斜盘式液压泵及马达的设计含图纸

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1、1绪论1.1液压系统调速控制的现状在液压控制系统中常常需要对液压泵或液压缸等元件进行调节,来满足工程实际应用的要求,传统的调节方式是人工操作的,如手动变量泵的手动调节方式等。随着电液控制技术的发展,大量数字液压元件和电子元件的广泛运用,使得电液控制系统实现数字化控制极为方便。如前所述,高速开关电磁阀是20世纪80年代发展起来的新型数字阀,国内外学者对高速开关阀及由其构成的电液控制系统进行了深入的研究,取得了令人鼓舞的成果. 液压泵输出控制。液压泵的变量调节机构常常采用机械式或纯液压式结构,一般情况下,能够按照系统的要求控制液压泵的流量和压力,但也存在一些固有的局限性。1.对于工程机械和机床设备

2、的液压系统,采用微计算机控制日益广泛,这些控制器要求电信号和液压系统之间的信号转换接口,而纯液压或机械式调节机构很难适应这种要求。2.如果负载需要液压泵输出的流量和压力变化比较大,采用纯液压或机械式调节机构将会使液压泵的结构复杂化,而且往往达不到最佳控制效果。3.液压泵的液压或机械调节机构在泵控制特性、适应性、可靠性以及产品质量等方面很难达到最佳。4.机械或纯液压调节机构使液压泵的远程控制不但价格昂贵、结构笨重,而且控制特性存在严重的容积滞后,严重时可能造成系统不稳定。由于这些局限性,在计算机技术和电子器件日益广泛应用的今天,人们不断地致力于液压泵电液控制技术的研究,以求避免上述缺点。在恒压变

3、量泵系统中,当负载压力与恒压泵调整压力之比愈小时,恒压泵系统效率愈低,如能根据在系统工作过程中不同的负载要求,设计成负载压力和流量有多级,而又在系统工作过程中能自动转换或进行远距离调整的恒压变量泵,将使恒压变量泵能适用于更复杂的系统和达到最佳的节能效果,可实现恒压变量泵输出工作参数的无级控制.针对当前电液控制领域的研究热点,笔者提出了基于高速开关电磁阀控制的新型变量伺服机构,通过计算机采用脉冲宽度调制技术和相关控制策略,实现了恒压变量泵与负载系统耦合时,泵的输出工作参数无级调节控制.1.2液压PWM控制原理 液压脉冲宽度控制所用的阀类元件及电气回路比其它控制方式简单,而且与计算机(单片机)的适

4、应性较好。 基于高速开关阀的液压控制系统,运用脉冲宽度调制技术,实现微机电液数字控制。PWM技术是电脉冲调制的方法之一,它可对应于输入信号,对具有固定周期的电脉冲信号进行脉冲宽度调制,故称之为脉宽调制。 调制信号可以由微机(或单片机)产生,也可由振荡电路产生。 由高速开关阀构成的液压控制系统,与伺服阀及比例阀的连续控制方式不同,而采用脉冲流量控制方式。阀直接根据一系列脉冲电信号进行开关动作,在出口输出一系列相应的脉冲流, 通过脉冲流来控制液压系统的液压泵的流量的改变进而通过液压马达来实现无级调速。1.3脉宽调速控制的发展在液压控制系统领域,最早引入PWM技术的是美国Lo gn Hop kins

5、大学的应用物理实验室,1959年出现了第一个液压PWM控制的开关电液伺服系统。 Goldstein ( 1968年) 、Hess ( 1972年) 、Mansfield (1981年) 、Parker (1981年) 等人的研究开发,获得了一些有关电液开关PWM控制的研究成果。近年来,由高速开关阀构成的各种电液PWM数字压力、流量、位置及速度控制系统有了较大的发展。如液压泵排量的PWM控制、汽车主动悬架的PWM控制、液压缸位置的PWM最优控制、开关定压网络油马达的PWM控制以及内燃机全电子燃油喷射系统的PWM控制等。在机电液一体化的应用和发展中,电液控制阀及其数字控制技术起着越来越重要的作用。

6、电液控制阀大体可分为电液伺服阀、电液比例阀和高速开关电磁阀3类,其中高速开关阀由于具有极高的响应速度、结构紧凑、重复性好、工作耐久可靠、抗污染能力强以及价格便宜等优点,因而引起了人们的关注。1990年初,我国贵州红林机械集团公司与美国B KM公司联合,成功研制了工作频率可达200 Hz的HSV系列高速开关电磁阀。随着高速开关电磁阀的出现,各种基于高速开关阀的电液控制系统也日益成为人们研究的热点。在液压PWM控制系统中,由计算机输出PWM信号经过放大器直接控制高速开关阀,通过改变阀的开启和关闭时间,实现对液压系统流量和压力的控制。这种液压控制系统要求高速开关阀具有极高的响应速度和良好的可靠性,而

7、目前工程中常用的液压阀难以满足上述要求。1.4本课题的研究目的及意义液压无级变速器在国外的应用己很广泛，从低端的农业、环保机械到高端的工业机器人均有应用。但在国内由于整体制造水平的偏低，以及专利技术的吸收和消化速度太慢，所以导致其发展缓慢。液压无级变速器其环保、高效、易于实现自动化控制、结构紧凑的优点是很符合当今工业装备的发展要求。因此，对液压无级变速器各方面技术的吸收、消化、发展具有很大的现实意义和经济意义。脉宽调制液压无级变速器是通过脉冲宽度调节液压系统从而控制无级变速。脉冲宽度调制是一种模拟控制方式，其根据相应载荷的变化来调制晶体管栅极或基极的偏置，来实现开关稳压电源输出晶体管或晶体管导

8、通时间的改变，这种方式能使电源的输出电压在工作条件变化时保持恒定，是利用微处理器的数字信号对模拟电路进行控制的一种非常有效的技术。设计任务2液压泵的选择及设计计算2.1液压泵的分类及其特点液压泵是依靠密封工作容积变化实现吸压（油）作用，从而将输入机械能转换成液压能的装置。液压泵的作用是向液压系统的执行元件提供动力而完成预定的工作，有成液压系统的动力源，是液压系统的核心元件和重要组成部分之一。根据液压泵的结构形式和特点，液压泵可分为齿轮泵、叶片泵、轴向柱塞泵和径向柱塞泵。齿轮泵：通过密闭在壳体内的两个或两个以上的齿轮啮合而工作的液压泵称为齿轮泵；啮合齿轮均为外齿轮时称为外齿轮泵；有一个内齿轮与一

9、个 或一个以上的外齿轮构成的齿轮泵称为内啮合齿轮泵。齿轮泵主要优点是结构简单、零件数目少、制造维修方便、成本低；体积小、重量轻、功率密度高；自吸能力强、对油液污染不敏感和工作可靠；在采用补偿后，可以达到相当高的容积效率。但其缺点是，排量不可调，流量均匀性差，噪声较高。叶片泵：转子转动时，借助凸轮环（定子）制约，使转子槽中径向滑动的叶片产生往复运动而工作的液压泵称为叶片泵。按其结构形式叶片泵可分为单作用叶片泵和双作用叶片泵两大类。单作用叶片泵主要做变量泵，因其径向压力不平衡，又称非平衡式叶片泵，工作压力较低，容积效率和总效率都较低。叶片泵具有结构紧凑、重量轻、流量均匀、噪声小、运转平稳等优点，在

10、机床、工程机械、传播及冶金设备得到广泛应用。但也存在结构复杂、吸油能力差、对油液污染较敏感等特点。图 2.1 单作用叶片泵工作原理图轴向柱塞泵：利用柱塞在缸体内做往复运动而工作的液压泵称为柱塞泵，柱塞轴线与缸体轴线平行或略有倾角的柱塞泵称为轴向柱塞泵。柱塞轴线与缸体轴线平行的称为直轴式轴向柱塞泵，简称直轴泵；因支撑柱塞头的零件为斜盘，又称斜盘泵。斜盘泵分为两种，驱动轴线不穿越斜盘的称为半轴式轴向柱塞泵；驱动轴线穿越斜盘的称为通轴式轴向柱塞泵，简称通州泵。柱塞轴线与缸体轴线略有倾斜、缸体与驱动轴有明显倾角的称为斜轴式轴向柱塞泵，简称斜轴泵。与齿轮泵和叶片泵相比，轴向柱塞泵有以下特点：由于密封容积

11、是由缸孔和柱塞构成的，配合表面质量和尺寸精度易达到设计台要求，密封性好，泄露量小，效率高，工作压力高、转速高，体积小，重量轻，惯性小和变量容易等优点。但其缺点是轴向尺寸大，对零件的工艺和材质要求高，并且由于平面摩擦副的存在，故抗污染能力差，必须特别注意正确选择油液品种和型号及保障油液的清洁度。图2.2轴向柱塞泵的工作原理图径向柱塞泵：柱塞轴线与缸体轴线垂直的柱塞泵称为径向柱塞泵。根据配流方式可分为轴配流式和阀配流式；根据柱塞泵的放置方式可分为径向式和卧式，后者的柱塞是水平放置的。图2.3 径向柱塞泵工作原理图1、 柱塞 2、转子 3、村套 4、定子 5、配油轴2.2 液压泵的选择 经比较，斜盘

12、事轴向柱塞泵的变量效果最好。而且容易控制、工作压力高，重量轻，对于通过脉宽调制来调节二位司徒阀的动作，来实现对斜盘倾斜角的控制，从而达到对斜盘式流量柱塞泵的控制，控制相对简单可靠，转动平稳，噪声小，能适应各种工况的要求。2.3 斜盘式液压泵的设计计算2.3.1斜盘式轴向柱塞泵工作原理轴向柱塞泵是将多个柱塞配置在一个共同缸体的圆周上,并使柱塞中心线和缸体中心线平行的一种泵。轴向柱塞泵有两种形式,直轴式(斜盘式)和斜轴式(摆缸式),如图2-1所示为直轴式轴向柱塞泵的工作原理,这种泵主体由缸体1、配油盘2、柱塞3和斜盘4组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸体内。斜盘轴线与缸体轴线倾斜一角度,柱塞靠机械装置或

13、在低压油作用下压紧在斜盘上(图中为弹簧),配油盘2和斜盘4固定不转,当原动机通过传动轴使缸体转动时,由于斜盘的作用,迫使柱塞在缸体内作往复运动,并通过配油盘的配油窗口进行吸油和压油。如图2-1中所示回转方向,当缸体转角在2范围内,柱塞向外伸出,柱塞底部缸孔的密封工作容积增大,通过配油盘的吸油窗口吸油;在0范围内,柱塞被斜盘推入缸体,使缸孔容积减小,通过配油盘的压油窗口压油。缸体每转一周,每个柱塞各完成吸、压油一次,如改变斜盘倾角,就能改变柱塞行程的长度,即改变液压泵的排量,改变斜盘倾角方向,就能改变吸油和压油的方向,即成为双向变量泵。2.3.2斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数给定设计参数最大工作压

14、力 MPa额定流量 L/r最大流量 L/r额定转速 r/min最大转速 r/min2.3.3排量、流量、容积效率与结构参数轴向柱塞泵几何排量是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油油液的容积，即式中 d柱塞直径； Z柱塞数； Df柱塞分布圆直径； 斜盘倾角。泵的理论流量为 式中：油泵的容积效率，计算时一般去0.920.97。本文中取=0.95 。 为了避免气蚀现象，在计算值之后，需按下式做校核计算： 式中：常数，对进口无预压力的油泵=5400；对进口压力为的油泵=9100。 所以主参数排量符合设计要求。从泵的几何排量公式可以看出，柱塞直径，分布圆直径Df,柱塞数Z都是泵的固定结构参数，并且当原动机

15、确定之后传动轴转速 n 也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角来实现。对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角在之间，该设计是非通轴泵，受结构限制，取上限，即=。Rf、d、Z的确定柱塞数Z根据实践经验取定：一般半周型多取Z=7，通轴型多取Z=9，能使结构较为紧凑。由此这里取Z=7。初算时，可取，则可按下式试算Rf： 再由排量公式确定柱塞直径： 由于上式计算出的需要圆整化，并按有关标准选取标准直径，应选 d=24 。 排量是液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的特征量。相同结构型式的系列泵中，排量越大，做功能力也越大。因此对液压元件型号命名的标准中明确规定用排量作为主

16、要参数来区别同一系列不同规格型号的产品。2.3.4柱塞结构尺寸设计（1）柱塞直径及柱塞分部圆半径在2.2.1中我们已经求出：柱塞直径柱塞分部圆半径(2) 柱塞名义长度L 如图41所示，应选定下列主要参数：柱塞的最大行程（mm）柱塞最小外伸长度（mm）柱塞最小接触长度（mm）柱塞名义长度（mm）值在结构计算中已经确定，一般在范围内，而及值一般可按经验数据来取： 当PH30MPa时， 取而 这里取 (3) 柱塞球头直径按经验常取为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔，应使 依经验取 则 为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离，取(4) 柱塞均压槽高压柱塞泵中往往

17、在柱塞表面开有环形均压槽，起均衡侧压力、改善润滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深，宽，间距 本文取槽深0.5mm槽宽0.5mm，间距t=10mm。实际上，由于柱塞受到的径向力很大，均压槽的作用并不明显，还容易滑伤缸体上柱塞孔壁面。因此，目前许多高压柱塞泵中的柱塞不开设均压槽。2.3.5 配油盘受力分析配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，可以隔离和分配吸、排油油液以及承受由高速旋转的钢铁传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。 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。(1)过渡区设计 为使配油盘吸排油窗口之间有可靠的隔离和密封，大多数

18、配油盘采用过渡角大于柱塞腔通油孔包角的结构，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，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。(2)配油盘主要尺寸确定 图 2.4 配油盘主要尺寸如图2.4所示，求的配油盘主要尺寸如下： 配流窗口分部圆直径配油盘窗口分布圆直径一般取等于或者小于柱塞分布圆直径。即，然后根据下式验算其表面滑动速度： 式中：配油盘许用表面滑动速度，推荐取。则 所以符合设计要求。

19、封油带尺寸设内封油带宽度为，外封油带宽度为， 和 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 略大于 ，即 当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示于分离力计算式代入平衡方程式可得 联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸： ,. 配油窗口(长腰形)的长度与宽度配油窗口长度至少可占其分布圆周围长度的75，即；配油窗口的宽度应按自吸工况吸入液体的许可流速来计算： 式中：吸入液体许可流速，一般推荐。 所以符合要求。2.3.6配油盘的设计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2.5是常用的配油盘简图。液压泵工作时，高速旋转的缸体与

20、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；配油窗口和风又打油膜对缸体的分离力。图2.5配油盘基本构造1吸油盘2排油窗3过渡区4减震槽5内封油带6外封油带7辅助支承面 (1) 压紧力 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，当有个柱塞处于排油区时，压紧力 为 当有 个柱塞处于排油区时，压紧力为 平均压紧力 为 (2) 分离力 分离力由三个部分组成。即外封油带分离力，内封油带分离力，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

21、。封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘油窗包角有所扩大，如图2.6所示。图2.6 封油带实际包角的变化当有个柱塞排油时，封油带实际包角为 当有个柱塞排油时，封油带实际包角为 平均有个柱塞排油时，平均包角为 式中： -柱塞间距角，; -柱塞腔通油孔包角 ，这里取 。 外封油带分离力 外封油带上泄漏量是源流流动,对封油带任意半径上的压力从到积分,并以代替，可得外封油带上的分离力为 外封油带泄漏量为 内封油带分离力 内封油带上泄漏量是汇流流动，同理可得内封油带分离力为 内封油带泄漏量为 排油窗分离力 配油盘总分离力 总泄露量q为 为使配油盘的接触应力尽可能减少和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油

22、盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图2.6中的、。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为式中：-辅助支承面通油槽总面积 （K通油槽个数，B为通油槽宽度） 、-吸、排油窗口面积根据估算：配油盘比压 P为式中：-配油盘剩余压紧力 -中心弹簧压紧力-根据资料取300pa;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 式中 为平均切线速度 . 根据资料取。3.液压马达的选择及设计计算3.1马达的分类及其特点 从能量转换的观点来看，液压泵与液压马达是可逆工作的液压元件，向任何一种液压泵输入工作液体，都可使其变成液压马

23、达工况;反之，当液压马达的主轴由外力矩驱动旋转时，也可变为液压泵工况。因为它们具有同样的基本结构要素密闭而又可以周期变化的容积和相应的配油机构。但是，由于液压马达和液压泵的工作条件不同，对它们的性能要求也不一样，所以同类型的液压马达和液压泵之间，仍存在许多差别。首先液压马达应能够正、反转，因而要求其内部结构对称;液压马达的转速范围需要足够大，特别对它的最低稳定转速有一定的要求。因此，它通常都采用滚动轴承或静压滑动轴承;其次液压马达由于在输入压力油条件下工作，因而不必具备自吸能力，但密封容积需要具有一定的初始密封性，才能提供必要的启动转矩。由于存在着这些差别，使得大多数液压马达和液压泵在结构上比

24、较相似，但不能可逆工作。液压马达按其结构类型来分可以分为齿轮式、叶片式、柱塞式和其他型式。也可以按液压马达的额定转速分为高速和低速两大类。额定转速高于500r/min的属于高速液压马达，额定转速低于500r/min的属于低速液压马达。高速液压马达的基本型式有齿轮式、螺杆式、叶片式和轴向柱塞式等。它们的主要特点是转速较高、转动惯量小，便于启动和制动，调节(调速及换向)灵敏度高。通常高速液压马达输出转矩不大(仅几十牛顿/米到几百牛顿/米)，所以又称为高速小转矩液压马达。低速液压马达的主要特点是排量大、转速低(有时可达每分钟几转甚至零点几转)，因此可直接与工作机构连接，不再需要减速装置，使传动机构大

25、为简化，通常低速液压马达输出转矩较大(可达几千牛顿/米到几万牛顿/米)，所以又称为低速大转矩液压马达。 将输入液压能转换成连续回转运动、输出转矩和转速的执行元件称为液压马达（简称马达）。与液压泵相同，液压马达也是利用密封容积的变化而工作的；与液压泵相反的是，密封容积变大时高压油液源源不断的输入，密封容积变小时低压油液源源不断的排出，向液压马达供入液压油是一种比较方便或习惯的说法，实际上它是由液压马达的外负载引起或决定的。为保证液压马达连续转的或高压油液不断进入、低压油液不断排出，必须要适当的配流方式来保证。为驱动外负载，液压马达的运动部件不许产生相应的液压转矩。液压马达有多种，通常根据其结构将

26、其分为齿轮马达、叶片马达和柱塞马达。由于液压泵和液压马达的作用不同，同一类型的液压泵和液压马达在结构上也有一定的差异。叶片马达：液体压力作用在转子径向槽中可往复滑动的叶片上，使转子转动而工作的液压马达称为叶片马达。叶片马达有单作用叶片马达和双作用叶片马达。单作用叶片马达为变量马达，因转子上径向液压力不平衡又称为非平衡式叶片马达排量为（20200）mlr，额定工作压力为16Mpa，最高可达20Mpa最低允许转速100rmin，最高为2000 rmin；容积效率一般为90%，机械效率为80%，总效率为75%左右；噪声小，价格较低，对油液污染较敏感。图 3.1叶片式马达工作原理图柱塞马达：分为轴向柱

27、塞马达和径向柱塞马达轴向柱塞马达按其结构的不同又分为斜盘式和斜轴式。轴向柱塞马达因柱塞与缸体轴线平行或接近于平行而得名。它具有工作压力高（额定压力一般可达32Mpa40Mpa），密封性很好，容积效率高（一般在95%左右），易实现变量，广泛应用于中高压液压系统。其缺点是结构复杂，价格高，对油液的污染比较敏感，使用、维护的要求也较为严格。斜盘式轴向柱塞马达：轴向柱塞泵除阀式配流外，其它形式原则上都可以作为液压马达用，即轴向柱塞泵和轴向柱塞马达是可逆的。轴向柱塞马达的工作原理如图3.2所示，配油盘4和斜盘1固定不动，马达轴5与缸体2相连接一起旋转。当压力油经配油盘4的窗口进入缸体2的柱塞孔时，柱塞3

28、在压力油作用下外伸，紧贴斜盘，斜盘1对柱塞3产生一个法向反力，此力可分解为轴向分力及和垂直分力凡。凡与柱塞上液压力相平衡，而凡则使柱塞对缸体中心产生一个转矩，带动马达轴逆时针方向旋转。轴向柱塞马达产生的瞬时总转矩是脉动的。若改变马达压力油输入方向，则马达轴按顺时针方向旋转。斜盘倾角的改变、即排量的变化，不仅影响马达的转矩，而且影响它的转速和转向。斜盘倾角越大，产生转矩越大，转速越低。图 3.2斜盘式轴向柱塞液压马达工作原理图1、 斜盘 2、柱塞 3、缸体 4、配油盘斜轴式轴向柱塞马达：斜轴式轴向柱塞马达的主轴与缸体的轴线不在同一直线上，而是成一个角度，图2.7所示斜轴式轴向柱塞马达是有主轴1、

29、轴承组2、连杆柱塞副3、缸体4、配流盘6、壳体5等零件组成。主轴由三个轴承支撑，连杆和柱塞经滚压连接在一起，连杆大头球由回程盘压在主轴的球窝里，连杆的小头与柱塞里的球窝相配合。缸体与配流盘之间采用球面配流，并且由套在中心轴上的蝶形弹簧将缸体压在配流盘上，因而缸体在旋转时有很好的自位性，并且有较高的容积效率。中心轴支撑在主轴中心球窝和配流盘中心孔之间，它能保证缸体很好地绕着中心轴回转。图 3.3 斜盘式轴向柱塞液压马达工作原理图1. 法兰传动轴 2.连杆 3.柱塞 4.缸体 5.配流盘 6.中心轴 径向柱塞马达：径向柱塞马达中的柱塞沿缸体的径向布置。根据配流方式的不同，径向柱塞泵可分为轴配流式和

30、阀配流式两种。径向柱塞马达的特点是工作压力高，工作可靠；但体积较大，结构复杂，转速要求较低。径向柱塞马达能在很低的转速下稳定可靠地工作，具有效率高、寿命长等优点。 齿轮液压马达：齿轮马达在结构上为了适应正反转要求，进出油口相等、具有对称性、有单独外泄油口将轴承部分的泄漏油引出壳体外；为了减少启动摩擦力矩，采用滚动轴承；为了减少转矩脉动齿轮液压马达的齿数比泵的齿数要多。齿轮液压马达由干密封性差，容租效率较低，输入油压力不能过高，不能产生较大转矩。并且瞬间转速和转矩随着啮合点的位置变化而变化，因此齿轮液压马达仅适合于高速小转矩的场合。图 3.4 齿轮马达工作原理图3.2液压马达的选择根据设计任务要

31、求，综合考虑系统压力、工作情况及成本等各种因素，本设计决定采用设计齿轮马达。综合分析，轴向柱塞马达能达到设计要求。3.3轴向柱塞马达液压马达的设计计算3.3.1 基本参数计算 齿轮液压马达基本参数： 额定压力：p=10Mpa 额定排量：q=0.664L/r 额定转速：N=2250r/min 额定输出扭矩：M=1572N.m1、液压马达的输出牵引力根据牵引力计算公式： 其中：牵引力（kN）最大输出扭矩， M=1572N.m 输出轴传动的机械效率，取 输出轴直径， 所以 T=15720.932110=26.58KN2、液压马达的理论排量： 其中， 初取： 取： 则3、马达的进出口压差 其中，马达的

32、机械效率， p=16Mpa4、马达平均转速： 其中，最大转速， =250r/min 最小转速， 所以 马达所需要的流量Q 其中，液压马达容积效率，取 =0.664126/0.9=92.96L/min马达输出功率 N=160000000.093/600.930.9=20.8KW3.3.2柱塞直径及柱塞分部圆半径在2.2.1中我们已经求出：柱塞直径柱塞分部圆半径(2) 柱塞名义长度L 如图41所示，应选定下列主要参数：柱塞的最大行程（mm）柱塞最小外伸长度（mm）柱塞最小接触长度（mm）柱塞名义长度（mm）值在结构计算中已经确定，一般在范围内，而及值一般可按经验数据来取： 当PH30MPa时， 取

33、而 这里取 (3) 柱塞球头直径按经验常取为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔，应使 依经验取 则 为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离，取(4) 柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形均压槽，起均衡侧压力、改善润滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深，宽，间距 本文取槽深0.5mm槽宽0.5mm，间距t=10mm。实际上，由于柱塞受到的径向力很大，均压槽的作用并不明显，还容易滑伤缸体上柱塞孔壁面。因此，目前许多高压柱塞泵中的柱塞不开设均压槽。4、控制阀的选择 4.1单向阀的选择单向阀是方向控制阀，用来是液压系统中油路通断或改变油液的流动方向

34、，从而控制液压执行元件的启动或停止。单向阀分为普通单向阀和液控单向阀，本设计采用的是普通单向阀。单向阀又称止回阀，是一种只允许液体沿一个方向通过，而反方向野柳被截止的方向阀。对单向阀的主要性能要求是：正向液流通过时压力损失要小；反向截止时密封性要好；动作灵敏，工作时撞击和噪声小。按进出油口流到的布置形式，单向阀可分为直通式和直角式两种。直通式单向阀进油口和出油口在同一轴线上；而直角式单向阀进出油口则成直角布置。图4.1为管式连接锥阀式直通单向阀。液流从A口流入时，克服弹簧力而将阀芯顶开，再从B口流出。当液流反向流入时，由于阀芯被压紧在阀座密封面上，所以液流截止。而直角式单向阀的工作原理与直通式

35、单向阀的工作原理基本相同，只不过他的进油口跟出油口不在同一轴线上，而是与轴线垂直，成90度角度。图 4.1 为普通直通式单向阀的原理图。图 4.2 为直角式单向阀的原理图321ABAB3211阀 体； 2阀芯；3 弹簧；图4.1 直通式单向阀ABAB 图4.2 直角式单向阀直角式单向阀压力损失小，而且打开端部弹簧的螺塞就可以对内部进行维修，十分方便，因此本设计采用直角式单向阀。5、三维建模及装配 5.1 Solidworks简介 Solidworks软件功能强大，组件繁多。 Solidworks 功能强大、易学易用和技术创新是SolidWorks 的三大特点，使得SolidWorks 成为领先

36、的、主流的三维CAD解决方案。SolidWorks 能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。（1）装配设计 在SolidWorks 中，当生成新零件时，你可以直接参考其他零件并保持这种参考关系。在装配的环境里，可以方便地设计和修改零部件。SolidWorks 用捕捉配合的智能化装配技术，来加快装配体的总体装配。智能化装配技术能够自动地捕捉并定义装配关系。SolidWorks 可以动态地查看装配体的所有运动，并且可以对运动的零部件进行动态的干涉检查和间隙检测。 （2）工程图SolidWorks 提供了生成完整的、车间认可的详细工程图的工具。工程图是全相关的，当你修改图纸时，

37、三维模型、各个视图、装配体都会自动更新。 从三维模型中自动产生工程图，包括视图、尺寸和标注。 增强了的详图操作和剖视图，包括生成剖中剖视图、部件的图层支持、熟悉的二维草图功能、以及详图中的属性管理员。 用交替位置显示视图能够方便地显示零部件的不同的位置，以便了解运动的顺序。交替位置显示视图是专门为具有运动关系的装配体而设计的独特的工程图功能。5.2轴的三维视图5.3缸体的三维视图5.4柱塞的三维视图5.5 壳体的三维视图5.6斜盘泵配油盘的三维视图5.7 斜盘式轴向柱塞马达配油盘的三维装配图5.8储能器的三维装配图5.9端盖的三维视图5.10单向阀的三维视图5.11高速阀的三维视图5.12无级

38、变速器总装配的三维视图6、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，合理的选择液压泵与液压系统的能耗，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性都十分的重要。本文通过对直轴滑履式轴向柱塞泵的机构参数设计，主要结构尺寸的设计以及柱塞、滑履、缸体、斜盘等主要部件的运动学分析、强度校核。在油泵工作时，对柱塞和滑履进行运动规律分析；同时对柱塞泵进行了流量及流量脉动率分析。配流盘的静平衡计算和滑履的副静压平衡设计和计算。最后利用solidworks制图软件绘制零件图并进行干涉检验，无误后出图。轴向柱塞泵在发展中，基本结构保持了稳定。高速

39、高压以及良好的控制方法是其发展的方向。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）M.国防工业出版社.19892 曾祥荣叶文柄吴沛容编著.液压传动M.国防工业出版社.19803 何存兴主编.液压元件M.机械工业出版社.19824 张赤诚等编.液压传动M.地质出版社.19865 齐任贤主编.液压传动和液力传动M.冶金工业出版社.19816 上海煤矿机械研究所编.液压传动设计手册M.上海人民出版社.19767（日）市川常雄著.鸡西煤矿机器厂译.液压技术基本理论M.煤炭工业出版社.19758（美）HE梅里特著.陈燕庆译.液压控制系统M.科学出版社.19799 成大先主编.机械设计手册

40、M.化学工业出版社.200410 闻德生著.开路式柱塞泵M.航空工业出版社.199811 吉林工业大学等校编.工程机械液压与液力传动M.机械工业出版社.197812 马玉贵、马治武主编.新编液压件使用与维修技术大M.中国建材工业出版社.199813 孙恒，傅则绍主编第七版. 机械原理M. 北京高等教育出版社 200614 濮良贵，纪名刚主编第八版.机械设计M. 北京高等教育出版社. 200115 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编. 理论力学M.高等教育出版社.196116 刘鸿文主编.材料力学M.高等教育出版社.200417 Wu B S, CAI C Z. The hydraulic pump performance test system based on LabVIEW. Computer Society J, 2008, 42 (3): 187190.18 Huang, C.CASPAR based slipper performance prediction in axial piston pumps. Proceedings of 3rd FPNI-PHD symposium on Fluid Power. Terassa. Spain, 2004.229238. 时光荏苒，感谢教给我人生道理的老师。结语：