恒壓變量泵設(shè)計與性能分析

1、燕山大學(xué)課 程 設(shè) 計 說 明 書（機電一體化課程設(shè)計）項目名稱： 25ml/r恒壓變量泵設(shè)計及控制特性仿真分析 姓 名： 閆桂山、張 帥、宋旭通、孫永海指導(dǎo)教師： 權(quán) 凌 霄 職 稱： 講 師 2012-11-171 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書燕山大學(xué)課程設(shè)計（論文）任務(wù)書院（系）：機械工程學(xué)院 基層教學(xué)單位： 機電控制系 項目名稱25ml/r恒壓變量泵設(shè)計及控制特性仿真分析指導(dǎo)教師姓名權(quán)凌霄小組成員分工閆桂山：了解掌握各種恒壓變量泵的工作原理和控制策略張帥：液壓泵外殼三維建模宋旭通：液壓泵仿真分析孫永海：說明書的編寫項目考察知識點1.在理解反饋控制原理的基礎(chǔ)上，初步了解液壓

2、泵特別是變量軸向柱塞泵的變量形式和工作原理2.SOLIDWORKS的簡單應(yīng)用泵殼三維建模。3.Amesim的基本建模與仿真設(shè)計。項目設(shè)計參數(shù)25ml/r，恒壓軸向柱塞泵，斜盤式項目實施內(nèi)容1.設(shè)計恒壓變量泵主體結(jié)構(gòu)及變量機構(gòu)（機-液反饋）。2.通過理論建模（機-液反饋傳函）和仿真分析，給出25ml/r恒壓變量泵變量機構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)。3.繪制25ml/r恒壓變量泵三維零件模型、裝配模型及相應(yīng)的二維工程圖。項目結(jié)題須提交材料1. 設(shè)計計算說明書2. 變量機構(gòu)工作原理圖A43. 泵的三維裝配模型及二維工程圖1*A1、8A24. 仿真分析報告、匯報PPT項目實施時間節(jié)點要求第一周：設(shè)計恒壓變量

3、泵主體結(jié)構(gòu)及變量機構(gòu)（機-液反饋）。第二周：通過理論建模（機-液反饋傳函）和仿真分析，給出25ml/r恒壓變量泵變量機構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作參數(shù)。第三周：完成二維和三維圖的繪制第四周：完成泵殼體模態(tài)分析，準(zhǔn)備匯報。 第 74 頁 共 74 頁小組分工及貢獻姓 名課題組分工閆桂山各種恒壓變量泵的工作原理和控制策略的了解及其原理圖繪制，恒壓變量泵的設(shè)計計算，恒壓變量AMESim仿真，Matlab仿真，恒壓變量泵的測繪，word排版制作，PPT制作宋旭通恒壓變量泵的原理分析，恒壓變量泵AMESim仿真、恒壓變量泵的原理分析，恒壓變量泵的測繪，solid works三維爆炸視圖的生成，word排版制作，P

4、PT制作張帥恒壓變量泵的測繪，三維建模，二維圖繪制，相關(guān)資料查詢孫永海恒壓變量泵的測繪，三維建模，二維圖繪制，相關(guān)資料查詢摘 要恒壓變量泵是一種高效、節(jié)能、大功率的液壓動力源，這種恒壓能源與定量泵溢流閥恒壓能源相比較具有效率高、節(jié)約能源，系統(tǒng)的發(fā)熱量少從而可靠性提高等一系列優(yōu)點。它廣泛應(yīng)用于工程機械、機床工業(yè)、航空航天工業(yè)等液壓系統(tǒng)領(lǐng)域。本次課設(shè)以恒壓變量泵設(shè)計及控制特性仿真分析為主要目的，通過國內(nèi)外研究現(xiàn)狀調(diào)研，原理結(jié)構(gòu)分析、數(shù)學(xué)建模，對恒壓變量泵有了直觀的認識。最后對25ml/r恒壓變量泵主體結(jié)構(gòu)及變量機構(gòu)進行了設(shè)計及受力校核，并應(yīng)用AMESim、MATLAB、SolidWorks等軟件進

5、行了三維建模和仿真分析。關(guān)鍵詞恒壓變量泵 三維建模 仿真分析 數(shù)學(xué)建模 變量機構(gòu)目 錄小組分工及貢獻3摘 要4第1章 緒論81.1 恒壓變量泵發(fā)展的背景81.2 恒壓變量泵的國內(nèi)研究現(xiàn)狀81.3 恒壓變量泵的國外研究現(xiàn)狀8第2章 恒壓變量泵概況92.1 恒壓變量泵簡介92.2 恒壓變量泵的改進和發(fā)展102.2.1 第一代PCY141B恒壓變量泵102.2.2 第二代PCY141B恒壓變量泵112.2.3 第三代恒壓變量泵(QPCY141 BK)132.2.4 國外恒壓變量泵142.2.5我國QBP系列恒壓泵15第3章 恒壓變量泵原理分析173.1 恒壓變量泵的工作原理173.2 恒壓變量泵數(shù)學(xué)

6、建模183.2.1靜態(tài)特征方程183.2.2動態(tài)數(shù)學(xué)模型19第4章 恒壓變量泵主體及變量機構(gòu)設(shè)計及分析234.1 軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)234.1.1 軸向柱塞泵工作原理234.1.2 軸向柱塞泵主要性能參數(shù)244.1.2.1 排量流量與容積效率244.1.2.2扭矩與機械效率244.1.2.3功率與效率254.2 軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計264.2.1柱塞設(shè)計264.2.1.1柱塞結(jié)構(gòu)型式的選擇264.2.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計274.2.2滑靴設(shè)計304.2.2.1滑靴的結(jié)構(gòu)型式的選擇314.2.2.2滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計324.2.3配油盤設(shè)計334.2.3.1過渡區(qū)設(shè)計334.2.3

7、.2配油盤主要尺寸確定344.2.3.3驗算比壓p、比功pv354.2.4缸體設(shè)計364.2.4.1通油孔分布圓和面積374.2.4.2缸體內(nèi)外直徑的確定374.2.4.3缸體高度H394.2.5柱塞回程機構(gòu)設(shè)計394.3 軸向柱塞泵主要零件受力分析414.3.1柱塞受力分析414.3.2滑靴受力分析454.3.3配油盤受力分析47第5章 恒壓變量泵solidworks建模分析505.1 SolidWorks軟件及其特點分析505.2 恒壓變量泵的測繪515.2.1 恒壓變量泵測繪的意義515.2.2 恒壓變量泵測繪的過程525.3 恒壓變量泵的solid works建模54第6章 恒壓變量泵

8、仿真分析556.1 軟件AMESim介紹556.2 軟件AMESim 的建模方法566.3 恒壓變量泵建模分析57第7章 恒壓變量泵的matlab仿真分析647.1 MATLAB/SIMULINK的液壓系統(tǒng)仿真簡介647.2 恒壓變量泵的仿真建模647.2.1轉(zhuǎn)速對系統(tǒng)性能的影響677.2.2調(diào)壓彈簧剛度ks的影響68結(jié)論69心得70參考文獻72第1章 緒論1.1 恒壓變量泵發(fā)展的背景斜盤式軸向柱塞泵第一次應(yīng)用于實踐是在1906年，應(yīng)用于軍艦的炮塔上，距今已經(jīng)有100多年的歷史了；葉片泵自H.F.Vickers先生1925年發(fā)明以來也已經(jīng)有80多年的歷史了。但是恒壓變量泵的發(fā)明的歷史相比之下卻

9、要短得多。20世紀(jì)70年代初，世界上發(fā)生第一次石油危機。為了節(jié)省能源，恒壓變量泵應(yīng)運而生。1.2 恒壓變量泵的國內(nèi)研究現(xiàn)狀在國內(nèi)，70年代中期，我國引進德國的1700軋機上已經(jīng)大量應(yīng)用力士樂公司的A1系列恒壓變量泵。我國在1980年開始研制PCY恒壓變量泵，1982年研制成功63PCYl4-1B恒壓變量泵，并開始投放市場，滿足各行業(yè)的需要。多年以來，PCY恒壓變量泵得到不斷改進和發(fā)展。到目前為止，我國PCY恒壓變量泵的發(fā)展已經(jīng)經(jīng)過了3代的歷史。目前，我國的變量泵噪聲低，轉(zhuǎn)速高、自吸能力好、可靠性高、重量也比前兩代泵輕20%以上，而且隨著科技的不斷進步，恒壓變量泵業(yè)從以前的單一品種發(fā)展成為有多種

10、結(jié)構(gòu)和型號的適應(yīng)于不同場合的恒壓變量泵，并且漸漸的發(fā)展出了節(jié)能和環(huán)保的產(chǎn)品。我國第三代恒壓變量泵主要有雙級壓力變量泵、三級壓力變量泵、遠距離無級調(diào)整壓力的變量泵、負載傳感變量泵和電液比例恒壓變量泵等。1.3 恒壓變量泵的國外研究現(xiàn)狀國外一些液壓公司也有十分成熟的恒壓變量泵可供選用，例如力士樂、威格士、丹尼遜以及意大利的沙姆公司(SAM HYDRAIJK)等。另外，近來美國、日本、德國等國研究開發(fā)出的一種新型電液控制閥，它是通過脈沖寬度調(diào)制(PWM)信號(一般由計算機或PWM放大器產(chǎn)生)來控制閥的開啟和關(guān)閉時間，即通過控制調(diào)制頻率的大小來實現(xiàn)流量或壓力的比例控制。它的控制方式較伺服閥、比例閥簡單

11、得多，特別適合于計算機控制，是實現(xiàn)電液數(shù)字控制的最佳方式之一。它的顯著優(yōu)點還有對油液清潔度要求不苛刻、抗污能力強、響應(yīng)速度快、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、重復(fù)性好、壽命長以及價格便宜等，因此具有廣闊的應(yīng)用前景。第2章 恒壓變量泵概況2.1 恒壓變量泵簡介恒壓變量泵泵是通過調(diào)定調(diào)壓彈簧設(shè)定工作壓力、改變斜盤傾角實現(xiàn)變量的，變量系統(tǒng)的被控對象是斜盤組件，變量調(diào)節(jié)機構(gòu)屬于閥控缸式液壓動力機構(gòu)。其變量控制方式是利用泵的出口壓力作為反饋信號，與調(diào)壓彈簧調(diào)定值進行比較，然后再通過變量機構(gòu)的位置控制作用來調(diào)節(jié)泵的排量，使泵的壓力恒定。液壓泵的排量調(diào)節(jié)是進行變量控制的基礎(chǔ)和根本。系統(tǒng)的輸入是調(diào)壓彈簧的預(yù)緊力，輸出是泵

12、的實際壓力。恒壓泵一般用于這樣的液壓系統(tǒng)：開始階段要求低壓快速前進，而后轉(zhuǎn)為慢速靠近，最后停止不動并保壓，像油壓機就是這樣。這里，恒壓泵設(shè)定的壓力就是系統(tǒng)保壓所需要的壓力。這里，對“液壓系統(tǒng)壓力由負載決定，而由溢流閥加于限定”的基本原則應(yīng)該講是符合的。為了更好理解泵控系統(tǒng)，可以考慮修改為“系統(tǒng)壓力由負載決定，而由恒壓泵加于限定”。像壓機的例子，壓制件的反力可以很大，具體施加多少由恒壓泵調(diào)節(jié)。2.2 恒壓變量泵的改進和發(fā)展2.2.1 第一代PCY141B恒壓變量泵圖2-1 第一代POY14-1B恒壓變量泵結(jié)構(gòu)圖2-2 第一代PCY14-1B恒壓變量泵液壓原理圖和變量特性第一代PCY141B恒壓變

13、量泵設(shè)計有l(wèi)0、25、63、160、250 mLr五種規(guī)格，但實際投放市場的只有25和63mLr兩種規(guī)格。圖2-l為其結(jié)構(gòu)，圖2-2為其液壓原理圖。其結(jié)構(gòu)特點為：1)變量活塞倒裝，小頭在上面，大頭在下面。上腔常通高壓，內(nèi)裝定位彈簧。以保證恒壓閥不工作時，泵的排量最大，變量活塞下腔處于常卸荷狀態(tài)。2)恒壓閥裝在變量機構(gòu)下法蘭內(nèi)部。3)恒壓閥芯直徑為8mm，在閥芯外面裝有閥套。4)為保證泵恒壓變量時變量特性的穩(wěn)定性，在變量活塞下腔裝有一個常泄漏的阻尼器(見圖2的A點)。主要缺點如下:1)恒壓閥裝在下法蘭里面，通用性較差，特別對于小排量(例如10PCY泵)，下法蘭內(nèi)無法安裝恒壓閥。此外，恒壓閥調(diào)試也

14、不方便。2)恒壓閥制造工藝較復(fù)雜，制造成本較高，泵價格較貴。3)由于有常泄口，故能量損失大，特別在保壓系統(tǒng)中，系統(tǒng)容易發(fā)熱。4)恒壓閥閥芯直徑大，當(dāng)泵變量時，容易引起恒壓特性不穩(wěn)定，引發(fā)系統(tǒng)振蕩。2.2.2 第二代PCY141B恒壓變量泵第二代恒壓變量泵克服了第一代恒壓變量泵的缺點，但由于泵的安裝聯(lián)接尺寸未變，故泵的型號未變。圖2-3為第二代恒壓變量泵的結(jié)構(gòu)。圖2-4為其液壓原理圖。圖2-3 第二代PCY14-1B恒壓變量泵結(jié)構(gòu)圖2-4 第二代PCY14-1B恒壓變量泵液壓原理圖其結(jié)構(gòu)特點為1)變量活塞大頭在上，小頭在下，上、下腔同時通高壓，上腔內(nèi)裝有定位彈簧，以保證恒壓閥不工作時，泵的排量最

15、大。2)恒壓閥為一獨立部件，安裝在上法蘭上面。3)恒壓閥芯直徑為6mm，與國外泵的恒壓閥閥芯直徑一樣。4)當(dāng)恒壓閥開啟時，變量活塞上腔放油，變量活塞向上運動，泵的排量減小，實現(xiàn)恒壓變量。存在問題有：1)泵變量機構(gòu)和恒壓閥內(nèi)一些阻尼設(shè)計存在缺陷，恒壓特性容易產(chǎn)生不穩(wěn)定，特別是泵在小排量保壓時容易引發(fā)振蕩。2)缺少遠程調(diào)壓和其他變型的品種。2.2.3 第三代恒壓變量泵(QPCY141 BK)第三代恒壓變量泵是改型泵。在原PEY14-1B泵型號前加一個“Q”表示輕重量、輕噪聲；最后“B”改為“BK”，表示僅用于開式油路。圖2-5為QPCY14-1B 系列泵的的結(jié)構(gòu)，圖2-6為其液壓原理圖。圖2-5

16、第三代恒壓變量泵（Q*PCY14-1Bk）結(jié)構(gòu)其結(jié)構(gòu)特點如下：1)泵主體的結(jié)構(gòu)有重大改進，排量規(guī)格有10、16、25、32、40、63、80、100、125、160 mLr，主要優(yōu)點是噪聲低，轉(zhuǎn)速高、自吸能力好、可靠性高、重量比前兩代泵輕20 以上。2)變量活塞的布置與第二代恒壓變量泵相同，但恒壓閥旋轉(zhuǎn)180安裝。3)第三代恒壓變量泵的變量液壓原理(圖2-6)比前兩代泵有重大改進。其基本功能類似于溢流閥，即將恒壓閥2作為先導(dǎo)閥來控制變量活塞1(相當(dāng)于溢流閥的閥)的運動節(jié)流器3使變量活塞上下腔形成壓力主差，并向上腔補油。恒壓閥始終由泵的出1：3壓力單獨控制。只與泵的負載有關(guān)，不受其他干擾。因此該

17、泵的恒壓特性穩(wěn)定不會產(chǎn)生系統(tǒng)振蕩。圖2-6 Q*PCY14-1Bk恒壓變量泵液壓原理圖1-變量活塞 2-恒壓閥 3-節(jié)流器2.2.4 國外恒壓變量泵國外所有的恒壓泵原理都相同，如圖2-7所示，其中2為變量小缸，常通泵的出油口。裝有最大流量定位彈簧。使泵處于最大的輸出流量位置。當(dāng)泵的輸出壓力未達到恒壓閥設(shè)定壓力時，泵的輸出流量最大；當(dāng)泵的輸出壓力達到恒壓閥設(shè)定壓力時，恒壓閥開啟。變量大缸3進油，使泵的斜盤角減小，泵的輸出流量減小。圖2-8為恒壓變量泵特性。圖2-9為國外恒壓閥結(jié)構(gòu)。圖2-7 國外恒壓泵原理1-恒壓閥 2-變量小缸 3-變量大缸圖2-8 恒壓變量泵特性曲線圖2-9 國外恒壓閥結(jié)構(gòu)2

18、.2.5我國QBP系列恒壓泵我國QBP系列恒壓泵的液壓原理如圖2-10所示，其中2為變量小缸，常通泵的出油口，3為變量大缸，通過阻尼器4與泵的下缸相通，變量大缸3中裝有定位彈簧，保持斜盤角處于最大位置，泵的輸出流量最大；當(dāng)泵的輸出壓力達到恒壓閥設(shè)定的壓力時，恒壓閥開啟，變量大缸泄油，由于阻尼器的存在，使變量小缸2的壓力大于大缸3的壓力變量小缸2推動泵的斜盤角減小，泵的輸出流量減小。圖2-11所示的恒壓泵輸出特性。圖2-12為我國QB系列泵恒壓閥結(jié)構(gòu)。圖2-10 QBP系列恒壓泵的液壓原理圖2-11 恒壓泵輸出特性曲線圖2-12 我國QB系列泵恒壓閥結(jié)構(gòu)從圖2-10的原理可以看出：我國的QBP系

19、列恒壓變量泵的恒壓閥和變量機構(gòu)的原理與國外的恒壓閥和變量機構(gòu)的原理完全不同，我國的QBP型恒壓泵變量原理與先導(dǎo)型溢流閥的原理十分相似，可以很方便實現(xiàn)電磁閥卸荷和多點控制，具有許多優(yōu)點，并已經(jīng)獲得了中國專利局授予的專利權(quán)。第3章 恒壓變量泵原理分析3.1 恒壓變量泵的工作原理恒壓式柱塞液壓泵是依靠柱塞的往復(fù)運動,改變柱塞缸內(nèi)的容積，進行吸入和排出液體的泵。柱塞泵由于具有參數(shù)高，效率高，壽命較長等優(yōu)點, 應(yīng)用越來越廣泛。液壓泵的變量控制是在排量控制的基礎(chǔ)上按特定調(diào)節(jié)要求實現(xiàn)的。斜盤式柱塞泵是通過改變斜盤傾角與主軸線夾角實現(xiàn)變量的。圖3-1 為其變量控制機構(gòu)的工作原理圖3-1 變量控制機構(gòu)的工作原理

20、變量機構(gòu)是由變量活塞1、彈簧2、調(diào)壓彈簧3、控制滑閥4 組成的。當(dāng)變量泵活塞符號的帶箭頭斜線受變量活塞推動變得更陡，表示泵的排量減小。如圖所示的變量泵為內(nèi)控式。泵的輸出流量過大，會引起系統(tǒng)壓力ps 增加。此時，控制滑閥端部的液壓力大于調(diào)壓彈簧的彈簧力而使閥芯右移，泵輸出的高壓油，通過油路及凸肩a 上的小平面進入凸肩a 的右腔，克服調(diào)壓彈簧3 的彈簧力，使閥口打開，高壓油進入活塞左腔，并推動泵的變量機構(gòu)，使泵的排量減小，因而輸出流量減小，泵的工作壓力也隨之降低。當(dāng)滑閥左端面上的液壓力剛好等于調(diào)壓彈簧3 的預(yù)緊力時，滑閥關(guān)閉，變量活塞停止運動，變量過程結(jié)束，泵的工作壓力穩(wěn)定在調(diào)定值。同理，如系統(tǒng)壓

21、力下降，變量機構(gòu)使泵的輸出流量增加，工作壓力回升到調(diào)定值。調(diào)節(jié)調(diào)壓彈簧的預(yù)緊力，即可調(diào)節(jié)泵的工作壓力。3.2 恒壓變量泵數(shù)學(xué)建模3.2.1靜態(tài)特征方程1） 三通閥的流量方程為式中：為流量系數(shù)；S(x)為三通閥節(jié)流孔過流面積；x為閥芯位移；為油的密度；為排油壓力；為變量活塞前腔壓力；為三通閥節(jié)流口流量2)控制閥芯力平衡方程為為控制閥芯受壓面積；為控制彈簧的預(yù)壓縮量；為閥口出流射流角度；為流速系數(shù)；為彈簧剛度3)變量活塞力平衡方程為式中：為變量活塞受壓面積；為調(diào)解彈簧剛度；為彈簧預(yù)壓縮量；y為變量活塞位移；為回油壓力;F為斜盤調(diào)節(jié)力4)變量活塞阻尼間隙流量方程為式中：為阻尼系數(shù)；為變量活塞前腔壓力

22、3.2.2動態(tài)數(shù)學(xué)模型(1) 液壓缸前腔連續(xù)方程： 式中 阻尼間隙回油流量， 變量前腔容積，變量活塞受壓面積，y 變量活塞位移，m油液的彈性模量(2) 三通閥流量方程：式中 三通閥節(jié)流口流量， 控制閥節(jié)流口的流量系數(shù)， 閥開口位置梯度，泵口壓力，Nx閥芯位移，m 變量活塞無桿腔壓力，N 油液密度，對方程式(4-1)進行線性化后得:式中 三通閥的流量增益， 三通閥的流量壓力系數(shù)，(3) 三通控制閥芯的運動微分方程：式中 控制閥芯的收壓面積，mv控制閥芯與1/3 彈簧剛度之和控制閥阻尼系數(shù)，Ns/m 節(jié)流口液動力等效剛度，N/m控制彈簧預(yù)壓縮量，m 控制彈簧剛度，N/m(4)斜盤的力矩方程：式中

23、斜盤傾角，且I 斜盤的轉(zhuǎn)動慣量，T 柱塞在斜盤上作用的扭矩，NmL變量活塞缸到斜盤支點之間的距離，m彈簧對斜盤的作用力，N，k 彈簧的剛度，N/m彈簧的最大安裝壓縮長度，m(5)變量活塞運動微分方程：式中 負載及活塞總質(zhì)量，kg 變量活塞阻尼系數(shù)，Ns/m 調(diào)節(jié)彈簧剛度，N/m 調(diào)節(jié)彈簧預(yù)壓縮量，mF 斜盤調(diào)節(jié)力，N 回油壓力，N(6)柱塞腔壓力為： 式中 柱塞腔壓力，N標(biāo)準(zhǔn)大氣壓，MPa 配流盤上封油區(qū)的夾角油液的密度，kg/m3配油盤中心到油箱的垂直距離，mg重力加速度(7)阻尼間隙流量方程為：式中 阻尼間隙阻尼系數(shù)，m5/Ns變量活塞前腔壓力，N(8)泵流量連續(xù)方程為：式中泵的理論流量，

24、負載流量， 系統(tǒng)的外泄露流量，泵出口總?cè)莘e，(9)泵的理論流量方程為：式中 泵的結(jié)構(gòu)參數(shù)（排量梯度）n泵的轉(zhuǎn)速，rad/s(10)油泵輸出壓力特性其中式中變量泵的排量梯度，d柱塞直徑，mmDf柱塞分布圓直徑，mmQs泵的輸出流量； 第4章 恒壓變量泵主體及變量機構(gòu)設(shè)計及分析4.1 軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)4.1.1 軸向柱塞泵工作原理恒壓軸向柱塞泵主要結(jié)構(gòu)如圖4-1所示。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面始終貼著斜盤平面運動。當(dāng)缸體帶動柱塞旋轉(zhuǎn)時，由于斜盤平面相對缸體平面（xoy面）存在一傾斜角，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復(fù)運動。如果缸體按圖示n方向旋轉(zhuǎn)，在范圍內(nèi)，柱塞由下死點(對應(yīng)位置)開始

25、不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(對應(yīng)位置)止。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內(nèi)，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在范圍內(nèi)，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入腔內(nèi)，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。這就是排油過程。由此可見，缸體每轉(zhuǎn)一跳各個往塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和排油。圖4-1 恒壓軸向柱塞泵工作原理4.1.2 軸向柱塞泵主要性能參數(shù)給定設(shè)計參數(shù)最大工作壓力 額定流量 =37.5L/min額定轉(zhuǎn)速 n=1500r/min4.1.2.1 排量流量與容積效率軸向柱

26、塞泵排量V是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即不計容積損失時，泵的理論流量為泵的實際流量q為式中 A柱塞橫截面積； 柱塞直徑； 柱塞最大行程； R柱塞分布圓半徑 Z柱塞數(shù)； 斜盤傾角 傳動軸轉(zhuǎn)速。 柱塞泵容積效率4.1.2.2扭矩與機械效率 不計摩擦損失時，泵的理論扭矩為=式中為泵吸排油腔壓力差。考慮摩擦損失時，實際輸出扭矩為=軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間滑靴與斜盤平面之間柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產(chǎn)生的。泵的機械效率定義為理論扭矩與實際輸出扭矩之比，即4.1.2.3功率與效率不計各種損失時，泵的理論功率=泵實際的輸入功率為=泵實際的輸出功率

27、為=定義泵的總 效率為輸出功率與輸入功率之比，即 =上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效率一般為=0.850.9,上式滿足要求。4.2 軸向柱塞泵主要零部件設(shè)計4.2.1柱塞設(shè)計4.2.1.1柱塞結(jié)構(gòu)型式的選擇軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，可有以下三種形式：1）點接觸式柱塞如圖4-2（a）所示，這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應(yīng)用。2）線接觸式柱塞如圖4-2（b）所示，柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下

28、部可繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接觸，以降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當(dāng)于普通滑動軸承，其值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。3）帶滑靴的柱塞如圖4-2（c）所示，柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動?；ヅc斜盤間為面接觸，接觸應(yīng)力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。圖4-2 柱塞結(jié)構(gòu)型式可見，柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu)，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動時的慣性力。采用空心結(jié)構(gòu)還可以

29、利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴張變形補償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果?？招闹麅?nèi)還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。但空心結(jié)構(gòu)無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調(diào)節(jié)過程的動態(tài)品質(zhì)。綜上，本設(shè)計選用圖4-2（c）所示的型式。4.2.1.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計1）柱塞直徑及柱塞分布塞直徑柱塞直徑柱塞分布直徑和柱塞數(shù)Z都是互相關(guān)聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計資料，在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長約為分布圓周長的75%，即 由此可得式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)。隨柱塞數(shù)Z而定。對于軸向柱塞泵，其值如表4-1所示。表4-1柱

30、塞結(jié)構(gòu)參數(shù)Z7911m3.13.94.5當(dāng)泵的理論流量和轉(zhuǎn)速根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公式得柱塞直徑為 式中 斜盤最大傾角，取=20由上式計算出的數(shù)值要圓整化，并應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑,應(yīng)選取15mm.柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即2）柱塞名義長度由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應(yīng)保證有最小留孔長度，一般?。?這里取 。因此，柱塞名義長度應(yīng)滿足：式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸長度，一般取。根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常取： 這里取。3）柱塞球頭直徑按經(jīng)驗常取，如圖4-3所示。圖4-3 柱塞尺寸圖這里取為使

31、柱塞在排油結(jié)束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，一般取，這里取。4）柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)行均壓槽，起均衡側(cè)向力改善潤滑條件和存儲贓物的作用。均壓槽的尺寸常?。荷頷=0.30.7mm；間距t=210mm。這里取。5）柱塞摩擦副比壓P比功驗算對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應(yīng)力不僅會增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應(yīng)控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長時的最大接觸應(yīng)力作為計算比壓值，則柱塞相對缸體的最大運動速度應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為上式中的許用比壓許用速度許用比功的值，

32、視摩擦副材料而定，可參考表4-2。表4-2材料性能材料牌號許用比壓Mpa許用滑動速度m/s許用比功Mpa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨鑄鐵10518柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。同時在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。4.2.2滑靴設(shè)計目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤的接觸面減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄

33、油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要?；ピO(shè)計常用剩余壓緊力法。剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔還是滑靴中心孔，均不起節(jié)流作用。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即=將上式代入式中，可得滑靴分離力為設(shè)剩余壓緊力，則壓緊系數(shù) ，這里取0.1?；チζ胶夥匠淌郊礊橛檬Ｓ鄩壕o力法設(shè)計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0.0080.01mm左右。滑靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽

34、命。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計。4.2.2.1滑靴的結(jié)構(gòu)型式的選擇滑靴結(jié)構(gòu)有如圖4-4所示的3種型式。圖4-4滑靴結(jié)構(gòu)型式圖4-4（a）所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面。結(jié)構(gòu)簡單，是目前常用的一種型式。圖4-4（b）所式滑靴增加了內(nèi)外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比壓，同時可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。圖4-4（c）所示的滑靴在支承面上開設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。經(jīng)比較，本設(shè)計采用圖4-4（a）所示的結(jié)構(gòu)型式。4.2.2.2滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計圖4-5 滑靴外徑的確定滑靴在斜盤上的布局

35、，應(yīng)使傾角時，互相之間仍有一定的間隙s，如圖4-5所示。1）滑靴外徑：一般取s=0.21，這里取0.2。2）油池直徑 初步計算時，可設(shè)定，這里取0.8.3）中心孔及長度如果用剩余壓緊力法設(shè)計滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，?。ɑ颍?0.81.5=1.0mm4.2.3配油盤設(shè)計配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。它設(shè)計的好壞直接影響泵的效率和壽命。配油盤設(shè)計主要是確定內(nèi)封油帶尺寸吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。4.2.3.1過渡區(qū)設(shè)計為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通

36、油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。4.2.3.2配油盤主要尺寸確定圖4-6 配油盤主要尺寸1）配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時，取為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足滿足要求。式中 泵理論流量；

37、配油窗面積，； 許用吸入流速，=23m/s。由此可得=2）封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定方法為：考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取略大于，即當(dāng)配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式可得聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸： 4.2.3.3驗算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應(yīng)有足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖4-9中的。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積F為式中 輔助支承面通油槽總面積；且（K為通油槽個數(shù)，B為通油槽寬

38、度） 吸排油窗口面積。根據(jù)估算：配油盤比壓p為式中 配油盤剩余壓緊力； 中心彈簧壓緊力； 根據(jù)資料取300pa；在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗算pv值，即式中 平均切線速度，=。根據(jù)資料取。4.2.4缸體設(shè)計下面通過計算確定缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸4.2.4.1通油孔分布圓和面積圖4-7 柱塞腔通油孔尺寸為減小油液流動損失，通常取通油孔分布圓半徑與配油窗口分布圓半徑相等。即式中為配油盤配油窗口內(nèi)外半徑。 通油孔面積近似計算如下（如圖2-6所示）。式中 通油孔長度，；通油孔寬度，；4.2.4.2缸體內(nèi)外直徑的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量

39、一致，應(yīng)盡量使各處壁厚一致（如圖4-8），即。壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算。圖4-8缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體強度可按厚壁筒驗算式中 筒外徑，且=97mm。 缸體材料許用應(yīng)力，對ZQAL94：=600800缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為= 式中 E缸體材料彈性系數(shù)； 材料波桑系數(shù)，對剛質(zhì)材料=0.230.30，青銅=0.320.35；允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取，青銅則?。环弦?。4.2.4.3缸體高度H從圖4-8中可確定缸體高度H為式中 柱塞最短留孔長度； 柱塞最大行程； 為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短； 缸體厚度，一般=（0.40.6），這里取0.5=7.5。4.

40、2.5柱塞回程機構(gòu)設(shè)計恒壓軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結(jié)構(gòu)，其作用是在吸油過程中幫助把柱塞從柱塞腔中提伸出來，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤有良好的貼合。固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。它的特點是在滑靴頸部裝一回程盤2，如圖4-9，并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)在斜盤上。當(dāng)滑靴下表面與回程盤貼緊時，應(yīng)保證滑靴上表面與斜盤墊板3之間有一固定間隙，并可調(diào)?；爻瘫P是一平面圓盤，如圖4-9所示。盤上為滑靴安裝孔徑，為滑靴安裝孔分布圓直徑。這兩個尺寸是回程盤的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計不好會使滑靴頸部及肩部嚴(yán)重磨損。下面主要研究這兩個尺寸的確定方法。圖4-9 回程盤結(jié)構(gòu)尺寸如前所述，滑靴在斜盤平面上運動軌跡是一個橢圓，橢圓的兩

41、軸是短軸 長軸 和的選擇應(yīng)保證泵工作時滑靴不與回程盤發(fā)生干涉為原則。因此，取橢圓長短軸的平均值較合理，即 從圖2-8中可以看出回程盤上安裝孔中心O與長短軸端點A或B的最大偏心距相等，且為，因而 為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大。同時，考慮到加工安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴徑部之間保留有適當(dāng)間隙J。這樣安裝孔的直徑為式中 滑靴頸部直徑； 間隙，一般取=0.51mm。4.3 軸向柱塞泵主要零件受力分析4.3.1柱塞受力分析柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時，半周吸油一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面

42、主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設(shè)計中討論。圖4-10是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。圖4-10 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：（1）柱塞底部的液壓力柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為式中 泵最大工作壓力。（2）柱塞慣性力柱塞相對缸體往復(fù)直線運動時，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力為式中為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。慣性力方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)和時，慣性力最大值為（3）離心反力柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度，產(chǎn)生的離心反力通過柱塞質(zhì)量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為 （4）斜盤反力 斜盤反力通過柱塞球

43、頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力P及徑向力 即軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其它軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應(yīng)力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。（5）柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力和該力是接觸應(yīng)力和產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小于柱塞直徑及柱塞腔內(nèi)的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力引起的接觸應(yīng)力和可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。（6）摩擦力和柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為式中 為摩擦系數(shù)，常取=0.050.12，這里取0.1。 分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點時的位置。此時，N和可以通過如

44、下方程組求得 式中 柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗=，這里取=44mm； 柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗=，這里取=189mm； 柱塞重心至球心距離，=-以上雖有三個方程，但其中也是未知數(shù)，需要增加一個方程才能求解。根據(jù)相似原理有又有 所以 將式代入求解接觸長度。為簡化計算，力矩方程中離心力相對很小可以忽略，得將式代入可得將以上兩式代入可得 式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)，且4.3.2滑靴受力分析目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤的接觸面減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜

45、，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力；另一是由滑靴面直徑為的油池產(chǎn)生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。當(dāng)壓緊力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。（1）分離力 圖4-11 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布圖4-11為滑靴結(jié)構(gòu)與分離力，根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄漏量q的表達式為若，則式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為的任儀點壓力分布式為若

46、，則從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力可通過積分求得。如圖4-4，取微環(huán)面，則封油帶分離力為油池靜壓分離力為總分離力為（2）分離力滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即（3）力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 即將上式代入式中，得泄漏量為 =3 L/min除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉(zhuǎn)的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產(chǎn)生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應(yīng)該在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計中予以注意。4.3.3配油盤受力

47、分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖4-12是常用的配油盤簡圖。液壓泵工作時，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力。1-輔助支撐面 2-外封油帶 3-內(nèi)封油帶 4-吸油窗 5-過渡區(qū) 6-減震槽 7-排油窗圖4-12配油盤基本構(gòu)造（1）壓緊力壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 對于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為 當(dāng)有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為平均壓緊力為（2）分離力 分離

48、力由三部分組成。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排油窗高壓油對缸體的分離力。對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角有所擴大，如圖4-13所示。圖4-13封油帶實際包角的變化當(dāng)有個柱塞排油時，封油帶實際包角為當(dāng)有個柱塞排油時，封油帶實際包角為平均有個柱塞排油時，平均包角為式中 柱塞間距角， ； 柱塞腔通油孔包角，這里取。1)外封油帶分離力 外封油帶上泄漏流量是源流流動，對封油帶任儀半徑上的壓力從到積分，并以代替，可得外封油帶上的分離力為 3.4（N）2)內(nèi)封油帶分離力內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力

49、為3)排油窗分離力配油盤總分離力 =10.2(N)第5章 恒壓變量泵solidworks建模分析5.1 SolidWorks軟件及其特點分析SolidWorks是由美國SolidWorks公司開發(fā)的三維機械CAD軟件，問世于1995年。因其強大的功能、易用性和創(chuàng)新性，在于同類軟件的競爭中逐步確立了市場地位。SolidWorks提供了強大的基于特征的實體建模功能，用戶可以通過拉伸特征、旋轉(zhuǎn)特征、薄壁特征、抽殼、特征陣列以及打孔等操作實現(xiàn)產(chǎn)品的設(shè)計，方便地添加特征、更改特征以及將特征重新排列，對特征和草圖進行動態(tài)修改，并通過拖拽等方式實現(xiàn)實時設(shè)計修改。在進行裝配設(shè)計時，可以直接參考其他零件并保持這

50、種參考關(guān)系生成新零件可以動態(tài)裝配體的所有運動，并對運動零部件進行動態(tài)的干涉檢查和間隙檢查，還可以應(yīng)用智能零件技術(shù)自動完成重復(fù)設(shè)計，運用智能化裝配技術(shù)完成自動捕捉并定義裝配關(guān)系。在進行工程圖設(shè)計時，可以自動生成詳細，準(zhǔn)確的工程圖樣，且這種工程圖樣是全相關(guān)的，即在修改圖樣時，三維模型，各個視圖，裝配體都會自動進行更新。SolidWorks還提供了功能強大的全相關(guān)的鈑金設(shè)計和模具設(shè)計能力，以及開放的二次開發(fā)工具。5.2 恒壓變量泵的測繪5.2.1 恒壓變量泵測繪的意義當(dāng)在產(chǎn)品設(shè)計、改進設(shè)計或積累技術(shù)資料時，常常需要進行裝配體測繪。測繪過程是在了解部件工作原理的基礎(chǔ)上，繪出部件裝配示意圖，測量并繪制出

51、所有非標(biāo)準(zhǔn)零件的草圖，然后由零件草圖及裝配示意圖整理繪制裝配圖，再由裝配圖拆畫出全套零件工作圖。恒壓變量泵的測繪對于其工作原理的深入了解有著深刻意義，是對整個工程圖學(xué)學(xué)習(xí)內(nèi)容的綜合訓(xùn)練，充分鍛煉了小組成員對于裝配示意圖和零件草圖的徒手繪圖的能力，使用尺、規(guī)等繪圖儀器的能力，以及使用solid works和caxa等繪圖軟件的能力。通過這一恒壓變量泵的仿真分析二級項目，可以把所學(xué)知識運用于實際工作中，學(xué)用結(jié)合，并在該過程中使所學(xué)知識得以鞏固和深化，最終起到提高繪圖能力和實際工作能力的作用，為恒壓變量泵的仿真分析做下堅實的基礎(chǔ)。5.2.2 恒壓變量泵測繪的過程經(jīng)過小組成員的共同努力，在液壓實驗室辛

52、勤工作，并且查閱了大量資料，最終我們測繪出了恒壓變量泵的大部分尺寸，并對數(shù)據(jù)整理處理，為項目的工程圖繪制和solid works的建模提供了有力的支持。以下為測繪工程中的部分圖片。圖5-1 恒壓變量泵的整體外觀圖5-2 恒壓變量泵的剛體測繪圖5-3 恒壓變量泵的內(nèi)部結(jié)構(gòu)5.3 恒壓變量泵的solid works建模綜合了恒壓變量泵測繪的數(shù)據(jù)，并查閱了相關(guān)的產(chǎn)品樣本，經(jīng)過小組成員的努力工作，最終使用solid works完成了恒壓變量泵的大部分零件的三維建模，根據(jù)實際結(jié)構(gòu)做了三維裝配圖，輸出了典型零件的二維工程圖紙，并且對軸等主要受力部件進行了受力分析，制作了裝配體的爆炸視圖等相關(guān)視頻。以下為solid works的建模部分成果。詳細圖紙參見附錄。圖5-4 恒壓變量泵的三維建模整體圖圖5-5 恒壓變量泵的內(nèi)部機構(gòu)圖第6章 恒壓變量泵仿真分析6.1 軟件AMESim介紹控制系統(tǒng)仿真首先是數(shù)學(xué)建模的進行，而建模過程困難復(fù)雜且模型的質(zhì)量好壞直接影響到仿真結(jié)果，稍有缺漏的模型都可能造成較大的經(jīng)濟損失。近年瑞典的HOPSAN、英國的BATHFP、德國的