轴向柱塞泵设计

轴向柱塞泵设计
任务书
1．课题意义及目标
学生应通过本次毕业设计，综合运用所学过的基础理论知识，对轴向柱塞泵进行分类分析，对柱塞的结构型式﹑滑靴结构型式﹑配油盘结构型式等进行分析设计，并受力分析与计算，确定缸体的材料选用及校核，对零部件建模，了解相关设计规范及设计思想等内容，为学生在毕业后从事相关工作打好基础。

2．主要内容
（1）了解机械产品的设计方法。

（2）完成柱塞泵的设计。

（3）完成相应的工程图。

（4）撰写毕业论文。

结构完整，层次分明，语言顺畅；避免错别字和错误标点符号；格式符合机械工程系学位论文格式的统一要求。

3．主要参考资料
[1]潘骏，段福斌，杨文华，吴立军.机械设计基础[M].南京大学出版社，2007.05.
[2]何存兴.液压元件[M].机械工业出版社,1982.
[3]闻德生.开路式柱塞泵[M].航空工业出版社,1998.
4．进度安排
审核人：年月
轴向柱塞泵设计
摘要：近年来，轴向柱塞泵由于结构紧凑，单位功率体积小，工作压力高，工艺性好，成本低，寿命长，维修方便等优点，应用日益广泛。

它是液压系统中的主要部件，因柱塞与缸体轴线平行或接近于平行而得名。

轴向柱塞泵靠柱塞在缸体孔内的往复运动改变柱塞腔内的容积来实现吸液和压液的。

此次设计主要是对轴向柱塞泵进行分类分析，对其柱塞的结构型式﹑滑靴的结构型式﹑配油盘的结构型式等进行分析设计，并作受力分析与计算，确定缸体的材料选用以及对其进行校核，压盘和斜盘主要尺寸也有设计，也对变量机构进行了简单分析。

最后根据设计内容及参考资料绘制零件图及装配图，并对主要零部件建模，以求达到仿真效果。

关键词：轴向柱塞泵，柱塞，滑靴，配流盘，缸体
The Design Of Axial Piston Pump
Abstract：In recent years, the axial piston pump is increasingly widely used because of its compact structure, the small size of specific power, high working pressure, good manufactur ability, low cost, long life and convenient maintenance. It is the main part of the hydraulic system and named on the fact that the plunger piston is in parallel with the cylinder axis or approximatively. It achieves its function of absorption and pressure liquid by the reciprocating movement of plunger piston in the cylinder block hole. This design is aimed at the analyses about classification of axial piston pump and the design of structural style of plunger piston, slipping boots and oil distribution disc, including other task like force analysis and calculation, the material selection of cylinder block. Verification, the size design of platen and swash plate, a brief analysis of variable displacement mechanism, I complete the part drawing and assembling drawing according to the design content and reference material, establish the 3D modeling of main parts to realize the function of emulation.
Keywords: Axial piston pump, Plunger, Sliding boots, Port plate, Cylinder
目录
1绪论 (1)
1.1轴向柱塞泵简介 (1)
1.2轴向柱塞泵工作原理 (2)
1.3给定工作参数 (2)
2轴向柱塞泵主要零件设计 (3)
2.1柱塞结构设计与计算 (3)
2.1.1柱塞的结构型式 (3)
2.1.2柱塞的结构尺寸 (3)
2.2滑靴结构设计与计算 (6)
2.2.1滑靴的结构型式 (6)
2.2.2滑靴的结构尺寸 (7)
2.3配流盘设计与计算 (8)
2.3.1配流盘过渡区设计 (8)
2.3.2配流盘尺寸设计与计算 (8)
2.4缸体设计计算与校核 (9)
2.4.1缸体设计与计算 (9)
2.4.2缸体强度校核 (11)
3轴向柱塞泵主要零件受力分析 (13)
3.1柱塞受力分析 (13)
3.1.1作用在柱塞上的力 (13)
3.1.2求解F1、F2、F N (14)
3.2滑靴受力分析 (15)
3.3配流盘受力分析 (16)
3.3.1压紧力
F (16)
y
3.3.2分离力
F (17)
f
4其他零部件尺寸的确定 (20)
4.1压盘尺寸的确定 (20)
4.2斜盘尺寸的确定 (20)
5柱塞泵变量机构的设计 (21)
5.1变量机构的种类 (21)
5.2变量机构的选择 (21)
6结论 (25)
参考文献 (26)
致谢 (27)
附录 (28)
1绪论
1.1轴向柱塞泵简介
轴向柱塞泵是柱塞的往复运动方向平行或接近平行于缸体轴线的柱塞泵，并因此而得名。

它是这样工作的：滑靴紧贴着斜盘，随着缸体转动，斜盘倾角随之改变，从而滑靴带动柱塞在刚体内伸缩运动，当斜盘拉滑靴和柱塞运动时，柱塞吸油，当压滑靴与柱塞时，柱塞排油。

轴向柱塞泵的工作其实很简单，但前提是在设计过程中要设计合理，使之正常工作的前提下。

它可以有很长的寿命，由于它运转平稳；零件较少，所以结构紧凑，重量轻；可以很好地胜任高压力工作；由于有变量机构，可以实现无极变量。

但是使用要求严格，维修不方便，造成价格昂贵，对工作环境要求也比较高。

柱塞泵用柱塞和缸体作为主要工作构件。

当柱塞在缸体孔中运动时，柱塞与缸体孔会组成密闭容腔，由于内外压差导致容积发生变化，完成吸油和排油。

柱塞泵有多种分类方式。

（一）按照柱塞在缸体孔中的排列方式不同，可以分为径向柱塞泵和轴向柱塞泵两大类。

因径向柱塞泵的转速和工作压力的提高在一定程度上受到了很大限制，在许多场合已被轴向柱塞泵逐渐替代。

（二）按照配流方式有阀式配流和盘式配流之分。

阀式轴向柱塞泵因为存在滞后的吸排油阀现象，泵轴的转速得到限制，不宜过高。

所以，主要用于少数定量泵，而变量型液压泵主要是盘式配流的轴向柱塞泵。

（1）盘式轴向柱塞泵又可按其结构特点分类，有斜盘式和斜轴式之分。

斜轴式轴向柱塞泵零件较多，结构比较复杂，因而成本相对有些高；因安装有大容量止推轴承，则不能在高压工作条件持续运转。

斜盘式轴向柱塞泵零件较少，结构比较紧凑，因而体积小，成本低；又因为斜盘式柱塞泵多采用静压支承等原因，导致该型泵发展迅速。

（2）斜盘式泵又有点接触型和带滑靴型之分，还有半轴型和通轴型之分。

点接触型轴向柱塞泵的柱塞头部与斜盘以点接触，易磨损破坏，在高压和大流量的场合不能使用。

带滑靴的轴向柱塞泵额定压力可以相对高一些，但是，缸体外大轴承又限制了转速不能过高，使其流量的提高较难实现，而且结构比较复杂。

通轴型轴向柱塞泵两支点较远，为了避免受力变形，把轴需要加工的粗一些。

现在通轴型的柱塞泵不多，还有待好好发展。

1.2轴向柱塞泵工作原理
图1.1为轴向柱塞泵的工作原理。

图1.1轴向柱塞泵工作原理图
缸体4内安装有柱塞3，并且均匀分布在柱塞孔内，并且在其头部安装滑靴2，滑靴底部始终贴着斜盘1的表面运动。

当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘中心线与缸体中心线有一倾斜角，使柱塞产生直线往复运动。

在吸压油通道和缸体配流端面间安装了配流盘5，目的是可以使柱塞的运动和吸压油路的切换配合准确。

配流盘上还开有两个腰形配流窗口，其正面和缸体配流端面紧密配合并相对滑动，背面则和泵的吸压油路相通。

从图中可看出，若缸体按图示方向旋转，在0o～180o范围内，柱塞从0o位置开始伸出，使得柱塞腔的密闭容积不断增大，油液经过配流盘5的腰型孔进入柱塞腔内，完成吸油；而在180o～360o这一侧，柱塞在斜盘的约束下开始缩回腔内，柱塞腔容积不断减小，油液受压经配流盘5的另一腰型孔排出，这就是压油动作。

每一个柱塞在随缸体转动一周时，吸油和压油各一次。

当改变斜盘倾角时，柱塞泵的排量随之改变。

1.3给定工作参数
额定工作压力32MPa
额定流量100L/min
额定转速1500r/min
2轴向柱塞泵主要零件设计
2.1柱塞结构设计与计算
2.1.1柱塞的结构型式
本设计采用带滑靴的柱塞，如图2.1所示。

图2.1柱塞的结构型式
滑靴绕柱塞头中心摆动，与斜盘以面接触，可使接触应力较小，在高压下工作。

柱塞及滑靴中心孔可使高压油液通过，沿滑靴平面漏油，达到润滑作用，以减小摩擦与磨损，提高寿命。

2.1.2柱塞的结构尺寸
柱塞结构尺寸如图2.2所示。

（1）柱塞直径d与柱塞分布圆半径R
二者与柱塞数Z是相互关联的，且柱塞数Z与流量不均匀系数Qδ有关，见表2.1。

表2.1流量不均匀系数Q
δ与柱塞数Z的关系
Z567891011
(%)
Q
δ 4.98 2.53 1.53 1.02
13.9 7.8 5.0
由表可知，偶数柱塞的Q δ远大于奇数柱塞的Q δ,所以采用奇数柱塞，取Z=7。

排量)/(2.7095.0150010010001000r ml n Q q v =⨯⨯==η (式2.1) 式中：Q --额定流量(L/min)；
n --额定转速(r/min)；
v η--容积效率，一般取v η=0.85～0.98，此处取v η=0.95。

在缸体上，各柱塞直径所占弧长约为分布圆周长的%75，即
75.02=R Zd π。

又由排量公式απtan 22
ZR d q =可得：
)(34)(4.320tan 125.12.707tan 125.13
0333mm cm Zq R ==⨯==παπ （式2.2） )(23)(3.220tan 4.372.702tan 20mm cm ZR q d ==⨯⨯⨯==π
απ,取近似标准d=22mm 。

（式2.3）
式中：α--斜盘最大倾角，通常00max 20~15=α。

图2.2 柱塞结构尺寸
（2）柱塞名义长度L
因为有较大的径向力F T 作用于柱塞球头中心，为了柱塞不被卡住并能保持足够的密封长度，需保证柱塞的最小留孔长度1l 。

根据经验公式，
当工作压力d P MPA 30≥时，d l )5.2~2(1=，此处取)(4421mm d l ==
d L )2.4~2.3(=，此处取)(884mm d L ==
（3）柱塞球头直径h d
柱塞球头直径应略小于柱塞直径，一般取d d h )8.0~7.0(=。

此处取
为了能在排油结束时柱塞圆柱面完全进入到柱塞腔，柱塞球头中心与圆柱面保持
柱塞相对于缸体的最大运动速度m ax v ，应在摩擦副材料允许的范围内，有
][)/(9.120tan 260
150034tan max v s m Rw v ≤=⨯⨯⨯== πα （式2.6） 柱塞-缸体孔摩擦副的最大比功为
][)/(579.130max max pv s m Mpa v p ≤⋅=⨯= （式2.7） 上述三式中的[p]、[v]、[pv]值，均根据摩擦副材料而定。

见表2.2所示。

表2.2 材料性能
材料牌号 许用比压[p ]
Mpa
许用速度[v ] m/s 许用比功[pv ] Mpa·m/s ZQAL9-4
30 8 60 ZQSn10-1
15 3 20 球墨铸铁 10 5 18 当选用ZQAL9-4时，符合条件。

2.2 滑靴结构设计与计算
2.2.1 滑靴的结构型式
图2.3 滑靴结构
图2.3为滑靴结构图。

此滑靴结构很简单，静压油池比较大，只有封油带而没有辅助支承面，是常用的一种形式。

2.2.2 滑靴的结构尺寸
滑靴结构尺寸如图2.4所示。

图2.4 滑靴结构尺寸
（1）包球直径3d
通常比柱塞直径略小，可使滑靴颈部部分进入缸孔，缩短轴向尺寸。

取mm d 203=。

（2）滑靴外径D 2
)(297.07
sin
342-sin
2mm s Z
D D =-⨯⨯==π
π
（式2.8）
一般s=0.2～1，此处取0.7。

（3）油池直径D 1 初步计算，可设定
1~6.02
1
=D D ，此处取0.8。

)(238.021mm D D ==
取内密封带1b =)(411
mm d = 外密封带2b =
)(411
2
mm d = (4)配流盘吸油和压油腰形槽之间的过度区间隔角θ应等于或略大于缸体端面小腰形配流窗口夹角0θ。

αθ2
3
0≥，取0θ=30°。

又因为0θθ≥，所以取θ=40°。

综上可知：R 0=32mm ，R 1=22mm,R 2=26mm ，R 3=38mm ，R 4=42mm 。

图2.5 配流盘结构尺寸
2.4 缸体设计计算与校核
2.4.1 缸体设计与计算
（1）缸体高度H
=H 1l +m ax s +43l l +)(851152544mm =+++= （式2.9） 式中：1l --柱塞最短留孔长度；
m ax s --柱塞最大行程，mm R s 2520tan 342tan 2max =⨯⨯== α；
3l --留有的退刀槽长度，尽量取短，取3l =5mm ；
4l --缸体厚度，一般d l )4.0~2.0(4=，此处取mm d l 115.04==。

图2.6 缸体结构尺寸
（2）缸体内外直径D 1、D 2与壁厚δ
为了保证在受力状态及温度变化条件下，各方向变形量相同，应使各处壁厚相同。

壁厚尺寸由结构尺寸确定，先取δ=6mm ，然后进行强度和刚度验算。

缸体强度可按厚壁筒验算
][)2()2()2(2222
σδδσ≤-++=d d d
P b （式2.10） 式中：d —筒外径[cm]；
δ--相邻柱塞壁厚[cm]；
b P --工作油压[N/cm 2]；
[σ]—缸体材料许用应力，ZQAL9-4:[σ] =600～800(N/cm 2)，
40Cr :[σ]=2200(N/cm 2)。

)/(1101)2
2.2()6.022.2()6.022
.2(
23202222cm N =-++⨯⨯=σ 当σ=6mm 时，缸体材料选用40Cr 时，][σσ<，故符合要求。

缸体内径)(3462226821mm d D D =⨯--=--=δ （式2.11） 缸体外径)(10262226822mm d D D =⨯++=++=δ （式2.12） （3）通油孔分布圆半径R’和面积a F 如图2.7所示，为缸体分布圆及通油孔面积。

图2.7 缸体分布圆及通油孔面积
为了减小油液流动损失，通常R’与R 0相等，即R’=R 0=32mm 。

通油孔面积)(21611215.01122215.0222
mm b b l F a a a a =⨯-⨯=-= （式2.13）
式中：a l --通油孔长度，mm d l a 22=≈；
a b --通油孔宽度，mm d b a 115.0=≈。

2.4.2 缸体强度校核
设：
1δ--柱塞孔与缸体外圆之间最小壁厚；2δ--柱塞孔与缸体内圆之间最小壁厚；3δ--柱塞孔与柱塞孔之间最小壁厚。

计算时取三者最小，令其为min δ。

mm 621min ===δδδ。

厚壁筒外径)(3462222min mm d D =⨯+=+=δ （式2.14） 在压力P 作用下，筒内壁任一点最大切向拉应力
)(78132022
342234)(2
22
222221max
bar P d D d D q =⨯-+=-+==σσ （式2.15）
最大径向压应力)(3203bar P jn -=-==σσ 当缸体采用塑性材料时，用第四强度理论计算
][)(98132022
342234332
24
4max 2
24
4σσ<=⨯-+⨯=-+=
bar p d D d D （式2.16） 对钢)(1000][bar =σ
缸体的径向变形量][)(105)32025.0781(101.222.2)(24
6
max 1d cm p E d d ∆≤⨯=⨯+⨯⨯⨯=+=∆μσ （式2.17） 式中：E --材料的弹性模数，钢的)(101.26bar E ⨯=；
μ--泊桑系数，钢μ=0.23～0.3，此处取0.25；
][d ∆--允许径向变形量，][d ∆)(10)7~5(4cm ⨯≈。

3 轴向柱塞泵主要零件受力分析
3.1 柱塞受力分析
3.1.1 作用在柱塞上的力
图3.1 柱塞受力分析图
（1）作用在柱塞底部的轴向液压力b F
)(1216432224
4
22N P d F d b =⨯⨯=
=
π
π
（式3.1） （2）斜盘反力F N
可分解为轴向力F 及径向力F T 。

αcos N F F = （式3.2） αsin N T F F = （式3.3）
（3）柱塞与缸孔之间的接触力F 1和F 2
由接触应力p 1和p 2产生的合力，p 1和p 2可以近似看成是连续的呈直线分布的应力。

（4）由F 1、F 2引起的摩擦力f F
f F F F f )(21+= （式3.4）
式中：f --摩擦因数，取f =0.11。

3.1.2 求解F 1、F 2、F N
0=∑y F 0sin 21=+-F F F N α （式3.5）
0=∑Z F 0cos 21=---b N F fF fF F α （式3.6） 0=∑O M 02
2)3()3(21222001=+----+
-d
fF d fF l l F l l l l F （式3.7） 根据力分布三角形相似原理可得出：
2
22
2021)(l l l F F -= （式3.8） 将（式3.8）代入（式3.7）求解2l ，得：
)(1866123460
2
002mm l fd l fdl l l l l =----= （式3.9）
将（式3.8）代入（式3.5）可得：
2
2
2202
201)()(sin l l l l l F F N ---=α （式3.10） 2
2
22022
2)(sin l l l l F F N --=α （式3.11） 将（式3.10）和（式3.11）代入（式3.6）可得：
)(14655)()(sin cos 1
22
220222
20N l
l l l l l f F F b
N =--+--=α
α
（式3.12）
将（式3.12）代入（式3.10）和（式3.11），得：
N F 96261= N F 46142=
又可得N F f 1566=。

3.2 滑靴受力分析
图3.2 滑靴受力分析图
（1）分离力f F
由半径为R 1的中间油室的分离力1f F 和密封带下的分离力2f F 共同形成。

r R R r f f f rd F F R F F F ππ22
1
12
1
21⎰+=+= （式3.13）
式中：R 1、R 2--密封带内、外半径；
r —密封带宽度上的某一半径； P —在半径r 处的压力。

根据流体力学知识，若假设为层流，那么环形平行平板间隙中离心流动的流量为
)
ln(
6)
(1
2
213R R F F q μπδ-=
（式3.14）
式中：μ--油液的动力粘度。

若滑靴外部R 2处压力为零，根据流动的连续性原理，（式3.14）对任一半径r 都成立，即 )
ln(
62
1
3r R F q μπδ=
（式3.15）
由以上两式可得出： )ln()
ln(1
221R R r R F F r = （式3.16） 由此式可知，在密封区域的压力根据对数规律分布，且具有固定的效果，油膜厚度δ的大小不能对其产生影响。

将（式3.16）代入（式3.13），经积分运算得出：
)(101.59626)
5
.115.14ln(2)
5.115.14()
ln(2)
(62211
2
2122N F R R R R F f ⨯=⨯-=
-=
ππ （式3.17）
(2)压紧力y F
主要由柱塞底部液压力b F 引起的。

)(1294520cos 12164
cos N F F b y === α
（式3.18）
3.3 配流盘受力分析
3.3.1 压紧力y F
柱塞处于排油区时，缸体受到柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶面上而产生的轴向作用力，并作用到配油盘上。

对于奇数柱塞泵，当有)1(2
1
+Z 个柱塞处于排油区时，
)(184957121644
2.22174212
21N F d Z F b y =⨯⨯⨯+=⨯+=ππ （式3.19）
当有)1(21
-Z 个柱塞处于排油区时，
)(138718121644
2.2217421222
N F d Z F b y =⨯⨯⨯-=⨯-=ππ （式3.20）
平均压紧力 )(161838)138718184957(21
)(2121N F F F y y y =+=+=
（式3.21）
3.3.2 分离力f F
由外封油带分离力1f F 、内封油带分离力2f F 、排油窗高压油对缸体的分离力3
f F 三部分组成。

随着缸体的旋转，柱塞泵中参加排油的柱塞数量和位置在每一瞬时都不同。

封油带的包角处于变化之中，实际包角比配油盘油窗包角0ϕ有所增大。

如图3.3所示。

图3.3 封油带实际包角变化
当有)1(21
+Z 个柱塞排油时，封油带实际包角
7
87272)17(21)1(2101π
ππααϕ=
+⨯-=+-=Z （式3.22） 当有)1(21
-Z 个柱塞排油时，封油带实际包角
767272)37(21)3(2102πππααϕ=+⨯-=+-=Z （式3.23）
平均有
2Z
个柱塞排油时，平均包角 ππ
πϕϕϕ=+=+=)7
678(21)(2121P
（式3.24） 式中：α--柱塞间距角，Z
π
α2=；
0α--柱塞腔通油孔包角，取7
20π
α=
（1）外分离带分离力1f F
外封油带上的泄漏流量是源流流动。

对任意半径上的压力从43R R →积分，并用
p ϕ代替2π，可得：
)(0.32
ln
4)
(2
33
4
23241N F R F R R R R F b p b p f =-
-=
ϕϕ （式3.25）
（2）内分离带分离力2f F
)(8.12
ln
4)
(2
21
2
22212N F R F R R R R F b p b p f =+
-=
ϕϕ （式3.26）
(3)排油窗分离力3f F
)(7.14121642
10)2638(2
)
(6
2222233N F R R F b p f =⨯⨯-⨯=
-=
-πϕ （式3.27）
(4)配流盘总分离力f F
)(5.19321N F F F F f f f f =++= （式3.28）
(5)验算比压p 、比功pv
为了尽可能降低配油盘的接触应力，使缸体与配油盘之间为液体摩擦，则配油盘应有足够的支承面积。

因此设置了辅助支承面，见图2.3。

辅助支承面上开有起卸荷作用的通油槽，其宽度为B 。

配油盘的总支承面积 )2.8043.1005640()448490110(4
)()(4222232121242526++--+-⨯=++--+-=π
πF F F D D D D F
=4713（mm 2） （式3.29） 式中：F 1—辅助支撑面通油槽面积，mm R R KB F 640)4555(88)(561=-⨯⨯=-=（K —
通油槽个数，取K=8mm ；B —通油槽宽度，取B=8mm ）；
F 2、F 3—吸、排油窗口面积，22223.1005)2638(125mm F =-⨯=π
22232.804)2638(62mm F =-⨯=π
配油盘比压： ][)(272)
(2156p pa d
l R R KB F
p p p t
y ≤=-=
+∆= （式3.30）
式中：[p]=300pa 。

配流盘比功 ][46.069.127.0pv Mpa pv pv p ≤=⨯== （式3.31）
式中：p v --平均切线速度，s m D D Z v p /69.1)11044(2
7)(261=+⨯=+=π
π；
[pv]=0.6Mpa 。

4 其他零部件尺寸的确定
4.1 压盘尺寸的确定
滑靴中心在斜盘上的运动轨迹为椭圆，长轴
m ax
cos αR ，短轴R (活塞分布半径)。

因此压盘滑靴孔的分布半径 )(35)cos 11(2max mm R R m =+=
α （式4.1） 盘孔直径)(23)120cos 1
(
345.0220)1cos 1
(
2max
13mm R d d p =-⨯+⨯+=-+∆+=
α
（式4.2）
式中：m ax α--斜盘最大倾角；
1∆--盘孔与3d 的最小间隙，取mm 5.01=∆。

压盘最大外径)(103122920
cos 34
22cos 242max mm D R D P =⨯++⨯=∆++=
α （式4.3）
4.2 斜盘尺寸的确定
斜盘的最大外径)(1050.222920cos 34
22cos 22max mm D R D =⨯++⨯=++=
δα（式4.4）
式中：δ--余量，)(2.0~15.0cm =δ，此处取0.2cm 。

5柱塞泵变量机构的设计
5.1变量机构的种类
变量机构的名称和类型繁多。

从泵的功能上来分，有限压式、恒功率式、恒流量式、恒压式、双向（单向）伺服变量式等；从控制信号或力的发生形式不同来分，有手动式、压力补偿式等。

轴向柱塞泵中推动变量机构动作的动力源及控制方式是多种多样的，但大体上可以分成两类：一类是通过外部力量或外部变量的信号机制来进行直接调节或控制；另一类是用泵本身的流量、压力、功率等工作参数作为信号，通过对泵的排量控制的变化，实现对其流量、压力、功率的反馈控制，进行自动调整。

5.2变量机构的选择
（1）手动变量机构
这种变量机构结构简单，但操纵不轻便，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5.1所示。

图5.1手动变量机构原理及特征
图中显示了我们可以实现手动变量机构双向变量。

流量Q的大小和方向是变量机构行程y的正比机制。

（2）手动伺服变量机构
为了克服人工变量的不足，使用机器液压伺服机构来放大控制力量，并且使斜盘的倾角跟随控制阀杆运动，从而实现流量调整的目的。

图5.2中，（a）为手动变量机构原理图，（b）为其变量特性图。

图5.2手动伺服变量机构原理及变量特性
图示伺服变量机构由差动变量缸和双边控制阀组成。

当控制阀C移动到左端时，油路1和油路2连通，A﹑B两个变量缸两腔均为泵出口压力。

因为B腔的面积大于A腔，所以B腔的流体压力大于A腔，使活塞移动到右侧，促进斜盘倾角减小，泵的输出流量随之减少。

与此同时，阀套也逐渐接近正确的油路l和油路2，并关闭它们，斜盘在新的位置上重新稳定。

相反的，当控制阀向右移动时，油路2和油路3连通，活塞向左移动，使斜盘倾角增大，泵的输出流量也增大。

同理，由于反馈控制阀阀组移动，斜盘在新的位置上重新稳定。

这种利用机械位置反馈的伺服变量机构，在工作中不仅实现了力的放大，而且通过位置反馈，能精确的控制排量的变化。

变量信号的输入可以是手动，也可以是电动或液动，可用于远程无极变量控制。

这种变量方式已广泛应用于频繁变速的工程机械、行走车辆和机床等许多液压系统中。

（3）恒功率变量机构
又被称为压力补偿变量机构，这种变量机构是根据泵出口压力调节泵的输出流量，使输出流量与压力的乘积近似保持不变，因而使原动机输出功率基本不变。

对于这种变量机构，泵的压力-流量特性是可以调节的。

图5.3所示为这种恒功率变量泵的压力-流量特性曲线。

图5.3恒功率变量机构的压力-流量特性曲线
恒功率变量机构仍然由双边控制阀和差动变量缸组成，工作原理类似于手动伺服变量机构。

不像手动伺服变量机构:控制阀的C端通过弹簧预压力的设定，D端控制油路连接到泵的出口管，利用弹簧力与液体压力平衡的关系，控制变量活塞，从而改变斜盘倾角。

（4）恒流量变量机构
这种变量形式是使泵在其转速和容积效率发生变化时，保持其输出流量不变，以满足液压设备执行机构速度恒定的要求。

变量机构原理及变量特性如图5.4所示。

图中恒流量变量机构由差动变量缸和带有节流阀的双边控制阀(恒流量阀)组成。

控制阀C端预压弹簧调定后，由于节流阀两侧的压力差，在控制阀阀芯上产生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中间位置，斜盘倾角在某一角度是固定的，泵的输出流量为调定值。

当泵的流量受干扰偏离了调定值时，例如大于调定值后，由于节流器面积不变，所以节流器两端压力差p
增大，弹簧力推动控制阀左移，带动活塞左移，斜盘倾角减小，流量减少，直至恢复到调定值。

此时，弹簧力与阀芯上的液压力被重新平衡，
然后有处于中位的阀芯，倾角稳定的斜盘，输出流量为恒定值的泵。

反之，当泵的流量受干扰而小于调定值后，节流器两端压力差p
减小，弹簧力推动控制阀阀芯右移，带动活塞右移，推动斜盘倾角增大，流量也随之增加，但仍保持为一恒定值。

也就是恒流量变量机构在克服了外部干扰后，又使流量恢复到了调定值。

图5.4恒流量变量机构原理及特征
恒流量变量泵可用于要求液压执行元件速度恒定的设备中，如船舶、车辆、运输机械等的液压系统中。

但是这种泵的流量控制的精度不高，误差在3%～5%，这就限制了它的推广应用。

经过仔细研究比较以上几种变量机构，在本次设计中我决定选用手动伺服变量机构。

6结论
本设计是轴向柱塞泵。

首先介绍了柱塞泵的分类和工作原理，以及轴向柱塞泵的特点。

然后对主要零部件：柱塞、滑靴、配流盘、缸体的结构形式进行了分析、设计与计算，还对缸体进行了校核。

通过校核，发现设计中存在一些问题，设计结果不符合允许值或额定值，经过几次修改后达到要求。

其次对这些零部件进行了受力分析与计算，在此期间遇到的问题比较多，总是分析不全面，虽然查了好多资料，也请教过好多同学，还是做不好，可能还存在一些不懂的问题。

最后查阅书籍，对变量机构进行了分析选择。

设计中也涉及到了画图问题，本设计画了主要零部件的零件图，还有一张总体装配图。

在这次设计中，对CAD的使用熟练程度有所提高。

最后附录中有零部件的模型。

在本次设计中还存在很多缺陷，有待进一步完善，望各位领导和老师提出宝贵意见，批评指正，为使以后不再犯同样的错误，不断进步。

最后希望本次毕业设计顺利通过。

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致谢
本次课题研究是在许鑫老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。

首先需要感谢一下我们的指导老师许鑫老师，他对于我们毕业设计的指导令我们感到由衷的敬佩和欣慰。

在整个毕业设计的完成过程中，我们无论遇到什么不懂的或者不能自己解决的问题，只要去找他，不管他是否在忙手中的事，还是处于休息时间，他都会耐心的给我们解释，从来没有因为我们一次一次的追问而表现出一点的不耐烦，总是认真的运用他的工作经验和丰富的知识给我们讲解我们不懂的东西。

许老师以他丰富的专业知识，认真的工作态度，慈祥平和的人格深深的折服了我们，在这里，再次真心地跟老师说一句：老师，我十分感谢您的悉心指导！您辛苦了！
其次是在设计过程中给予我帮助的其他一些任课老师，这些老师虽不是我的指导老师，但也教过我们一些课程，当我遇到一些解决不了的问题时，只要去向老师请教，他们都会耐心的给我讲解，还会给我一些做毕业设计的经验，指导我尽量做到最好。

还有需要感谢的就是我同组的同学们，他们虽然在毕业设计专业知识方面给不了我太多的帮助，但是他们会跟我分享一些宝贵的资料，提醒我还有哪些工作需要做。

毕业设计就要结束了，在这里我祝愿他们，祝愿我这些可爱的同学们在以后的生活中、工作中一切顺利！还有我的舍友们，她们也给了我很大的帮助。

每天督促我早早起床，起来做毕业设计，在忙的时候帮我带饭，节省我宝贵的时间，在编写说明书时给我的帮助最大，有好多不会的东西，在她们的帮助下顺利完成。

谢谢我亲爱的舍友们，永远记得你们！
也感谢我的家人，感谢他们对我的支持与理解，让我塌心的在学校完成我的毕业设计。

没有催我找工作，反而一直鼓励我，给我建议，是我最强大的后盾。

最后，我要向百忙之中抽时间对本文进行审阅，评议和参与本人论文答辩的各位老师表示感谢。

感谢你们的审阅，让我肯定了自己大学四年的成果，也感谢你们在答辩期间给的所有建议，这将会对我以后的工作有莫大的帮助，感谢你们！。