直轴式轴向柱塞泵毕业设计

序言液压传动技术是一种近代工业技术，可以借助导管向任一位传递动力；可以借助控制压力油液的流动实现对负载的预定控制；可以实现小型机械化；可以实现无冲击大范围的无极调速；可以远距离操纵确定运动部分的位置、运动方向的变换、增减速度；便于实现自动化等，因而适应现代机械的自动化发展，广泛应用于各个技术领域中，象飞行器、多种工作母机、建筑机械与车辆、塑料机械、起重机械、矿山机械和船舶等等，均使用着液压传动，并且应用日益广泛。由于液压技术自身的诸多长处，使得液压技术的发展速度非常惊人。尤其是近年来，液压设备的年增长率一直远远高于其他机械设备，许多机械设备的传动形式已逐渐被液压传动所取代。而液压泵是液压系统的动力元件，是液压系统中必不可少的一部分。若按液压泵的构造不一样可将液压泵分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵和螺杆泵。柱塞泵又分为轴向柱塞式和径向柱塞式。目前液压传动的高压化发展趋势，使柱塞泵尤其是轴向柱塞泵得到了对应的发展。1轴向柱塞泵概述柱塞泵是依托柱塞在缸体孔内的往复运动，导致密封容积的变化，来实现吸油和排油。轴向柱塞泵具有构造紧凑、单位功率体积小、重量轻、工作压力高、轻易实现变量等长处。此类泵多用于农林机械、起重运送设备、工程机械、船舶甲板机械、冶金设备、火炮和空间技术中。柱塞泵按其柱塞在缸体孔中排列方式不一样，分为轴向泵和径向柱塞泵两类。轴向柱塞泵是指柱塞的轴线与传动轴的轴线平行或略有倾斜的柱塞泵，而径向柱塞泵的柱塞轴线与传动轴的轴线互相垂直。轴向柱塞泵分为直轴式和斜轴式两种。1.1直轴式轴向柱塞泵概况直轴式轴向柱塞泵是缸体直接安装在传动轴上，缸体轴线与传动轴的轴线重叠，并依托斜盘和弹簧使柱塞相对缸体往复运动而工作的轴向柱塞泵，亦称斜盘式轴向柱塞泵。斜盘式轴向柱塞泵的许用工作压力和转速都较高，变量性能优秀，且构造紧凑，功率质量比大，容积效率高。斜盘式轴向柱塞泵由于泵轴和缸体的支承方式不一样，又可分为通轴式和缸体支承式（非通轴式）。其中通轴泵的泵轴需要有足够的支承刚度，不仅要驱动缸体旋转，并且要保证在承受缸体传来的侧向力时不致出现过大的变形。而非通轴泵则在缸体的前端设置一种大直径的专用轴承装以直接承受侧向力，泵轴只用来传递转矩。相对于其他类型液压泵，该泵构造简朴、体积小、无极变量、具有可逆性（可作泵，也可作马达）、压力高、噪音低（相对于斜轴式），效率高，制导致本较低，在我国使用较为广泛。1.2直轴式轴向柱塞泵的工作原理柱塞泵是液压泵的一种，故先论述液压泵的基本工作条件。液压泵若正常工作，必须具有如下基本条件：1）存在密封容积并且发生变化。密封容积的变化是液压泵实现吸液和排液的主线原因。因此，这种泵又称为容积式液压泵。2）密封容积在变化过程中，分别与吸、排液腔相沟通。3）吸液腔与排液腔必须隔开，即不能同步互相沟通。4）油箱内液体绝对压力必须不不不小于大气压力，这是容积式液压泵能吸液的外部条件。下面简介直轴式轴向柱塞泵的工作原理：如图1-1所示，直轴式轴向柱塞泵的重要零件有斜盘15，柱塞5，缸体2，配油盘1和传动轴11等。斜盘15和配油盘1固定不动，缸体2固定在传动轴11上并通过轴承支撑在泵的壳体内。柱塞缸体沿圆周均匀分布有几种（一般为奇数个）平行于传动轴的柱塞孔，每个柱塞孔中都装有柱塞5，柱塞可在柱塞孔中自由滑动。配油盘1通过定位销固定在泵壳体底部，其上的腰形孔分别与泵体上的吸、排油孔相通。通过某种措施，可以保证每个柱塞的左端一直紧贴在斜盘表面上（容许柱塞与斜盘有相对滑动），并使柱塞缸体的右端面紧靠在配油盘上（容许两者之间有相对转动）。于是，柱塞处在最下端时，因伸出缸孔尺寸最短，柱塞右端面与缸孔内表面围成的密封工作容积为最小；当柱塞运行到最上端时，因伸出缸孔的尺寸最长，柱塞右端面与缸孔内表面围成的密封容积达最大。当传动轴从轴端看，沿逆时针方向旋转时，柱塞5自下向上回转的半周内，既要随转动缸体作圆周运动，又要逐渐往外伸出，使柱塞底部的密封容积不停增长，产生局部真空，低压油经泵吸油口、配油盘吸油窗孔吸入泵内。柱塞在自上而下半周内回转时，柱塞在作圆周运动的同步，还要逐渐向缸孔内缩回，使柱塞底部密封容积不停减小，高压油从配油盘的排油窗孔，泵排油孔进入系统。传动轴每转一转，每个柱塞往复运动一次，完毕一次吸油和排油动作。泵轴11与缸体2为花键连接，驱动缸体旋转，使均布于缸体中的七个柱塞5绕泵轴轴线转动，每个柱塞头部有一滑靴6。中心弹簧8通过内套9、钢球16、压盘7将滑靴压紧于轴线成某一倾角并支撑于变量壳体13的斜盘15上。当缸体旋转时，柱塞随缸体转动的同步，相对缸体作往复运动，完毕吸油和排油工作。中心弹簧8通过外套10将缸体压紧于配油盘1上，起预密封作用，同步又是使柱塞回程的加力装置。1.3直轴式轴向柱塞泵的重要性能参数本设计给定设计参数如下：额定工作压力32Mpa，理论流量34.5(l/min)和额定转速1500r/min。图1-1直轴式轴向柱塞泵Fig.1-1Straight-axisaxialplungerpump1.3.1压力液压泵的压力一般指泵的排液口排出液体所具有的相对压力值，常用单位为帕（Pa）。在液压泵中，常提到的压力油额定压力、最高压力和实际压力三种形式。额定压力是指根据试验原则规定，液压泵在正常工作条件下所容许的持续运转状况下的最大压力值，即液压泵铭牌标注的压力值（亦称公称压力），一般用表达。最高压力是指根据试验原则规定，液压泵超过额定压力后所容许的短暂运转状况下的最大压力值，常用表达。显然，同一台泵的额定压力不不小于最高压力。液压泵的最高压力一般要受强度和密封条件的限制。实际工作压力是指液压泵在实际工作条件下，排液口所具有的详细压力值，简称为工作压力。一般所提液压泵的压力就是指实际工作压力。1.3.2排量和流量液压泵的排量是指液压泵在没有泄漏状况下，传动轴每转一转所排出的液体体积，一般用表达，其单位为L/r或mL/r。液压泵的排量仅取决于它的构造几何尺寸，而与泵的工作载荷和转速无关。液压泵的流量是指在单位时间内，液压泵所排出的液体体积,一般用来表达，其单位为L/min或mL/min。液压泵的流量包括理论流量、泄漏流量和实际流量三种形式。液压泵的理论流量是指在没有泄漏状况下，单位时间内排出液体的体积，一般用表达。若液压泵的转速为,则液压泵的理论流量为（1-1）图1-2泵的多种流量与工作压力之间关系曲线图Fig.1-2avarietyofpumpflowandtherelationshipbetweenworkstresscurve可见，液压泵的理论流量只与排量和转速有关，而与工作载荷是无关的。理论流量与工作压力p之间关系曲线如图1-2所示。液压泵的泄漏流量是指在压力差的作用下，经泵零、部件之间隙泄遗漏的液体质量，一般用表达。泄漏流量包括内漏和外漏两部分，内漏是由高压腔漏到低压腔部分，外漏是指高压腔的油液直接漏到回油管路中的部分。一般用泄漏系数L来表征液压泵的泄漏程度，其体现式为（1-2）式中——泵额定压力；L——泵泄漏系数。一般当液压泵的零件之间隙越大，工作压力越大，油液黏度越小，则液压泵泄漏流量就越大。液压泵是实际流量是指液压泵在实际详细工作状况（存在泄漏）下，单位时间内所排出的液体体积，一般表达。在不加特殊阐明状况下，液压泵的流量均指实际流量而言。实际流量、理论流量和泄漏流量三者关系为（1-3）此关系也可由图1-2看出。从图还可以看出，伴随工作压力p的增长，实际流量而下降，其重要原因是工作压力增长而泄漏流量也伴随增长所致。1.3.3效率液压泵的效率是表征液压泵在能量转换过程中功率损耗的一种系数，可用表达。液压泵的效率包括容积效率（记为）和机械效率（记为）。液压泵的容积效率是指实际流量与理论流量的比值，即（1-4）可见，液压泵的容积效率反应出泵容积损失大小，当泵的工作压力愈高，泄漏系数愈大，泵的排量愈小，转速愈低，零件之间隙愈大，油液黏度愈低，泵的容积效率就愈低，容积损失就愈大。液压泵的容积效率一般是指在额定压力和额定转速下的值。液压泵的机械效率是指理论输入功率（不包括机械磨损所消耗的功率）与实际输入功率（包括因机械磨损消耗的功率）之比值，即(1-5)式中——机械磨损所消耗的机械功率；——泵的理论输入功率；——泵的实际输入功率；——泵的理论输入力矩；——泵的实际输入力矩；——泵的机械效率。可见，泵的机械效率能反应出泵的机械损失大小。液压泵的机械磨损重要体目前轴与轴承、轴与密封件和相对运动的零件之间，若它们之间的磨损愈大，导致机械功率损耗愈大，机械效率就愈低。液压泵的总效率等于容积效率与机械效率的乘积，即（1-6）1.3.4功率液压泵是将原动机输入的机械能转换成输出液体压力能的转换装置。体现机械能的重要参数是转矩和角速度，反应液体压力能的重要参数则是液体的压力和流量。在下面简介的液压泵功率计算就要波及到以上参数。液压泵的功率包括理论输入功率、理论输出功率、实际输入功率和实际输出功率。其中理论输入功率和理论输出功率是等价的，由于在理论上认为不存在任何泄漏。理论输出功率是指在不考虑泵容积损失前提下，输出液体所具有的液压功率，即（1-7）式中——泵输出液体的压力，Pa；——泵的理论流量，；——泵的理论输出功率，W。理论输入功率是指在不考虑泵机械损失前提下，泵所输入的机械功率，即（1-8）式中——泵输入的理论转矩，Nm；——泵的角速度，rad/s；——泵的理论输入功率，W。实际输出功率是指在考虑泵的容积损失前提下，输出液体所具有的实际液压功率，即（1-9）式中——泵输出液体的压力，Pa；——泵的实际流量，；——泵的容积效率；——泵的机械效率；——泵的总效率；——泵的理论输出功率，W；——泵的理论输入功率，W；——泵的实际输入功率，W。实际输入功率是指在考虑泵机械损失前题下，泵所输入的实际机械功率，即（1-10）式中——泵输入的实际转矩，N；——泵的角速度，rad/s；——泵的机械效率；——泵的容积效率；——泵的总效率；——泵的理论输入功率，W；——泵的实际输出功率，W；——泵的实际输入功率，W。2重要零部件的设计计算2.1缸体的设计2.1.1确定排量q(ml/r)(2-1)式中Q——泵的额定流量（l/min）；n——泵的额定转速（r/min）；——容积效率，一般取，这里取。上述符号含义和单位合用本节始末。2.1.2确定（1）由排量公式可知，假如增大，可以减小其他尺寸，但受力分析中已指出过，增大对柱塞的受力不利，一般，这里取。（2）确实定这三个参数是互相制约的，与构造类型有关。根据实践经验取定：一般半周型多取Z=7，通轴型多取Z=9，能使构造较为紧凑。这里取Z=7。初算时，可取，则可按下式试算R：取（2-2）再由排量公式确定柱塞直径：取（2-3）2.1.3缸体的其他尺寸1缸体底的厚度缸孔底部因加工多成锥形，其最薄处的厚度（2-4）取2底部通油孔尺寸及间隔缸体柱塞孔底部的油窗孔的范围角为，应竭力扩大，以减少油压反推力矩的脉动值，其最小间隔应满足下式（2-5）从设计图中不难得知（cm），符合规定。为扩大，油窗孔的中点半径应取大些；从限制窗口处的圆周速度不要太大的角度出发，又但愿小些；因此尺寸较小的泵，一般取。图2-1缸孔底部的油窗孔Figure2-1atthebottomoftheoilcylinderfenestrae缸体设计完毕后还要校核通油面积的油流速度，详见第四章。2.2柱塞基本尺寸设计（见图2-2）2.2.1柱塞直径柱塞直径已在缸体设计中确定：2.2.2柱塞长度球头直径(见图2-2)（1）柱塞长度L应等于柱塞的最小留缸长度、最小外伸长度和最大行程之和。一般时,取（cm）（2-6）图2-2柱塞的有关尺寸Fig.2-2Dimensionsoftheplunger（2）高压比低压需要较大的留缸长度，由于高压时侧向弯力大，留缸长度大，可防止柱塞和缸孔的侧应力过大。故当：(2-7)则（cm）（3）球头直径，依经验取这里取（cm）(2-8)为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔，应使（cm）依经验取(2-9)则这里取cm(2-10)（4）柱塞与孔的间隙与平衡槽的尺寸配合间隙。取mm平衡槽，深为0.3~0.8mm；宽为0.3~0.8mm；槽与槽的间隔t为2~10mm（近似为行程的二分之一）。则取平衡槽深为0.5mm，宽为0.6mm，槽与槽的间隔t取为7mm。2.3滑靴的设计计算2.3.1直径包球直径一般略不不小于柱塞直径d，可以使滑靴颈部有一部分进入缸孔中，从而缩短轴向尺寸。取1.6cm。2.3.2滑靴底面静压支撑的设计滑靴的设计有两种措施。一种是全静压平衡型滑靴设计，而此外一种是“剩余压紧力法”。本设计采用“剩余压紧力设计法”。这种措施在国内外的柱塞泵中普遍采用。剩余压紧力法的实质是将高压油引入滑靴—斜盘摩擦副的两滑动面之间，靠高压油的静压力平衡绝大部分压紧力，而剩余压紧力用以保证滑靴压紧斜盘。剩余压紧力设计法计算滑靴的基本特点是作用在柱塞底部的油压p经中心孔直接作用于柱塞滑靴底部，中心孔不起阻尼作用，油腔压力近似等于柱塞底部油压力p。另一方面，是压紧力等于分离力。滑靴和斜盘之间间隙近似为零，泄漏量靠近为零，剩余压紧力有辅助支撑面积承受。压紧力为：（2-11）式中r——柱塞半径。分离力为：（2-12）设计中为保证摩擦副功率损失较少以及减少泄漏量，一般取压紧力与分离力之比——压紧系数在1.05~1.10之间，即为：（2-13）在试算中，可先使初算：取mm根据式（2-13）可得mm此时压紧系数，符合规定。采用这种措施设计滑靴后，前端仍要采用一定的阻尼器。增设内、外辅助支撑。辅助支撑面积可以承受剩余压紧力，减少接触比压。如图2-2所示。此外滑靴的引油孔是进入滑靴底部的通道。因设计中取油腔压力，因此该孔应大，不应引起阻尼作用。也就是说压降要很小，否则导致实际分离力下降，等于增大了压紧力，使摩擦副的工作条件恶化。一般引油孔德直径可取2mm左右。图2-3滑靴构造Fig.2-3theagenciesofslipboots为使密封带下的压力场能得到充足运用，一般不适宜将密封带设计的过宽，尤其是在剩余压紧力大、摩擦面光洁度较高的状况下。过宽的压力场往往不能建立起设计的压力场，致使实际分离力不不小于计算值，导致剩余压紧力增大，滑靴轻易烧毁和磨损。新构造滑靴外径对内径的比值一般为1.1~1.2。本设计中由于压盘尺寸的限制，不便设计外辅助支撑，但可以设计内辅助支撑。已知，取内径。最终辅助支撑设计完毕后，要滑靴进行校核，详细见第四章。2.4配油盘的设计计算配油盘是轴向柱塞泵的关键零件之一，它的作用是分派油液，协助轴向柱塞泵完毕吸、排油任务。配油盘的设计，重要是确定内、外密封带，配油孔与其间隔角，以及辅助支撑等的有关尺寸。2.4.1间隔角及阻尼孔尺寸为了防止柱塞内腔的油液，由高压到低压或由低压到高压的瞬间接通中，因油液的忽然膨胀和压缩所产生的噪声和功率损耗，可采用带减震孔型的配油盘（如图2-4）。减震孔型配油盘通过范围内的封闭升（减）压与采用阻尼孔逐渐引入（泄出）压力油相结合的措施来减低噪声，在缸体窗口离开上死点经与排油孔接通过程中，柱塞腔内压力首先由于预压缩而上升，另首先由于柱塞腔经卸荷槽与排油孔沟通而上升。这样，当缸体窗口与排油孔接通时，柱塞腔内压力已到达排油压力，就防止了压力突变。其长处是对工作压力的变化有很好的适应性。比单一正封闭型配油盘用的多。一般多使其封闭升压和阻尼孔升压各起二分之一的作用。假设柱塞腔油液的溶剂V，压力由升至所需的压缩量为，对应的柱塞位移量为，缸体的回转角（即封闭加压范围角）为，缸体的回转角（即封闭减压范围角）为，则（2-14）因此（2-15）同理可得（2-16）式中——单位为；——柱塞在下死点处（），柱塞腔内残留的容积；——柱塞自身的排油腔体积；——高、低压腔的压力（bar）；E——液体的弹性模数，；S——柱塞行程，。图2-4配油窗孔的间隔角Fig.2-4withtheintervalangleofoilwindow柱塞设计完毕后，可以轻易得到，则由（2-14）得把数据代入（2-15）可得同理代入式（2-16）得在时间内，由阻尼孔引入的液体体积为且(2-17)由上式得(2-18)式中——从阻尼孔流入的流量；——缸体的角速度；V——上死点处柱塞腔的容积；——工作液体的动力黏度；——阻尼孔直径（cm）；——阻尼孔长度（cm）。把等设计数据代入式(2-18)，等式右面为由此与由上式约束，结合实际经验并运用试带法，相对于可得把等设计数据代入式（2-18），等式右面为同理可得相对于的阻尼孔尺寸而(2-19)2.4.2配油孔及内、外密封带的尺寸如图2-4所示，为内外密封带的尺寸，半径从小到大。它们受下列各方程式的约束。1配油窗孔的流速限制与许用圆周速度配油窗口的油流速度应满足下式(2-20)式中——泵的平均几何流量（l/min）；——配油孔上的连筋角(rad)；——配油孔的间隔角(rad)；——配油孔上的平均油流速度（m/s）。根据式（2-19），联络式（2-20）取较小数值验算即可。根据实际经验取把数据代入式（2-20）得，符合规定。配油孔的内外半径为，其平均半径处的圆周速度应满足下式(2-21)式中——最大容许圆周速度，=5-8（m/s）代入数据后得，符合规定。2考虑离心力对泄漏的影响，一般取(2-22)根据实际经验取代入式（2-22）后，不难看出符合规定。图2-5配油盘的有关尺寸Fig.2-5withthesizeoftheoilpan3配油盘的压紧系数由于摩擦力和油压反推力、反推力矩的摸是转角的函数；斜盘对缸体的轴向压紧力和力矩的模只和油压有关；惯性力等又随倾角变化，故一般使缸体所受的力和力矩（不考虑辅助支撑力）之和为零不也许，加之油压反推力与配流盘与缸体间的油膜厚度无关，因此为了缸体稳定一般都把斜盘力设计得比大些，两者的比值叫配油盘的压紧系数，通过度析可以得到，(2-23)一般取。把设计数据代入式（2-23）得，符合规定。2.4.3辅助支撑由于存在剩余压紧力，为了减少配油盘与缸体间的磨损，一般都采用辅助支撑来减小压强或承担这部分多出的压紧力。辅助支撑一般有平面辅助支撑、动压支撑、静压支撑和滚动轴承辅助支撑等，本设计采用常用的平面辅助支撑。平面辅助支撑设计后要进行“比压”校验或“热楔支撑”校验。本设计采用比压校验。比压校验时一般最简朴的计算措施，通过检查所有接触面上的压应力——“比压”，使其不要超过容许的“比压”值，即(2-24)式中——比压(bar)；——许用比压，视摩擦副材料而定，淬火钢对铝铁青铜bar；——辅助支撑面积,为辅助支撑（共块）的内、外半径，b为间隔弧长，则（2-25）取不难得知代入数据得可见符合规定。2.5压盘及斜盘尺寸确实定2.5.1压盘（返回盘）尺寸确实定图2-6压盘的尺寸Fig.2-6platensize由受力分析可知，滑靴中心在斜盘上的运行轨迹是一椭圆，其长轴为，短轴为R，因此压盘上滑靴安放孔中心的半径(即压盘滑靴孔的分布半径)为cm（2-26）滑靴的包球外径已知，盘孔与的最小间隙为，则盘孔直径为，再加上两倍的因偏心而向外（或向内）移动的量，即cm式中——最小间隙，取压盘最大外径如下（2-27）式中——接触余量，可取。2.5.2斜盘尺寸确实定斜盘的最大外径，应能保证滑靴底面所有落在其上。即cm(2-28)取D=9cm。式中——余量，。3直轴式轴向柱塞泵的运动及瞬时流量分析3.1直轴式轴向柱塞泵的运动分析3.1.1柱塞运动学分析运动分析是瞬时流量分析和受力分析的基础，因此这里先讨论。如图3-1所示,设斜盘平面相对缸体横截面的倾角为,取坐标系，并以通过平面的点A（A为柱塞球头中心的起始点）为缸体转角的计算起点（开始压油的点）。当缸体转过任一角度时，柱塞球头中心转至点B，此时柱塞球头中心的坐标为：（3-1）图3-1斜盘式轴向柱塞泵的运动分析Fig.3-1SwashplateaxialpistonpumpoftheMotionAnalysis由此坐标方程可以看出，沿x正向、即沿缸体轴线方向的相对运动，是缸体转角的余弦函数；而在oyz平面内，点B的运动轨迹，由其牵连运动（缸体的转动）可以懂得是一种圆。由于轴向运动方向x轴正向相似，因此柱塞相对缸孔轴向移动的速度为：（3-2）式中——缸体转动角速度（rad/s）；——柱塞相对缸体的轴向速度（cm/s）；——柱塞轴线在缸体中的分布圆半径（cm）；——时间(s)；——缸体转角（）。其平均相对速度为（3-3）柱塞相对缸孔移动的加速度为（3-4）式中——柱塞相对缸体的轴向加速度(cm/)。柱塞因旋转运动而产生的径向（即向心）加速度为（3-5）3.1.2滑靴运动分析滑靴除了与柱塞一起相对缸体往复运动及随缸体旋转之外，还与柱塞球头一起沿斜盘平面做平面运动。下面将讨论滑靴与柱塞球头中心在斜盘平面上的运动状况。为了得到柱塞上的滑靴相对斜盘的运动规律，将坐标系，认为轴逆时针转过角，得坐标系，点B在的坐标系中以表达（见图3-1），其坐标值为（3-6）由式（3-6）可见，点在平面上的轨迹为一椭圆，其长轴为，短轴为R。对应任一转角的矢径（3-7）矢径与椭圆长轴（）的夹角为，则（3-8）或点（即滑靴）绕o点旋转地角速度为（3-9）由式（3-9）可知，当（为自然数）时，到达最大值，为（3-10）式中——缸体的速度；——斜盘的倾角。当（为包括0的自然数）时，有最小值，为（3-11）滑靴在平面内转一周的时间与缸体转一圈的时间相等，因此其平均角速度与相似，即（3-12）滑靴沿斜盘表面与椭圆轨迹相切的滑移速度为时，则（3-13）由上式可以得出，当……时，便到达最大值，为（3-14）而当……时，便到达最小值，为（3-15）滑靴沿斜盘平面的平均滑动速度为（3-16）该积分为第一类椭圆积分，当时，其值为1.61-1.62，因此（3-17）此外，滑靴在旋转中，由于离心的作用，滑靴对于斜盘之压力的作用线，将偏离滑靴的轴线，在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在运动中会产生绕自身轴线的旋转运动，转动快慢取决于旋转摩擦力的大小，各有所异。这一自转可改善润滑，对减少摩擦、改善磨损和提高效率都是有益的。3.2瞬时流量及脉动品质分析3.2.1瞬时流量计算由于泵有多种柱塞同步在排油腔和进油腔，因此泵的瞬时流量，为同一瞬时所有处在排油腔的柱塞之瞬时流量之和，即（3-18）式中——整个泵的瞬时流量；——每个柱塞的瞬时流量；——同步处在排油区的柱塞数目。如图3-2所示，当柱塞由上死点位置A随缸体转过任意角度抵达位置B的排油过程中，柱塞收缩的位移为（3-19）式中R——柱塞分布圆半径；——斜盘倾角；——柱塞的位置角；——柱塞的位移。柱塞的相对运动速度为（3-20）每个柱塞的瞬时流量为（3-21）式中——柱塞的直径。整个泵的瞬时流量为（3-22）图3-2瞬时流量及其脉动Fig.3-2Instantaneousflowandpulse3.2.2脉动品质分析一般用流量脉动系数来衡量瞬时流量的品质。脉动系数的体现式为：（3-23）式中——泵的理论流量。显然，目前还是个未知数，下面将讨论理论流量的算法。转动缸体转一转，每个柱塞吸、排油各一次。由图3-3所示，柱塞的行程为（3-24）式中s——柱塞的行程。每个柱塞的排量为（3-25）式中——单个柱塞排量。整个泵的排量为（3-26）式中——泵的排量；Z——泵的柱塞数目。泵的理论流量为（3-27）式中——泵的转速。对于式（3-22），若令，则（3-28）式中——排油区距最高点位置A近来的柱塞位置角；——相邻两柱塞间夹角。经数学推导（通过纯数学的推演是可以得出的，这里将推演过程省略），当柱塞为偶数时，（3-29）（3-30）将式（3-29），式（3-30）分别代入式（3-22）可得到瞬时流量的最大值和最小值为（3-31）（3-32）图3-3轴向柱塞泵Fig.3-3AxialPistonPump于是，当柱塞为偶数时的流量脉动系数为（3-33）流量脉动的频率（3-34）而当柱塞为奇数时，（3-35）（3-36）将式（3-35），式（3-36）分别代入式（3-22）得到瞬时流量的最大值和最小值分别为（3-37）（3-38）于是，当为奇数时，流量脉动系数为（3-39）流量脉动的频率（3-40）根据式（3-33）和（3-39）可算出不一样柱塞时的流量脉动系数，见表3-1所示。表3-1不一样柱塞时的流量脉动表Tab.3-1atthetimeofthedifferentflowpulsationplungerTableZ34567891011121314.0332.534.9814.032.537.811.534.981.023.450.73由表3-1可以看出，当柱塞为奇数时，比相邻的偶数时的流量脉动系数小得多；并且柱塞数愈多，流量脉动系数就愈小。因此，为减少流量脉动，斜盘泵的柱塞一般选用奇数，并尽量取多些，常见的柱塞数7，9，11。由此可见本设计的柱塞数，脉动性很好。4重要零部件的受力分析与校核在受力分析中常常用到的符号意义如下：——柱塞直径（cm）；——柱塞孔的分布圆半径（cm）；——斜盘倾角；——柱塞的个数；——缸体的回转角速度（rad/s）；——柱塞组（柱塞连同滑靴一起）的质量；——高压腔的压力（bar）；——柱塞与缸孔的静、动摩擦系数，钢对铝铁青铜一般分别取和；——滑靴与斜盘的摩擦系数，一般取；——任一柱塞相对轴的角位移（见图3-1）。4.1柱塞4.1.1柱塞的受力分析柱塞随缸体作圆周运动时，在不一样区域及不一样位置时，受力状况是不一样的。借助图4-1所给定的坐标系oxyz，忽视摩擦力和由离心力引起的摩擦力,柱塞所受的力如下。1离心力（4-1）式中——柱塞组的质量。对x轴的投影值为零，对y和z轴的投影值为（4-2）（4-3）2液体压力P（对图4-1所设方向）忽视低压腔的液体压力,对泵，当时（4-4）当时图4-1柱塞组的受力Fig.4-1Groupplungerforce3轴向惯性力（对应图4-1所设方向）是由于柱塞与缸体相对移动中的相对加速度引起的，其方向与加速度方向相反。（4-5）4摩擦力柱塞与缸孔的侧压力的摩擦力分别为（4-6）（4-7）5斜盘的法向作用力及斜盘通过滑靴作用在柱塞头上的法向作用力N。法向反力N可分解为沿柱塞径向方向的分力T和沿柱塞轴向方向的分力S。N力方向与斜盘表面垂直，分力S，T的值分别为（4-8）（4-9）侧向力是由垂直于柱塞轴线的径向分力T和离心力所引起。均为均布载荷的合力，其方向相反。均布载荷呈线性三角形分布，如图4-1所示。一般在不计，状况下，柱塞受力平衡方程可写为（4-10）（4-11）若在忽视摩擦力,则可见，斜盘作用在柱塞的轴向分力与作用在柱塞尾部的液压力F是一对平衡力。此外，柱塞在工作中还要分担中心弹簧的力，斜盘与滑靴的摩擦力对柱塞受力影响很小，可以忽视。4.1.2柱塞的校核如图2-2所示，应满足下式，以免挤压应力过大(4-12)式中——滑靴材料的许用比压，ZQAl9-4青铜=75M。验算如下：符合强度规定。4.2滑靴如图4-2a所示，滑靴除承受来自柱塞球头中心的压紧力、弹簧力和斜盘的垂直反力N而外，还要承受离心力和摩擦力。在工作状态，作用于滑靴的重要力是柱塞对滑靴的压紧力。滑靴和斜盘底部中油压产生分离力以及压盘对滑靴的压紧力。而在滑靴的平衡计算中，一般只考虑压紧力和分离力，而其他的力数值较小，一般都忽视不计。在滑靴设计中已经得知，若按压紧系数的最大值设计滑靴，还存在5%的剩余压紧力由辅助支撑承受。实际的压紧力较不小于上述计算值规定，这是由于柱塞惯性力和回程弹簧力均是将滑靴压向斜盘的力，称这个力附加压紧力。附加压紧力的最大值相对液压压紧力的比例可用下式估算：（4-13）式中G——柱塞及滑靴的重量；R——柱塞分布圆半径；W——缸体的角速度；f——柱塞和缸孔的摩擦系数，取。图4-2滑靴的受力Fig.4-2Theforceofslipboots柱塞与滑靴设计完毕后，便可知其质量g通过式（2-11）可知，压紧力，则最大斜盘倾角时总的剩余压紧力为：（4-14）代入数据后得：接触比压与比功值的校验所采用的材料不一样，所容许的接触比压和比功值也不一样。为了使设计的滑靴具有一定的可靠性和使用寿命，均须对这两者进行校核。剩余压紧力导致的比压为：（4-15）式中A——辅助支撑面积。滑靴设计后即知辅助支撑面积为代入式（4-15）得：，符合规定。当滑靴沿斜盘平面相对滑动时，运动轨迹为椭圆形，长轴为，短轴为。同步，由于滑靴绕泵轴以角速度w旋转时其接触面上各点半径不一样，靠外面速度大，靠中心速度小。因此，滑靴将有一附加绕柱塞球头的自转。实践证明，自转方向和旋转方向相反，因而滑靴面滑动速度的平均值可用半径为处的速度替代，即（4-16）代入数据后得：，符合规定。若计算所得的比功值越大，则克服摩擦副的摩擦而消耗的功就越大，从而引起摩擦部位发热以及滑靴式斜盘的磨损迅速。因此，比功值与摩擦副所选用的材料有关。同步，比功值大小也和寿命长短有关。在设计运动摩擦副时需要校验比功值。计算比功值应不不小于材料容许的比功值，即（4-17）代入数据后得：，符合规定。表4-1滑靴材料的许用压力、速度和比功Tab.4-1slipbootsmaterialallowablepressure,speed,andmorethanreactivep/MPav/(m)pv/(MPa)ZQA19-430860ZQSn10-115320耐磨铸件105184.3缸体4.3.1缸体的受力分析缸体由泵轴推进，借助斜盘、滑靴及中心加力装置驱动柱塞，实现吸排油液，其受力状况较为复杂。该型液压泵的重要环节之一是配油盘，从运转构造的观点，但愿各滑动表面之间不发生金属直接接触，其间形成油膜。一般的“缸体自位式”构造，靠缸体的浮动和平衡来维持它与配油盘间的理想油膜厚度，以获得容积效率和机械效率的综合指标并延长寿命。故缸体的受力状况十分重要。作用在缸体上的作用力有：质量力，包括柱塞组的离心力和缸体的重力；配油盘的附加压紧弹簧力；径向支撑力（由轴或缸外径向轴承产生）；斜盘推力和摩擦力；配油盘的推力和摩擦力。这些力的计算体现需要通过复杂的理论研究和数学推导，有些还需要试验验证。这里暂不讨论。4.3.2缸体的强度校核一般把缸体的受力，按照厚壁筒进行计算。设柱塞孔与缸体外圆之间的最小壁厚为、柱塞孔与缸体内圆之间的最小壁厚为，柱塞孔与柱塞孔之间的最小壁厚为。计算时取三者之中的最小值作为筒壁厚，令其为，从本设计图中可知为柱塞孔与柱塞孔之间的最小壁厚，且，则厚壁筒的外径。如图4-3所示。在压力p的作用下，筒内壁任一点的最大切向拉应力为（bar）（4-18）最大径向压应力为（bar）（4-19）当缸体采用塑性材料时，用第四强度理论计算应力（bar）（4-20）对铝铁青铜（经锻打），(bar)。式（4-20）代入数据后是，符合条件。图4-3缸体校核图Fig.4-3Checkingblockdiagram缸孔的径向变形量，按下式验算（cm）（4-21）式中E——材料的弹性模数，青铜的——泊桑系数，铜；——容许径向变形量，。代入数据后为（4-22）最终，为控制油窗孔处的油流速度，还应校核通油面积。应使通油面积满足式（）（4-23）式中——窗孔处的容许通流速度，m/s。从设计图中得知通油面积，符合规定。4.4泵轴4.4.1泵轴的理论转矩与理论输入功率理论转矩是，是指不计摩擦的驱动泵轴、缸体等匀速转动的力矩，也就是说，为克服柱塞工作压力的转矩所需的力矩，即（4-24）通过一系列数学推导可以得知，一种柱塞的液体压力P对缸体的Z轴的转矩将为将式（4-7）代入上式，得（4-25）将（4-64）与（4-53）、（4-54）比较一下，再联络（4-63），便得当时，（4-26）当时，（4-27）这样平均理论转矩便可按下式确定（4-28）式中——液压泵的排量，（mL/r）；分别为压排侧与吸入侧的压力，Mpa。代入数据可得Kgcm这样，理论功率为Kw4.4.2后斜盘式泵的泵轴受力与校核对于斜盘式轴向柱塞泵，存在前斜盘式轴向柱塞泵和后斜盘式轴向柱塞泵。本设计的泵轴属于后者。其缸体的径向力由转子轴承支撑，此外，为了保证配油机构有良好的运转条件，泵轴出端又不容许以具有径向力的传动连接方式连接，因此，这种泵的泵轴只传递转矩，拖动缸体转动，受力最简朴。泵轴为了拖动缸体工作，除了要克服缸体柱塞输出压力为的压力油液所需的理论转矩外，还要克服各工作运动副的摩擦力矩：配油盘与缸体之间的粘性摩擦力矩；柱塞与缸体之间的粘性摩擦力矩；滑靴与斜盘之间的粘性摩擦力矩；缸体与泵壳之间的粘性摩擦力矩；轴承的摩擦力矩；与工作压力、转速无关的不变阻力矩等。这些力计算较为复杂，为了计算简便，可按下式校核轴的强度：（mm）(4-29)式中d——轴径，mm；N——轴传递的功率，KW；n——轴的转速，r/min；A——随许用扭应力而变化的系数，依材料而定。45号钢取A=110；——空心轴内径与外径之比，本设计中为式（4-29）右面代入计算数据为不难得出，泵轴强度符合规定。5泵的变量机构可以操纵泵的倾盘，使其变化倾角的大小和方向，从而到达变化泵的排量的机构，称为泵的变量机构。5.1变量机构的种类目前变量机构的种类和名称十分繁多，有的从泵的功能上来分，诸如“限压式”、“恒功率式”、恒流量式、恒压式、双向（单向）伺服变量式等。有的则从控制信号或力的发生之形式不一样来分类，如手动式、压力赔偿式等。可谓举步胜举。从控制的能源和形式出发将其提成如下三大类：（一）机械式。它不用液压能驱动，而直接由机械机构通过手动或其他方式控制。（二）自能源液控式。它是由泵自身的能源（多采用差动缸），通过某种控制方式，如手动伺服，压力程序控制（限压式、恒功率式等）等控制泵的流量。（三）外能源液压控制，当泵要双向无极变量时，用自身能源已无法实现，因当流量通过零时无能量输出，而采用一外液压能源进行控制。5.2变量机构选择本设计选择机械变量机构。如图5-1所示，是以机械机构直接控制斜盘而变化倾角的变量形式，因力臂L等与常数，因此机械机构的位移Y为（5-1）最大位移为（5-2）式中L——斜盘控制力F的臂长。从设计图中得知L=68.3mm，把数据代入式（5-2）得取图5-1所示的机构，是一种螺旋机构。它是运用手直接操作变化斜盘倾角的机械装置，称为手动变量控制机构。这种机构通过手轮1使螺杆3转动，带动变量活塞4移动，通过销轴使支撑在耳轴上的斜盘绕钢球A摆动，以到达变化斜盘倾角而调整流量的目的。式（5-2）阐明泵的理论流量或排量正比于活塞的位移量Y，两者成直线关系。图5-1手动变量机构Fig.5-1variablesmanuallyagencies6技术经济分析伴随科学技术的不停发展，“机、电、液”一体化驱使已成为不可阻挡的历史时尚。液压技术作为新兴科学发展非常迅猛。而液压系统的动力源——液压泵，更以飞快的速度发展，新的产品层出不穷。本设计正是这种环境下产生的。本设计从选择方案开始即考虑了产品的经济实用性。相对于斜轴式轴向柱塞泵，直轴式轴向柱塞泵体积小，重量轻，功率质量比高。其转速范围虽有限制，但直轴式轴向柱塞泵仍然适合转速较小的工况。本设计制造工艺简朴，加工较以便。我国目前有诸多液压泵厂都可以生产相似类型的液压泵，并且已经形成系列产品，技术已经成熟。该产品成本较低，经济合用，是较为理想的液压产品。7结论伴随工业的不停发展，液压传动的应用也越来越广，而作为液压传动系统心脏的液压泵就显得愈加重要了。在多种液压泵中，尤其是轴向柱塞泵是实现高压、高速化、大流量的一种最理想的泵的构造，因此发展轴向柱塞泵技术至关重要。本文根据所给条件设计出了直轴斜盘式轴向柱塞泵，这种柱塞泵构造简朴，体积小，容积效率高，工作压力高。柱塞底部密封容积中的部分压力油经柱塞轴向中心孔和滑靴中心孔进入滑靴与斜盘接触面间缝隙而形成了一层很薄的油膜，起到静压支撑作用，以减小滑靴与斜盘间磨损。柱塞缸体通过一种大型轴承，来平衡斜盘通过阻塞对缸体产生的径向分力和翻转力矩。该泵的变量控制机构为手动式，构造简朴，操作以便，可以很好的满足设计规定。本设计还存在某些局限性之处，重要由于本人对设计措施的经验局限性，缺乏实践经验，此后还要加强这首先的学习。道谢本设计在金宁老师的悉心指导和严格规定下业已完毕。从课题选择、方案论证到详细设计和修改，无不凝聚着金宁导师的心血和汗水。在四年的本科学习和生活期间，也一直感受着老师们的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅。在此向老师表达深深的感谢和崇高的敬意。同步也要感谢所有关怀和协助过我的院系领导，各位老师和同学，尤其感谢同组的同学在我碰到困难的时候总是热心的予以协助，谢谢你们一直以来对我的照顾和鼓励。衷心感谢评审论文的各位老师，敬请对本文提出宝贵的意见。参照文献[1]隗金文,王慧.液压传动[M].沈阳.东北大学出版社..[2]马春峰.液压与气动技术[M].北京：人名邮电出版社..[3]杨文生.液压与气动传动[M].北京：电子工业出版社..[4]张利平,(等).液压气动技术速查手册[M].北京.化学工业出版社..[5]李壮云.液压气动与液力工程手册[M].北京.电子工业出版社..[6]雷天觉.新编液压工程手册上册[M].北京.北京理工大学出版社.1998.[7]路甬祥.液压气动技术手册[M].北京.机械工业出版社..[8]那成烈.轴向柱塞泵可压缩流体配流原理[M].北京.兵器工业出版社..[9]闻德生.斜盘型开路式轴向柱塞泵[M].北京.机械工业出版社.1993.[10]霍培祥.斜盘式轴向柱塞泵设计[M].北京.煤炭工业出版社.1978.[11]王伯平.互换性与测量技术基础[M].第2版.北京.机械工业出版社..[12]中国原则出版社，机械工程原则手册委员会.机械工程原则手册密封与润滑卷[M]..[13]中国机械工程学会，中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典[M]第3卷.江西.江西科学技术出版社.[14]H.Vollbrecht.Stressincylindricalandsphericalwallssubjectedtointernalpressureandstationaryheatflow.Verfahrenstechnik.1974[15]袁生杰，董恩国.斜盘式轴向柱塞泵滑靴的设计计算[J].天津工程师范学院学报，,17(1):40～42.[16]江耕华，胡来瑢，陈启松.机械传动设计手册下册[M].第2版.北京.煤炭工业出版社.1997.[17]巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计[M].沈阳.东北大学出版社..[18]日本液压气动协会.液压气动手册[M].北京：机械工业出版社.1984.[19]宋学义.袖珍液压气动手册[M].北京：机械工业出版社.1995.附录A液压与气动系统仅有如下三种基本措施传递动力：电气、机械和流体。大多数应用系统实际上是将三种措施组合起来而得到最有效地最全面的系统。为了合理地确定采用哪种措施，重要的是理解多种措施的明显特性。例如液压系统在长距离上比机械系统更能经济地传递动力。然而液压系统与电气系相比，传递动力的距离较短。液压动力传递系统波及电动机、调整装置和压力和流量控制，总的来说，该系统包括：1泵:将原动机的能力转换成作用在执行部件上的液压能。2阀：控制泵产生流体的运动方向、产生的功率的大小，以及抵达执行部件液体的流量。功率大小取决于对流量和压力大小的控制。3执行部件：将液压能转换成可用的机械能。4介质即油液：可进行无压缩传递和控制，同步可以润滑部件，使阀体密封和系统冷却。5联接件：联接各个系统部件，为压力流体提供功率传播通路，将液体返回邮箱。6油液贮存和调整装置：用来保证提供足够质量和数量并冷却的液体。液压系统在工业中应用广泛，例如冲压、钢类工件的磨削及一般加工业、农业、矿业、航天技术、深海勘探、运送、海洋技术，近海天然气和石油勘探等行业，简而言之，在平常生活中很少有人不从液压技术中得到某种益处。液压系统成功而又广泛使用的秘密在与它的通用性和易操作性。液压动力传递不会像机械系统那样受到机器几何形体的制约，此外，液压系统不会像电气系统那样受到钢的磁饱和极限的限制，相反，液压系统的功率仅仅受材料强度的限制。企业为了提高生产率将越来越依托自动化，这包括远程和直接控制生产操作、加工过程和材料处理等。液压动力之因此成为自动化的重要构成部分，是由于它有如下重要的四种长处：1控制以便精确通过操作一种简朴的操作杆和按钮，液压系统的操作者便能立即起动、停止、加减速和能提供任意功率、位置精度为万分之一英寸的位置控制力。2增力一种液压系统（没有使用粗笨的齿轮、滑轮和杠杆）能简朴有效地将不到一盎司的力放大产生几百吨力的输出。3恒力或恒扭矩只有液压系统能提供不随速度变化而变化的恒力或恒扭矩，它可以驱动对象从每小时移动几英寸到每分钟几百英寸，从每小时几转到每分钟几千转。4简便、安全、经济总的来说，液压系统比机械或电气系统使用更少的运动部件，因此，它们运行与维护简便。这使得系统构造紧凑，安全可靠。例如一种用于车辆上的新型动力转向控制装置已淘汰其他类型的转向动力装置，该转向部件中包具有人力操纵方向控制阀和分派器。由于转向部件是全液压的，没有万向节、轴承、减速器齿轮等机械连接，这使得系统简朴紧凑。此外，只需输入很小的扭矩就能产生满足极恶劣工作条件所需的控制力，这对于因操作空间限制而需要小方向盘的场所很重要，这也是减轻司机疲劳度所必需的。液压系统的其他长处包括双向运动、过载保护和无极变速控制，在已经有的任何动力系统中液压系统亦具有最大的单位质量功率比。尽管液压系统具有如此高性能，但它不是可以处理所有动力传递问题的灵丹妙药。液压系统也有些缺陷，液压油油污染，并且泄漏不也许完全防止，此外假如油液渗漏发生在灼热设备附近，大多数液压油能引起火灾。下面以一详细实例——液压站来简介液压系统的优越性。液压站又称液压泵站，是独立的液压装置。它按逐层规定供油。并控制液压油流的方向、压力和流量，合用于主机与液压装置可分离的多种液压机械上。顾客购后只要将液压站与主机上的执行机构（油缸或油马达）用油管相连，液压机械即可实现多种规定的动作和工作循环。液压站是由泵装置、集成块或阀组合、油箱、电气盒组合而成。各部件功能为：泵装置－－上装有电机和油泵，是液压站的动力源，将机械能转化为液压油的压力能。集成块－－由液压阀及通道体组装而成。对液压油实行方向、压力和流量调整。阀组合－－板式阀装在立板上，板后管连接，与集成块功能相似。油箱－－板焊的半封闭容器，上还装有滤油网、空气滤清器等，用来储油、油的冷却及过滤。电气盒－－分两种型式。一种设置外接引线的端子板；一种配置了全套控制电器。液压站的工作原理：电机带动油泵转动，泵从油箱中吸油供油，将机械能转化为液压站的压力能，液压油通过集成块（或阀组合）实现了方向、压力、流量调整后经外接管路并至液压机械的油缸或油马达中，从而控制液动机方向的变换、力量的大小及速度的快慢，推进多种液压机械做功。一、发展历程我国液压（含液力，下同）、气动和密封件工业发展历程，大体可分为三个阶段，即：20世纪50年代初到60年代初为起步阶段；60~70年代为专业化生产体系成长阶段；80~90年代为迅速发展阶段。其中，液压工业于50年代初从机床行业生产仿苏的磨床、拉床、仿形车床等液压传动起步，液压元件由机床厂的液压车间生产，自产自用。进入60年代后，液压技术的应用从机床逐渐推广到农业机械和工程机械等领域，本来附属于主机厂的液压车间有的独立出来，成为液压件专业生产厂。到了60年代末、70年代初，伴随生产机械化的发展，尤其是在为第二汽车制造厂等提供高效、自动化设备的带动下，液压元件制造业出现了迅速发展的局面，一批中小企业也成为液压件专业制造厂。1968年中国液压元件年产量已靠近20万件；1973年在机床、农机、工程机械等行业，生产液压件的专业厂已发展到100余家，年产量超过100万件，一种独立的液压件制造业已初步形成。这时，液压件产品已从仿苏产品发展为引进技术与自行设计相结合的产品，压力向中、高压发展，并开发了电液伺服阀及系统，液压应用领域深入扩大。气动工业的起步比液压稍晚几年，到1967年开始建立气动元件专业厂，气动元件才作为商品生产和销售。含橡塑密封、机械密封和柔性石墨密封的密封件工业，50年代初从生产一般O型圈、油封等挤压橡塑密封和石棉密封制品起步，到60年代初，开始研制生产机械密封和柔性石墨密封等制品。70年代，在原燃化部、一机部、农机部所属系统内，一批专业生产厂相继成立，并正式形成行业，为密封件工业的发展成长奠定了基础。进入80年代，在国家改革开放的方针指导下，伴随机械工业的发展，基础件滞后于主机的矛盾日益突出，并引起各有关部门的重视。为此，原一机部于1982年组建了通用基础件工业局，将原有分散在机床、农业机械、工程机械等行业归口的液压、气动和密封件专业厂，统一划归通用基础件局管理，从而使该行业在规划、投资、引进技术和科研开发等方面得到基础件局的指导和支持。从此进入了迅速发展期，先后引进了60余项国外先进技术，其中液压40余项、气动7项，经消化吸取和技术改造，现均已批量生产，并成为行业的主导产品。近年来，行业加大了技术改造力度，1991~1998年国家、地方和企业自筹资金总投入共约20多亿元，其中液压16亿多元。通过技术改造和技术攻关，一批重要企业技术水平深入提高，工艺装备得到很大改善，为形成高起点、专业化、批量生产打下了良好基础。近几年，在国家多种所有制共同发展的方针指导下，不一样所有制的中小企业迅猛崛起，展现出勃勃生机。伴随国家深入开放，三资企业迅速发展，对提高行业水平和扩大出口起着重要作用。目前我国已和美国、日本、德国等国著名厂商合资或由外国厂商独资建立了柱塞泵/马达、行星减速机、转向器、液压控制阀、液压系统、静液压传动装置、液压件铸造、气动控制阀、气缸、气源处理三联件、机械密封、橡塑密封等类产品生产企业50多家，引进外资2亿多美元。二、目前状况(1)基本概况通过40数年的努力，我国液压、气动和密封件行业已形成了一种门类比较齐全，有一定生产能力和技术水平的工业体系。据1995年全国第三次工业普查记录，我国液压、气动和密封件工业乡及乡以上年销售收入在100万元以上的国营、村办、私营、合作经营、个体、“三资”等企业共有1300余家，其中液压约700家，气动和密封件各约300余家。按1996年国际同行业记录，我国液压行业总产值23.48亿元，占世界第6位；气动行业总产值4.19亿元，占世界第10位。(2)目前供需概况通过技术引进，自主开发和技术改造，高压柱塞泵、齿轮泵、叶片泵、通用液压阀门、油缸、无油润滑气动件和各类密封件第一大批产品的技术水平有了明显的提高，并可稳定的批量生产，为各类主机提高产品水平提供了保证。此外，在液压气动元件和系统的CAD、污染控制、比例伺服技术等方面也获得一定成果，并已用于生产。目前，液压、气动和密封件产品总计约有3000个品种、23000多种规格。其中，液压有1200个品种、10000多种规格（含液力产品60个品种、500个规格）；气动有1350个品种、8000多种规格；橡塑密封有350个品种、5000多种规格，已基本能适应各类主机产品的一般需要，为重大成套装备的品种配套率也可达60%以上，并开始有少许出口。1998年国产液压件产量480万件，销售额约28亿元（其中机械系统约占70%）；气动件产量360万件，销售额约5.5亿元（其中机械系统约占60%）；密封件产量约8亿件，销售额约10亿元（其中机械系统约占50%）。据中国液压气动密封件工业协会1998年年报记录，液压产品产销率为97.5%（液力为101%），气动为95.9%，密封为98.7%。这充足反应了产销基本衔接。我国液压、气动和密封工业虽获得了很大的进步，但与主机发展需求，以及和世界先进水平相比，还存在不少差距，重要反应在产品品种、性能和可靠性等方面。以液压产品为例，产品品种只有国外的1/3，寿命为国外的1/2。为了满足重点主机、进口主机以及重大技术装备的需要，每年均有大量的液压、气动和密封产品进口。据海关记录及有关资料分析，1998年液压、气动和密封件产品的进口额约2亿美元，其中液压约1.4亿美元，气动近0.3亿美元，密封约0.3亿美元，比1997年稍有下降。按金额计，目前进口产品的国内市场拥有率约为30%。1998年国内市场液压件需求总量约600万件，销售总额近40亿元；气动件需求总量约500万件，销售总额7亿多元；密封件需求总量约11亿件，销售总额约13亿元。三、此后发展走势1、影响发展的重要原因(1)企业产品开发能力不强，技术开发的水平和速度不能完全满足先进主机产品、重大技术装备和进口设备的配套和维修需要；(2)不少企业的制造工艺、装备水平和管理水平都较落后，加上质量意识不强，导致产品性能水平低、质量不稳定、可靠性差，服务不及时，缺乏使顾客满意和信赖的名牌产品；(3)行业内生产专业化程度低，力量分散，低水平反复严重，地区和企业之间产品趋同，盲目竞争，互相压价，使企业效益下降，资金缺乏、周转困难，产品开发和技术改造投入局限性，严重地制约了行业整体水平的提高以及竞争实力的增强；(4)国内市场国际化程度日益提高，国外企业纷纷进入中国市场参与竞争，加上国内私营、合作经营、个体、三资等企业的崛起，给国有企业导致愈来愈大的冲击。2、发展走势伴随社会主义市场经济的不停深化，液压、气动和密封产品的市场供求关系发生较大变化，长期来以“短缺”为特性的卖方市场已基本成为以“构造性过剩”为特性的买方市场所取代。从总体能力看，已处在供不小于求的态势，尤其是一般低级次液压、气动和密封件，普遍供过于求；而主机急需的技术含量高的高参数、高附加值的高档产品，又不能满足市场需要，只能依赖于进口。在我国加入WTO后，其冲击有也许更大。因此，“十五”期间行业产值的增长，决不能依赖于量的增长，而应针对行业自身的构造性矛盾，加大力度，调整产业构造和产品构造，也就是应依托质的提高，增进产品技术升级，以适应和拉动市场需求，求得更大的发展。气压系统气压系统是用压力气体传递和控制动力，正如名称所表明的那样，气压系统一般用空气（不用其他气体）作为流体介质，由于空气是安全、成本低而又随地可得的流体，在系统部件中产生电弧有也许点燃泄漏物的场所下（使用空气作为介质）尤其安全。在气压系统中，压缩机用来压缩并供应所需的空气。压缩机一般有活塞式、叶片式和螺旋式等类型。压缩机基本上是根据理想气体法则，通过减小气体体积来增长气体压力的。气压系统一般考虑采用大的中央空气压缩机作为一种无限量的气源，此类似于电力系统中只要将插头插入插座便可获得电能。用这种措施，压力气体可以从气源输送到整个工厂的各个角落，压力气体可通过空气滤清器除去污物，这些污物也许会损坏气体组件的精密配合部件如阀和气缸等，随即输送到各个回路中，接着空气流经减压阀以减小气压值适合某一回路使用。由于空气不是好的润滑剂（包括20%的氧气），气压系统需要一种油雾器将细小的油雾注射到通过减压阀减压的空气中，这有助于减小气动组件精密配合运动件的磨损。由于来自大气中的空气含不一样数量的水分，这些水分是有害的，它可以带走润滑剂引起过度磨损和腐蚀，因此，在某些使用场所中，要用空气干燥器来除去这些有害的水分。由于气压系统直接向大气排气，会产生过大噪声，因此可在气阀和执行组件排气口安装消声器来减少噪声，以防止操作人员因接触噪声及高速空气粒子有也许引起的伤害。用气动系统替代液压系统有如下几条理由：液体的惯性远比气体大，因此，在液压系统中，当执行组件加速减速和阀忽然启动关闭时，油液的质量便是一种潜在的问题，根据牛顿运动定律（力等于质量乘以加速度），产生加速运动油液所需的力要比加速同等体积空气所需的力高出许多倍。液体比气体具有更大的粘性，这会由于内摩擦而引起更大的压力和功率损失；此外，由于液压系统使用的液体要与大气隔绝，故它们需要特殊的邮箱和无泄漏系统设计。气压系统使用可以直接排到周围环境中的空气，一般来说气压系统没有液体系统昂贵。然而，由于空气的可压缩性，使得气压系统执行组件不也许得到精确地速度控制和位置控制。气压系统由于压缩机局限，其系统压力相称低（低于250psi），而液压力可达10000psi之高，因此液压系统可以是大功率系统，而气动系统仅用于小功率系统，经典例子有冲压、钻孔、提高、冲孔、夹紧、组装、铆接、材料处理和逻辑控制操作等。附录BHydraulicSystemThereareonlythreebasicmethodsoftransmittingpower：electrical,mechanical,andfluidpower.Mostapplicationsactuallyuseacombinationofthethreemethodstoobtainthemostefficientoverallsystem.Toproperlydeterminewhichprinciplemethodtouse,itisimportanttoknowthesalientfeaturesofeachtype.Forexample,fluidsystemscantransmitpowermoreeconomicallyovergreaterdistancesthancanmechanicaltypes.However,fluidsystemsarerestrictedtoshorterdistancesthanareelectricalsystems.Hydraulicpowertransmissionsystemareconcernedwiththegeneration,modulation,andcontrolofptrssutrandflow,andingeneralsuchsystemsinclude:1.Pumpswhichconvertavailablepowerfromtheprimemovertohydraulicpowerattheactuator.2.Valveswhichcontrolthedirectionofpump-flow,thelevelofpowerproduced,andtheamountoffluid-flowtotheactuators.Thepowerlevelisdeterminedbycontrollingboththeflowandpressurelevel.3.Actuatorswhichconverthydraulicpowertousablemechanicalpoweroutputatthepointrequired.4.Themedium,whichisaliquid,providesrigidtransmissionandcontrolaswellaslubricationofcompinents,sealinginvalves,andcoolingofthesystem.5.Connectorswhichlinkthevarioussystemcomponents,providepowerconductorsforthefluidunderpressure,andfluidflowreturntotank(reservoir).6.Fluidstorageandconditioningequipmentwhichensuresufficientqualityandquantityaswellascoolingofthefluid.Hydraulicsystemsareusedinindustrialapplicationssuchasstampingpresses,steelmills,andgeneralmanufacturing,agriculturalmachines,miningindustry,aviation,spacetechnology,deep-seaexploration,transportation,marinetechnology,andoffshoregasandpetroleumexploration.Inshort,veryfewpeoplegetthroughadayoftheirliveswithoutsomehowbenefitiongfromthetechnologyofhydraulics.Thesecretofhydraulicsystem’ssuccessandwidespreaduseisitsversatilityandmanageability.Fluidpowerisnothinderedbythegeometryofthemachineasisthecaseinmechanicalsystems.Also,powercanbetransmittedinalmostlimitlessquantitiesbecauseflluidsystemsarenotsolimitedbythephysicallimitationsofmaterialsasaretheelectricalsystems.Forexample,theperformanceofanelectromangnetislimitedby