PVB柱塞泵计算说明书-毕业设计

毕业设计(论文)目录 1第一章概论 1.1斜盘式轴向柱塞泵的概况 4 71.3柱塞泵的结构剖析 9 第二章运动分析 2.2流量及其脉动 第三章受力分析 3.2缸体受力 4.2.2滑靴副的压紧系数、比功率的验算 4.3回程盘的设计计算 4.4缸体的设计计算 4.5.1配流盘的设计 4.5.2配流盘的压紧系数、比功率的验算 4.7斜盘机构的设计计算 第五章伺服变量机构的设计计算 5.1概述 5.2伺服机构的设计计算 外文翻译及原文 毕业设计(论文)关键词：通轴式后斜盘式柱塞滑靴配流盘回程盘缸体斜盘耳轴容积效率机械效率变量机构恒压控制双边滑阀毕业设计(论文)在液压系统中，液压泵的功能是将电动机或内能转换为液压的压力能，向系统提供压力油并驱动1.液压泵在每一个工作周期中吸入或排出的液体构件的几何尺寸；2.液压泵的理论流量与泵的转速成下比；3.在不考虑泄漏和及液体的压缩性时，液压泵的理论流量与工作压需改变柱塞的工作行程就能改变泵的排量。所以，柱塞泵具有压力高、PVB45轻型通轴式轴向柱塞泵，是一种压力较低、结构较简单、质量较轻的经济型轴向柱塞泵。图1-1为我国邵阳液压件厂引进的美国Vickers公司PVB型轻型通轴柱塞泵。缸体采用粉末冶金或球墨铸铁成毕业设计(论文)近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。轴向柱塞泵主要有结构紧凑，单位功率体积小，重量轻，压力高，变量机构布置方便，寿命长等优点。不足之处是对油液的轴向柱塞系斜输式轴向柱搴泵斜轴式轴向杜塞夏轴向柱塞系图1-2轴向柱塞泵分类轴向柱塞泵，依其配油方式有阀式和盘式之分，如上图1-2所示。阀式轴向柱塞泵由于吸排油阀的滞后现象，限制了泵轴转速不能高于1500r/min左右，再加上变量困难及阀式配油泵失去了液压机械的可逆性(即不能换向或作液压马达使用),所以，阀式轴向柱塞泵主要用作32MPa以上的定量泵，而变量型液压泵主要是盘式配油的轴向柱塞泵。斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长，如表1-1所示。斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘机构，使柱塞缸体不承受侧缸体对配流盘的倾复的可能性小，有利于柱塞副与配油部允许的倾角大(一般情况，作泵时，βmax=25°;作液压马达时，βmax=30°)。可是，结构复杂，工艺性差，需要使用大容量止推轴承，因而高压连续工作时间往往受到限制，成本高。斜盘式轴向柱塞泵，由于配流盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻等优点，从而使该型泵获得了迅速发展，一些原来生产斜轴目前斜盘式轴向柱塞泵的连续工作压力多数在21-35MPa之间，其毕业设计(论文)峰值压力为28-40MPa左右，转速一般都在3000r/min以下，排量大都在300-500mlr,近年来已发展到2336ml/r。表1-1斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵特点比较型式斜盘式(盘式配斜轴式结构与加工结构简单，有后斜盘式与前斜盘式之分，高精结构复杂，有铰式与无铰式两种，高精度零件的数量多。变量方式改变斜盘倾角变量机构简单改变缸体倾角变量机机构复杂轴承受力径向力与轴向力均不大径向力与轴向力均较大，体积与重量不大大理论排量工作压力MPa最高压力MPa毕业设计(论文)脑5脑5图1-3a前斜盘式轴向柱塞泵，b后斜盘式轴向柱塞泵我们设计的PVB45轻型轴向柱塞泵属于前斜盘式2.变量部分：根据工作机的工况要求来控制斜盘的倾角，通过改变在设计查阅资料过程中我们知道PVB型轻型轴向柱塞泵具有如下轴向柱塞泵，而通轴式轴向柱塞泵其主轴穿过用滚动轴承支撑，取消了非通轴式那种用支撑善了传动轴的受力状态，有为提高轴承转速创造了有利的但是，该PVB型轻型轴向柱塞泵也具有通轴式轴向柱塞泵自身的缺毕业设计(论文)由于该类泵发展较晚，工艺、结构不如CY型泵成熟本次设计的CY14-1型轴向柱塞泵要求我们采用要求采用手动伺服变量。如图1-7a所示，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绕轴轴线转动，第个柱塞头部有一滑靴6。毕业设计(论文)中心弹簧8通过内套9、钢球A、压盘7将滑靴缸体旋转时，柱塞随缸道a吸入式排出。中心弹簧8通过外套10将缸体正体并白人正体并白人配的窗口n起油面口配胎盘体图1-9斜盘式轴向柱塞泵的工作原理圆展开，如图1-9所示。当缸体沿图示方向转动时，位于1处的柱塞既下死点时，因中心加力装置拖动而使柱塞相对和位于下死点一样，也是既不向内也不向外移动，相对柱塞窗口也被配流盘的隔挡封闭。缸体继续转动，柱塞便离开上死点，将被斜盘推压而向缸内移动，产生压力，压排油液，如图1-9所示的6、假若斜盘倾角方向不变，只改变缸体的转向，那么,由图1-9所示排行程，压排行程变成吸入行程，因而，液压如果缸体转向不变，改变斜盘倾角的方向，如图1-9所示，使柱塞毕业设计(论文)所述及的这种液压泵是容积式的，所以，其流变量型液压泵的变量型式有：手动、伺肥、压当拉杆14向下移动时，打开上阀口，使下腔d内的压力油液经过流道有流入上腔g。由于上腔的活塞面积大于下腔的活塞面积，因此，变量活塞16被推向下移动，直至伺服滑阀的上阀口关闭为止，流道e被截止。变量活塞始终跟随伺服滑阀即拉杆移动，变量活塞的称劝带动销18,使斜盘19绕钢球A之中心转动，改变斜盘倾角β,因而改当拉杆14向上移动时，拖动伺服滑阀上移，上阀口开启，上腔g的压力油液经流道f卸出，因而变量活塞16的移动同样使斜盘19改变其倾角β,但改变方向相反。由1-7a所示，这种变量机构可以使斜盘的毕业设计(论文)分别如图1-7和1-8所示；而后斜盘式有两体两体结构(即前述的整体泵壳结构)虽然件数少，误差环节少，可是加工很难保证其粗度和光洁度的要求(轴承孔对配流盘垂直度，以及该平面的不平直度与光度等),而三体结构(即前述的分段证上述粗度和光洁度要求，进而达到性能要求的的精度和光洁度。至于后斜盘式轴向柱塞泵的四体结构，是为了缩小外廓尺寸，将转外座圈变成一段泵壳，这各结构制造也很方便，可2.传动轴即泵轴的结构，后斜盘式轴向柱塞泵的泵轴大部分是悬臂承强度；一段结构就没有这两优点，但可以是泵轴的结构最简单。除了前斜盘式轴向柱塞泵和后斜盘式轴向柱塞泵采用了通轴结构，在轴的两端设有轴承，提高了泵轴的刚性，缸体靠泵轴定位，省去了转子轴承，不公有利于提高转速，以满足大流量的置辅助补油泵，适应集成化的要求。通常，为了使前斜盘式的泵轴粗一些，前斜盘式轴向柱塞泵的柱塞(一般前者为Z=9,后者为Z=7),斜盘的倾角也要比后斜盘式的小一些(一般，前者βMAx=15°,后者βMAx=20°)。3回程密封加力装置有四种形式：(1).有一根或两根中心弹簧借助毕业设计(论文)用弹簧送回，同时对两个表面起预密封压紧作用；(3).利定间隙的压盘使柱塞返回；(4).以辅助补油泵的供油压力使柱塞返回。常见的是第一种和第四种方式相结合，即是说，当泵转速成低，路阻力小，吸入高度低时，可以靠中心弹簧使柱塞返回，吸入自吸能力，而当转速高、吸入管路阻力大时，就需以一定的灌注压力充入油液。用一根弹簧既要满足柱塞回程与滑靴预密封要求，又要满足配油机构的要求，这往往不尽合理，可是最简单。而在图1-8所示的中心加力装置有两根弹簧，一根解决柱塞与没有靴的要求。一根以调节满足配油机构的要求，这样便可以达到各取所需，安装调整方便，但其铜制球头常有研损，不如图1-7中的钢球好些。善了这对运动副的磨状况。5.配油部位，是盘式配油的轴向柱塞泵的关键部位，人们为使之处于良好的工作状况作了大量的研究试验工作。在固定配油机构中，泵轴与缸体的连接有静连接与挠性连接两种，前者要求制造精度高补偿受力变形对配油表面的油膜的影响。毕业设计(论文)置；而前斜盘式的轴向柱塞泵则不同于前者，为平行此次设计的70SCY-14型斜盘式轴向柱塞泵为了便于加工制造，采用三体结构，传动轴采用单段结构，回程密封加至最小，保证配油表面均贴紧。这样做的优点：一是径向载荷由转子轴表1-2斜盘式轴向柱塞泵的主要设计参数毕业设计(论文)工作压力额定转速排量液压泵的主要参数，是其泵的理论单转的理论排量(或称为理论容积常数)qT、工作转速n,以及额定压力Ps与峰值压力Psmax等。在某一许用值以下，即qTmax——泵的最大理论容积常数，ml³/r无预压的液压泵(工业用)5400预压0.5Mpa的液压泵(工业用)9100预压0.8Mpa的液压泵(车辆用)14400高级预压0.5Mpa的液压泵(工业用)11400航空机用9100对于一般工业用的液压泵，如果没有告诉泵的排论容积常数常数为qtmax=Q/ηm³/r上式中Q—按使用要求的流量折算到泵轴为1000rpm时的，该流量η—容积效率，粗算时取为0.9～0.95当理论容积常数qmax后，便可根据下式确定柱塞直径之概略值毕业设计(论文)按照表1-3推荐的数值进行圆整，取d=22mm偶数柱塞的流量脉动系数，且Z越大，流量脉动系数越小。这里我们取由上式(1-2)计算所得出的数值要圆整为液压元件用柱塞、滑阀和活塞杆外径系列参数(JB826-66)中的数值，下面列出液压泵中的柱塞直径数值。如表1-3所示。表1-3液压元件用柱塞、滑阀和活塞杆外径系列参数(JB826-66)注：括号内的数值就尽量避免使用，如超出本系列范围，就按柱塞轴线的在缸体中的分布圆半径R,也是一个重要的参数，其概~由上式求出的数值圆整到0.005mm,这是根据实际取R=37mm。选定诸参数以后，便可按下式核算欲设计的液压泵的理论排量：毕业设计(论文)2.倾角过大，使流量和斜盘倾角之间的线一般取15°~20°,在本此设计过和中我们取βmax=20°。有低到1.1倍的。毕业设计(论文)沿缸体轴线的相对缸体的往复移动；一个是与缸图2-1柱塞滑靴的运动分析图球头中心即A点移至B点。柱塞沿缸体轴线的相对(缸体)位移为Sp,由直角三角形可以得：上式中，β——斜盘的倾角(如图2-1)。由图2-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO,再由直角三角形CFO得FO=COcosFO=COcosβ。将上述关系代入式(2-1),经整理得上式中，R——柱塞轴线在缸体中的分布圆半径，毕业设计(论文)φ——缸体的转角，φ=ot(w——缸体的角速度，t——时间)。柱塞的相对(缸体的移动)速度Vp,由相对位移Sp对时间t求可得其平均相对速度为柱寒的相对加速度为αp,由相对速度v,对时间t求导，得到：毕业设计(论文)图2-2滑靴与柱塞球头中心沿斜盘平面的运动分析图如图2-2所示，滑靴与柱塞球头中心A之绝对运动轨迹的参数方程图2-3椭圆的运动轨迹毕业设计(论文)上式中p——滑靴球心(即滑靴与柱塞球头中心)运动轨迹的向径，将式(2-9)、(2-10)代入到式(2-8)可以得到：ε的绝对值取到最大。向径β与椭圆长半轴之夹角(即与y轴的夹角)为因此，滑靴球心绕O点的旋转角速度为由上式我们可以得到，、32……时，a,取到最大值，其由上式我们可以得到，值为：由结构可以知道，滑靴球心绕O点旋转一周的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其平均角速度等于缸体的角速度，毕业设计(论文)上式中，d——为柱塞直径；Vp——柱塞相对缸体的移动速度，即式(2-4)。将式2-4代入上式我们可以得到第一个柱塞的瞬时理论流量为：此次设计的斜盘式轴向柱塞泵有7个柱塞均布于圆周，柱塞间的角距距.毕业设计(论文)那么,液压泵的瞬时理论流量为：上式中“±”—当,取“+”;取“—”。式2-19表明液压泵的瞬时理论排量Q是缸体转角φ的函数，其变化如图2-4所示。图2-4输油率脉动曲线由式(2-20)和图2-4可以看出，液压泵的理论变量是以为转角进行周期变化的，其脉动频率将为上式中，n——泵轴的转速。当z为奇数时，液压泵的瞬时理论排量为Q₄在φ=0、、α……毕业设计(论文)时为最小值，而在、时为最大值。平均值得：流量脉动率以下式来定义，将式(2-20)、(2-21)、(2-22)代入上式，经整理便可求得液压泵的流量脉动率为：而在φ=0、……时为最大值。经过变换可以得到：由此可以得到斜面盘式轴向柱塞泵的流量脉动率只有与柱塞的个数Z有关，其值如下表所示：表2-1Z56789毕业设计(论文)是柱塞个数应选取奇数的根据所在，通常Z选取为免地存在有液阻，流量的脉动必然要引起压力脉动。这些脉动严重影响了输出流量品质，使系统工作不稳定，当泵的脉动频率与液压油柱及管路或附件固有频率相接近时，就产生了谐振的条件，谐振时压力脉动可能很高，这时系统的构件有极大的潜在破坏性。在一些极端的情况下，几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限。液压油的流量、压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械振动将引起导致管路及安装构件破坏的应力。液压泵的供油管路，一般都是最容易受到破坏的部位。以上，对飞机液压系统尤为重要。情况下，压力脉动均不超过压力的±10%。实际上±10%的指标还是偏低泵的压力脉动无疑是今后液压发展的一种趋势。毕业设计(论文)一.吸入行程，即柱塞由中心加力弹簧经过压盘和滑靴拖动，向缸所以，中心加力弹簧力Fs必须克服下述诸力：柱塞(包括滑靴)的总惯性力ZF;柱塞吸入油液所需的总吸入力ZF₁;柱寒(位于吸入行程)的总摩擦力ZF₃;滑靴去撑面所需的密封力ZF₂;克服滑靴翻转所需的推压力ZF₄。中心加力弹簧须满足下式：单个柱塞(包括滑靴)所受的移动惯性力为d——柱塞直径，由式(1-2)可知d=22mm;将式(2-6)代入式(3-2)计算可得，因此所有吸入和压排油腔相通的柱塞的总惯性力F₁达到最大值，则上式可以写成下述形式：上式中ε——是与柱塞个数z有关的系数，其值如下表所示：表3-1Z579E如下图3-1所示，z=7时的柱塞的惯性力Fi以及总惯性力ZFi同缸毕业设计(论文)3524图3-1惯性力Fi与ZFi同缸体转角φ的变化曲线上式中Py——液压泵吸入管路中的真空度，计算时可取令如假定和吸入油腔相通的柱塞个数为(z+1)/2,则滑靴去承面所需的总密封力ZF₂为了使滑靴去承面不漏气，需加力保证其密封上式中，As₅——一个滑靴支承面的面积，,其中d₆=32mm可取令σk=0.08～0.1MPa,这里我们取0.85MPa。与吸入油腔相通的(z+1)/2个柱塞滑靴所需的总密封力为：毕业设计(论文)取σk=0.085MPa。代入式3-8可得计算中心加力弹簧装置时，就满足式(3-7)、(3-8这里取ZF₂=829.61N。柱塞位于吸入行程时的摩擦力ZF₃上式中，f₁——柱塞与其缸孔之间的滑动摩擦系数，此次设计的柱塞泵柱塞采用18CrMnTiA,而缸体的材料为ZQA19-4。查手册可知，钢对表铜的滑动摩擦系数为0.12;克服滑靴翻转所需的力矩ZF₄如第二章所述，滑靴沿斜盘平面作椭圆运动，其离心惯性力为上式中，ms——滑靴的质量，毕业设计(论文)p——滑靴重心的运动向径，由式(2-9)得W₈——滑靴重心的旋转角速度，由式(2-14)得β压盘图3-2滑靴部位由图3-2可知，滑靴因离心惯性力引起翻转力矩为上式中eo——滑靴重心至柱塞球头中心的距离要想克服此力矩，须通过压盘加一力矩Ma,使得：上式中Ma——为附加力矩，所以，小值，w取得最大值为这样一来，小值，w取得最大值为毕业设计(论文)克服(z+1)/2个柱塞翻转所需的总推压力=1.15[151.02+76.03+521.28二.压排行程，即柱塞因缸体拖动，再由斜盘经滑靴推压而压排油柱塞与缸孔间的配合间隙，一般为0.01～0.05mm,远远小于柱塞的直径d及其含接长度21。所以，假定无间隙滑动是可行的。再假定滑动并且，各支反力的合力N₁和N₂的作用点分别距接触边缘为L/4和L²/4,如图3-3所示。毕业设计(论文)图3-3柱塞受力分析图滑靴与斜盘之间的摩擦力F',在据点述及的问题中，假定F'与力F5上式中，f——滑靴与斜盘之间的摩擦系数，考虑到起动等因素，F₅——斜盘经滑靴对柱塞的作用力。缸孔对柱塞的摩擦力F'和F₂',其值为：工作阻力F₆为：毕业设计(论文)Fmx——单个柱塞滑靴的最大移动惯性力，令式(3-2)中的cos(φ+iα)=1,即Lmax=m,o²Rtanβ;(C为弹簧的刚度，x为弹簧的预压缩量)将上述各项的值代入式(3-16)可以得；将式(3-13)、(3-14)代入上述方程组由式(3-21)、(3-22)联立可解得毕业设计(论文)再将式(3-22)、(3-23)代入式(3-20),略去fl(因为fl,较小),解得上式左端，=(sin20°-0.05×cos20°)-0.12×(sin20°+0.05×c由上面的计算我们可以得知，0.6686<0.7125,即(3-25)成立。上式中C——结构系数，其值直接影响着柱塞的工作状况。由机械力学可知，为了保证柱塞可靠工作，就C、f和f有一个最大的倾角βm考虑到实际情况，为了简化计算，可取L₂-L≈0,这样，式(3-25)中的系数C可以简化为下式，C是一个结构系数，其值直接影响着柱塞的工作状况。由机械力学可知，为了保证柱塞可靠工作，就C、f和f有一个最大的倾角βnx如图3-4所示：毕业设计(论文)图3-4倾角β与结构参数C的关系曲线通常，斜盘的倾角βmx取为18°20°,由图3-4我们可以得知f+Cf≈0.59,因而C=4.5(令f=0.05,f=0.12),则最小含接长度与柱塞长度之比,最好要大于0.46,而实际上保持平行，即不歪斜而平衡。为此，作用于缸体的诸力必须满足下述力平衡方程。如图3-5图3-5缸体受力分析图不影响配流表面)在讨论上述方程之前，先逐一讨论一下缸体所承受的各个力。缸体在运转过程中承受着下述诸力：斜盘的推压力F₅;转子轴承的支反力F₇;中心加力弹簧的弹簧国Fg;配流盘与缸体之间压力场的支承力F₂,以及辅助支承力Fgz等。在讨论时，我们取为O点为坐标原点的直角坐标系，如图3-5所示，假定力沿坐标轴正向为正，力矩以右旋为下，X轴正负分别为排油边和吸油边，亦即假定流盘为零重迭的。斜盘的推压力F₅在讨论缸体受力时，摩擦力与惯性力较之工作阻力小得多，为了简化问题，略去不计，这样，由式(3-16)和式(3-25)我们可知，式中p——柱塞缸内的压力，或为排出压力p,或为吸入边压力po。该力可沿Y、Z轴线分解为两个分量：F₅,和F,力F,通过柱塞F₅=毕业设计(论文)底腔油液将缸体压向配流盘，与压排窗口相通的每个柱塞的F₅_为(3-25)成=11974.18N与吸入窗口相通的柱塞的F'为而Fs_和Fs₂,'由图3-5可以得出Fw;=F5_;tanβ=69.18N由第二章我们可以得知，奇数个柱塞的流量脉小，通常z=5、7、9等，为了讨论方便起见，假定液压泵的柱塞个数为z=2m+1(式中m为正整数)。由于z=7,m=3液压泵的工作情情况是：当时，有m+1个柱塞压排窗口相通，有m个与吸入窗口相通；当时，有m个柱塞压排窗口相——为缸体的转角，取一个柱塞缸中心与Y轴线一致时为起点。这样一来，F₅的总推压力为：毕业设计(论文)由上式我们可以看出，ZFs,这两种状态在缸体每转角交替重F₅对X轴的力矩M₅x'为将(3-31)、(3-32)、(3-33)、(3-34)和(3-35)代入上式，整理得上式中，L0——滑靴球铰中心中性面至缸配流同时，当毕业设计(论文)F₅对Y轴的力矩Msy为缸体与配流盘之间压力场的支承力及其力矩缸体与配流盘之间的压力场区域，如图3-5所示，由于缸体的柱塞窗口使其不限于配流窗口，而有所扩展。若相邻柱塞缸体窗口间的隔挡非常小，并假定中s和中。分别为配流表面的向压范围，αa'为柱塞缸体窗口的开角，则当时，毕业设计(论文)如所周知，油液通过两平行圆板之间隙成放射流动时，任一点的压力按对数衰减，就所述及的情形，当假定泄油槽的压力为零时，如图3-6所示，在R₁≤r≤R₂区域式中R₁、R₂——内密封带的半径，P——配油窗口的压力，或为ps,或为po;在R₂≤r≤R区域，p2=p;在R≤r≤R₄区域，R₃、R₄——外密封带的半径.压力场的总支承力为：当毕业设计(论文)辅助支承的支承力Fz的，所以，其支承力Fz均沿Z轴线方向，对X、Y轴的力矩亦均为零。现在讨论缸体的力平衡方程如图3-5所示，沿Y轴就满足式(3-26),即=(48466.92-40458.39+102=36682.18-28319.57+1027.61=毕业设计(论文)作阴力产生的并经过滑靴推压斜盘的力F₅';中心加力弹簧装置的弹簧力F;斜盘支承的支反力F₉、F₉',还有调节力F₀等。如下图3-8所示，图3-8斜盘的受力分析图滑靴推压斜盘的力F₅',是由工作阻力产生的，其值与前述F大小相等，方向相反，并且垂直于余盘平面，垂直于支承轴线，其值为式中p——柱塞底腔的压力，或为p,或为p₀。诸F₃'之合力为ZF,',毕业设计(论文)ZF,'的合力作用点为X坐标为由于AD=A'D'(如上图所示),故斜盘滑动支承的支反力F,和F₉'(如上图所示),由力矩平衡方程式其中，L₄——斜盘支承跨度之半，如图3-7所示，L₄=57.5mm;毕业设计(论文)泵轴的理论转矩与理论功率理论转矩M,乃是不计摩擦的驱动泵轴、缸体等匀速转动的力矩，F8_=2图3-8柱塞与斜盘之间的关系由上图我们可以看出，一个柱塞的反作用力F₅i对缸体的Z轴之转矩将为从而可得，当时，毕业设计(论文)平均理论转矩Mzmean,可按下式计算上式中，qr——泵的理论排量；Ap=p-p₀——泵的压排侧与吸入侧的压力，MPa。这样，理论功率为=(31.5-0.5)×1936.99式中，Qmean——平均分分钟理论流量，Qmean=1936.993ml/s后斜盘式轴向柱塞泵的受力，后斜盘式轴向柱塞泵泵轴为了拖动缸体工作，除了要克服缸体柱塞输出油盘与缸体之间的粘性摩擦力矩△M₁;柱塞与缸体之间的摩擦力矩△M₂;滑靴与斜盘之间的粘性摩擦力矩△M₃;缸体与泵壳之间的粘性摩擦力矩△M₄;轴承的摩擦力矩△M₅;与工作压力、转速无关的不变阻力△M₆等。对于设计计算，泵轴所转递的转矩可取为毕业设计(论文)上式中，n——泵的机构效率，可取为0.90。毕业设计(论文)第四章主要部位设计4.1柱塞副柱塞的长度L及其含接长度21,如前所述，比值无论是防止柱图4-1柱塞与滑靴一般地，先按经验取定：1.最小外伸长度lamin=0.2d=0.2×22=4.4mm;2.柱塞行程h,=2Rtanβ=2×37×tan20°=26.93mm,圆整到毕业设计(论文)3.最小含接长度21=(1.52)d,这里我们取1.8,即5.柱塞的球头直径d₂=(0.70.8)d,此次设计中取系数为0.72,故d₂=0.72d=0.72×22=15.84mm,将其进行圆整取为d₂=16mm。6.结构参数C的校核：由式(3-26)我们可以得：而f+cf=0.05+2.519×0.12≈0.35,现由图3-4中曲线我们可以查的最大外伸长度便为柱塞的行程h。,在任一位置的外伸长度将会：将式(2-2)、(2-3)代入可以得到：8.柱塞的阻尼孔长度的确定；一般根据经验，通常取d,=(0.52)mm。因为滑靴设计采取剩余压紧后面的滑靴的设计计算，此处我们取d=0.7mm。9.柱塞的空腔的尺寸d₁和I,是为了减小柱塞的质量，进而减少移设计时选取d₁=10mm和l=50mm。毕业设计(论文)为(0.30.7)mm,间距(210)mm。同时，柱塞圆柱表面与诸端面不得倒圆，不然可能会发生污物楔入，以致研损柱塞温度差别，一般运转温度为4065C,而制造温度为标准温度，即为为0.010.05mm;工作压力p≤14MPa的情况，一般取为和T7A、T8A等。而缸孔的材料，通常为10-2-3锡铅镍青铜、锑青铜、有耐磨铸铁。此次设计的液压泵柱塞选用材料18CrMnTiA,表面渗渗碳深度为0.81.2mm,淬火硬度须达到HRC56～62。而缸孔的材料选用ZQA19-4青铜。毕业设计(论文)由式(3-23)、(3-24)可以得知，N₂大于N,所以，只讨论N₂处当柱塞在任一位置时，由(3-23)可以改写为上式中，L₂——柱塞与缸孔外缘的接触长度，见图4-1。如取令上式中毕业设计(论文)那么式(4-7)可以简化为：并,该值不允许超过滑动副中最小的材料许用比压，即：上式中，[p.]——缸孔或柱塞的许用接触比压，如表4-1所示。表4-1柱塞材料的许用值材料牌号许用比压许用滑动速度[v]m/s许用比功率8由式(4-9)我们可以得知，2.40MPa<30MPa故符合设计要求。柱塞相对缸体的最大滑动速度，亦应小于材料的许用值，由式(2-4)L=71mm毕业设计(论文)柱塞的比功率P₁v,值验算。为了简化问题起见，在讨论Pa₁v,之最大值时，取令处的C值，当时，便可求得Pav,值勤为毕业设计(论文)由于k₃较之k₁、k₂较小，故可以略去不计，则上式可近似为：由此可解得：由此可以计算出比功率：毕业设计(论文)如前所述，斜盘是借助滑靴副推压柱塞，使之压图4-2简化型滑靴滑靴的材料，通常选用青铜，此次设计的柱塞泵选用ZQA0.04～0.06mm。该表面不得采用磨料研磨，不然会有磨料嵌入而研损斜1.滑靴球窝尺寸d₂';滑靴球窝尺寸d₂'等于柱塞球头尺寸d₂,故d₂'=16mm。2.滑靴的外径d₆取d₆'=30mm。毕业设计(论文)上式中，s是保证滑靴之间有一定的间隙，取s=0.21mm,这里取s=0.5mm。取d₆'=30mm故滑靴的外径为3.滑靴的球杯外径。从结构紧漆的角度讲，滑靴的球杯外径d₇应小于柱塞的直径d,以圆整取为：d₇=21mm4.滑靴d₃、d₄根据滑靴与斜盘之间油垫等条件来定出，压力等于柱塞所受的液压力P所引起的，以滑靴的反力为N。根据柱塞的平衡条件，可求出高压侧斜盘给滑靴的反力为F₅:上式中，p——柱塞油腔的油液压力，上式中，p;——滑靴油腔的油液压力；A——有效支承面积，毕业设计(论文)塞油缸内的压力p,即p>p。但一的比值不宜太大，否则会引起小也尺寸过小，造成加工困难。建议1.15(这里取k=1.1)。根据R,=N这个条件，便可决定d₅:将上式代可得将d₄进行圆整得到：d₄=16mm。对于已知的柱塞油腔的压力p即选定油垫厚度为h后，可根据下式上式中μ——油液的绝对粘度。取h=0.02~0.03mm,再代入,可求出Q2。上式中：C₄——流量系数，一般取C₄=0.70.8,这里我们取满足设计要求毕业设计(论文)C₄=0.7,p——油液的密度。圆整后取d₃=0.7mm时，无论柱塞中心还是滑靴的中心孔d₃,均不起节流作用。静压油泄压力与柱塞底部压力p相等。衰减的。为了便于计算，假定压力分布为线形的，并且油室压力pr=p,则静压油膜中的压力分布为通常设计的滑靴副的d₆和ds之比不大于2,上式可按下毕业设计(论文)该支承力F与压紧力F₅的关系为，系以下式定义的压紧系数为：上式中F₅——只计液压工作阻力的压紧力，即因此，压紧系数可表述为下述形式：须以下式校核支承面的的比功率的p.v值。查表(4-1)可得，符合此次设计要求。毕业设计(论文)图4-3回程盘其长轴半径为其短轴半径为R(R为柱塞的分布圆半径)。所毕业设计(论文)按要求进行圆整到：D,=80mm。装滑靴颈盘的压盘孔可以是非圆形的，例如径向槽形式的，但是从讨论。滑靴的球杯外径为d₇=21mm为已知，滑靴的中心的椭圆轨迹与当回程盘孔与滑靴在最大轨迹偏差时，滑靴颈部d,与孔d,之间应有间隙量，一般可取αmin=0.21mm;由图(4-3)可见，在最大轨迹偏差cmx时，为了使滑靴头部的最大外径d₆与回程盘有一定的重叠量。故而实际上我们取d₆=32mm,满足设计要求。回程盘的最大外径如下；毕业设计(论文)上式中，△₄——接触余量，可取△₄=1mm;有现有的结构中，一般h=0.51mm。在此次的设计中，我们取面均嵌有一定厚度的ZQA19-4青铜耐磨材料，其余为40Cr.毕业设计(论文)图4.4缸体1.柱塞分布圆半径R、柱塞直径d、斜盘倾角β由前面的分析我们可以得知，柱塞的分布圆半径R=37mm、2.其它尺寸的的设计(1).缸孔底部的厚度缸孔底部因加工多成锥形，其最薄处的厚度为l,按经验取l₄=(0.40.6)d,这里取为0.5,故有：图4.5缸孔底部的油窗口(2)如4.5所示，缸体底部的油窗口的范围角为φ,应尽量扩大，以减小油压反推力矩的脉动值，其最小间隔δ。应满足下式：毕业设计(论文)为了扩大φ,油窗口的中点半径R,应取大些，从限制限制窗口处的圆周速度不要大的角度，又希望R,要小些，而v。一般取48m/s,这里我们取为5m/s,故：圆整取R₀=32mm。配油孔长度1一般接近柱塞直径d之数值，并保持故由上式我们可以得到l₀≥0.909d≈20mm。这里我们实际取l₀=25mm。这里我们实际取α₀=40°配油孔的面积是根据其中的液体流速而定。柱塞孔的流速高(2～3)倍。即面积f为柱塞面积的,即此次设计中取为0.4,故有：根据配油窗口的面积我们可以确定出实际的配油孔宽度毕业设计(论文)圆整取b₀=10mm。图4-6缸体的尺寸以及受力图为了简化计算，我们取δmin=δ₁=δ₂=δ₃=6mm,厚壁筒的外径为作假设泵的最大超载压力下，即进行缸孔的强度和刚度校核，代入式(4-31):上式中，Pmax——泵的最大超工作压力；而40Cr的许用接触压力为200MPa;毕业设计(论文)以及承受由高速旋转的缸体来的轴向载荷，柱因此，配流机构应工作可靠，漏损最少，滑动表面的磨损最少。而最关键的问题是在缸体和配流盘的接触表面间止金属直接按触，同时，还要使油油膜为最低辅助支承等的有关尺寸。配流盘的设计是否合理，对泵的寿命、效率、毕业设计(论文)2.缸体内、外密封带的尺寸图4-7配流盘的有关尺寸如图(5-7)所示，配油窗口的宽度(R₃-R₂)可取为0.5d。此次设计中，我们取R₃-R₂=10mm(4-32)内、外密封带的宽度(R₂-R、R₄-R₃)可近似取为0.125d,但是密封带的宽度宽((020)%,即 由缸体的设计部分，我们这里取的值等于配油孔分布圆的半径R₀,即：毕业设计(论文)图4-8配流盘上的间隔角3.减振孔型配流盘的柱塞孔△φ、y和阻尼孔尺寸如图4-8所示，减振型配流盘通过△φ范围内的封闭升(减)压与采符合设计要求毕业设计(论文)用阻尼孔逐渐引入(泄出)压力油相结合的方法来减低噪声，其优点是对工作压力的变化有较好的适应性。比封闭加(减)压型配流盘用的更多。一般多使其封闭升压和阴尼孔升压各起一半的作用，则：上式中E——材料的弹性模量，查手册我们可以知道，合金钢的的时间范围内，由阴尼孔引入液体的体积为,且上式中，Q——从阻尼孔流入的流量；w——缸体的角速度；柱塞对缸体的平均压紧力，由式(3-34)、(3-35)我们可以得知，而配流窗口压力场的平均压紧力，由式(3-42)可知：毕业设计(论文)假寂柱塞对缸体的平均压紧力ZF₂与配油窗口压力场的平均去承上式中k₆——平衡系数，通常取为0.80.95,此次设计中值为0.81,则得到：所以，平均剩余压紧力为实际上，平均剩余压紧力随着缸体的转角φ发生变化：毕业设计(论文)当取令k,=1、、p。=0时，上述两式均为零，这表明压力场产生的支承力是与柱塞对缸体的压紧力变化合拍变化，同时也可以看出，α'越接近于α,剩余压紧力变化就越小。在上节我们讨论缸体的平衡时，为了确保稳定的平衡，略去了摩擦力和惯性力等，所以，由式(4-41)所确定的剩余压紧力是最小的平均值。如果考虑到摩擦力，对所述及的情况只考试柱塞对缸体的摩擦力虽然在吸入过程，柱塞对缸体的摩擦力与压紧力方向正好相反，总的平均压紧力仍可近似取为由上式我们可以看出，摩擦力对缸体压紧力的影响取决于倾角β。如令Po=0,C=2.0,f=0.12,β=20°,则即表明综上所述，式(4-40)但可化为下述两个方程式：毕业设计(论文)式(4-40)是配油窗口的Z轴力平衡方程式，式(4-46)是辅助支为了实现上述要求，配油窗口之诸尺寸所构成的压力场应当满足缸体的力平衡方程式，同时还要满足配流表面为最低能耗且保持在适宜间隙△。下运转的条件，其适宜间隙为上式中，k₁,k₂——是与配流窗口尺寸有关的系数：而上式中α¹——缸体柱塞配流窗口的开角，此次设计中α¹=40°除此之外，配油窗口的油液流速，亦即缸体柱塞和配流盘流速，不缸体柱塞配油窗口处的流速为式中，A₁——缸体柱塞配油窗口处的过流断面积，可近似取为知，所以毕业设计(论文)k,≈0.81,符合设计要求至于配流盘之配流窗口的油液流速u₂,亦和缸体柱塞配油窗口的一上式中，Qmean——液压泵的平均理论流量，A₂——配流盘上配油窗口的过流断面积，可近似取为(上式中g%=134°,指配油窗口折开角；4=14°,为边筋的开角)将第二章中(2-22)代入上式，得配流窗口的许用流速[u],从减少油液体流动损失的角度，流速u越[u]=20003000mm/s。由上面的计算我们可以得出，上面的计算均符适宜的油膜厚度，是由辅助去承来维持的，用于这种配油机构中的辅助支承有：热楔支承、动压支承、静压支承如图4-8所示，热楔支承就是设在配油窗口外密封带外承。在支承油膜中，因缸体相对配流盘支承面滑动，高速剪切油腊，和毕业设计(论文)滑靴支承一样也产生热楔支承力，其值为上式中，γ₀——油液的重度，yo=0.85×10-³kg/cm³;α₀——油液的容积膨胀系数，对于20#机油，α₀=7.55×10-4/C;H₀——油液的粘度，H=19.7×10-9MPas=19.7kgs/cm²;C₀——油液的比热，C₀=0.5千卡/千克℃;就配流盘的辅助支承而言，上式中，R,R₆——辅助支承的内、外径；Z——辅助支承的个数，本次设计为12;b₁——泄油槽的宽度。n——缸体的转速。Z个辅助支承的总支承力Fz将为：将上述诸式代入可得：因此，由热楔支承所能获得的油膜厚度为：毕业设计(论文)由上式中，我们可以得出油膜的厚度为：间隙中油液从入口流至出口时的温度上升，即温升为对于所述及的情况，温升为换言之，热楔支承分割得越短，油膜越厚，温升越低(当然，支承力亦一般为式中，T₁——液压系统中的平均油温。由上面的计算可以得知，符合设计的计算要毕业设计(论文)为了简化计算，只考虑Z轴的力平衡关系。为了保证配油机构的稳符合设计要求符合设计要求上式中，p₀——柱塞对缸体的压紧力；Pa——配流窗口压力场对缸体的支承力；柱塞对缸体的压紧力po,只考虑压排侧而配油窗口压力场对缸体的支承力pa,可近似地由下式来确定所以，压紧系数为压紧系数通常取为1.061.10,而上述计算符合设计计算要求。至于配流盘表面的状况，如同柱塞副一样，还须核算一下滑动表面的p.v值。配油窗口的平均半径处的p.v为：上式中，R₀——配油窗口处的平均半径，毕业设计(论文)A,——配流盘与缸体相接触的表面积，则由(4-63)可以得到：由第三章我们可以得知，中心加力弹簧的工作载荷为1.弹簧的材料及许用应力根据设计要求，先用材料为65SiMnA钢，65SiMnA钢中加入了硅，毕业设计(论文)其[r]=800MPa。切变模量为G=81GPa=81000MPa;2.选择旋绕比C符合设计要求旋绕比为了使弹簧本身较为稳定，不致于振动和过软，CC值的常用范围是416,此次设计中我们选用C=4。则曲度系数k3.确定弹簧丝的直径弹簧丝的直径为根据(GB/T1358-1993)中要求，选取d=4mm,4.弹簧的基本尺寸弹簧的中径D=Cd=4×4mm=16mm;弹簧的内径为：D₁=(16-4)mm=12mm;弹簧的外径为：D₂=(16+4)mm=20mm;5.根据刚度条件，计算弹簧的圈数n假设弹簧的变形量为f=11mm,则可以求得弹簧的有效圈数n取n=7圈，对于压缩型弹簧，取支承圈数n_=2圈。,则弹簧的总圈数为n₁=n+n₂=7+2=9圈。6.计算试验载荷F'毕业设计(论文)7.弹簧的自由高度或长度H₀其自由高度为其中p,——节距，p,=(0.280.5)dH₀=pn+(1.52)d=6×7+1.8×4=50.1mm取弹簧的自由高度为H₀=50mm8.弹簧的螺旋角α9.弹簧的稳定性验算10.弹簧材料的展开长度11.弹簧的实际性能参数为弹簧的刚度为毕业设计(论文)斜盘机构是一种端面凸轮机构，斜盘借助滑靴柱塞推压油液产生压力，排出油液，又借助中心加力弹簧装置与符合设计要求毕业设计(论文)斜盘滑动支承的强度计算如前所述，作用与每个支承的力是周期变化的，其平均值为Fn=7圈n₁=9圈图4-9斜盘式轴向柱塞泵的斜盘轴颈尺寸上式中F9mean=31269.86Nl,b₂——支承的长度与宽度，其中l₅=37mm,b₂=70mm故符合设计要求。毕业设计(论文)符合设计要求b≈3.13符合设计要求毕业设计(论文)图5-1070CY14-1泵轴1.泵轴直径的初步估算上式中，q——泵的排量，此次设计的泵的排量为70ml/r;P——为泵的额定压力，此次设计的泵的压力为31.5MPa;进行圆整，取泵的直径为dp=25mm,2.矩形花键轴的设计设矩形花键的小径d为28mm根据(GB1144-87),选用矩形花键规格为6×28×32×73.轴承段的设计根据泵了最小轴径为22mm,设计装轴承的直径为40mm,选择轴承为角接触球轴承7008C(GB/T292-94)4.密封圈轴段的设计轴段的直径为45mm,选用B型内包无骨架形密封5.与电机相连的轴段的设计设计与电机相连的轴的直径为40mm,选用A型普通平键(键12×90毕业设计(论文)1.花键部分(与缸体)的连接强度上式中M₂——为泵轴传递的扭矩，φ——不均匀系数，取φ=0.75;Z₂——花键的键数，花键的键数为Z₂=6;D,d——分别为花键的外径和内径，D=32mm,d=28mm;f,r——分别为花键的倒角和根圆半径，f=0.3mm,r=0.2mmh——花键侧面的工作高度为，l₄——花键的工作长度，l₄=50mm;r——花键的平均半径，花键轴的抗扭强度W——花键的抗扭载面系数，[r]——为泵轴的计用剪切应力，[r]=150MP2.与联轴器的连接强度毕业设计(论文)d——连接段的轴承径，dx=45mm;l₃——键的工作长度，(2)键的抗剪强度3.泵最薄弱部位的强度校核上式中，W——轴的抗扭断面系数，第五章伺服变量机构的设计计算求毕业设计(论文)阀式控制方式是在液压泵与液压换能装置(液压马达或液压缸)之矩形花键角接触球滚子轴承图5-1变量执行机构和液压缸等。如图5-1所示。盘机构来实现变量，在A端施以较小的力(约在0.1MPa左右)即可变如果将液压泵的A端位置与液压泵的输出压力成一定的函数关系，毕业设计(论文)这样便构成了压力补偿变量型式，亦即可近似地使液压泵的输出液压功对于CY系列的轴向柱塞泵的变量型式，有手动变量、手动伺服变量、电动伺动变量、压力补偿变量、零位对中液压变量、液压缸变量和恒压变量。另外还有定量，共计八种。目前这种液压泵的排量有下述五种：手动变量、伺服变量、压力补偿变量、恒压变量和恒排量变量。在上述的五种变量型式中，前两种可以双向变量，后三种只能单向变量。符合设计要求符合设计要求毕业设计(论文)用于斜盘式轴向柱塞泵是由滑阀与液压缸构成的一种典型的液压滑阀伺服机构。主要有两种：一种是如图1-7所示的伺服变量机构，是由双边工作滑阀与差动液压缸所构成的“-1”反馈控制构成的比例负反馈控制系统，其结构示意图如图所示。符合设计要求符合设计要求符合设计要求图5-2液压滑阀伺服机构图5-3液压滑阀伺服机构过粗略的计算，先完成一个机构的雏形，通过试样或者电子计算机进行模拟测试，修改设计参数，直至达到所要求的性能方才完成设计。这就是说，目前尚未有一个完善的综合解析方法，所以，对于同一个要求与条件可以有多种设计参数方案。滑阀式伺服机构之诸设计参数对于随动精度、稳定性有一定的影响。其选取可参考下述几点：1.伺服机构的供油压力p提高供油机构的的供油压力po,对其随动精度、灵敏度及系统的刚度均是有利的，并且还可以使机构小型化，其值有用到1431.5MPa;但是，提高供油压力会恶化系统的稳定性及过渡过程的品质，显著地提高制造成本，另外，还易引起滑阀磨损，发生故障，所以，希望要低一些，但须远高于阀口的出现明显“饱和现象”的压力。一般采用po=5MPa左右，而ZB型轴向柱塞泵伺服机构的的供油压力为po=3.5MPa左右。2.变量活塞的直径增大变量活塞的直径可以提高机构的刚度，提高稳定性，可是会使机构的体积增加，成本增加。通常是先选取的适当的供油压力，而后再按着欲承受的最大载荷计算变量活塞的直径。记伺服机构的不变载荷可由下式近似取出，即为：其中，M₆——斜盘与压盘重量而产生的力矩；由于M₆较小，我们可以忽略不计，则上式可以表示为：考虑到未计入的因素，将F₀增大2050%,这样，便可按着已选定的供油压力p₀与不变载荷确定出概略的变量活塞直径。毕业设计(论文)将D₂按照第一章中的表(1-1)进行圆整到D₀₂=45mm,对于差动式液压缸，则其大端直径为进行圆整，取D₀₁=65mm3.滑阀的直径d₀与最大开口量δmx需要的最大流量，即上式中，D₂——变量活塞的小端直径；xmx——变量活塞的最大行程；滑阀窗口的武器面积为：上式中，b₀₁——滑阀阀口的周长；δmax——滑靴的最大开口量；c,——滑靴的流量系数，c,=0.570.65;y₀——油液的重度。毕业设计(论文)否则会降低伺服机构的快速性，一般取δmax=±0.30.9mm。为了避免总阀口出现饱和现象，阀口的周长b₁与阀口的最大开口量δ应满足下式按前述要求所列数系圆整到d₀₁=12mm。若采用360°,全阀口(即b₀₁=πd₀1)不能满足上式，则应采用部份增加滑阀的直径会显著提高机构的随动精度及灵敏度具有预重迭量(负预开口量)的滑阀式伺服机构，显然增加了机构具有零开口量的滑阀工伺服机构，从随动精度用于液压泵变量的伺服机构，其滑阀不公只限于工作在预开口量的结合起来，其预开口量的大小视对性能要求而定，通常可取0.010.025mm为宜。毕业设计(论文)对于要求不高的伺服机构，通常采用具有零重迭量即中闭式滑阀伺5.内流道的过流道面积为了避免滑阀出现饱和现象，减少压力损失，与阀口相连通的任一流道的过流断面积要尽可能大一些，流道直一些。A₂>4b₁δmax(5-6)6.滑阀的配合滑阀的配合间隙对其工作质量的影响很大，对于滑阀直径do=12mm,一般不应超过0.0080.012mm。滑阀及其阀套的几何误差会引起滑阀固着，甚至卡塞，所以，须严加控制这个制造精度，通常取为间隙值的;即滑阀的非圆柱度(椭圆度与圆锥度)允差为0.002mm,阀套孔的非圆柱度允差为0.003mm。配合表面的光洁度不低于0.10.2。给定的最大重迭量或最大预开口量的1/3计算。7.滑阀与阀套的材料及其热处理滑阀与阀套，由于配合间隙很小，同时又要调整往复相对运动，所以其表面材料应当硬而不韧，以防止发生粘结与卡塞。这样一来，就必须选取组织稳定的一些合金钢，常用的有量具钢、模具钢和轴承钢，如CrWMn,GCr15等，热处理到HRC=5562。热处理后还必须经过时效处理。对于配合间隙较大的滑阀，也可以选用渗碳钢和调质钢，如20Cr,18CrMnTi和45钢，热处理到高硬度。通过上述估算及结构设计，确定出一个伺服机构的雏形。这样便可按着该雏形核算其静动态特性，修改设计参数，使之符合要求。毕业设计(论文)除了上述核算之外，还需要估算出伺服机构输入端(即滑阀)的动移动滑阀要克服因油液通过阀口所产生的伯努利伯努利力。滑阀借助阀口调节切换供入活塞缸内的油液，同时又引阀上，该力称之为伯努利力。用于这类伺服机构中的滑阀阀口的流动情况如下图所示。图于关闭的方向。图b所示的情况，油液所产生的伯努利力的方向图5-4滑阀阀中的流动情况伯努力可按动量法则推得，若假定阀口的瞬时流量为Q₀1,阀口处的油液流速为u₀,则单位时间从入口流入阀腔内的油液的动量(沿轴向分量)为p₀Qo₁Ho₁cosφ%,所以油液作用于阀上的伯努利力之数值为p₀20Ho₁cosφo(因为流出的动量油轴向的分量为零)。这用这种伺服机构中的滑阀大致有如下图所示油液所产生的伯努利力况是使阀口趋于开启，其值为毕业设计(论文)上式中，Po——油液的密度；Q——通过阀口的最大瞬时流量；Ho——通过阀口的流速；Po₁——油液的流入角，一般取φo₁≈69°。下图b所示的滑阀，其阀口的流动情况时上图a与c之组合情况，图5-5滑阀的型式摩擦力。阀套对滑阀的粘性摩擦力很小(约为0.51N左右)。若有油封的话，则可增加到35N左右。可是，由于制造不准确，如使高压侧P的间隙h₁小于低压侧P₂的间隙h₂,当油液流过滑阀的圆柱表面，在间隙中便形成压力分布不均衡，因而产生侧向力，造所造成的侧向力(如下图所示)为oi——滑阀的半径；lo₃——滑阀台肩的间隙长度；To₁=h₂-h₁——间隙的变化量；毕业设计(论文)Co₁——滑阀为同心时，圆锥大端的径向间隙C₀₁=h₀₁;eo——滑阀的偏心量，取eo=Co₁;△p——间隙两端的压力差图5-6滑阀的配合间隙所以，由侧向力N,所产生的干摩擦力ZN,——诸阀台的侧向力之和；fo₄——滑阀与阀套的滑动摩擦系数，fo₄≈0.15。这个力的数值一般是非常大的，甚至可能造成滑阀卡塞。为了减少这个力，通常在滑阀上开一些很窄的均压槽，这个方法是很有效的。如开三条等矩的均压槽，可减到5.2%;如开7条，可减到2.6%.如图a所示的滑阀，如果滑阀的拉杆直径do₂与滑阀的直径do之差毕业设计(论文)动变量速度为则其变量周期不大于2秒，即流量从0变至100%(或者从100%变至0)所耍的变量时间不大于1(xmx——变量活塞的最大位移量，xmx=29.40mm,变量周期加速度变量活塞的不变载荷斜盘的调节力为上式中，L₃——斜盘上两球铰中心的距离，取L₃=86.7mmM——柱塞作用于斜盘的压力不平衡力矩，假定液压泵为零重迭配流机构，则Mmean=0;M₂mean——斜盘滑动支承的摩擦力矩，上式中，R,——滑动支承的半径，R,=51mm;毕业设计(