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梁波定稿(范文) -96斜盘轴向柱塞泵的改进及应用分析机械设计制造及其自动化学生梁波指导教师钟岚摘要某型飞机配装的-31加力涡扇发动机喷管临界截面调节系统中的斜盘轴向柱塞泵-96，是液压系统中被广泛使的动力元件，用于各类工程机械中。 其本身结构的特殊性，工作柱塞存在着剩余容积、缸体与柱塞加工修配等相对困难，并且维护成本高、以及缸套加工成本高等问题。 针对上述问题进行以下几方面改进柱塞内放入填充物；在缸孔内加入内套；采用带内圈轴承改善加工条件。 通过上述的措施可有效的提高斜盘轴向柱塞泵的容积效率、降低维护成本，提高了性能品质、节约缸套加工成本。 在上述改进的基础上设计一款特定参数的手动伺服变量斜盘轴向柱塞泵，并进行柱塞与滑靴、缸体、斜盘、泵轴的受力分析以及强度校核，结果满足相应的设计要求。 这类泵的最大特点是采用大轴承支承缸体，具有压力高、工艺性好、成本低、维修方便等优点，比较适合国情，因此，成为当今我国应用最广的开式油路轴向柱塞泵。 但是，从1982年CY14-1B轴向泵定型以来，已经过去20余年的时间，该泵发展停滞、变化不大。 近年来，世界上柱塞泵技术已有长足进步，加上国内对使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要对CY14-1B轴向泵进行更新，开发一种噪声更低、自吸性能更好、节能、省料、使用更可靠的轴回柱塞泵，这就是CY14-1BK轴向柱塞泵3-7。 开式油路固定式机械设备CY14-1B轴向泵1982年定型，此后有些厂家生产20余年，没有任何改进。 但是世界上的柱塞泵发展有了长足的进步，然而CY14-1B轴向泵的使用中也发现不少问题，柱塞在压排油液终了时，柱塞底腔仍有一些油液未排除，当柱塞进入吸入行程时，这样便损失一部分吸入容积，降低了容积效率。 进行改进，往柱塞腔填入尼龙，减小柱塞腔的残留空间，提高容积效率。 以及缸体外套使用轴承钢，加工非常不方便，从加工制造角度考虑变换其他材料。 对CYI4-1B轴向泵进行更新的改造。 这就是研制CY系列轴向泵的目的。 国外从上世纪80年代以来，轴向柱塞泵的结构、材料、工艺上虽然都有不少进步，但一个最重要的动向是向着个性化发展，即针对不同的需要，发展专用类型的泵。 成都广播电视大学毕业论文21.3CY系列轴向柱塞泵的主要用途和应用领域斜盘式轴向柱塞泵，由于体积小，重量轻，液压伺服变量机构简，惯性小，故较适合用于移动设备与自动控制系统，作为液压动力源。 斜盘式轴向柱塞泵是现代液压传动系统中广泛使用的动力元件也是可实现无级变量的两类泵。 1906年斜盘式轴向泵第一次使用于军舰的炮塔上到现在已有近90年的历史;从H.F.Vickers先生1925年发明叶片泵到现在也有70余年了。 几十年来，这类泵一直在不断地改进、发展、竞争。 现在，斜盘式轴向泵已占领液压系统大部分的变量泵市场和部分高压(20MPa以上)定量泵和液压马达市场，丧失了绝大部分中高压(20MPa)以下定量泵和液压马达市场。 1.4主要设计参数某型飞机配装的-31加力涡扇发动机喷管临界截面调节系统中的柱塞泵-96，属于斜盘轴向柱塞泵。 额定排量max160TQ=ml/r额定压力31.5MPasP=额定转速r/min1000=n斜盘最大摆角max18=?变量方式手动伺服成都广播电视大学毕业论文3第2章液压泵受力分析液压泵将原动机输给的转矩，通过其内各机件传递、变换以流体压力能传输出去。 下面将讨论柱塞于滑靴、缸体、斜盘及泵轴等受力情况。 2.1柱塞与滑靴的受力柱塞有两种工作过程吸入行程和压排行程，其受力状况是不同的。 吸入行程，即柱塞由中心加力弹簧经过压盘和滑靴拖动，向缸外移动，使其低腔形成负压而吸入油液的过程。 所以，中心加力弹簧的弹簧力sF必须克服下述诸力柱塞（包括滑靴）的总惯性力?iF；柱塞吸入油液的总吸入力?1F；滑靴支撑面所需的密封力?2F；柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力?3F；克服滑靴翻转所需的推压力?4F。 中心加力弹簧必须满足下式()?+4321max15.1F F F F F Fis（2-1）在计算受力分析之前我们先估算一下柱塞副的质量，在算惯性力用到。 估算柱塞的尺寸如（图2-1）所示。 图2-1柱塞简图成都广播电视大学毕业论文4L=0.128m，d=0.032m，L1=0.088m，d1=0.022m，d2=0.024m估算柱塞的体积()36221m10103128.0032.044?=L dv()36332/2m101.26016.06?=dv36/22m1005.12?=vv()3621213m105.33088.04022.04?=Ldv柱塞的整个体积V为()366321m1055.70105.3305.1103?=?+=?+=V V V V材料密度33kg/m1085.7?=柱塞的粗略质量为kg55.01055.701085.7631=?v m一般为了简化问题结构参数C取2?=处的值86.318048.0128.0032.012.0128.0234234max1?=?tg RtgLd fLc如果球杯高度过大会增加摩擦面积，增加损耗，接触面积过小会使柱塞于滑靴脱落，所以应稍小一些就可以取0.014mbd=根据经验给出100.030m d=10.022m d=。 图2-2滑靴简图成都广播电视大学毕业论文5如（图2-2）所示粗算滑靴的体积()36221/1m1032.5014.0022.044?=bd dv()36332m10072.1216016.0216?=dV q()622101073.xx86.0030.044?=c dV d()366/1m1098.610072.173.232.5?=?+?+=q dhV VVVkg055.01098.61085.763=?h hVm柱塞和滑靴总质量kg605.0055.055.01=+=+=h psm mm2.1.1柱塞（包括滑靴）的移动惯性力单个柱塞（包括滑靴）的移动惯性力为pi ps ia mF=式中psm柱塞与滑靴的质量（kg）；pia第i个柱塞的相对加速（2m/s）。 将（3-6）式代入上式，得到()?i Rtg m Fps i+=cos2（2-2）因此，所有与吸入和压排油腔相同的柱塞得总惯性力为()()?2cos coscos2+=Rtg mFps i()?+?+?+?2cos)cos(上式当0=?、2、等时，亦即当成都广播电视大学毕业论文6()()()()?=+?+?+?2cos cos2cos cos cos达到最大值时?iF亦即达到最大值，则上式可以写成下述形式()RtgmFpsi2max=?式中与柱塞个数Z有关的系数，其值如表3-1；psm柱塞副质量（kg）；R柱塞在缸体中分布圆半径，查参考文献1表1-29得0.048m R=；斜盘倾角取=18?。 ()()N23018048.0104605.025.22max=?tg Fi表2-1与柱塞个数有关的系数表Z5791113151.622.252.883.514.154.78如（图2-3）所示，为Z=7的柱塞惯性力iF以及总惯性力?iF同缸体转角的变化关系。 图2-3惯性力F1与F1同缸体转角的关系成都广播电视大学毕业论文72.1.2柱塞吸入油液所需的总吸入力移动单个柱塞所需的吸入力为vp d F214=式中vp液压泵吸入管路中的真空度，计算时可取令a5p105.0=vp。 如果假定和吸入油腔相同的柱塞个数为（Z+1）/2，则其总吸入力为12121421FZp dZFv+=+=?式中Z柱塞个数，取7Z=。 ()251710.0320.510160N24F+=?2.1.3滑靴支承面所需的总密封力为了使滑靴支承面不漏气，需加力保证其密封，一个滑靴支承面所需的密封力为cos Aks2=F（2-3）式中sA滑靴支承面积（2m）；k支撑表面为阻止吸入空气所需的接触比压，依经验，计算时可以取令8.0k=a5p100.1。 如果假定与吸入油腔相同的（Z+1）/2个柱塞滑靴支承面所需的总密封力为AZFk scos212?+=（2-4）52710.0007060.810cos18215N2F+=?成都广播电视大学毕业论文8同样，还应当保证缸体端面与配油盘间的气密性，所需的密封力为?=k2FupA（2-5）式中upA配油盘与缸体相接触的表面积(2m)。 ()()()()22230212415612526180R R R Rb R R ZR RA up?+?=?（2-6）图2-4配油盘如（图2-4）由参考文献1表4-4给出配油盘的主要尺寸参数10.033m R=,20.038m R=,30.052m R=,40.057m R=,50.062m R=60.072m R=根据以上的数据可以算出配油盘与缸体相接触的表面积()()()()2222222220.07250.062120.07250.0621320.0060.0570.0330.0520.0381800.008125mupA=?+?=?那么缸体端面与配油盘间所需的密封力为N657108.0008215.0F5k2=?upA成都广播电视大学毕业论文92.1.4柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力()R mtg FfZFps2max21321+=?()23710.1254180.6051040.0482195NF tg+=+=?式中1f柱塞与其缸孔之间的滑动摩擦系数，钢对青铜的滑动摩擦系数12.01=f psm柱塞的质量（kg）。 2.1.5克服滑靴翻转所需的推压力如前所述，滑靴沿斜盘平面作椭圆运动，其离心惯性力为20s smF=（2-7）式中sm滑靴的质量（kg）；滑靴的重心的运动向颈；s滑靴重心的旋转角速度（rad/s）。 由（图2-5）可知，滑靴因离心惯性力引起的翻转力矩为图2-5滑靴部位成都广播电视大学毕业论文1002000e m e FMs s=（2-8）式中e滑靴重心到柱塞球头中心的距离（m）。 要想克服此力矩0M，必须通过压盘加以力矩aM，方向相反，且大于等于0M即0M Ma式中aM附加力矩2cos64d FMa=所以02642cose md Fs s由前述可知，当时，、?232=s s=为最大值，向径便为最大值，将式(3-15)及R=代入上式，得max6024cosRe2dmFs（2-9）克服（Z+1）/2个吸油柱塞的滑靴翻转所需的推压力为?+max6024cosRe)1(dmZ Fs式中sm滑靴的质量（kg）；R柱塞分布圆半径（m）；0e滑靴重心到柱塞球头中心距离（m）。 查文献1表4-2取0.006me=成都广播电视大学毕业论文11()()N5118cos028.0006.0048.060/10002055.01724=+?F即中心加紧力弹簧须满足()N14505115965716023015.115.14321max+?FFF F F F F Fsis顺便指出，在计算中心加力弹簧力时，上述诸式的泵轴角速度均应以欲要求的自吸角速度（即泵轴的转速）代入。 2.1.6压排过程即柱塞因缸体拖动，再由斜盘经过滑靴推压而压排油液的过程柱塞与其缸孔之间的配合间隙，一般为0.01-0.05mm，远远小于柱塞直径d及其含接长度2l，所以，假定无间隙滑动时可行的。 再假定滑动摩擦对其接触比压的分布无影响；滑靴与柱塞头之间无相对转动，柱塞与缸孔壁的接触长度为()()221342l lL lL lL+?+=（2-10）()()222342l lL lL lL+?+?=（2-11）并且，各支反力的合力1N和2N的作用点分别距接触边缘为41L和42L，如（图2-6）所示。 成都广播电视大学毕业论文12图2-6柱塞受力分析滑靴与斜盘之间的摩擦力/F，在所述及的问题中，假定/F与力5F和6F在一个平面内，其值为5/fF F=（2-12）式中f滑靴与斜盘之间的摩擦系数，考虑到启动等因素，假定为半摩擦，08.0008.0?=f5F斜盘经滑靴对柱塞的作用力（N）。 通过平面圆盘缝隙流()21221212lnfrrF rr?=?（2-13）如（图2-2）所示102d r=，31d r=，m032.02=r，m025.01=r代入上式()N2917002.0007.0002.0007.0ln2105.31226=?=fF即5F Ff=成都广播电视大学毕业论文13缸孔对柱塞的摩擦力/1F和/2F22/211/1N fFN fF=式中1f缸孔对柱塞的摩擦系数，青铜对钢，一般取为12.01=f，工作阻力6F:/22/max2644s pssisF Rtgm p d F F pdF+=+=（2-14）式中sp液压泵的额定输出压力（Pa）；max iF单个柱塞滑靴的最大移动惯性力（N）；/sF一个柱塞的回程弹簧力(N)。 ()()N2564320718048.0104605.0105.31032.042626=+=?tg F2.1.7处于压排行程柱塞所受的力诸力(21/2/1/5N NFFFF、和6F等)应满足下述力学方程0442220cos sin0sin cos/1122/2/121/5/6/1/25=+?+?+?=?+?sl FLLNLl LNdFdFN NF FFFFFF（2-15）将式（3-14）代入上述方程组，得成都广播电视大学毕业论文14()()021421420cos sin0sin cos5111122215622115=+?+?=?+?F fld fLLN dfLl LNN N f FFN fNff Fs上式联立解得()()51125121cos sin214320cos sin214232F flf dfLLlNF flf dfLl LlNss?+?=?+?+?=再将上述两式联立，略去sfl（因为f很小），解得()()C ff fFFcos sin sin cos156+?（2-16）式中C结构参数，其值为86.3903212.01901282342122341=?=?ld flLC将C值代入(2-16)式()()86.318cos008.018sin12.018sin008.018cos291725643+?83.679.8由上式可知柱塞受力满足要求，并且最小含接长度与柱塞长度之比Ll2，要大于0.46，否则会降低机械效率，增加卡塞危险性。 即46.0703.0128902=Ll成都广播电视大学毕业论文152.2缸体受力缸体由泵轴拖动，借助斜盘、滑靴及中心加力装置驱动柱塞，实现吸排油液，其受力较复杂。 该型液压泵的主要环节之一，是配油面，从运转结构的观点，希望各滑动表面之间不发生金属直接接触，其间形成油膜。 对于配油面间，要想实现上述要求，缸体在运转过程应与配油盘表面保持平行，即不歪斜而平衡。 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。 缸体在运转过程承受下述力（取包括柱塞滑靴在内的平衡力）斜盘的推压力5F；转子轴承的支反力7F；中心加力弹簧的弹簧力sF；配有盘与缸体之间压力场的支承力ZF，以及辅助支承的支承力8F等。 在讨论时，我们取O点为坐标原点的直角坐标系，假定力沿着坐标轴正向为正，力矩以右旋为正，X轴正负分别为排油与吸油边，亦即假定配油盘为零重迭的。 2.2.1斜盘的推压力在讨论缸体受力时，摩擦力与惯性力较之工作阻力小的多，为了简化问题，略去不计，这样，由式2- 14、2-16得cos425pd Fi=（2-17）式中p柱塞缸内的压力，或为排出压力sp，或为吸入边的压力op；斜盘倾角（度）。 该力可沿着Y、Z轴线分解为两个分量YiF5和ZiF5，力ziF5通过柱塞底成都广播电视大学毕业论文16油液将缸体压向配油盘，与压排窗口相同的每个柱塞的力为s zipdF254=()N103.25105.31032.043625=ziF我们默认吸油窗口压力为0，即/5ziF为0，而yiF5和/5yiF可以得出tg FFzi yi55=N1022.818103.25335=?tg FYi0/5/5=tg FFzi yi（2-18）由前章可知，奇数个柱塞得输油率脉动小，通常z= 5、 7、9等，为了讨论方便起见，假定液压泵得柱塞个数为21Z m=+式中m正整数。 液压泵得配油工作情况是当02a?时，有1m+个柱塞与压排窗口相通，有m个与吸入窗口相通；而当2aa?时，有m个与压排窗口相通，有1m+个与吸入窗口相通，其中a柱塞得角距，2aZ=；?缸体转角，取一个柱塞缸中心与Y轴线一致时为起点，这样一来，5ZiF得总推压力为当02a?时2250 (1)44Zi sFm d p m d p=+（2-19）ziF5=()N1003.2105.31032.048562=当2aa?时成都广播电视大学毕业论文172250 (1)44Zi sFm d p m d p=+（2-20）()265570.03231.5101.7710N4ziF=由上式可以看出5ZiF这两种状态在缸体每转2a角交替重复。 5F对X轴得力矩5XM为当02a?时1550501cos()m ZXYi Yii i mM F LRtg ia F?=+=?+?（2-21）1105511cos()cos()cos()Z ZZi Zii mi mLRtg ia F R ia F R ia?=+=+?+?+?得出；22500 (1)44X sML tgm d p m d p=?+220sin()4 (1)()8sin4sadtg p pa?+?式中0L滑靴球铰中心中性面至缸体配油表面的距离(m)，取00.16m L=。 同理当2aa?时22500 (1)44X sML tgmdp mdp=?+2203sin()4 (1)()8sin4sd atg p pa?+?式中m正整数，取3m=；斜盘最大倾角，18=?；成都广播电视大学毕业论文18sP工作压力，31.5MPasP=；0P吸油窗口压力，取00P=。 5F对Y轴的力矩5YM为当02a?时155501sin()sin()m ZYZi Ziii mMF R iaFRia?=+=+?（2-22）20cos()4()8sin4sad Rp pa?=?当2aa?时1155501sin()sin()m ZYZiZiii mMFRiaFRia?=+=+?（2-23）203cos()4()8sin4sad Rp pa?=?2.2.2缸体与配油盘之间压力场的支撑力及其力矩缸体与配油盘之间的压力场区域，由于缸体得柱塞口使其不限于配油窗口，而有所扩展。 若相邻柱塞缸体窗口间得隔档非常小，并假定s和0分别为配油表面得高压侧与低压侧得压力分布范围，a为柱塞缸体窗口得开角，则当02a?时sma a=+，0 (1)m a a=?+弧度（2-24）成都广播电视大学毕业论文19当2aa?时 (1)sm a a=?+，0ma a=+弧度（2-25）众所周知，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，就所述及得情形，当假定泄油槽得压力为零时，在12R rR区域1121ln lnln lnr RpPR R?=?（2-26）式中1R、2R内密封带得半径(m)。 当23R rR区域2P P=当34R rR区域4343ln lnlnlnR rpR R?=?（2-27）式中3R、4R外密封带得半径(m)。 压力场得总支撑力222243210042311()()4ln lnssR R R RFZp pR RR R?=?+（2-28）式中3R、4R外密封带的半径（m）；1R、2R内密封带的半径（m）；压力分布范围，55.6086.2365.487=+=?。 N1076.155.6105.31033.0038.0ln032.0038.0052.0057.0ln052.0057.041562222=?=zF成都广播电视大学毕业论文20当02a?时sin()4XaM H?=?（2-29）cos()4YaM H?=?当2aa?时3sin()4XaM H?=?（2-30）3cos()4YaM H?=?式中H力矩矢量得模，其值为333343021042312()(sin sin)922ln lnssR R R RH p pR RR R?=?（2-31）由上式可以看出，压力场所产生得力矩矢量得模H，是s和0得函数，有两种不同得数值，并以缸体同一转速，同一方向回转，交替反复。 当02a?时；由于2sama a a=+=?+，2242sa a=?+03 (1)2m a a aa=?+=?+，032242aa=?+所以3333432110423123()(sin()cos()92424ln lnsRRRR aa aH ppaR RRR?=?（2-32）当2aa?时 (1)sm aa=+，32242sa a=?+成都广播电视大学毕业论文210ma a=+，02242aa=?+3333432120423123()(sin()cos()92424ln lnsRRRR aaa aHppR RRR?=?（2-33）H之变化值为3333432112042314()()sinsin942ln lnsRRRR aaaH HHppRRRR?=?=?+（2-34）H之平均值meanH为121()2meanH HH=+33334321042312()()cos cos924ln lnsRRRR aa appRRRR?=?由以上可以看出，力矩得变化取决于aa?，只有当aa=时才能达到理想得平衡，所以，从平衡角度，在设计柱塞缸体窗口时，要尽可能地使其开角a大一些，同时还要顾及到容积效率。 2.2.3辅助支撑的支撑力用于配油机构中得辅助支撑由多种，下面讨论得辅助支撑均是对称的，所以，其支撑力8F?均沿Z轴线方向，对X、Y轴得力矩亦均为零。 现在回头讨论缸体得力平衡方程，沿Y轴应满足式，即570Y YiFFF=?=?（2-35）755Yi ZiFF tg F=?绕Y轴之力矩方程应为50Y YYM M M=+=?（2-36）成都广播电视大学毕业论文22250sin()4()8sin4X sadRM ppa?=?，（02a?）250sin()4()38sin4X sadRM ppa?=?，（2aa?）则由以上可以看出，5XM,5YM是一个矢量模与转角无关得力矩矢得两个分量，其模为250()8sin4sd RMppa=?（2-37）而XM.YM,在02a?、或2aa?内亦均是一个矢量模与转角无关的力矩矢得两个分量，其模分别为512()M HH=或（2-38）除此之外，还可以看出，5M与M的作用轴线重合一致，方向相反，可是由于M得模为双值，因而未能达到良好得平衡。 现取令M得模为meanH，代入，得33332432142319lnln8sin cos22RRRRd RRRa aaR R?=?（2-39）这是配油部位须满足得方程之一。 绕X轴得力矩方程式应为5700X XXM MMF L=+=?（2-40）成都广播电视大学毕业论文23图2-7力矩图式中0L转子轴承到配油面得安装距离（m）。 当02a?时2222000sin()4 (1) (1)()448sin4s sadRL tgmdp mdptg ppa?+?（2-41）70sin()04meanaH FL?+=当2aa?时22220003sin()4 (1) (1)()448sin4s sadRL tgmdp mdptgppa?+?（2-42）成都广播电视大学毕业论文24703sin()04meanaH FL?+=代入两式，则可合写成下述形式20555700Zi XX XL tgFtg MMMFL?+=?由式3-23，3-27则上式可知为下述形式27005()0XF L LtgM?=250007XML LL tgF=?=当02a?时00sin()4 (1)2sin4ss sapp tgLRam p mp?=+当2aa?时003sin()4 (1)2sin4ss sapp tgLRap mp?=+所以00min (1)2smass spp tgLRmp mp?=+（2-43）式（2-43）表明，在运转过程中，5YF之合力作用点在0L附近移动，其范围为0max0maxLL。 为了使5YF对X轴得力矩不致反映到配油盘表面，欲使5YF?得作用点落在转子轴承滚动体长度之内，这样，首先应将转子轴承中心安设在0L处，并且滚动体长度须满足下式成都广播电视大学毕业论文250max6pl L除此之外，对于转子轴承得间隙还要加以控制，这两项措施已由某液压泵厂得经验证实（当将轴承中心移至中性面，轴承间隙由0.1mm减至0.060.07mm，配油盘研损情况大为减少）。 除了上述措施外，还有加长缸体花键配合长度等方法。 2.3斜盘受力分析斜盘是形成和改变工作容积的主要部位，改变斜盘倾角便可以改变泵的输油率和流向。 在工作过程中，斜盘主要承受下述力有工作阻力产生的并经过滑靴推压斜盘力/5F；中心加力装置的弹簧力sF；斜盘支反力9F、/9F。 图2-8斜盘受力分析成都广播电视大学毕业论文26滑靴推压斜盘的力，是由工作阻力产生的，其值与前述5F的数值相等，方向相反，并且垂直于斜盘平面，垂直于支承轴线，其值为cos4cos25/5pdFFzi=（2-44）式中P柱塞底腔的压力，或为sp,或为0p。 在20?时()025/51cos4mp pmdF Fsii+=?当?2时()0251cos4pmmpdFs i+=?斜盘滑动的支反力9F和/9F,由力矩平衡方程求得s iFFLx LFcos212/5449+=?（2-45）式中4L斜盘支承跨度一半(m)。 2.3.1柱塞作用于斜盘的压力不平衡力矩压力不平衡力矩1M与泵的配油机构的结构参数关系很大。 一个柱塞对斜盘的作用力矩。 CO F Mi i/51=（2-46）由ECO得cos cosOD OECO=（因为ODOE=），再由ODA得成都广播电视大学毕业论文27()?i ROD+=cos，则)cos(cos?iRCO+=，因而，上式可表示下述形式()?iR FMii+=coscos/51将式3-40代入上式，得()?ipR dMi+=coscos4221（2-47）由上式可以看出，每个柱塞压力对斜盘的绕x轴之力矩，与柱塞底腔压力有关，目前，对称正重迭的，非对称正重迭的和零重迭的（有时为了减少噪音，采用负重迭的，但其值甚小，故可认为是零重迭的）。 所有柱塞对x轴的力矩为当10? 其力矩meanM1可由下式求定2221cos4?=smeanZRP dM（2-52）式中sP额定工作压力，31.5MPasP=；R柱塞分布圆半径（m）；斜盘倾角；Z柱塞个数。 m N3001.018cos4105.31048.07032.02621?=?=?meanM2.3.2斜盘滑动支承的摩擦力矩()()0292/5922cos8P PfZR dFR fMsmeani mean+=?（2-53）式中2R滑动支承的半径(m)；2f滑动支承的滑动摩擦系数，青铜对淬火钢，12.02=f。 成都广播电视大学毕业论文292.3.3球铰的摩擦力力矩在改变斜盘倾角是，滑靴与柱塞之间的夹角亦随之变化，这样便产生摩擦力矩，其一个球铰的摩擦力矩为Pr fdr Ff Miicos42322/533=（2-54）式中3f球铰的滑动摩擦系数，由于润滑充分，青铜对淬火钢，一般可取为08.03=f2r球头半径。 20.020m r=平均力矩为()023232cos4P PZr fdMs mean+=（2-55）()M N104105.312718cos4020.008.0032.0623?=?meanM2.3.4柱塞与滑靴在改变倾角时的惯性力矩由前述可知，柱塞与滑靴相对缸体的运动方程为()?i RtgS p+?=cos1（2-56）式中t?=（为缸体的角速度）将上式对求二次导数，便得在改变倾角时柱塞滑靴相对缸体的加速度。 一个柱塞与滑靴的惯性力矩为成都广播电视大学毕业论文30()?i aRmMaipsi+?=coscos24（2-57）式中psm柱塞与滑靴的质量（kg）；aia柱塞滑靴在变倾角时的加速度（2m/s）；R柱塞分布圆的半径(m)。 总力矩为()?=+?=1024coscosZiaipsii aRmM?（2-58）斜盘与压盘的转动惯性力矩5M225dtdj M=（2-59）式中j斜盘与压盘绕斜盘支承轴线的转动惯性矩22dtd变量时斜盘与压盘的倾角的角加速度。 2.4泵轴受力泵轴是支承缸体且拖动其转动的机件。 前、后斜盘轴向柱塞泵的泵轴，受力是个不相同的。 2.4.1泵轴的理论转矩与理论功率理论转矩ZTM，仍是不计摩擦的驱动泵轴、缸体等匀速转动的力矩，换言之，为克服柱塞工作压力的转矩?ziM所需的力矩，即成都广播电视大学毕业论文31zTM=?ziM（2-60）可以得出，以个柱塞的作用力iF5对缸体的Z轴之转矩将为()?i RtgFMiz zi+=sin5（2-61）而pdFzi425=，因此()?i pRtgdMzi+=sin42（2-62）综合比较可变得当20?时zTM=()024sin84cosp PRtgdMs zi?=?（2-63）当?2时zTM=()024sin843cosp PRtgdMs zi?=?（2-64）由上式可以看出，理论转矩ZTM是以与?5YiM的变化完全一样的形式变化的。 平均理论转矩ZTmeanM可按下式确定)(159.020maxP p qMsTTZTmean?=（2-65）式中max TQ理论容积常数（ml/r）；成都广播电视大学毕业论文32sP、0P分别为压排侧与吸入边的压力(Pa)。 m N801105.3110160159.066?=?ZTmeanM这样，理论功率为()612102000ppQ MNsTmean ZTmeanT?=（2-66）kW7810xx05801=TN2.4.2后斜盘轴向柱塞泵的泵轴受力后斜盘轴向柱塞泵，其缸体的径向力由转子轴承支承，另外为保证配油机构有良好的运转条件，泵轴的初端又不允许以具有径向力的传动连接方式连接，所以，这种泵的泵轴只传递转矩，拖动缸体转动，受力最简单。 泵轴为了拖动缸体工作，除了要克服缸体柱塞输出压力为sp的压力油液所需的理论转矩ZTmeanM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1M；柱塞与缸体之间的粘性摩擦力矩2M；滑靴与斜盘之间的粘性摩擦力矩3M；缸体与泵壳之间的粘性摩擦力矩4M；轴承的摩擦力矩5M；与工作压力、转速无关的不变阻力矩6M等。 对于设计计算，泵轴所传递的转矩可取为MZTmeanZMM=（2-67）式中M泵的机械效率，可取为0.90。 ZTmeanM平均理论转矩（N m?）m N8909.0801?=ZM成都广播电视大学毕业论文33第3章强度校核在所述及的这种液压泵中，直接影响工作性能的部位有柱塞副、球铰副、滑靴副、泵轴等。 通过强度校核计算，满足强度要求。 该部分由同组其他人员完成，本文中不做详述。 成都广播电视大学毕业论文34第4章结论斜盘式轴向柱塞泵其本身结构的特殊性，工作柱塞存在着剩余容积、缸体与柱塞加工修配等相对困难，并且维护