活塞的机械加工工艺,典型夹具及其cad设计.pdf

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1、1/31 目录 前言 一制造技术毕业设计的目的4 二制造技术毕业设计的基本任务与要求4 2.1 设计任务4 2.2 毕业设计基本要求 4 三毕业设计说明书的编写4 四 工件的结构分析.5 五 工艺工序安排.7 六 切削用量的确定9 七 夹具体的设计.10 5 配油盘受力分析与设计 13 5.1 配油盘受力分析 14 5.1.1 压紧力yp16 5.1.2 分离力fp 17 5.2 配油盘设计 17 5.2.1 过渡区设计17 5.2.2 配油盘主要尺寸确定17 5.2.3 验算比压 p比功 pv 17 6 缸体受力分析与设计17 6.1 缸体的稳定性17 6.2 缸体主要结构尺寸的确定18 6

2、.2.1 通油孔分布圆半径fR和面积 F 18 6.2.2 缸体内外直径1D2D的确定 18 6.2.3 缸体高度 H 18 7 柱 塞 回 程 机 构 设 计 1 9 8 斜盘力矩分析 19 8.1 柱塞液压力矩1M 19 8.2 过渡区闭死液压力矩19 8.2.1 具有对称正重迭型配油盘20 8.2.2 零重迭型配油盘21 8.2.3 带卸荷槽非对称正重迭型配油盘21 8.3 回程盘中心预压弹簧力矩3M 22 8.4 滑靴偏转时的摩擦力矩4M 22 2/31 8.5 柱塞惯性力矩5M 228.6柱塞与柱塞腔的摩擦力矩6M23 8.7 斜盘支承摩擦力矩7M23 8.8 斜盘与回程盘回转的转动

3、惯性力矩8M24 8.9 斜盘自重力矩9M24 9 变量机构26 9.1 手动变量机构26 9.2 手动伺服变量机构27 9.3 恒功率变量机构27 9.4 恒流量变量机构27 结论 29 参考文献30 致谢31 前 言 用以控制流体（液体、气体、气液或固液混合体）流量、压强和流向的装置。简称阀。通常由阀体、阀盖、阀座、启闭件、驱动机构、密封和紧固件等组成。阀门的控制功能是依靠驱动机构或流体驱使启闭件升降、滑移、旋摆或回转以改变流道面积的大小来实现的。广泛用于工农业生产和日常生活器具中。阀门的基本参数是工作压力、工作温度和口径。工业管道的各种阀门，常用公称压力 pN（在规定温度下允许承受的最大

4、工作压力）和公称通径 DN（阀体与管子联接端部的名义内径）作为基本参数。阀门主要有密封、强度、调节、流通、启闭等性能，其中前二者是一切阀门最基本最重要的性能。为了保证阀门的密封和强度，除了必须遵守有关标准规定合理地进行结构设计、确保工艺质量外，还必须正确地选用材料。Abstract：This design ponents are a beam holder.Selects the QT40-10 steel.According to the ponents shape,the size precision,the production economic efficiency and so on

5、 various aspects multianalysis its processing craft,uses the special purpose machine processing much.Through to the ponents 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 th

6、e examination to the ponents.In order to achieve the ponents precision the request.3/31 Key word：Jig,examination,technological design 1 制造技术毕业设计的目的 机械制造技术毕业设计是培养机械工程类专业学生应职应岗能力的重要实践性教学环节，它要求学声能全面综合的运用所学的理论和时间知识，进行零件机械加工工艺规程和工艺装备的设计。其基本目的是：（1）培养工程意识。（2）训练基本技能。（3）培养质量意识。（4）培养规X 意识。2 制造技术毕业设计的基本任务与要求 2

7、.1、设计任务（1）设计一个中等复杂的零件的加工工艺规程；（2）设计一个专用夹具；（3）编写设计说明书。2.2、毕业设计基本要求（1）内容完整，步骤齐全。（2）设计内容与说明书的数据和结论应一致，内容表达清楚，图纸准确规X，简图应简洁明了，正确易懂。（3）正确处理继承与创新的关系。（4）正确使用标准和规 X。（5）尽量采用先进设计手段。3 毕业设计说明书的编写 说明书要求系统性好、条理清楚、语言简练、文字通顺、字迹工整、图例清晰、图文并茂，充分表达自己的见解，力求避免抄书。五、工艺工序安排 4/31 1、以下我们对些零件进行工艺安排：下料车削车削钻孔铣削钻孔去毛刺检验油封 下料：96x62 车

8、削：车左端面及外圆90。粗台阶、80。车削：粗车右端面至 56。钻孔：钻孔 3 个6 深 8 孔。铣削；铣外形的 6 个分布均匀的肋板及顶面。钻削：钻37.5、扩孔37.85、铰孔38H9。钳工：去毛刺。检：检验。油封：清理、油封、入库。六、切削用量的确定 正确地确定切削用量,对保证加工质量、提高生产率、获得良好的经济效益，都有着重要的意义。在确定切削用量时，应综合考虑零件的生产纲领、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。单件小批量生产时，为了简化工艺文件，常不具体规定切削用量，而由操作者根据实际情况，凭经验确定合理的切用量。成批及大量生产时，特别是组合机床、自动机床及多

9、刀加工工序的切削用量，应科学地、严格地确定，确定的一般原则为：粗加工时，由于要求的加工精度较低、表面粗糙度较大，切削用量的确定应该尽可能保证较高的金属切除北和必要的刀具耐用度，以达到较高的生产率。提高切削速度、增大进给量和切削深度，都能提高金属切除率，但在这三个要素中，切削速度对刀具耐用度影响最大，其次是进给量，影响最小的是切削深度。所以在确定粗加工切削用量时，应优先考虑采用大的切削深度，其次考虑采用较大的进给量，最后根据刀具的耐用度要求，确定合理的切削速度。具体数据的确定可5/31 参阅有关手册。半精加工、精加工时，确定切削用量首先要考虑的问题是保证加工精度和表面质量同时也要兼顾必要的刀具耐

10、用度和生产率。半精加工、精加工时的切削深度一般根据粗加工后留下的加工余量来确定，而进给量主要根据表面粗糙度来确定。为了减少工艺系统的弹性变形和已加工表面的残留面积高度，半精加工和精加工时一般多采用较小的切削深度和进给量。在切削深度和进给量确定之后，再确定合理的切削速度。在采用组合机床、自动机床等多刀具同时加工的工序时，其加工精度、生产率和刀具的寿命与切削用量的关系很大，为保证机床正常工作，不经常换刀，其切削用量要比采用一般机床加工时低一些。以下是38H9 切削加工：曲面挖槽粗加工生成一系列平面铣削，是一种最常用的曲面粗加工方法。它还可以使刀具从零件毛坯外开始加工，防止刀具直接埋入工件材料。调出

11、图形文件：曲面挖槽粗加工、图六。七、夹具体的设计 为了保证工件的加工要求，必须使工件在机床上处于准确的位置，夹具就是用来实现这一要求的。1、定位方式的选择 根基准统一的原则，我们采用设计基准来作为我们的定位基准，即采取一面二孔的形式进行定位。2、夹紧方式的选择 夹紧方式的确定，起初我考虑各种各样的方案，但是都没有成形，最后我考虑用 3 个螺纹孔来夹紧。5 配油盘受力分析与设计 配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。5.1 配油盘受力分析 不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是有差别的，但是功用和基本构造则

12、相同。图 5.1 是常用的配油盘简图。6/31 液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力yp；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力fp。1吸油窗 2排油窗 3过度区 4减振槽 5内封油带 6外封油带 7辅助支承面 图 5.1 配油盘基本构造 5.1.1 压紧力yp 压紧力是由于处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶上，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。对于奇数柱塞泵，当有1(1)2Z 个柱塞处于排油区时，压紧力1yp为 2261max19 1.39101256024150()2424yzbyZpd ppN

13、当有1(1)2Z 个柱塞处于排油区时，压紧力2yp为 2262min19 1.39101256019320()2424yzbyZpd ppN 平均压紧力yp为 1211()(2415019320)21735()22yyypppN 5.1.2 分离力fp 7/31 分离力由三部分组成。即外封油带分离力1fp，内封油带分离力2fp，排油窗高压油对缸体的分离力。对于奇数泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同。封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘油窗包角0有所扩大，如图 5.2 所示。当有1(1)2Z 个柱塞排油时，封油带实际包角1为 1011222(1)(9 1)22993Za

14、a 当有1(1)2Z 个柱塞排油时，封油带实际包角2为 2011228(3)(93)22999Zaa 平均有2Z个柱塞排油时，平均包角p为 120111 287()(2)()222399pZaa 式中 a柱塞间距角，2aZ；0a柱塞腔通油孔包角，这里取029a。外封油带分离力1fp 外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任仪半径上的压力yp从2R到1R积分，并以p代替2，可得外封油带上的分离力1fp为 8/31 图 5.2 封油带实际包角的变化 221221212()24lnppfbbRRpPR pRR 2262677(1715)1099125601110125601724ln15 =3.4(

15、)N 外封油带泄漏量1q为 33171270.00112560992()1712 2 10ln12ln15pbpqmlRR 内封油带分离力2fp 内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力2fp为 223422334()24 lnppfbbRRppR PRR 9/31 =22626777(911)10991110125601124 2 10ln9 5.2()N 内封油带泄漏量2q为 33273470.001125609147()1112 2 10ln12ln9pbpqmlRR 排油窗分离力3fp 22223237()(1511)125601.6()22 9pfbpRRpN 配油盘总分

16、离力1fp 1233.45.21.610.2()ffffppppN 总泄漏量 q 为 1292147239()qqqN 5.2 配油盘设计 配油盘设计主要是确定内封油带尺寸吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。5.2.1 过渡区设计 为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角1a大于柱塞腔通油孔包角0a的结构，称正重迭型配油盘。具有这种结构的配油盘，当柱塞从低压腔接通高压腔时，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。对

17、泵的寿命影响很大。为防止压力冲击，我们希望柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。10/31 5.2.2 配油盘主要尺寸确定（图 5.3）图 5.3 配油盘主要尺寸确定 （1）配油窗尺寸 配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径fD 配油窗口包角0，在吸油窗口包角相等时，取 1202aaa 为避免吸油不足，配油窗口流速应满足 0022.33/tbQm sF 满足要求。式中 tbQ泵理论流量；2F配油窗面积，220223()2FRR；0许用吸入流速，0=23m/s。由此可得 2223RR=002tQv（2）封油带尺寸 11/31 设内封油带宽度为2b，外封油带宽度为1b

18、，1b和2b确定方法为：考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取1b略大于2b，即 1120.125zbRRd 234(0.10.125)zbRRd 当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得 2222234121324(1).2lnlnzpRRRRZdRRRR 联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸117Rmm215Rmm311Rmm49Rmm。5.2.3 验算比压 p比功 pv 为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图 5.3 中的5D6D。辅助支承面上开有

19、宽度为 B 的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积F 为 2222514123()()4FDDDDFFF 式中 1F辅助支承面通油槽总面积；15()FKB RR（K 为通油槽个数，B 为通油槽宽度）2F3F吸排油窗口面积。根据估算：21034()Fmm 配油盘比压 p 为 512()284ytppKB RRppapFl d 式中 yp配油盘剩余压紧力；tp中心弹簧压紧力；p根据资料取 300pa；12/31 在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算 pv 值，即 ppvpvpv 式中pv为平均切线速度，pv=42()DDn。2422 284()(1820)

20、458600/1500ppvDDKgfcmn pv根据资料取2600/Kgfcm。13/31 6 缸体受力分析与设计 6.1 缸体的稳定性 在工作过的配油盘表面上常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与配油盘间摩擦损失增大，泄漏增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的寿命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸体力矩不平衡，使缸体发生倾倒。6.2 缸体主要结构尺寸的确定 6.2.1 通油孔分布圆半径fR和面积 F/图 6.1 柱塞腔通油孔尺寸 为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径fR与配油窗口分布圆半径fr相等。即 2315 111322fRRRmm 式中2

21、R3R为配油盘配油窗口内外半径。通油孔面积近似计算如下（如图 6.1 所示）。2220.2150.45 39684()aaaaFl bbmm 式中 al通油孔长度，azld；14/31 ab通油孔宽度，0.5azbd；6.2.2 缸体内外直径1D2D的确定 为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量一致，应尽量使各处壁厚一致（如图 6.2），即123。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。缸体强度可按厚壁筒验算 222222222(392 2)3912560129(/)(392 2)39wzbwzddpkgfcmdd 式中wd筒外径，2wzdd。缸体材料许用应力，对 ZQAL

22、94：=6008002(/)kgfcm 图 6.2 缸体结构尺寸 缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为 39()(20.3 12560)0.003822 1034zbdPmmF 式中 E缸体材料弹性系数；材料波桑系数，对刚质材料=0.230.30，青铜=0.320.35；允 许 变 形 量，一 般 刚 质 缸 体 取0.0065mm，青 铜 则 取0.0048mm。15/31 符合要求。6.2.3 缸体高度 H 从图 62 中可确定缸体高度 H 为 0max34573970.5 39122.5()HlSllmm 式中 0l柱塞最短留孔长度；maxS柱塞最大行程；3l为便于研磨加工，留有的退刀槽长

23、度，尽量取短；4l缸体厚度，一般4l=（0.40.6）zd，这里取 0.5zd。16/31 7 柱塞回程机构设计 直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘 2，如图 7.1，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板 3 之间有一固定间隙，并可调。回程盘是一平面圆盘，如图 7.1 所示。盘上hd为滑靴安装孔径，hD为滑靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损

24、。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是 短轴 22 19.539()faRmm 长轴 max22 19.541.5()coscos20fRbmm hd和hD的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，hD取椭圆长短轴的平均值较合理，即 max19.541.561()2cosfhfRabDRmm 从图 7.1 中可以看出回程盘上安装孔中心 O 与长短轴端点 A 或 B 的最大偏心距相等，且为max12e，因而 maxmaxmax2(41.5 2)6122()coscosfffRReRmm 为了允许滑靴在任一方向偏离max12e，

25、而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑靴径部直径 d 大maxe。同时，考虑到加工安装等误差，应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙 J。这样安装孔的直径为 17/31 图 7.1 回程盘结构尺寸 max28222 133()hddeJmm 式中 d滑靴颈部直径；J间隙，一般取 J=0.51mm。18/31 8 斜盘力矩分析 直轴式轴向柱塞泵通过泵的变量机构改变斜盘倾斜角的大小来改变输出流量。对斜盘力矩的分析，将对设计变量机构提供依据。下面就以偏心结构为例分析斜盘所受的各力矩。对于无偏心的结构只要令 a或 b 为零，推导出的公式仍然适用。图 8.1 斜盘转轴偏心结构 在以下的分析中，规定使斜

26、盘倾角减小的力矩为正，反之为负。8.1 柱塞液压力矩1M 泵各柱塞受液压作用力合力平均值ypp的合力作用点可以看成是通过球心平面 3 与缸体轴线2 的交点1o。作用于斜盘转轴的力矩为 11ypMp o B 式中柱塞液压平均合力ypp为 0()2cosbzypZ pp Fp 式中 bp排油腔压力；0p吸油腔压力；zF柱塞底部液压力；19/31 作用力壁1o B，由图 7.2 可知为 1o B=cosabtg 所以 01()()2coscosbzZ PP FaMbtg 5269(.)N m 8.2 过渡区闭死液压力矩2M 此力矩与配油盘过渡区结构有关。8.2.1 具有对称正重迭型配油盘 对于柱塞数

27、为 Z，配油盘过渡区具有对称压缩角1a的泵（见图 8.1）；设上下点处柱塞腔压力分别为0p1p；当柱塞位于上死点过渡区时，闭死液压平均力矩2M为 120112(00)2yaZMpAB 01coscoscosfzRPF Z aabtg 当柱塞位于下死点过渡区时，闭死液压平均力矩2M为 2M1()coscoscosfbzRp F Z aabtg 闭死液压总平均力矩2M为 2M=2M+2M2812560 3250 92 19.5360341(.)cos 15N m 8.2.2 零重迭型配油盘 由于无压缩角，所以 2M=0 20/31 图 8.2（a）配油盘过渡区结构 8.2.3 带卸荷槽非对称正重迭

28、型配油盘 设带卸荷槽的配油盘过渡区压力角为1a2a（图 8.2（b），那么 0222coscoscosfzRP F Z aaMbtg 0122coscoscosfzRP F Z aaMbtg 同理可得 2M=2M+2M=350（N.m）21/31 图 8.2（b）配油盘过渡区结构 8.3 回程盘中心预压弹簧力矩3M 13125603941.515377(.)coscoscos15cos15paMbtgtgN m 8.4 滑靴偏转时的摩擦力矩4M 当斜盘改变倾斜角时，滑靴与柱塞球铰之间的相对运动将产生摩擦力矩。全部球铰的平均摩擦力矩4M为 401 132560 9()77 0.08 3280(.

29、)2cos2cos15zbF ZMppf rN m 式中 1f球铰摩擦系数，1f=0.08；1r柱塞球头半径。该力矩方向与斜盘摆动方向相反，阻止斜盘摆动。8.5 柱塞惯性力矩5M 全部柱塞惯性力矩的平均值为 22/31 222225220150090.8 19.5(2)15601629(.)22cos2cos 15zfztgZm RtgZMMdaN m 8.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩6M 与计算柱塞惯性力矩的方法相同，全部柱塞摩擦力矩的平均值为 262209 40.55 19.53.8(.)22cos2cos 15ffZfZP RZMM daN m 8.7 斜盘支承摩擦力矩7M 全部柱塞对斜盘

30、支承的平均摩擦力矩7M为 702 23250 9()77 0.01 223(.)2cos2cos15zbF ZMppf rN m 式中 2f斜盘支承处摩擦系数（采用滚动轴承时取0.0050.010，采用滑动轴承时取 0.100.15）；2r斜盘支承轴半径，取 2mm。该摩擦力矩与斜盘摆动方向相反，阻止斜盘摆动。8.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩8M 当斜盘摆动变化产生角加速度时，对斜盘转轴的惯性力矩8M为 8MJ80 151200(.)N m 式中 J斜盘与回程盘转动惯量；斜盘转动角加速度。8.9 斜盘自重力矩9M 由于斜盘与回程盘的中心不在斜盘转轴上，则产生的自重力矩9M为 9cos3

31、40cos150.12(.)MGCN m 23/31 式中 G斜盘与回程盘重量；C斜盘与回程盘重心到斜盘转轴的距离。综上所述，作用在斜盘上的总力矩为 123456789MMMMMMMMMM 526969137728016293.823 1.40.12 6276(.)N m 调节机构的负载力矩pM应满足下式：pMM 24/31 9 变量机构 轴向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角，以改变输出流量的方向和大小。变量机构的型式很多，按照控制方式，可分为手动式、机动式、电动式、液动式、电液比例控制式等。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式，如图 9.1。按照性能

32、参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。（a）(b)(c)图 9.1 变量执行机构 以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图 9.1(a)所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜盘改变倾斜角，如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。图 9.1(b)所示，在伺服阀 C 端用手轮或杠杆输入一位移量，称手动伺服变量式；若以电机或液压装置输入位移量时，则称电动或液动伺服变量式；如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值，则构成了压力补偿变量式。再如图 9.1(c)中，用带有电磁阀的外液压源控制，可成为远程液控变量式；如果用伺服阀控制变量缸，并使泵出口压力为恒值，可成为恒压变量型式。由此

33、可知，变量的型式是多种多样的，下面介绍其中最常用的几种变量机构。9.1 手动变量机构 手动变量机构是一种最简单的变量机构，适用于不经常变量的液压系统。变量时用手轮转动丝杠旋转，丝杠上的螺母直线运动带动斜盘改变倾斜角实现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图9.2 所示。25/31 图 9.2 手动变量机构原理及特征 图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量 Q 的方向和大小与变量机构行程 y 成正比。9.2 手动伺服变量机构 该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。手动伺服变量机构的原理图和变量特性如图9.3 所示。图 9.3 手动伺服变量机构 图中伺服变量机构由双边控制阀和

34、差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活塞杆相连，变量缸的缸体与泵体相连。当控制阀处于中位时，斜盘稳定在一定的位置上。变量时，若控制阀 C 端向左移动，油路 1 和 2 连通，变量缸 AB 两腔都是泵出口压力。由于 B 腔面积大于 A 腔，变量活塞在液压力作用下向右移动，推动斜盘倾斜角减小，流量随之减少。与此同时，由于阀套与活塞杆相连，阀套也向右移动逐步关闭油路 l 和 2，于是斜盘稳定在新的位置上。26/31 反之，控制阀向右移动时，油路 2 和 3 连通，变量缸 B 腔与回油路接通，变量活塞在 A 腔液压力作用下向左移动，使斜盘倾角增大，流量也增大。同理，由于控制阀阀套的反馈移动，使斜盘稳定在

35、新的位置。这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力，大大提高了变量的性能和精度。变量信号输入可以是手动，也可以是电动。如用外液压源可实现远程无级变量。因此，这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、机床等许多液压系统中。9.3 恒功率变量机构 恒功率变量机构是根据泵出口压力调节输出流量，使泵输出流量与压力的乘积近似保持不变，即原动机输出功率大致保持恒定。变量机构原理如图 93(a)所示。图中恒功率变量机构仍由双边控制阀和差动变量缸组成。与手动伺服变量机构不同的是控制阀 C 端由弹簧预压调定，D 端用控制油路接通泵出口管路。利用液压力与弹簧力平衡的关系控制变量活塞，改变斜盘倾角

36、。工作原理与手动伺 服变量机构类似。为使泵功率为一恒值，理论上，泵出口压力与输出流量应保持双曲线关系，如图 9.4 所示。但是，实际泵的变量机构都是采用弹簧来控制的。因此，只能用一段折线(一根弹簧)或二段折钱(二根弹簧)来近似替代双曲线。图 9.3（a）所示的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量特性。图 9.4 恒功率理论变量特征曲线 泵开始工作时，控制阀 D 端的液压力不足以克服外弹簧预紧力，斜盘倾角最大，流量也最大，变量特性为水平线ab。当泵出口压力上升到图示bp值时，27/31 控制阀 D 端按压力大于 C 端弹簧预紧力，阀芯向左移动，控制变量活塞向右推动斜盘减小倾角

37、，流量随之减少，变量特性为折线bc。bc线的斜率取决于外弹簧的则度。当泵压力继续升高到图示0p值时，内弹簧也参与工作。由于内外弹簧的合成刚度更大，变量特性为折线CD，CD线的斜率取决于内外弹簧的合成刚度。随着出口压力继续升高，阀芯碰到限位装置，则输出流星也不再减少，变量特性为折线de。特性曲线中各折点位置可以通过调整弹簧预紧力和限位装置来改变，折线的斜率取决于弹簧刚度。恒功率变量是常用的变量型式之一，能充分发挥原动机的功率效能，并使液压设备体积小、重量轻。常用于压力经常变化的压力机、重型设备、工程机械等液压系统中。9.4 恒流量变量机构 恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力

38、差调节输出流量，保持流量为一恒值。变量机构原理及变量特性如图 95 所示。（a）(b)图 9.5 恒流量变量机构原理及特征 图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀(恒流量阀)和差动变量缸组成。控制阀 C 端预压弹簧调定后，节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中垃，斜盘倾角固定在某一角度，泵输出流量为调定值。当泵转速增加时，输出流量也相应增加。由于节流器面积不变，则节流器两端压力差p增大，推动控制阀阀芯左移，带动变量活塞左移，斜盘倾角减小，28/31 流量城少，直至恢复到调定值。此时，阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀芯处于中位，斜盘倾角稳定，泵输出流量为恒定值。反

39、之，当泵转速减小后，输出流量减少。类似的分析可知，斜盘倾角会增加，流量也随之增加，仍保持为一恒定值。图 9.5(b)为变量特性曲线。0n为保持调定流量0Q的最低稳定转速。从图中可以看出，从0n以上，泵输出流量不随转速变化而改变，始终保持恒定值。恒流量变星泵用于对液压执行机构要求速度恒定的设备中。例如，机床、运输机械等液压系统。但是恒流量变量泵恒定流星的精度不高，误差较大，这也限制了它的应用。29/31 结论 液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件,它是每个液压系统中不可缺少的核心元件,合理的选择液压泵对于液压系统的能耗提高系统的效率降低噪声改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重

40、要.选择液压泵的原则是:根据主机工况功率大小和系统对工作性能的要求,首先确定液压泵的类型,然后按系统所要求的压力流量大小确定其规格型号.一般来说,由于各类液压泵各自突出的特点,其结构功用和运转方式各不相同,因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵.一般在机床液压系统中,往往选用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵;而在筑路机械港口机械以及小型工程机械中,往往选择抗污染能力比较强的齿轮泵;在负载大功率大的场合往往选择柱塞泵.正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越丰富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情，作为泵产品的技术发展亦是如此。以屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题，必须从电机结

41、构开始，单局限于泵本身是没有办法实现的；解决泵的噪声问题，除解决泵的流态和振动外，同时需要解决电机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的可靠性，必须在潜水电机内加设诸如泄漏保护、过载保护等措施；提高泵的运行效率，须借助于控制技术的运用等等。这些无一不说明要发展泵技术水平，必须从配套的电机、控制技术等方面同时着手，综合考虑，最大限度地提升机电一体化综合水平。30/31 参考文献 1李培滋王占林主编.飞机液压传动与伺服控制（上册）.国防工业.1989 2曾祥荣叶文柄吴沛容编著.液压传动.国防工业.1980 3何存兴主编.液压元件.机械工业.1982 4X 赤诚等编.液压传动.地质.1986 5齐任

42、贤主编.液压传动和液力传动.冶金工业.1981 6XX 煤矿机械研究所编.液压传动设计手册.XX 人民.1976 7（日）市川常雄著.鸡西煤矿机器厂译.液压技术基本理论.煤炭工业.1975 8（美）HE梅里特著.陈燕庆译.液压控制系统.科学.1979 9成大先主编.机械设计手册.化学工业.2004 10闻德生著.开路式柱塞泵.航空工业.1998 11XX 工业大学等校编.工程机械液压与液力传动.机械工业.1978 12AD 811166.1981.13马玉贵、马治武主编.新编液压件使用与维修技术大.中国建材工业.1998 14左健 XX 编.液压与气压传动.机械工业.1999 15文怀兴主编.

43、泵的排量设计工况及优化设计.机械工业.2005 16成大先主编.机械设计图册.化学工业.2000 17沙毅闻建龙主编.泵与风机.中国科学技术大学.2005 18陈允中曹占文黄红梅邓国强等译.泵手册.XX.2003 19路甬祥主编.液压气动技术手册.机械工业.2002 20X耀宸.机械加工设计手册.航空工业,1987 31/31 致谢 本论文是在 X 勇讲师的悉心指导下完成的，在我即将完成学士学位学习之际，衷心感谢老师们给我提供了良好的学习条件、科研环境和全面锻炼的机会以及在生活、学习上给予的关心和帮助。各位老师不仅以其渊博的学识、创造性的思维方式、严谨的治学风 X、高度的责任感使作者在学术上受益匪浅、而且言传身教，以其高尚的人格和坦荡宽广的胸怀教导了我做人的道理。值此论文完成之际，瑾向 X 勇老师以及全系各位老师表示最衷心的感谢，并致以崇高的敬意！在课题的研究和论文撰写过程中，得到了学院老师的大力支持，在此对你们表示衷心的感谢。