xiàn)遠(yuǎn)程無級變量。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。9.3 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變量缸組成。與手動伺服變量機(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。工作原理與手動伺服變量機(jī)構(gòu)類似。為使泵功率為一恒值，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(一根彈簧) 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 9 變量機(jī)構(gòu)泵開始工作時，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 。當(dāng)泵出口壓力上升到圖示 值時，abbp控制閥 D 端按壓力大于 C 端彈簧預(yù)緊力，閥芯向左移動，控制變量活塞向右推動斜盤減小傾角，流量隨之減少，變量特性為折線 。 線的斜率取決于外彈cb簧的則度。當(dāng)泵壓力繼續(xù)升高到圖示 值時，內(nèi)彈簧也參與工作。由于內(nèi)外彈0p簧的合成剛度更大，變量特性為折線 ， 線的斜率取決于內(nèi)外彈簧的合成DC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。9.4 恒流量變量機(jī)構(gòu)恒流量變量機(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，保持流量為一恒值。變量機(jī)構(gòu)原理及變量特性如圖 9—5 所示。（a ） ( b )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(恒流量閥)和差動變量缸組成?？刂崎y C 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。 9 變量機(jī)構(gòu)當(dāng)泵轉(zhuǎn)速增加時，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 增大，推動控制閥閥芯左移，帶動變量活塞左移，斜盤傾角減小，p?流量城少，直至恢復(fù)到調(diào)定值。此時，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。 為保持調(diào)定流量 的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速。從圖中0n0Q可以看出，從 以上，泵輸出流量不隨轉(zhuǎn)速變化而改變，始終保持恒定值。0n恒流量變星泵用于對液壓執(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。 9 變量機(jī)構(gòu) 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力元件,它是每個液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件,合理的選擇液壓泵對于液壓系統(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統(tǒng)的可靠工作都十分重要.選擇液壓泵的原則是:根據(jù)主機(jī)工況﹑功率大小和系統(tǒng)對工作性能的要求 ,首先確定液壓泵的類型,然后按系統(tǒng)所要求的壓力﹑流量大小確定其規(guī)格型號.一般來說,由于各類液壓泵各自突出的特點(diǎn),其結(jié)構(gòu)﹑功用和運(yùn)轉(zhuǎn)方式各不相同,因此應(yīng)根據(jù)不同的使用場合選擇合適的液壓泵.一般在機(jī)床液壓系統(tǒng)中,往往選用雙作用葉片泵和限壓式變量葉片泵;而在筑路機(jī)械 ﹑港口機(jī)械以及小型工程機(jī)械中,往往選擇抗污染能力比較強(qiáng)的齒輪泵;在負(fù)載大 ﹑功率大的場合往往選擇柱塞泵.正如科學(xué)技術(shù)的發(fā)展一樣，現(xiàn)階段科技領(lǐng)域中交叉學(xué)科、邊緣學(xué)科越來越豐富，跨學(xué)科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產(chǎn)品的技術(shù)發(fā)展亦是如此。以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問題，必須從電機(jī)結(jié)構(gòu)開始，單局限于泵本身是沒有辦法實現(xiàn)的；解決泵的噪聲問題，除解決泵的流態(tài)和振動外，同時需要解決電機(jī)風(fēng)葉的噪聲和電磁場的噪聲；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機(jī)內(nèi)加設(shè)諸如泄漏保護(hù)、過載保護(hù)等措施；提高泵的運(yùn)行效率，須借助于控制技術(shù)的運(yùn)用等等。這些無一不說明要發(fā)展泵技術(shù)水平，必須從配套的電機(jī)、控制技術(shù)等方面同時著手，綜合考慮，最大限度地提升機(jī)電一體化綜合水平。 參考文獻(xiàn)參 考 文 獻(xiàn)〔1〕李培滋﹑王占林主編.《飛機(jī)液壓傳動與伺服控制》 （上冊）.國防工業(yè)出版社.1989〔2〕曾祥榮﹑葉文柄﹑吳沛容編著.《液壓傳動》.國防工業(yè)出版社.1980〔3〕何存興主編.《液壓元件》.機(jī)械工業(yè)出版社.1982〔4〕張赤誠等編.《液壓傳動》.地質(zhì)出版社.1986〔5〕齊任賢主編.《液壓傳動和液力傳動》.冶金工業(yè)出版社.1981〔6〕上海煤礦機(jī)械研究所編.《液壓傳動設(shè)計手冊》.上海人民出版社.1976〔7〕 （日）市川常雄著.雞西煤礦機(jī)器廠譯.《液壓技術(shù)基本理論》.煤炭工業(yè)出版社.1975〔8〕 （美）H﹒E﹒梅里特著 .陳燕慶譯.《液壓控制系統(tǒng)》.科學(xué)出版社.1979〔9〕成大先主編.《機(jī)械設(shè)計手冊》.化學(xué)工業(yè)出版社.2004〔10〕聞德生著.《開路式柱塞泵》.航空工業(yè)出版社.1998〔11〕吉林工業(yè)大學(xué)等校編.《工程機(jī)械液壓與液力傳動》.機(jī)械工業(yè)出版社.1978〔12〕AD 811166.1981.〔13〕馬玉貴、馬治武主編.《新編液壓件使用與維修技術(shù)大》.中國建材工業(yè)出版社.1998〔14〕左健民主編. 《液壓與氣壓傳動》.機(jī)械工業(yè)出版社.1999〔15〕文懷興主編.《泵的排量設(shè)計工況及優(yōu)化設(shè)計》. 北京.機(jī)械工業(yè)出版社.2005〔16〕成大先主編.《機(jī)械設(shè)計圖冊》.化學(xué)工業(yè)出版社.2000〔17〕沙毅 聞建龍主編.《泵與風(fēng)機(jī)》.中國科學(xué)技術(shù)大學(xué)出版社.2005〔18〕陳允中 曹占文 黃紅梅 鄧國強(qiáng)等譯.《泵手冊》.中國石化出版社.2003〔19〕路甬祥主編.《液壓氣動技術(shù)手冊》.北京.機(jī)械工業(yè)出版社.2002〔20〕張耀宸.《機(jī)械加工設(shè)計手冊》.北京.航空工業(yè)出版社,1987 參考文獻(xiàn)致 謝本論文是在張勇講師的悉心指導(dǎo)下完成的，在我即將完成學(xué)士學(xué)位學(xué)習(xí)之際，衷心感謝老師們給我提供了良好的學(xué)習(xí)條件、科研環(huán)境和全面鍛煉的機(jī)會以及在生活、學(xué)習(xí)上給予的關(guān)心和幫助。各位老師不僅以其淵博的學(xué)識、創(chuàng)造性的思維方式、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)風(fēng)范、高度的責(zé)任感使作者在學(xué)術(shù)上受益匪淺、而且言傳身教，以其高尚的人格和坦蕩寬廣的胸懷教導(dǎo)了我做人的道理。值此論文完成之際，瑾向張勇老師以及全系各位老師表示最衷心的感謝，并致以崇高的敬意！在課題的研究和論文撰寫過程中，得到了學(xué)院老師的大力支持，在此對你們表示衷心的感謝。