直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計

序言液壓傳動技術(shù)是一種近代工業(yè)技術(shù)，可以借助導(dǎo)管向任一位傳遞動力；可以借助控制壓力油液的流動實現(xiàn)對負(fù)載的預(yù)定控制；可以實現(xiàn)小型機(jī)械化；可以實現(xiàn)無沖擊大范圍的無極調(diào)速；可以遠(yuǎn)距離操縱確定運(yùn)動部分的位置、運(yùn)動方向的變換、增減速度；便于實現(xiàn)自動化等，因而適應(yīng)現(xiàn)代機(jī)械的自動化發(fā)展，廣泛應(yīng)用于各個技術(shù)領(lǐng)域中，象飛行器、多種工作母機(jī)、建筑機(jī)械與車輛、塑料機(jī)械、起重機(jī)械、礦山機(jī)械和船舶等等，均使用著液壓傳動，并且應(yīng)用日益廣泛。由于液壓技術(shù)自身的諸多長處，使得液壓技術(shù)的發(fā)展速度非常驚人。尤其是近年來，液壓設(shè)備的年增長率一直遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于其他機(jī)械設(shè)備，許多機(jī)械設(shè)備的傳動形式已逐漸被液壓傳動所取代。而液壓泵是液壓系統(tǒng)的動力元件，是液壓系統(tǒng)中必不可少的一部分。若按液壓泵的構(gòu)造不一樣可將液壓泵分為齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵。柱塞泵又分為軸向柱塞式和徑向柱塞式。目前液壓傳動的高壓化發(fā)展趨勢，使柱塞泵尤其是軸向柱塞泵得到了對應(yīng)的發(fā)展。1軸向柱塞泵概述柱塞泵是依托柱塞在缸體孔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動，導(dǎo)致密封容積的變化，來實現(xiàn)吸油和排油。軸向柱塞泵具有構(gòu)造緊湊、單位功率體積小、重量輕、工作壓力高、輕易實現(xiàn)變量等長處。此類泵多用于農(nóng)林機(jī)械、起重運(yùn)送設(shè)備、工程機(jī)械、船舶甲板機(jī)械、冶金設(shè)備、火炮和空間技術(shù)中。柱塞泵按其柱塞在缸體孔中排列方式不一樣，分為軸向泵和徑向柱塞泵兩類。軸向柱塞泵是指柱塞的軸線與傳動軸的軸線平行或略有傾斜的柱塞泵，而徑向柱塞泵的柱塞軸線與傳動軸的軸線互相垂直。軸向柱塞泵分為直軸式和斜軸式兩種。1.1直軸式軸向柱塞泵概況直軸式軸向柱塞泵是缸體直接安裝在傳動軸上，缸體軸線與傳動軸的軸線重疊，并依托斜盤和彈簧使柱塞相對缸體往復(fù)運(yùn)動而工作的軸向柱塞泵，亦稱斜盤式軸向柱塞泵。斜盤式軸向柱塞泵的許用工作壓力和轉(zhuǎn)速都較高，變量性能優(yōu)秀，且構(gòu)造緊湊，功率質(zhì)量比大，容積效率高。斜盤式軸向柱塞泵由于泵軸和缸體的支承方式不一樣，又可分為通軸式和缸體支承式（非通軸式）。其中通軸泵的泵軸需要有足夠的支承剛度，不僅要驅(qū)動缸體旋轉(zhuǎn)，并且要保證在承受缸體傳來的側(cè)向力時不致出現(xiàn)過大的變形。而非通軸泵則在缸體的前端設(shè)置一種大直徑的專用軸承裝以直接承受側(cè)向力，泵軸只用來傳遞轉(zhuǎn)矩。相對于其他類型液壓泵，該泵構(gòu)造簡樸、體積小、無極變量、具有可逆性（可作泵，也可作馬達(dá)）、壓力高、噪音低（相對于斜軸式），效率高，制導(dǎo)致本較低，在我國使用較為廣泛。1.2直軸式軸向柱塞泵的工作原理柱塞泵是液壓泵的一種，故先論述液壓泵的基本工作條件。液壓泵若正常工作，必須具有如下基本條件：1）存在密封容積并且發(fā)生變化。密封容積的變化是液壓泵實現(xiàn)吸液和排液的主線原因。因此，這種泵又稱為容積式液壓泵。2）密封容積在變化過程中，分別與吸、排液腔相溝通。3）吸液腔與排液腔必須隔開，即不能同步互相溝通。4）油箱內(nèi)液體絕對壓力必須不不不小于大氣壓力，這是容積式液壓泵能吸液的外部條件。下面簡介直軸式軸向柱塞泵的工作原理：如圖1-1所示，直軸式軸向柱塞泵的重要零件有斜盤15，柱塞5，缸體2，配油盤1和傳動軸11等。斜盤15和配油盤1固定不動，缸體2固定在傳動軸11上并通過軸承支撐在泵的殼體內(nèi)。柱塞缸體沿圓周均勻分布有幾種（一般為奇數(shù)個）平行于傳動軸的柱塞孔，每個柱塞孔中都裝有柱塞5，柱塞可在柱塞孔中自由滑動。配油盤1通過定位銷固定在泵殼體底部，其上的腰形孔分別與泵體上的吸、排油孔相通。通過某種措施，可以保證每個柱塞的左端一直緊貼在斜盤表面上（容許柱塞與斜盤有相對滑動），并使柱塞缸體的右端面緊靠在配油盤上（容許兩者之間有相對轉(zhuǎn)動）。于是，柱塞處在最下端時，因伸出缸孔尺寸最短，柱塞右端面與缸孔內(nèi)表面圍成的密封工作容積為最??；當(dāng)柱塞運(yùn)行到最上端時，因伸出缸孔的尺寸最長，柱塞右端面與缸孔內(nèi)表面圍成的密封容積達(dá)最大。當(dāng)傳動軸從軸端看，沿逆時針方向旋轉(zhuǎn)時，柱塞5自下向上回轉(zhuǎn)的半周內(nèi)，既要隨轉(zhuǎn)動缸體作圓周運(yùn)動，又要逐漸往外伸出，使柱塞底部的密封容積不停增長，產(chǎn)生局部真空，低壓油經(jīng)泵吸油口、配油盤吸油窗孔吸入泵內(nèi)。柱塞在自上而下半周內(nèi)回轉(zhuǎn)時，柱塞在作圓周運(yùn)動的同步，還要逐漸向缸孔內(nèi)縮回，使柱塞底部密封容積不停減小，高壓油從配油盤的排油窗孔，泵排油孔進(jìn)入系統(tǒng)。傳動軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個柱塞往復(fù)運(yùn)動一次，完畢一次吸油和排油動作。泵軸11與缸體2為花鍵連接，驅(qū)動缸體旋轉(zhuǎn)，使均布于缸體中的七個柱塞5繞泵軸軸線轉(zhuǎn)動，每個柱塞頭部有一滑靴6。中心彈簧8通過內(nèi)套9、鋼球16、壓盤7將滑靴壓緊于軸線成某一傾角并支撐于變量殼體13的斜盤15上。當(dāng)缸體旋轉(zhuǎn)時，柱塞隨缸體轉(zhuǎn)動的同步，相對缸體作往復(fù)運(yùn)動，完畢吸油和排油工作。中心彈簧8通過外套10將缸體壓緊于配油盤1上，起預(yù)密封作用，同步又是使柱塞回程的加力裝置。1.3直軸式軸向柱塞泵的重要性能參數(shù)本設(shè)計給定設(shè)計參數(shù)如下：額定工作壓力32Mpa，理論流量34.5(l/min)和額定轉(zhuǎn)速1500r/min。圖1-1直軸式軸向柱塞泵Fig.1-1Straight-axisaxialplungerpump1.3.1壓力液壓泵的壓力一般指泵的排液口排出液體所具有的相對壓力值，常用單位為帕（Pa）。在液壓泵中，常提到的壓力油額定壓力、最高壓力和實際壓力三種形式。額定壓力是指根據(jù)試驗原則規(guī)定，液壓泵在正常工作條件下所容許的持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)狀況下的最大壓力值，即液壓泵銘牌標(biāo)注的壓力值（亦稱公稱壓力），一般用表達(dá)。最高壓力是指根據(jù)試驗原則規(guī)定，液壓泵超過額定壓力后所容許的短暫運(yùn)轉(zhuǎn)狀況下的最大壓力值，常用表達(dá)。顯然，同一臺泵的額定壓力不不小于最高壓力。液壓泵的最高壓力一般要受強(qiáng)度和密封條件的限制。實際工作壓力是指液壓泵在實際工作條件下，排液口所具有的詳細(xì)壓力值，簡稱為工作壓力。一般所提液壓泵的壓力就是指實際工作壓力。1.3.2排量和流量液壓泵的排量是指液壓泵在沒有泄漏狀況下，傳動軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所排出的液體體積，一般用表達(dá)，其單位為L/r或mL/r。液壓泵的排量僅取決于它的構(gòu)造幾何尺寸，而與泵的工作載荷和轉(zhuǎn)速無關(guān)。液壓泵的流量是指在單位時間內(nèi)，液壓泵所排出的液體體積,一般用來表達(dá)，其單位為L/min或mL/min。液壓泵的流量包括理論流量、泄漏流量和實際流量三種形式。液壓泵的理論流量是指在沒有泄漏狀況下，單位時間內(nèi)排出液體的體積，一般用表達(dá)。若液壓泵的轉(zhuǎn)速為,則液壓泵的理論流量為（1-1）圖1-2泵的多種流量與工作壓力之間關(guān)系曲線圖Fig.1-2avarietyofpumpflowandtherelationshipbetweenworkstresscurve可見，液壓泵的理論流量只與排量和轉(zhuǎn)速有關(guān)，而與工作載荷是無關(guān)的。理論流量與工作壓力p之間關(guān)系曲線如圖1-2所示。液壓泵的泄漏流量是指在壓力差的作用下，經(jīng)泵零、部件之間隙泄遺漏的液體質(zhì)量，一般用表達(dá)。泄漏流量包括內(nèi)漏和外漏兩部分，內(nèi)漏是由高壓腔漏到低壓腔部分，外漏是指高壓腔的油液直接漏到回油管路中的部分。一般用泄漏系數(shù)L來表征液壓泵的泄漏程度，其體現(xiàn)式為（1-2）式中——泵額定壓力；L——泵泄漏系數(shù)。一般當(dāng)液壓泵的零件之間隙越大，工作壓力越大，油液黏度越小，則液壓泵泄漏流量就越大。液壓泵是實際流量是指液壓泵在實際詳細(xì)工作狀況（存在泄漏）下，單位時間內(nèi)所排出的液體體積，一般表達(dá)。在不加特殊闡明狀況下，液壓泵的流量均指實際流量而言。實際流量、理論流量和泄漏流量三者關(guān)系為（1-3）此關(guān)系也可由圖1-2看出。從圖還可以看出，伴隨工作壓力p的增長，實際流量而下降，其重要原因是工作壓力增長而泄漏流量也伴隨增長所致。1.3.3效率液壓泵的效率是表征液壓泵在能量轉(zhuǎn)換過程中功率損耗的一種系數(shù)，可用表達(dá)。液壓泵的效率包括容積效率（記為）和機(jī)械效率（記為）。液壓泵的容積效率是指實際流量與理論流量的比值，即（1-4）可見，液壓泵的容積效率反應(yīng)出泵容積損失大小，當(dāng)泵的工作壓力愈高，泄漏系數(shù)愈大，泵的排量愈小，轉(zhuǎn)速愈低，零件之間隙愈大，油液黏度愈低，泵的容積效率就愈低，容積損失就愈大。液壓泵的容積效率一般是指在額定壓力和額定轉(zhuǎn)速下的值。液壓泵的機(jī)械效率是指理論輸入功率（不包括機(jī)械磨損所消耗的功率）與實際輸入功率（包括因機(jī)械磨損消耗的功率）之比值，即(1-5)式中——機(jī)械磨損所消耗的機(jī)械功率；——泵的理論輸入功率；——泵的實際輸入功率；——泵的理論輸入力矩；——泵的實際輸入力矩；——泵的機(jī)械效率?？梢姡玫臋C(jī)械效率能反應(yīng)出泵的機(jī)械損失大小。液壓泵的機(jī)械磨損重要體目前軸與軸承、軸與密封件和相對運(yùn)動的零件之間，若它們之間的磨損愈大，導(dǎo)致機(jī)械功率損耗愈大，機(jī)械效率就愈低。液壓泵的總效率等于容積效率與機(jī)械效率的乘積，即（1-6）1.3.4功率液壓泵是將原動機(jī)輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成輸出液體壓力能的轉(zhuǎn)換裝置。體現(xiàn)機(jī)械能的重要參數(shù)是轉(zhuǎn)矩和角速度，反應(yīng)液體壓力能的重要參數(shù)則是液體的壓力和流量。在下面簡介的液壓泵功率計算就要波及到以上參數(shù)。液壓泵的功率包括理論輸入功率、理論輸出功率、實際輸入功率和實際輸出功率。其中理論輸入功率和理論輸出功率是等價的，由于在理論上認(rèn)為不存在任何泄漏。理論輸出功率是指在不考慮泵容積損失前提下，輸出液體所具有的液壓功率，即（1-7）式中——泵輸出液體的壓力，Pa；——泵的理論流量，；——泵的理論輸出功率，W。理論輸入功率是指在不考慮泵機(jī)械損失前提下，泵所輸入的機(jī)械功率，即（1-8）式中——泵輸入的理論轉(zhuǎn)矩，Nm；——泵的角速度，rad/s；——泵的理論輸入功率，W。實際輸出功率是指在考慮泵的容積損失前提下，輸出液體所具有的實際液壓功率，即（1-9）式中——泵輸出液體的壓力，Pa；——泵的實際流量，；——泵的容積效率；——泵的機(jī)械效率；——泵的總效率；——泵的理論輸出功率，W；——泵的理論輸入功率，W；——泵的實際輸入功率，W。實際輸入功率是指在考慮泵機(jī)械損失前題下，泵所輸入的實際機(jī)械功率，即（1-10）式中——泵輸入的實際轉(zhuǎn)矩，N；——泵的角速度，rad/s；——泵的機(jī)械效率；——泵的容積效率；——泵的總效率；——泵的理論輸入功率，W；——泵的實際輸出功率，W；——泵的實際輸入功率，W。2重要零部件的設(shè)計計算2.1缸體的設(shè)計2.1.1確定排量q(ml/r)(2-1)式中Q——泵的額定流量（l/min）；n——泵的額定轉(zhuǎn)速（r/min）；——容積效率，一般取，這里取。上述符號含義和單位合用本節(jié)始末。2.1.2確定（1）由排量公式可知，假如增大，可以減小其他尺寸，但受力分析中已指出過，增大對柱塞的受力不利，一般，這里取。（2）確實定這三個參數(shù)是互相制約的，與構(gòu)造類型有關(guān)。根據(jù)實踐經(jīng)驗取定：一般半周型多取Z=7，通軸型多取Z=9，能使構(gòu)造較為緊湊。這里取Z=7。初算時，可取，則可按下式試算R：?。?-2）再由排量公式確定柱塞直徑：取（2-3）2.1.3缸體的其他尺寸1缸體底的厚度缸孔底部因加工多成錐形，其最薄處的厚度（2-4）取2底部通油孔尺寸及間隔缸體柱塞孔底部的油窗孔的范圍角為，應(yīng)竭力擴(kuò)大，以減少油壓反推力矩的脈動值，其最小間隔應(yīng)滿足下式（2-5）從設(shè)計圖中不難得知（cm），符合規(guī)定。為擴(kuò)大，油窗孔的中點半徑應(yīng)取大些；從限制窗口處的圓周速度不要太大的角度出發(fā)，又但愿小些；因此尺寸較小的泵，一般取。圖2-1缸孔底部的油窗孔Figure2-1atthebottomoftheoilcylinderfenestrae缸體設(shè)計完畢后還要校核通油面積的油流速度，詳見第四章。2.2柱塞基本尺寸設(shè)計（見圖2-2）2.2.1柱塞直徑柱塞直徑已在缸體設(shè)計中確定：2.2.2柱塞長度球頭直徑(見圖2-2)（1）柱塞長度L應(yīng)等于柱塞的最小留缸長度、最小外伸長度和最大行程之和。一般時,?。╟m）（2-6）圖2-2柱塞的有關(guān)尺寸Fig.2-2Dimensionsoftheplunger（2）高壓比低壓需要較大的留缸長度，由于高壓時側(cè)向彎力大，留缸長度大，可防止柱塞和缸孔的側(cè)應(yīng)力過大。故當(dāng)：(2-7)則（cm）（3）球頭直徑，依經(jīng)驗取這里?。╟m）(2-8)為使柱塞球頭不遮住滑靴的注油孔，應(yīng)使（cm）依經(jīng)驗取(2-9)則這里取cm(2-10)（4）柱塞與孔的間隙與平衡槽的尺寸配合間隙。取mm平衡槽，深為0.3~0.8mm；寬為0.3~0.8mm；槽與槽的間隔t為2~10mm（近似為行程的二分之一）。則取平衡槽深為0.5mm，寬為0.6mm，槽與槽的間隔t取為7mm。2.3滑靴的設(shè)計計算2.3.1直徑包球直徑一般略不不小于柱塞直徑d，可以使滑靴頸部有一部分進(jìn)入缸孔中，從而縮短軸向尺寸。取1.6cm。2.3.2滑靴底面靜壓支撐的設(shè)計滑靴的設(shè)計有兩種措施。一種是全靜壓平衡型滑靴設(shè)計，而此外一種是“剩余壓緊力法”。本設(shè)計采用“剩余壓緊力設(shè)計法”。這種措施在國內(nèi)外的柱塞泵中普遍采用。剩余壓緊力法的實質(zhì)是將高壓油引入滑靴—斜盤摩擦副的兩滑動面之間，靠高壓油的靜壓力平衡絕大部分壓緊力，而剩余壓緊力用以保證滑靴壓緊斜盤。剩余壓緊力設(shè)計法計算滑靴的基本特點是作用在柱塞底部的油壓p經(jīng)中心孔直接作用于柱塞滑靴底部，中心孔不起阻尼作用，油腔壓力近似等于柱塞底部油壓力p。另一方面，是壓緊力等于分離力?；ズ托北P之間間隙近似為零，泄漏量靠近為零，剩余壓緊力有輔助支撐面積承受。壓緊力為：（2-11）式中r——柱塞半徑。分離力為：（2-12）設(shè)計中為保證摩擦副功率損失較少以及減少泄漏量，一般取壓緊力與分離力之比——壓緊系數(shù)在1.05~1.10之間，即為：（2-13）在試算中，可先使初算：取mm根據(jù)式（2-13）可得mm此時壓緊系數(shù)，符合規(guī)定。采用這種措施設(shè)計滑靴后，前端仍要采用一定的阻尼器。增設(shè)內(nèi)、外輔助支撐。輔助支撐面積可以承受剩余壓緊力，減少接觸比壓。如圖2-2所示。此外滑靴的引油孔是進(jìn)入滑靴底部的通道。因設(shè)計中取油腔壓力，因此該孔應(yīng)大，不應(yīng)引起阻尼作用。也就是說壓降要很小，否則導(dǎo)致實際分離力下降，等于增大了壓緊力，使摩擦副的工作條件惡化。一般引油孔德直徑可取2mm左右。圖2-3滑靴構(gòu)造Fig.2-3theagenciesofslipboots為使密封帶下的壓力場能得到充足運(yùn)用，一般不適宜將密封帶設(shè)計的過寬，尤其是在剩余壓緊力大、摩擦面光潔度較高的狀況下。過寬的壓力場往往不能建立起設(shè)計的壓力場，致使實際分離力不不小于計算值，導(dǎo)致剩余壓緊力增大，滑靴輕易燒毀和磨損。新構(gòu)造滑靴外徑對內(nèi)徑的比值一般為1.1~1.2。本設(shè)計中由于壓盤尺寸的限制，不便設(shè)計外輔助支撐，但可以設(shè)計內(nèi)輔助支撐。已知，取內(nèi)徑。最終輔助支撐設(shè)計完畢后，要滑靴進(jìn)行校核，詳細(xì)見第四章。2.4配油盤的設(shè)計計算配油盤是軸向柱塞泵的關(guān)鍵零件之一，它的作用是分派油液，協(xié)助軸向柱塞泵完畢吸、排油任務(wù)。配油盤的設(shè)計，重要是確定內(nèi)、外密封帶，配油孔與其間隔角，以及輔助支撐等的有關(guān)尺寸。2.4.1間隔角及阻尼孔尺寸為了防止柱塞內(nèi)腔的油液，由高壓到低壓或由低壓到高壓的瞬間接通中，因油液的忽然膨脹和壓縮所產(chǎn)生的噪聲和功率損耗，可采用帶減震孔型的配油盤（如圖2-4）。減震孔型配油盤通過范圍內(nèi)的封閉升（減）壓與采用阻尼孔逐漸引入（泄出）壓力油相結(jié)合的措施來減低噪聲，在缸體窗口離開上死點經(jīng)與排油孔接通過程中，柱塞腔內(nèi)壓力首先由于預(yù)壓縮而上升，另首先由于柱塞腔經(jīng)卸荷槽與排油孔溝通而上升。這樣，當(dāng)缸體窗口與排油孔接通時，柱塞腔內(nèi)壓力已到達(dá)排油壓力，就防止了壓力突變。其長處是對工作壓力的變化有很好的適應(yīng)性。比單一正封閉型配油盤用的多。一般多使其封閉升壓和阻尼孔升壓各起二分之一的作用。假設(shè)柱塞腔油液的溶劑V，壓力由升至所需的壓縮量為，對應(yīng)的柱塞位移量為，缸體的回轉(zhuǎn)角（即封閉加壓范圍角）為，缸體的回轉(zhuǎn)角（即封閉減壓范圍角）為，則（2-14）因此（2-15）同理可得（2-16）式中——單位為；——柱塞在下死點處（），柱塞腔內(nèi)殘留的容積；——柱塞自身的排油腔體積；——高、低壓腔的壓力（bar）；E——液體的彈性模數(shù)，；S——柱塞行程，。圖2-4配油窗孔的間隔角Fig.2-4withtheintervalangleofoilwindow柱塞設(shè)計完畢后，可以輕易得到，則由（2-14）得把數(shù)據(jù)代入（2-15）可得同理代入式（2-16）得在時間內(nèi)，由阻尼孔引入的液體體積為且(2-17)由上式得(2-18)式中——從阻尼孔流入的流量；——缸體的角速度；V——上死點處柱塞腔的容積；——工作液體的動力黏度；——阻尼孔直徑（cm）；——阻尼孔長度（cm）。把等設(shè)計數(shù)據(jù)代入式(2-18)，等式右面為由此與由上式約束，結(jié)合實際經(jīng)驗并運(yùn)用試帶法，相對于可得把等設(shè)計數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為同理可得相對于的阻尼孔尺寸而(2-19)2.4.2配油孔及內(nèi)、外密封帶的尺寸如圖2-4所示，為內(nèi)外密封帶的尺寸，半徑從小到大。它們受下列各方程式的約束。1配油窗孔的流速限制與許用圓周速度配油窗口的油流速度應(yīng)滿足下式(2-20)式中——泵的平均幾何流量（l/min）；——配油孔上的連筋角(rad)；——配油孔的間隔角(rad)；——配油孔上的平均油流速度（m/s）。根據(jù)式（2-19），聯(lián)絡(luò)式（2-20）取較小數(shù)值驗算即可。根據(jù)實際經(jīng)驗取把數(shù)據(jù)代入式（2-20）得，符合規(guī)定。配油孔的內(nèi)外半徑為，其平均半徑處的圓周速度應(yīng)滿足下式(2-21)式中——最大容許圓周速度，=5-8（m/s）代入數(shù)據(jù)后得，符合規(guī)定。2考慮離心力對泄漏的影響，一般取(2-22)根據(jù)實際經(jīng)驗取代入式（2-22）后，不難看出符合規(guī)定。圖2-5配油盤的有關(guān)尺寸Fig.2-5withthesizeoftheoilpan3配油盤的壓緊系數(shù)由于摩擦力和油壓反推力、反推力矩的摸是轉(zhuǎn)角的函數(shù)；斜盤對缸體的軸向壓緊力和力矩的模只和油壓有關(guān)；慣性力等又隨傾角變化，故一般使缸體所受的力和力矩（不考慮輔助支撐力）之和為零不也許，加之油壓反推力與配流盤與缸體間的油膜厚度無關(guān)，因此為了缸體穩(wěn)定一般都把斜盤力設(shè)計得比大些，兩者的比值叫配油盤的壓緊系數(shù)，通過度析可以得到，(2-23)一般取。把設(shè)計數(shù)據(jù)代入式（2-23）得，符合規(guī)定。2.4.3輔助支撐由于存在剩余壓緊力，為了減少配油盤與缸體間的磨損，一般都采用輔助支撐來減小壓強(qiáng)或承擔(dān)這部分多出的壓緊力。輔助支撐一般有平面輔助支撐、動壓支撐、靜壓支撐和滾動軸承輔助支撐等，本設(shè)計采用常用的平面輔助支撐。平面輔助支撐設(shè)計后要進(jìn)行“比壓”校驗或“熱楔支撐”校驗。本設(shè)計采用比壓校驗。比壓校驗時一般最簡樸的計算措施，通過檢查所有接觸面上的壓應(yīng)力——“比壓”，使其不要超過容許的“比壓”值，即(2-24)式中——比壓(bar)；——許用比壓，視摩擦副材料而定，淬火鋼對鋁鐵青銅bar；——輔助支撐面積,為輔助支撐（共塊）的內(nèi)、外半徑，b為間隔弧長，則（2-25）取不難得知代入數(shù)據(jù)得可見符合規(guī)定。2.5壓盤及斜盤尺寸確實定2.5.1壓盤（返回盤）尺寸確實定圖2-6壓盤的尺寸Fig.2-6platensize由受力分析可知，滑靴中心在斜盤上的運(yùn)行軌跡是一橢圓，其長軸為，短軸為R，因此壓盤上滑靴安放孔中心的半徑(即壓盤滑靴孔的分布半徑)為cm（2-26）滑靴的包球外徑已知，盤孔與的最小間隙為，則盤孔直徑為，再加上兩倍的因偏心而向外（或向內(nèi)）移動的量，即cm式中——最小間隙，取壓盤最大外徑如下（2-27）式中——接觸余量，可取。2.5.2斜盤尺寸確實定斜盤的最大外徑，應(yīng)能保證滑靴底面所有落在其上。即cm(2-28)取D=9cm。式中——余量，。3直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動及瞬時流量分析3.1直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動分析3.1.1柱塞運(yùn)動學(xué)分析運(yùn)動分析是瞬時流量分析和受力分析的基礎(chǔ)，因此這里先討論。如圖3-1所示,設(shè)斜盤平面相對缸體橫截面的傾角為,取坐標(biāo)系，并以通過平面的點A（A為柱塞球頭中心的起始點）為缸體轉(zhuǎn)角的計算起點（開始壓油的點）。當(dāng)缸體轉(zhuǎn)過任一角度時，柱塞球頭中心轉(zhuǎn)至點B，此時柱塞球頭中心的坐標(biāo)為：（3-1）圖3-1斜盤式軸向柱塞泵的運(yùn)動分析Fig.3-1SwashplateaxialpistonpumpoftheMotionAnalysis由此坐標(biāo)方程可以看出，沿x正向、即沿缸體軸線方向的相對運(yùn)動，是缸體轉(zhuǎn)角的余弦函數(shù)；而在oyz平面內(nèi)，點B的運(yùn)動軌跡，由其牽連運(yùn)動（缸體的轉(zhuǎn)動）可以懂得是一種圓。由于軸向運(yùn)動方向x軸正向相似，因此柱塞相對缸孔軸向移動的速度為：（3-2）式中——缸體轉(zhuǎn)動角速度（rad/s）；——柱塞相對缸體的軸向速度（cm/s）；——柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑（cm）；——時間(s)；——缸體轉(zhuǎn)角（）。其平均相對速度為（3-3）柱塞相對缸孔移動的加速度為（3-4）式中——柱塞相對缸體的軸向加速度(cm/)。柱塞因旋轉(zhuǎn)運(yùn)動而產(chǎn)生的徑向（即向心）加速度為（3-5）3.1.2滑靴運(yùn)動分析滑靴除了與柱塞一起相對缸體往復(fù)運(yùn)動及隨缸體旋轉(zhuǎn)之外，還與柱塞球頭一起沿斜盤平面做平面運(yùn)動。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運(yùn)動狀況。為了得到柱塞上的滑靴相對斜盤的運(yùn)動規(guī)律，將坐標(biāo)系，認(rèn)為軸逆時針轉(zhuǎn)過角，得坐標(biāo)系，點B在的坐標(biāo)系中以表達(dá)（見圖3-1），其坐標(biāo)值為（3-6）由式（3-6）可見，點在平面上的軌跡為一橢圓，其長軸為，短軸為R。對應(yīng)任一轉(zhuǎn)角的矢徑（3-7）矢徑與橢圓長軸（）的夾角為，則（3-8）或點（即滑靴）繞o點旋轉(zhuǎn)地角速度為（3-9）由式（3-9）可知，當(dāng)（為自然數(shù)）時，到達(dá)最大值，為（3-10）式中——缸體的速度；——斜盤的傾角。當(dāng)（為包括0的自然數(shù)）時，有最小值，為（3-11）滑靴在平面內(nèi)轉(zhuǎn)一周的時間與缸體轉(zhuǎn)一圈的時間相等，因此其平均角速度與相似，即（3-12）滑靴沿斜盤表面與橢圓軌跡相切的滑移速度為時，則（3-13）由上式可以得出，當(dāng)……時，便到達(dá)最大值，為（3-14）而當(dāng)……時，便到達(dá)最小值，為（3-15）滑靴沿斜盤平面的平均滑動速度為（3-16）該積分為第一類橢圓積分，當(dāng)時，其值為1.61-1.62，因此（3-17）此外，滑靴在旋轉(zhuǎn)中，由于離心的作用，滑靴對于斜盤之壓力的作用線，將偏離滑靴的軸線，在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在運(yùn)動中會產(chǎn)生繞自身軸線的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，轉(zhuǎn)動快慢取決于旋轉(zhuǎn)摩擦力的大小，各有所異。這一自轉(zhuǎn)可改善潤滑，對減少摩擦、改善磨損和提高效率都是有益的。3.2瞬時流量及脈動品質(zhì)分析3.2.1瞬時流量計算由于泵有多種柱塞同步在排油腔和進(jìn)油腔，因此泵的瞬時流量，為同一瞬時所有處在排油腔的柱塞之瞬時流量之和，即（3-18）式中——整個泵的瞬時流量；——每個柱塞的瞬時流量；——同步處在排油區(qū)的柱塞數(shù)目。如圖3-2所示，當(dāng)柱塞由上死點位置A隨缸體轉(zhuǎn)過任意角度抵達(dá)位置B的排油過程中，柱塞收縮的位移為（3-19）式中R——柱塞分布圓半徑；——斜盤傾角；——柱塞的位置角；——柱塞的位移。柱塞的相對運(yùn)動速度為（3-20）每個柱塞的瞬時流量為（3-21）式中——柱塞的直徑。整個泵的瞬時流量為（3-22）圖3-2瞬時流量及其脈動Fig.3-2Instantaneousflowandpulse3.2.2脈動品質(zhì)分析一般用流量脈動系數(shù)來衡量瞬時流量的品質(zhì)。脈動系數(shù)的體現(xiàn)式為：（3-23）式中——泵的理論流量。顯然，目前還是個未知數(shù)，下面將討論理論流量的算法。轉(zhuǎn)動缸體轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個柱塞吸、排油各一次。由圖3-3所示，柱塞的行程為（3-24）式中s——柱塞的行程。每個柱塞的排量為（3-25）式中——單個柱塞排量。整個泵的排量為（3-26）式中——泵的排量；Z——泵的柱塞數(shù)目。泵的理論流量為（3-27）式中——泵的轉(zhuǎn)速。對于式（3-22），若令，則（3-28）式中——排油區(qū)距最高點位置A近來的柱塞位置角；——相鄰兩柱塞間夾角。經(jīng)數(shù)學(xué)推導(dǎo)（通過純數(shù)學(xué)的推演是可以得出的，這里將推演過程省略），當(dāng)柱塞為偶數(shù)時，（3-29）（3-30）將式（3-29），式（3-30）分別代入式（3-22）可得到瞬時流量的最大值和最小值為（3-31）（3-32）圖3-3軸向柱塞泵Fig.3-3AxialPistonPump于是，當(dāng)柱塞為偶數(shù)時的流量脈動系數(shù)為（3-33）流量脈動的頻率（3-34）而當(dāng)柱塞為奇數(shù)時，（3-35）（3-36）將式（3-35），式（3-36）分別代入式（3-22）得到瞬時流量的最大值和最小值分別為（3-37）（3-38）于是，當(dāng)為奇數(shù)時，流量脈動系數(shù)為（3-39）流量脈動的頻率（3-40）根據(jù)式（3-33）和（3-39）可算出不一樣柱塞時的流量脈動系數(shù)，見表3-1所示。表3-1不一樣柱塞時的流量脈動表Tab.3-1atthetimeofthedifferentflowpulsationplungerTableZ34567891011121314.0332.534.9814.032.537.811.534.981.023.450.73由表3-1可以看出，當(dāng)柱塞為奇數(shù)時，比相鄰的偶數(shù)時的流量脈動系數(shù)小得多；并且柱塞數(shù)愈多，流量脈動系數(shù)就愈小。因此，為減少流量脈動，斜盤泵的柱塞一般選用奇數(shù)，并盡量取多些，常見的柱塞數(shù)7，9，11。由此可見本設(shè)計的柱塞數(shù)，脈動性很好。4重要零部件的受力分析與校核在受力分析中常常用到的符號意義如下：——柱塞直徑（cm）；——柱塞孔的分布圓半徑（cm）；——斜盤傾角；——柱塞的個數(shù)；——缸體的回轉(zhuǎn)角速度（rad/s）；——柱塞組（柱塞連同滑靴一起）的質(zhì)量；——高壓腔的壓力（bar）；——柱塞與缸孔的靜、動摩擦系數(shù)，鋼對鋁鐵青銅一般分別取和；——滑靴與斜盤的摩擦系數(shù)，一般??；——任一柱塞相對軸的角位移（見圖3-1）。4.1柱塞4.1.1柱塞的受力分析柱塞隨缸體作圓周運(yùn)動時，在不一樣區(qū)域及不一樣位置時，受力狀況是不一樣的。借助圖4-1所給定的坐標(biāo)系oxyz，忽視摩擦力和由離心力引起的摩擦力,柱塞所受的力如下。1離心力（4-1）式中——柱塞組的質(zhì)量。對x軸的投影值為零，對y和z軸的投影值為（4-2）（4-3）2液體壓力P（對圖4-1所設(shè)方向）忽視低壓腔的液體壓力,對泵，當(dāng)時（4-4）當(dāng)時圖4-1柱塞組的受力Fig.4-1Groupplungerforce3軸向慣性力（對應(yīng)圖4-1所設(shè)方向）是由于柱塞與缸體相對移動中的相對加速度引起的，其方向與加速度方向相反。（4-5）4摩擦力柱塞與缸孔的側(cè)壓力的摩擦力分別為（4-6）（4-7）5斜盤的法向作用力及斜盤通過滑靴作用在柱塞頭上的法向作用力N。法向反力N可分解為沿柱塞徑向方向的分力T和沿柱塞軸向方向的分力S。N力方向與斜盤表面垂直，分力S，T的值分別為（4-8）（4-9）側(cè)向力是由垂直于柱塞軸線的徑向分力T和離心力所引起。均為均布載荷的合力，其方向相反。均布載荷呈線性三角形分布，如圖4-1所示。一般在不計，狀況下，柱塞受力平衡方程可寫為（4-10）（4-11）若在忽視摩擦力,則可見，斜盤作用在柱塞的軸向分力與作用在柱塞尾部的液壓力F是一對平衡力。此外，柱塞在工作中還要分擔(dān)中心彈簧的力，斜盤與滑靴的摩擦力對柱塞受力影響很小，可以忽視。4.1.2柱塞的校核如圖2-2所示，應(yīng)滿足下式，以免擠壓應(yīng)力過大(4-12)式中——滑靴材料的許用比壓，ZQAl9-4青銅=75M。驗算如下：符合強(qiáng)度規(guī)定。4.2滑靴如圖4-2a所示，滑靴除承受來自柱塞球頭中心的壓緊力、彈簧力和斜盤的垂直反力N而外，還要承受離心力和摩擦力。在工作狀態(tài)，作用于滑靴的重要力是柱塞對滑靴的壓緊力?；ズ托北P底部中油壓產(chǎn)生分離力以及壓盤對滑靴的壓緊力。而在滑靴的平衡計算中，一般只考慮壓緊力和分離力，而其他的力數(shù)值較小，一般都忽視不計。在滑靴設(shè)計中已經(jīng)得知，若按壓緊系數(shù)的最大值設(shè)計滑靴，還存在5%的剩余壓緊力由輔助支撐承受。實際的壓緊力較不小于上述計算值規(guī)定，這是由于柱塞慣性力和回程彈簧力均是將滑靴壓向斜盤的力，稱這個力附加壓緊力。附加壓緊力的最大值相對液壓壓緊力的比例可用下式估算：（4-13）式中G——柱塞及滑靴的重量；R——柱塞分布圓半徑；W——缸體的角速度；f——柱塞和缸孔的摩擦系數(shù)，取。圖4-2滑靴的受力Fig.4-2Theforceofslipboots柱塞與滑靴設(shè)計完畢后，便可知其質(zhì)量g通過式（2-11）可知，壓緊力，則最大斜盤傾角時總的剩余壓緊力為：（4-14）代入數(shù)據(jù)后得：接觸比壓與比功值的校驗所采用的材料不一樣，所容許的接觸比壓和比功值也不一樣。為了使設(shè)計的滑靴具有一定的可靠性和使用壽命，均須對這兩者進(jìn)行校核。剩余壓緊力導(dǎo)致的比壓為：（4-15）式中A——輔助支撐面積。滑靴設(shè)計后即知輔助支撐面積為代入式（4-15）得：，符合規(guī)定。當(dāng)滑靴沿斜盤平面相對滑動時，運(yùn)動軌跡為橢圓形，長軸為，短軸為。同步，由于滑靴繞泵軸以角速度w旋轉(zhuǎn)時其接觸面上各點半徑不一樣，靠外面速度大，靠中心速度小。因此，滑靴將有一附加繞柱塞球頭的自轉(zhuǎn)。實踐證明，自轉(zhuǎn)方向和旋轉(zhuǎn)方向相反，因而滑靴面滑動速度的平均值可用半徑為處的速度替代，即（4-16）代入數(shù)據(jù)后得：，符合規(guī)定。若計算所得的比功值越大，則克服摩擦副的摩擦而消耗的功就越大，從而引起摩擦部位發(fā)熱以及滑靴式斜盤的磨損迅速。因此，比功值與摩擦副所選用的材料有關(guān)。同步，比功值大小也和壽命長短有關(guān)。在設(shè)計運(yùn)動摩擦副時需要校驗比功值。計算比功值應(yīng)不不小于材料容許的比功值，即（4-17）代入數(shù)據(jù)后得：，符合規(guī)定。表4-1滑靴材料的許用壓力、速度和比功Tab.4-1slipbootsmaterialallowablepressure,speed,andmorethanreactivep/MPav/(m)pv/(MPa)ZQA19-430860ZQSn10-115320耐磨鑄件105184.3缸體4.3.1缸體的受力分析缸體由泵軸推進(jìn)，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動柱塞，實現(xiàn)吸排油液，其受力狀況較為復(fù)雜。該型液壓泵的重要環(huán)節(jié)之一是配油盤，從運(yùn)轉(zhuǎn)構(gòu)造的觀點，但愿各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。一般的“缸體自位式”構(gòu)造，靠缸體的浮動和平衡來維持它與配油盤間的理想油膜厚度，以獲得容積效率和機(jī)械效率的綜合指標(biāo)并延長壽命。故缸體的受力狀況十分重要。作用在缸體上的作用力有：質(zhì)量力，包括柱塞組的離心力和缸體的重力；配油盤的附加壓緊彈簧力；徑向支撐力（由軸或缸外徑向軸承產(chǎn)生）；斜盤推力和摩擦力；配油盤的推力和摩擦力。這些力的計算體現(xiàn)需要通過復(fù)雜的理論研究和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，有些還需要試驗驗證。這里暫不討論。4.3.2缸體的強(qiáng)度校核一般把缸體的受力，按照厚壁筒進(jìn)行計算。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為。計算時取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為，從本設(shè)計圖中可知為柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚，且，則厚壁筒的外徑。如圖4-3所示。在壓力p的作用下，筒內(nèi)壁任一點的最大切向拉應(yīng)力為（bar）（4-18）最大徑向壓應(yīng)力為（bar）（4-19）當(dāng)缸體采用塑性材料時，用第四強(qiáng)度理論計算應(yīng)力（bar）（4-20）對鋁鐵青銅（經(jīng)鍛打），(bar)。式（4-20）代入數(shù)據(jù)后是，符合條件。圖4-3缸體校核圖Fig.4-3Checkingblockdiagram缸孔的徑向變形量，按下式驗算（cm）（4-21）式中E——材料的彈性模數(shù)，青銅的——泊桑系數(shù)，銅；——容許徑向變形量，。代入數(shù)據(jù)后為（4-22）最終，為控制油窗孔處的油流速度，還應(yīng)校核通油面積。應(yīng)使通油面積滿足式（）（4-23）式中——窗孔處的容許通流速度，m/s。從設(shè)計圖中得知通油面積，符合規(guī)定。4.4泵軸4.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論輸入功率理論轉(zhuǎn)矩是，是指不計摩擦的驅(qū)動泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動的力矩，也就是說，為克服柱塞工作壓力的轉(zhuǎn)矩所需的力矩，即（4-24）通過一系列數(shù)學(xué)推導(dǎo)可以得知，一種柱塞的液體壓力P對缸體的Z軸的轉(zhuǎn)矩將為將式（4-7）代入上式，得（4-25）將（4-64）與（4-53）、（4-54）比較一下，再聯(lián)絡(luò)（4-63），便得當(dāng)時，（4-26）當(dāng)時，（4-27）這樣平均理論轉(zhuǎn)矩便可按下式確定（4-28）式中——液壓泵的排量，（mL/r）；分別為壓排側(cè)與吸入側(cè)的壓力，Mpa。代入數(shù)據(jù)可得Kgcm這樣，理論功率為Kw4.4.2后斜盤式泵的泵軸受力與校核對于斜盤式軸向柱塞泵，存在前斜盤式軸向柱塞泵和后斜盤式軸向柱塞泵。本設(shè)計的泵軸屬于后者。其缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支撐，此外，為了保證配油機(jī)構(gòu)有良好的運(yùn)轉(zhuǎn)條件，泵軸出端又不容許以具有徑向力的傳動連接方式連接，因此，這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動缸體轉(zhuǎn)動，受力最簡樸。泵軸為了拖動缸體工作，除了要克服缸體柱塞輸出壓力為的壓力油液所需的理論轉(zhuǎn)矩外，還要克服各工作運(yùn)動副的摩擦力矩：配油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩；柱塞與缸體之間的粘性摩擦力矩；滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩；缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩；軸承的摩擦力矩；與工作壓力、轉(zhuǎn)速無關(guān)的不變阻力矩等。這些力計算較為復(fù)雜，為了計算簡便，可按下式校核軸的強(qiáng)度：（mm）(4-29)式中d——軸徑，mm；N——軸傳遞的功率，KW；n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；A——隨許用扭應(yīng)力而變化的系數(shù)，依材料而定。45號鋼取A=110；——空心軸內(nèi)徑與外徑之比，本設(shè)計中為式（4-29）右面代入計算數(shù)據(jù)為不難得出，泵軸強(qiáng)度符合規(guī)定。5泵的變量機(jī)構(gòu)可以操縱泵的傾盤，使其變化傾角的大小和方向，從而到達(dá)變化泵的排量的機(jī)構(gòu)，稱為泵的變量機(jī)構(gòu)。5.1變量機(jī)構(gòu)的種類目前變量機(jī)構(gòu)的種類和名稱十分繁多，有的從泵的功能上來分，諸如“限壓式”、“恒功率式”、恒流量式、恒壓式、雙向（單向）伺服變量式等。有的則從控制信號或力的發(fā)生之形式不一樣來分類，如手動式、壓力賠償式等?？芍^舉步勝舉。從控制的能源和形式出發(fā)將其提成如下三大類：（一）機(jī)械式。它不用液壓能驅(qū)動，而直接由機(jī)械機(jī)構(gòu)通過手動或其他方式控制。（二）自能源液控式。它是由泵自身的能源（多采用差動缸），通過某種控制方式，如手動伺服，壓力程序控制（限壓式、恒功率式等）等控制泵的流量。（三）外能源液壓控制，當(dāng)泵要雙向無極變量時，用自身能源已無法實現(xiàn)，因當(dāng)流量通過零時無能量輸出，而采用一外液壓能源進(jìn)行控制。5.2變量機(jī)構(gòu)選擇本設(shè)計選擇機(jī)械變量機(jī)構(gòu)。如圖5-1所示，是以機(jī)械機(jī)構(gòu)直接控制斜盤而變化傾角的變量形式，因力臂L等與常數(shù)，因此機(jī)械機(jī)構(gòu)的位移Y為（5-1）最大位移為（5-2）式中L——斜盤控制力F的臂長。從設(shè)計圖中得知L=68.3mm，把數(shù)據(jù)代入式（5-2）得取圖5-1所示的機(jī)構(gòu)，是一種螺旋機(jī)構(gòu)。它是運(yùn)用手直接操作變化斜盤傾角的機(jī)械裝置，稱為手動變量控制機(jī)構(gòu)。這種機(jī)構(gòu)通過手輪1使螺桿3轉(zhuǎn)動，帶動變量活塞4移動，通過銷軸使支撐在耳軸上的斜盤繞鋼球A擺動，以到達(dá)變化斜盤傾角而調(diào)整流量的目的。式（5-2）闡明泵的理論流量或排量正比于活塞的位移量Y，兩者成直線關(guān)系。圖5-1手動變量機(jī)構(gòu)Fig.5-1variablesmanuallyagencies6技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析伴隨科學(xué)技術(shù)的不停發(fā)展，“機(jī)、電、液”一體化驅(qū)使已成為不可阻擋的歷史時尚。液壓技術(shù)作為新興科學(xué)發(fā)展非常迅猛。而液壓系統(tǒng)的動力源——液壓泵，更以飛快的速度發(fā)展，新的產(chǎn)品層出不窮。本設(shè)計正是這種環(huán)境下產(chǎn)生的。本設(shè)計從選擇方案開始即考慮了產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)實用性。相對于斜軸式軸向柱塞泵，直軸式軸向柱塞泵體積小，重量輕，功率質(zhì)量比高。其轉(zhuǎn)速范圍雖有限制，但直軸式軸向柱塞泵仍然適合轉(zhuǎn)速較小的工況。本設(shè)計制造工藝簡樸，加工較以便。我國目前有諸多液壓泵廠都可以生產(chǎn)相似類型的液壓泵，并且已經(jīng)形成系列產(chǎn)品，技術(shù)已經(jīng)成熟。該產(chǎn)品成本較低，經(jīng)濟(jì)合用，是較為理想的液壓產(chǎn)品。7結(jié)論伴隨工業(yè)的不停發(fā)展，液壓傳動的應(yīng)用也越來越廣，而作為液壓傳動系統(tǒng)心臟的液壓泵就顯得愈加重要了。在多種液壓泵中，尤其是軸向柱塞泵是實現(xiàn)高壓、高速化、大流量的一種最理想的泵的構(gòu)造，因此發(fā)展軸向柱塞泵技術(shù)至關(guān)重要。本文根據(jù)所給條件設(shè)計出了直軸斜盤式軸向柱塞泵，這種柱塞泵構(gòu)造簡樸，體積小，容積效率高，工作壓力高。柱塞底部密封容積中的部分壓力油經(jīng)柱塞軸向中心孔和滑靴中心孔進(jìn)入滑靴與斜盤接觸面間縫隙而形成了一層很薄的油膜，起到靜壓支撐作用，以減小滑靴與斜盤間磨損。柱塞缸體通過一種大型軸承，來平衡斜盤通過阻塞對缸體產(chǎn)生的徑向分力和翻轉(zhuǎn)力矩。該泵的變量控制機(jī)構(gòu)為手動式，構(gòu)造簡樸，操作以便，可以很好的滿足設(shè)計規(guī)定。本設(shè)計還存在某些局限性之處，重要由于本人對設(shè)計措施的經(jīng)驗局限性，缺乏實踐經(jīng)驗，此后還要加強(qiáng)這首先的學(xué)習(xí)。道謝本設(shè)計在金寧老師的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格規(guī)定下業(yè)已完畢。從課題選擇、方案論證到詳細(xì)設(shè)計和修改，無不凝聚著金寧導(dǎo)師的心血和汗水。在四年的本科學(xué)習(xí)和生活期間，也一直感受著老師們的精心指導(dǎo)和無私的關(guān)懷，我受益匪淺。在此向老師表達(dá)深深的感謝和崇高的敬意。同步也要感謝所有關(guān)懷和協(xié)助過我的院系領(lǐng)導(dǎo)，各位老師和同學(xué)，尤其感謝同組的同學(xué)在我碰到困難的時候總是熱心的予以協(xié)助，謝謝你們一直以來對我的照顧和鼓勵。衷心感謝評審論文的各位老師，敬請對本文提出寶貴的意見。參照文獻(xiàn)[1]隗金文,王慧.液壓傳動[M].沈陽.東北大學(xué)出版社..[2]馬春峰.液壓與氣動技術(shù)[M].北京：人名郵電出版社..[3]楊文生.液壓與氣動傳動[M].北京：電子工業(yè)出版社..[4]張利平,(等).液壓氣動技術(shù)速查手冊[M].北京.化學(xué)工業(yè)出版社..[5]李壯云.液壓氣動與液力工程手冊[M].北京.電子工業(yè)出版社..[6]雷天覺.新編液壓工程手冊上冊[M].北京.北京理工大學(xué)出版社.1998.[7]路甬祥.液壓氣動技術(shù)手冊[M].北京.機(jī)械工業(yè)出版社..[8]那成烈.軸向柱塞泵可壓縮流體配流原理[M].北京.兵器工業(yè)出版社..[9]聞德生.斜盤型開路式軸向柱塞泵[M].北京.機(jī)械工業(yè)出版社.1993.[10]霍培祥.斜盤式軸向柱塞泵設(shè)計[M].北京.煤炭工業(yè)出版社.1978.[11]王伯平.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)[M].第2版.北京.機(jī)械工業(yè)出版社..[12]中國原則出版社，機(jī)械工程原則手冊委員會.機(jī)械工程原則手冊密封與潤滑卷[M]..[13]中國機(jī)械工程學(xué)會，中國機(jī)械設(shè)計大典編委會.中國機(jī)械設(shè)計大典[M]第3卷.江西.江西科學(xué)技術(shù)出版社.[14]H.Vollbrecht.Stressincylindricalandsphericalwallssubjectedtointernalpressureandstationaryheatflow.Verfahrenstechnik.1974[15]袁生杰，董恩國.斜盤式軸向柱塞泵滑靴的設(shè)計計算[J].天津工程師范學(xué)院學(xué)報，,17(1):40～42.[16]江耕華，胡來瑢，陳啟松.機(jī)械傳動設(shè)計手冊下冊[M].第2版.北京.煤炭工業(yè)出版社.1997.[17]鞏云鵬，田萬祿，張祖立，黃秋波.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計[M].沈陽.東北大學(xué)出版社..[18]日本液壓氣動協(xié)會.液壓氣動手冊[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社.1984.[19]宋學(xué)義.袖珍液壓氣動手冊[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社.1995.附錄A液壓與氣動系統(tǒng)僅有如下三種基本措施傳遞動力：電氣、機(jī)械和流體。大多數(shù)應(yīng)用系統(tǒng)實際上是將三種措施組合起來而得到最有效地最全面的系統(tǒng)。為了合理地確定采用哪種措施，重要的是理解多種措施的明顯特性。例如液壓系統(tǒng)在長距離上比機(jī)械系統(tǒng)更能經(jīng)濟(jì)地傳遞動力。然而液壓系統(tǒng)與電氣系相比，傳遞動力的距離較短。液壓動力傳遞系統(tǒng)波及電動機(jī)、調(diào)整裝置和壓力和流量控制，總的來說，該系統(tǒng)包括：1泵:將原動機(jī)的能力轉(zhuǎn)換成作用在執(zhí)行部件上的液壓能。2閥：控制泵產(chǎn)生流體的運(yùn)動方向、產(chǎn)生的功率的大小，以及抵達(dá)執(zhí)行部件液體的流量。功率大小取決于對流量和壓力大小的控制。3執(zhí)行部件：將液壓能轉(zhuǎn)換成可用的機(jī)械能。4介質(zhì)即油液：可進(jìn)行無壓縮傳遞和控制，同步可以潤滑部件，使閥體密封和系統(tǒng)冷卻。5聯(lián)接件：聯(lián)接各個系統(tǒng)部件，為壓力流體提供功率傳播通路，將液體返回郵箱。6油液貯存和調(diào)整裝置：用來保證提供足夠質(zhì)量和數(shù)量并冷卻的液體。液壓系統(tǒng)在工業(yè)中應(yīng)用廣泛，例如沖壓、鋼類工件的磨削及一般加工業(yè)、農(nóng)業(yè)、礦業(yè)、航天技術(shù)、深?？碧?、運(yùn)送、海洋技術(shù)，近海天然氣和石油勘探等行業(yè)，簡而言之，在平常生活中很少有人不從液壓技術(shù)中得到某種益處。液壓系統(tǒng)成功而又廣泛使用的秘密在與它的通用性和易操作性。液壓動力傳遞不會像機(jī)械系統(tǒng)那樣受到機(jī)器幾何形體的制約，此外，液壓系統(tǒng)不會像電氣系統(tǒng)那樣受到鋼的磁飽和極限的限制，相反，液壓系統(tǒng)的功率僅僅受材料強(qiáng)度的限制。企業(yè)為了提高生產(chǎn)率將越來越依托自動化，這包括遠(yuǎn)程和直接控制生產(chǎn)操作、加工過程和材料處理等。液壓動力之因此成為自動化的重要構(gòu)成部分，是由于它有如下重要的四種長處：1控制以便精確通過操作一種簡樸的操作桿和按鈕，液壓系統(tǒng)的操作者便能立即起動、停止、加減速和能提供任意功率、位置精度為萬分之一英寸的位置控制力。2增力一種液壓系統(tǒng)（沒有使用粗笨的齒輪、滑輪和杠桿）能簡樸有效地將不到一盎司的力放大產(chǎn)生幾百噸力的輸出。3恒力或恒扭矩只有液壓系統(tǒng)能提供不隨速度變化而變化的恒力或恒扭矩，它可以驅(qū)動對象從每小時移動幾英寸到每分鐘幾百英寸，從每小時幾轉(zhuǎn)到每分鐘幾千轉(zhuǎn)。4簡便、安全、經(jīng)濟(jì)總的來說，液壓系統(tǒng)比機(jī)械或電氣系統(tǒng)使用更少的運(yùn)動部件，因此，它們運(yùn)行與維護(hù)簡便。這使得系統(tǒng)構(gòu)造緊湊，安全可靠。例如一種用于車輛上的新型動力轉(zhuǎn)向控制裝置已淘汰其他類型的轉(zhuǎn)向動力裝置，該轉(zhuǎn)向部件中包具有人力操縱方向控制閥和分派器。由于轉(zhuǎn)向部件是全液壓的，沒有萬向節(jié)、軸承、減速器齒輪等機(jī)械連接，這使得系統(tǒng)簡樸緊湊。此外，只需輸入很小的扭矩就能產(chǎn)生滿足極惡劣工作條件所需的控制力，這對于因操作空間限制而需要小方向盤的場所很重要，這也是減輕司機(jī)疲勞度所必需的。液壓系統(tǒng)的其他長處包括雙向運(yùn)動、過載保護(hù)和無極變速控制，在已經(jīng)有的任何動力系統(tǒng)中液壓系統(tǒng)亦具有最大的單位質(zhì)量功率比。盡管液壓系統(tǒng)具有如此高性能，但它不是可以處理所有動力傳遞問題的靈丹妙藥。液壓系統(tǒng)也有些缺陷，液壓油油污染，并且泄漏不也許完全防止，此外假如油液滲漏發(fā)生在灼熱設(shè)備附近，大多數(shù)液壓油能引起火災(zāi)。下面以一詳細(xì)實例——液壓站來簡介液壓系統(tǒng)的優(yōu)越性。液壓站又稱液壓泵站，是獨立的液壓裝置。它按逐層規(guī)定供油。并控制液壓油流的方向、壓力和流量，合用于主機(jī)與液壓裝置可分離的多種液壓機(jī)械上。顧客購后只要將液壓站與主機(jī)上的執(zhí)行機(jī)構(gòu)（油缸或油馬達(dá)）用油管相連，液壓機(jī)械即可實現(xiàn)多種規(guī)定的動作和工作循環(huán)。液壓站是由泵裝置、集成塊或閥組合、油箱、電氣盒組合而成。各部件功能為：泵裝置－－上裝有電機(jī)和油泵，是液壓站的動力源，將機(jī)械能轉(zhuǎn)化為液壓油的壓力能。集成塊－－由液壓閥及通道體組裝而成。對液壓油實行方向、壓力和流量調(diào)整。閥組合－－板式閥裝在立板上，板后管連接，與集成塊功能相似。油箱－－板焊的半封閉容器，上還裝有濾油網(wǎng)、空氣濾清器等，用來儲油、油的冷卻及過濾。電氣盒－－分兩種型式。一種設(shè)置外接引線的端子板；一種配置了全套控制電器。液壓站的工作原理：電機(jī)帶動油泵轉(zhuǎn)動，泵從油箱中吸油供油，將機(jī)械能轉(zhuǎn)化為液壓站的壓力能，液壓油通過集成塊（或閥組合）實現(xiàn)了方向、壓力、流量調(diào)整后經(jīng)外接管路并至液壓機(jī)械的油缸或油馬達(dá)中，從而控制液動機(jī)方向的變換、力量的大小及速度的快慢，推進(jìn)多種液壓機(jī)械做功。一、發(fā)展歷程我國液壓（含液力，下同）、氣動和密封件工業(yè)發(fā)展歷程，大體可分為三個階段，即：20世紀(jì)50年代初到60年代初為起步階段；60~70年代為專業(yè)化生產(chǎn)體系成長階段；80~90年代為迅速發(fā)展階段。其中，液壓工業(yè)于50年代初從機(jī)床行業(yè)生產(chǎn)仿蘇的磨床、拉床、仿形車床等液壓傳動起步，液壓元件由機(jī)床廠的液壓車間生產(chǎn)，自產(chǎn)自用。進(jìn)入60年代后，液壓技術(shù)的應(yīng)用從機(jī)床逐漸推廣到農(nóng)業(yè)機(jī)械和工程機(jī)械等領(lǐng)域，本來附屬于主機(jī)廠的液壓車間有的獨立出來，成為液壓件專業(yè)生產(chǎn)廠。到了60年代末、70年代初，伴隨生產(chǎn)機(jī)械化的發(fā)展，尤其是在為第二汽車制造廠等提供高效、自動化設(shè)備的帶動下，液壓元件制造業(yè)出現(xiàn)了迅速發(fā)展的局面，一批中小企業(yè)也成為液壓件專業(yè)制造廠。1968年中國液壓元件年產(chǎn)量已靠近20萬件；1973年在機(jī)床、農(nóng)機(jī)、工程機(jī)械等行業(yè)，生產(chǎn)液壓件的專業(yè)廠已發(fā)展到100余家，年產(chǎn)量超過100萬件，一種獨立的液壓件制造業(yè)已初步形成。這時，液壓件產(chǎn)品已從仿蘇產(chǎn)品發(fā)展為引進(jìn)技術(shù)與自行設(shè)計相結(jié)合的產(chǎn)品，壓力向中、高壓發(fā)展，并開發(fā)了電液伺服閥及系統(tǒng)，液壓應(yīng)用領(lǐng)域深入擴(kuò)大。氣動工業(yè)的起步比液壓稍晚幾年，到1967年開始建立氣動元件專業(yè)廠，氣動元件才作為商品生產(chǎn)和銷售。含橡塑密封、機(jī)械密封和柔性石墨密封的密封件工業(yè)，50年代初從生產(chǎn)一般O型圈、油封等擠壓橡塑密封和石棉密封制品起步，到60年代初，開始研制生產(chǎn)機(jī)械密封和柔性石墨密封等制品。70年代，在原燃化部、一機(jī)部、農(nóng)機(jī)部所屬系統(tǒng)內(nèi)，一批專業(yè)生產(chǎn)廠相繼成立，并正式形成行業(yè)，為密封件工業(yè)的發(fā)展成長奠定了基礎(chǔ)。進(jìn)入80年代，在國家改革開放的方針指導(dǎo)下，伴隨機(jī)械工業(yè)的發(fā)展，基礎(chǔ)件滯后于主機(jī)的矛盾日益突出，并引起各有關(guān)部門的重視。為此，原一機(jī)部于1982年組建了通用基礎(chǔ)件工業(yè)局，將原有分散在機(jī)床、農(nóng)業(yè)機(jī)械、工程機(jī)械等行業(yè)歸口的液壓、氣動和密封件專業(yè)廠，統(tǒng)一劃歸通用基礎(chǔ)件局管理，從而使該行業(yè)在規(guī)劃、投資、引進(jìn)技術(shù)和科研開發(fā)等方面得到基礎(chǔ)件局的指導(dǎo)和支持。從此進(jìn)入了迅速發(fā)展期，先后引進(jìn)了60余項國外先進(jìn)技術(shù)，其中液壓40余項、氣動7項，經(jīng)消化吸取和技術(shù)改造，現(xiàn)均已批量生產(chǎn)，并成為行業(yè)的主導(dǎo)產(chǎn)品。近年來，行業(yè)加大了技術(shù)改造力度，1991~1998年國家、地方和企業(yè)自籌資金總投入共約20多億元，其中液壓16億多元。通過技術(shù)改造和技術(shù)攻關(guān)，一批重要企業(yè)技術(shù)水平深入提高，工藝裝備得到很大改善，為形成高起點、專業(yè)化、批量生產(chǎn)打下了良好基礎(chǔ)。近幾年，在國家多種所有制共同發(fā)展的方針指導(dǎo)下，不一樣所有制的中小企業(yè)迅猛崛起，展現(xiàn)出勃勃生機(jī)。伴隨國家深入開放，三資企業(yè)迅速發(fā)展，對提高行業(yè)水平和擴(kuò)大出口起著重要作用。目前我國已和美國、日本、德國等國著名廠商合資或由外國廠商獨資建立了柱塞泵/馬達(dá)、行星減速機(jī)、轉(zhuǎn)向器、液壓控制閥、液壓系統(tǒng)、靜液壓傳動裝置、液壓件鑄造、氣動控制閥、氣缸、氣源處理三聯(lián)件、機(jī)械密封、橡塑密封等類產(chǎn)品生產(chǎn)企業(yè)50多家，引進(jìn)外資2億多美元。二、目前狀況(1)基本概況通過40數(shù)年的努力，我國液壓、氣動和密封件行業(yè)已形成了一種門類比較齊全，有一定生產(chǎn)能力和技術(shù)水平的工業(yè)體系。據(jù)1995年全國第三次工業(yè)普查記錄，我國液壓、氣動和密封件工業(yè)鄉(xiāng)及鄉(xiāng)以上年銷售收入在100萬元以上的國營、村辦、私營、合作經(jīng)營、個體、“三資”等企業(yè)共有1300余家，其中液壓約700家，氣動和密封件各約300余家。按1996年國際同行業(yè)記錄，我國液壓行業(yè)總產(chǎn)值23.48億元，占世界第6位；氣動行業(yè)總產(chǎn)值4.19億元，占世界第10位。(2)目前供需概況通過技術(shù)引進(jìn)，自主開發(fā)和技術(shù)改造，高壓柱塞泵、齒輪泵、葉片泵、通用液壓閥門、油缸、無油潤滑氣動件和各類密封件第一大批產(chǎn)品的技術(shù)水平有了明顯的提高，并可穩(wěn)定的批量生產(chǎn)，為各類主機(jī)提高產(chǎn)品水平提供了保證。此外，在液壓氣動元件和系統(tǒng)的CAD、污染控制、比例伺服技術(shù)等方面也獲得一定成果，并已用于生產(chǎn)。目前，液壓、氣動和密封件產(chǎn)品總計約有3000個品種、23000多種規(guī)格。其中，液壓有1200個品種、10000多種規(guī)格（含液力產(chǎn)品60個品種、500個規(guī)格）；氣動有1350個品種、8000多種規(guī)格；橡塑密封有350個品種、5000多種規(guī)格，已基本能適應(yīng)各類主機(jī)產(chǎn)品的一般需要，為重大成套裝備的品種配套率也可達(dá)60%以上，并開始有少許出口。1998年國產(chǎn)液壓件產(chǎn)量480萬件，銷售額約28億元（其中機(jī)械系統(tǒng)約占70%）；氣動件產(chǎn)量360萬件，銷售額約5.5億元（其中機(jī)械系統(tǒng)約占60%）；密封件產(chǎn)量約8億件，銷售額約10億元（其中機(jī)械系統(tǒng)約占50%）。據(jù)中國液壓氣動密封件工業(yè)協(xié)會1998年年報記錄，液壓產(chǎn)品產(chǎn)銷率為97.5%（液力為101%），氣動為95.9%，密封為98.7%。這充足反應(yīng)了產(chǎn)銷基本銜接。我國液壓、氣動和密封工業(yè)雖獲得了很大的進(jìn)步，但與主機(jī)發(fā)展需求，以及和世界先進(jìn)水平相比，還存在不少差距，重要反應(yīng)在產(chǎn)品品種、性能和可靠性等方面。以液壓產(chǎn)品為例，產(chǎn)品品種只有國外的1/3，壽命為國外的1/2。為了滿足重點主機(jī)、進(jìn)口主機(jī)以及重大技術(shù)裝備的需要，每年均有大量的液壓、氣動和密封產(chǎn)品進(jìn)口。據(jù)海關(guān)記錄及有關(guān)資料分析，1998年液壓、氣動和密封件產(chǎn)品的進(jìn)口額約2億美元，其中液壓約1.4億美元，氣動近0.3億美元，密封約0.3億美元，比1997年稍有下降。按金額計，目前進(jìn)口產(chǎn)品的國內(nèi)市場擁有率約為30%。1998年國內(nèi)市場液壓件需求總量約600萬件，銷售總額近40億元；氣動件需求總量約500萬件，銷售總額7億多元；密封件需求總量約11億件，銷售總額約13億元。三、此后發(fā)展走勢1、影響發(fā)展的重要原因(1)企業(yè)產(chǎn)品開發(fā)能力不強(qiáng)，技術(shù)開發(fā)的水平和速度不能完全滿足先進(jìn)主機(jī)產(chǎn)品、重大技術(shù)裝備和進(jìn)口設(shè)備的配套和維修需要；(2)不少企業(yè)的制造工藝、裝備水平和管理水平都較落后，加上質(zhì)量意識不強(qiáng)，導(dǎo)致產(chǎn)品性能水平低、質(zhì)量不穩(wěn)定、可靠性差，服務(wù)不及時，缺乏使顧客滿意和信賴的名牌產(chǎn)品；(3)行業(yè)內(nèi)生產(chǎn)專業(yè)化程度低，力量分散，低水平反復(fù)嚴(yán)重，地區(qū)和企業(yè)之間產(chǎn)品趨同，盲目競爭，互相壓價，使企業(yè)效益下降，資金缺乏、周轉(zhuǎn)困難，產(chǎn)品開發(fā)和技術(shù)改造投入局限性，嚴(yán)重地制約了行業(yè)整體水平的提高以及競爭實力的增強(qiáng)；(4)國內(nèi)市場國際化程度日益提高，國外企業(yè)紛紛進(jìn)入中國市場參與競爭，加上國內(nèi)私營、合作經(jīng)營、個體、三資等企業(yè)的崛起，給國有企業(yè)導(dǎo)致愈來愈大的沖擊。2、發(fā)展走勢伴隨社會主義市場經(jīng)濟(jì)的不停深化，液壓、氣動和密封產(chǎn)品的市場供求關(guān)系發(fā)生較大變化，長期來以“短缺”為特性的賣方市場已基本成為以“構(gòu)造性過剩”為特性的買方市場所取代。從總體能力看，已處在供不小于求的態(tài)勢，尤其是一般低級次液壓、氣動和密封件，普遍供過于求；而主機(jī)急需的技術(shù)含量高的高參數(shù)、高附加值的高檔產(chǎn)品，又不能滿足市場需要，只能依賴于進(jìn)口。在我國加入WTO后，其沖擊有也許更大。因此，“十五”期間行業(yè)產(chǎn)值的增長，決不能依賴于量的增長，而應(yīng)針對行業(yè)自身的構(gòu)造性矛盾，加大力度，調(diào)整產(chǎn)業(yè)構(gòu)造和產(chǎn)品構(gòu)造，也就是應(yīng)依托質(zhì)的提高，增進(jìn)產(chǎn)品技術(shù)升級，以適應(yīng)和拉動市場需求，求得更大的發(fā)展。氣壓系統(tǒng)氣壓系統(tǒng)是用壓力氣體傳遞和控制動力，正如名稱所表明的那樣，氣壓系統(tǒng)一般用空氣（不用其他氣體）作為流體介質(zhì)，由于空氣是安全、成本低而又隨地可得的流體，在系統(tǒng)部件中產(chǎn)生電弧有也許點燃泄漏物的場所下（使用空氣作為介質(zhì)）尤其安全。在氣壓系統(tǒng)中，壓縮機(jī)用來壓縮并供應(yīng)所需的空氣。壓縮機(jī)一般有活塞式、葉片式和螺旋式等類型。壓縮機(jī)基本上是根據(jù)理想氣體法則，通過減小氣體體積來增長氣體壓力的。氣壓系統(tǒng)一般考慮采用大的中央空氣壓縮機(jī)作為一種無限量的氣源，此類似于電力系統(tǒng)中只要將插頭插入插座便可獲得電能。用這種措施，壓力氣體可以從氣源輸送到整個工廠的各個角落，壓力氣體可通過空氣濾清器除去污物，這些污物也許會損壞氣體組件的精密配合部件如閥和氣缸等，隨即輸送到各個回路中，接著空氣流經(jīng)減壓閥以減小氣壓值適合某一回路使用。由于空氣不是好的潤滑劑（包括20%的氧氣），氣壓系統(tǒng)需要一種油霧器將細(xì)小的油霧注射到通過減壓閥減壓的空氣中，這有助于減小氣動組件精密配合運(yùn)動件的磨損。由于來自大氣中的空氣含不一樣數(shù)量的水分，這些水分是有害的，它可以帶走潤滑劑引起過度磨損和腐蝕，因此，在某些使用場所中，要用空氣干燥器來除去這些有害的水分。由于氣壓系統(tǒng)直接向大氣排氣，會產(chǎn)生過大噪聲，因此可在氣閥和執(zhí)行組件排氣口安裝消聲器來減少噪聲，以防止操作人員因接觸噪聲及高速空氣粒子有也許引起的傷害。用氣動系統(tǒng)替代液壓系統(tǒng)有如下幾條理由：液體的慣性遠(yuǎn)比氣體大，因此，在液壓系統(tǒng)中，當(dāng)執(zhí)行組件加速減速和閥忽然啟動關(guān)閉時，油液的質(zhì)量便是一種潛在的問題，根據(jù)牛頓運(yùn)動定律（力等于質(zhì)量乘以加速度），產(chǎn)生加速運(yùn)動油液所需的力要比加速同等體積空氣所需的力高出許多倍。液體比氣體具有更大的粘性，這會由于內(nèi)摩擦而引起更大的壓力和功率損失；此外，由于液壓系統(tǒng)使用的液體要與大氣隔絕，故它們需要特殊的郵箱和無泄漏系統(tǒng)設(shè)計。氣壓系統(tǒng)使用可以直接排到周圍環(huán)境中的空氣，一般來說氣壓系統(tǒng)沒有液體系統(tǒng)昂貴。然而，由于空氣的可壓縮性，使得氣壓系統(tǒng)執(zhí)行組件不也許得到精確地速度控制和位置控制。氣壓系統(tǒng)由于壓縮機(jī)局限，其系統(tǒng)壓力相稱低（低于250psi），而液壓力可達(dá)10000psi之高，因此液壓系統(tǒng)可以是大功率系統(tǒng)，而氣動系統(tǒng)僅用于小功率系統(tǒng)，經(jīng)典例子有沖壓、鉆孔、提高、沖孔、夾緊、組裝、鉚接、材料處理和邏輯控制操作等。附錄BHydraulicSystemThereareonlythreebasicmethodsoftransmittingpower：electrical,mechanical,andfluidpower.Mostapplicationsactuallyuseacombinationofthethreemethodstoobtainthemostefficientoverallsystem.Toproperlydeterminewhichprinciplemethodtouse,itisimportanttoknowthesalientfeaturesofeachtype.Forexample,fluidsystemscantransmitpowermoreeconomicallyovergreaterdistancesthancanmechanicaltypes.However,fluidsystemsarerestrictedtoshorterdistancesthanareelectricalsystems.Hydraulicpowertransmissionsystemareconcernedwiththegeneration,modulation,andcontrolofptrssutrandflow,andingeneralsuchsystemsinclude:1.Pumpswhichconvertavailablepowerfromtheprimemovertohydraulicpowerattheactuator.2.Valveswhichcontrolthedirectionofpump-flow,thelevelofpowerproduced,andtheamountoffluid-flowtotheactuators.Thepowerlevelisdeterminedbycontrollingboththeflowandpressurelevel.3.Actuatorswhichconverthydraulicpowertousablemechanicalpoweroutputatthepointrequired.4.Themedium,whichisaliquid,providesrigidtransmissionandcontrolaswellaslubricationofcompinents,sealinginvalves,andcoolingofthesystem.5.Connectorswhichlinkthevarioussystemcomponents,providepowerconductorsforthefluidunderpressure,andfluidflowreturntotank(reservoir).6.Fluidstorageandconditioningequipmentwhichensuresufficientqualityandquantityaswellascoolingofthefluid.Hydraulicsystemsareusedinindustrialapplicationssuchasstampingpresses,steelmills,andgeneralmanufacturing,agriculturalmachines,miningindustry,aviation,spacetechnology,deep-seaexploration,transportation,marinetechnology,andoffshoregasandpetroleumexploration.Inshort,veryfewpeoplegetthroughadayoftheirliveswithoutsomehowbenefitiongfromthetechnologyofhydraulics.Thesecretofhydraulicsystem’ssuccessandwidespreaduseisitsversatilityandmanageability.Fluidpowerisnothinderedbythegeometryofthemachineasisthecaseinmechanicalsystems.Also,powercanbetransmittedinalmostlimitlessquantitiesbecauseflluidsystemsarenotsolimitedbythephysicallimitationsofmaterialsasaretheelectricalsystems.Forexample,theperformanceofanelectromangnetislimitedby