【毕业设计论文】活塞的机械加工工艺典型夹具及其CAD设计【有对应的CAD图】

订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 毕业设计说明书 活塞的机械加工工艺，典型夹具及其 C A D 设 计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 y p16 5.1.2 分离力 f p 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 p v 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 6.2.1 通油孔分布圆半径 f R 和面积 F 18 6.2.2 缸体内外直径 1 D 2 D的确定 18 6.2.3 缸体高度 H 18 7 柱 塞 回 程 机 构 设 计 1 9 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 8 斜盘力矩分析 19 8.1柱塞液压力矩 1 M 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 3 M 22 8.4滑靴偏转时的摩擦力矩 4 M 22 8.5 柱塞惯性力矩 5 M 22 8.6柱塞与柱塞腔的摩擦力矩 6 M23 8.7 斜盘支承摩擦力矩 7 M23 8.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩 8 M24 8.9 斜盘自重力矩 9 M24 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 p N （在规定温度下允许承受的最大工作压力）和公称通径 D N （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。 A b s t r a c t ： T h i s d e s i g n c o m p o n e n t s a r e a b e a m h o l d e r . S e l e c t s t h e Q T 4 0 - 1 0 s t e e l . A c c o r d i n g t o t h e c o m p o n e n t s s h a p e , t h e s i z e p r e c i s i o n , t h e p r o d u c t i o n e c o n o m i c e f f i c i e n c y a n d s o o n v a r i o u s a s p e c t s m u l t i a n a l y s i s i t s p r o c e s s i n g c r a f t , u s e s t h e s p e c i a l p u r p o s e m a c h i n e p r o c e s s i n g m u c h . T h r o u g h t o t h e c o m p o n e n t s a n a l y s i s , t h i s a x i s r e q u i r e d a c c u r a c y i s h i g h , t h e w o r k i n g p r o c e d u r e s u i t a b l e c e n t r a l i s m , t h e r e q u e s t i s s m o o t h , t h e r e f o r e s e l e c t s t h e t o o l a n d t h e s i z e w a n t s . F i n a l l y c a r r i e s o n t h e e x a m i n a t i o n t o t h e c o m p o n e n t s . I n o r d e r t o a c h i e v e t h e c o m p o n e n t s p r e c i s i o n t h e r e q u e s t . K e y w o r d ：J i g , e x a m i n a t i o n , t e c h n o l o g i c a l d e s i g n 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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）培养规范意识。 2 制造技术毕业设计的基本任务与要求 2 .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 范，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）正确使用标准和规范。 （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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 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：9 6 x 6 2 车削：车左端面及外圆9 0 。粗台阶、8 0 。 车削：粗车右端面至 5 6 。 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3 7 . 5 、扩孔3 7 . 8 5 、铰孔3 8 H 9 。 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 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3 8 H 9 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。 调出图形文件：曲面挖槽粗加工、图六。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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相 同。图 5.1 是常用的配油盘简图。 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 y p；配油窗口和封油带油膜对缸 体的分离力 f p。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 y p 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) 2 Z +个柱塞处于排油区时，压紧力 1y p为 226 1max 19 1 .39101256024150() 2424 yzby Z pd ppN + = 当有 1 (1) 2 Z 个柱塞处于排油区时，压紧力 2y p为 226 2min 19 1 .39101256019320() 2424 yzby Z pd ppN = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 平均压紧力 y p为 12 11 ()(24150 19320)21735() 22 yyy pppN=+=+= 5.1.2 分离力 f p 分离力由三部分组成。即外封油带分离力 1f p，内封油带分离力 2f p，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) 2 Z +个柱塞排油时，封油带实际包角 1 为 10 11222 (1)(9 1) 22993 Zaa =+=+= 当有 1 (1) 2 Z 个柱塞排油时，封油带实际包角 2 为 20 11228 (3)(93) 22999 Zaa =+=+= 平均有 2 Z 个柱塞排油时，平均包角 p 为 120 111 287 ()(2)() 222399 p Zaa =+=+=+= 式中 a柱塞间距角， 2 a Z = ； 0 a 柱塞腔通油孔包角，这里取 0 2 9 a =。 外封油带分离力 1f p 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 y p从 2 R 到 1 R 积 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 分，并以 p 代替2，可得外封油带上的分离力 1f p为 图 5.2 封油带实际包角的变化 22 12 2 12 1 2 () 2 4ln pp fbb RR pPR p R R = 226 26 77 (1715 ) 10 99 12560111012560 17 2 4ln 15 = =3.4()N 外封油带泄漏量 1 q 为 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 3 1 7 1 2 7 0.00112560 9 92() 17 12 2 10ln12 ln 15 pb p qml R R = 内封油带分离力 2f p 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 2f p为 22 34 2 23 3 4 () 2 4ln pp fbb RR ppR P R R + =+ = 226 26 7 77 (911 ) 10 99 111012560 11 2 4 2 10ln 9 + 5.2()N= 内封油带泄漏量 2 q 为 3 3 2 7 3 4 7 0.00112560 9 147() 11 12 2 10ln12ln 9 pb p qml R R = 排油窗分离力 3f p 2222 323 7 ()(1511 ) 125601.6() 22 9 p fb pRRpN = 配油盘总分离力 1f p 123 3.45.2 1.610.2() ffff ppppN=+=+= 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 总泄漏量 q 为 12 92 147239()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 1 a 大于柱塞腔通油孔包角 0 a 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。 5.2.2 配油盘主要尺寸确定（图 5.3） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 f D 配油窗口包角 0 ，在吸油窗口包角相等时，取 12 0 2 aa a + = 为避免吸油不足，配油窗口流速应满足 00 2 2.33/ tb Q m s F = 满足要求。 式中 tb Q 泵理论流量； 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2 F 配油窗面积， 22 0 223 () 2 FRR =； 0 许用吸入流速， 0 =2 3 m / s 。 由此可得 22 23 RR= 00 2 t Q v （2）封油带尺寸 设内封油带宽度为 2 b ，外封油带宽度为 1 b ， 1 b 和 2 b 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 1 b 略大于 2 b ，即 112 0.125 z bRRd= 234 (0.10.125) z bRRd= 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 22222 3412 13 24 (1) . 2 lnln z p RRRRZd RR RR = 联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸 1 17Rmm= 2 15Rmm= 3 11Rmm= 4 9Rmm=。 5 . 2 . 3 验算比压 p 比功 p v 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 5 D 6 D 。辅助 支承面上开有宽度为 B 的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积 F 为 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2222 514123 ()() 4 FDDDDFFF =+ 式中 1 F 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） 2 F 3 F 吸排油窗口面积。 根据估算： 2 1034()Fmm= 配油盘比压 p 为 5 1 2() 284 yt pp KB RR ppap Fl d + = 式中 y p配油盘剩余压紧力； t p 中心弹簧压紧力； p根据资料取 3 0 0 p a ； 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 p v 值，即 p pvpvpv= 式中 p v为平均切线速度， p v= 4 2 ()DD n +。 2 4 22284 ()(1820)458600/ 1500 p pvDDKgfcm n =+=+= pv根据资料取 2 600/Kgf cm 。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 6 缸体受力分析与设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 f R 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 f R 与配油窗口分布圆半径 f r 相等。即 23 15 11 13 22 f RR Rmm + = = 式中 2 R 3 R 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） 。 222 0.2150.45 39684() aaaa Fl bbmm= 6 缸体受力分析与设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 式中 al 通油孔长度， az ld； a b 通油孔宽度，0.5 az bd； 6 . 2 . 2 缸体内外直径 1 D 2 D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 2222 2 2222 (3922)39 12560129(/) (3922)39 wz b wz dd pkgf cm dd + + = + 式中 w d 筒外径，2 wz dd=+。 缸体材料许用应力，对 ZQAL94： =600 8 0 0 2 (/)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)0.0038 22 1034 z b d Pmm F =+=+= 6 缸体受力分析与设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 式中 E缸体材料弹性系数； 材料波桑系数，对刚质材料=0.23 0 . 3 0 ，青铜=0.32 0 . 3 5 ； 允许变形量，一般刚质缸体取0.0065mm，青铜则取 0.0048mm。 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 0max34 573970.5 39122.5()HlSllmm=+=+= 式中 0l 柱塞最短留孔长度； max S柱塞最大行程； 3l 为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短； 4l 缸体厚度，一般 4 l =（0.4 0 . 6 ） z d ，这里取 0 . 5 z d 。 6 缸体受力分析与设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 7 柱塞回程机构设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 h d 为滑靴安装孔径， h D 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。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() f aRmm= 长轴 max 2 2 19.5 41.5() coscos20 f R bmm = h d 和 h D 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， h D 取 椭圆长短轴的平均值较合理，即 max 19.541.561() 2cos f hf R ab DRmm + =+=+= 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 max 1 2 e，因而 max maxmax 2 (41.5 2)6122() coscos ff f RR eRmm =+= 为了允许滑靴在任一方向偏离 max 1 2 e，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 max e。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 7 柱塞回程机构设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 图 7.1 回程盘结构尺寸 max 28222133() h ddeJmm=+=+ = 式中 d滑靴颈部直径； J间隙，一般取 J=0.5 1 m m 。 7 柱塞回程机构设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 8 斜盘力矩设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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，规定使斜盘倾角减小的力矩为正，反之为负。 8.1 柱塞液压力矩 1 M 泵各柱塞受液压作用力合力平均值 yp p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 1 o 。作用于斜盘转轴的力矩为 11yp Mp o B= 式中柱塞液压平均合力 yp p为 0 () 2cos bz yp Z pp F p = 式中 b p 排油腔压力； 0 p 吸油腔压力； 8 斜盘力矩设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 z F 柱塞底部液压力； 作用力壁 1 o B，由图 7.2 可知为 1 o B= cos a btg 所以 0 1 () () 2coscos bz Z PP Fa Mbtg = 5269( . )N m= 8.2 过渡区闭死液压力矩 2 M 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 对于柱塞数为 Z，配油盘过渡区具有对称压缩角 1 a的泵（见图 8.1） ；设上下 点处柱塞腔压力分别为 0 p 1 p ；当柱塞位于上死点过渡区时，闭死液压平均力 矩 2 M为 1 2011 2 ( 00 ) 2 y aZ MpAB = + 01 coscoscos f z R P F Z aa btg =+ 当柱塞位于下死点过渡区时，闭死液压平均力矩 2 M为 2 M 1 () coscoscos f bz R p F Z aa btg = 闭死液压总平均力矩 2 M 为 2 M = 2 M+ 2 M 2 8 12560 3250 92 19.5 360 341( . ) cos 15 N m = 8.2.2 零重迭型配油盘 由于无压缩角，所以 2 M =0 8 斜盘力矩设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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型配油盘 设带卸荷槽的配油盘过渡区压力角为 1 a 2 a（图 8.2（b） ） ，那么 02 2 2coscoscos f z R P F Z aa Mbtg = + 01 2 2coscoscos f z R P F Z aa Mbtg = + 同理可得 2 M = 2 M+ 2 M=350（N.m） 8 斜盘力矩设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 3 M 1 3 1256039 41.515377( . ) coscoscos15cos15 pa MbtgtgN m = = = 8.4 滑靴偏转时的摩擦力矩 4 M 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 4 M 为 401 1 32560 9 ()77 0.083280( . ) 2cos2cos15 z b F Z Mppf rN m =+= = 式中 1 f 球铰摩擦系数， 1 f =0.08； 1 r 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 斜盘力矩设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 8.5 柱塞惯性力矩 5 M 全部柱塞惯性力矩的平均值为 22 22 2 5 22 0 1500 90.8 19.5(2 )15 60 1629( . ) 22cos2cos 15 zf z tg Zm Rtg Z MMdaN m = = = 8.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩 6 M 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 2 6 22 0 940.55 19.5 3.8( . ) 22cos2cos 15 ff Z f ZP R Z MM daN m = 8.7 斜盘支承摩擦力矩 7 M 全部柱塞对斜盘支承的平均摩擦力矩 7 M 为 702 2 3250 9 ()770.01223( . ) 2cos2cos15 z b F Z Mppf rN m =+= 式中 2 f 斜盘支承处摩擦系数（采用滚动轴承时取 0.005 0 . 0 1 0 ，采用滑 动轴承时取 0 . 1 0 0 . 1 5 ） ； 2r 斜盘支承轴半径，取 2 m m 。 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 8 M 当斜盘摆动变化产生角加速度时，对斜盘转轴的惯性力矩 8 M 为 8 MJ=80 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 9 M 8 斜盘力矩设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 9 M 为 9 cos3 40cos150.12( . )MGCN m = 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 123456789 MMMMMMMMMM=+ 5269691 377280 16293.823 1.40.12= + 6276( . )N m 调节机构的负载力矩 p M应满足下式： p MM 9 变量机构 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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。 9 变量机构 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 A B 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 9 变量机构 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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。 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。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 9 变量机构 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 b p 值时， 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，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 0 p 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 9 变量机构 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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， 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。 0 n 为保持调定流量 0 Q 的最低稳定转速。从图中可 以看出，从 0 n 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。 9 变量机构 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 结论 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 结论 液压泵