直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 前言 液壓傳動技術(shù)是一種近代工業(yè)技術(shù)，可以借助導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)對負載的預定控制；可以實現(xiàn)小型機械化；可以實現(xiàn)無沖擊大范圍的無極調(diào)速；可以遠距離操縱確定運動部分的位置、運動方向的變換、增減速度；便于實現(xiàn)自動化等，因而適應現(xiàn)代機械的自動化發(fā)展，廣泛應用于各個技術(shù)領(lǐng)域中，象飛行器、各種工作母機、建筑機械與車輛、塑料機械、起重機械、礦山機械和船舶等等，均使用著液壓傳動，而且應用日益廣泛。 由于液壓技術(shù)自身的諸多優(yōu)點，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遠高于其它機械設(shè)備，許多機械設(shè)備的傳動形

2、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。若按液壓泵的結(jié)構(gòu)不同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相應的發(fā)展。 1 軸向柱塞泵概述 柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔內(nèi)的往復運動，造成密封容積的變化，來實現(xiàn)吸油和排油。軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、單位功率體積小、重量輕、工作壓力高、容易實現(xiàn)變量等優(yōu)點。這類泵多用于農(nóng)林機械、起重運輸設(shè)備、工程機械、船舶甲板機械、冶金設(shè)備、火炮和空間技術(shù)中。 柱

3、塞泵按其柱塞在缸體孔中排列方式不同，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合，并依靠斜盤和彈簧使柱塞相對缸體往復運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)異，且結(jié)構(gòu)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同，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

4、要有足夠的支承剛度，不僅要驅(qū)動缸體旋轉(zhuǎn)，而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)置一個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，該泵結(jié)構(gòu)簡單、體積小、無極變量、具有可逆性（可作泵，也可作馬達）、壓力高、噪音低（相對于斜軸式），效率高，制造成本較低，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，故先敘述液壓泵的基本工作條件。液壓泵若正常工作，必須具備以下基本條件： 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)吸液和排液的根本原因。所以，這種泵又稱為容積式液壓泵。

5、 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，即不能同時相互溝通。 4） 油箱內(nèi)液體絕對壓力必須不小于大氣壓力，這是容積式液壓泵能吸液的外部條件。 下面介紹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主要零件有斜盤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個（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

6、通。 通過某種措施，可以保證每個柱塞的左端始終緊貼在斜盤表面上（允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（允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小；當柱塞運行到最上端時，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最大。 當傳動軸從軸端看，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)動缸體作圓周運動，又要逐漸往外伸出，使柱塞底部的密封容積不斷增加，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，柱塞在作圓周運動的同時，還要逐漸向缸

7、孔內(nèi)縮回，使柱塞底部密封容積不斷減小，高壓油從配油盤的排油窗孔，泵排油孔進入系統(tǒng)。傳動軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個柱塞往復運動一次，完成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。 當缸體旋轉(zhuǎn)時，柱塞隨缸體轉(zhuǎn)動的同時，相對缸體作往復運動，完成吸油和排油工作。中心彈簧8通過外套10將缸體壓緊于配油盤1上，起預密封作用，同時又是使柱塞回程的加力裝置。 1.3 直軸式軸向柱塞泵的主要性能參數(shù) 本設(shè)計給定設(shè)計參數(shù)如下： 額

8、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.1-1 Straight-axis axial plunger pump 1.3.1 壓力 液壓泵的壓力通常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)試驗標準規(guī)定，液壓泵在正常工作條件下所允許的連續(xù)運轉(zhuǎn)情況下的最大壓力值，即液壓泵銘牌標注的壓力值（亦稱公稱壓力），通常用表示。 最高壓力是指根據(jù)試驗標準規(guī)定，液壓泵超過額定壓力后所允許的短暫運轉(zhuǎn)情況下的最大壓力

9、值，常用表示。顯然，同一臺泵的額定壓力小于最高壓力。液壓泵的最高壓力通常要受強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，排液口所具有的具體壓力值，簡稱為工作壓力。通常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情況下，傳動軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所排出的液體體積，通常用表示，其單位為L/r或mL/r。液壓泵的排量僅取決于它的結(jié)構(gòu)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,通常用來表示，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。

10、 液壓泵的理論流量是指在沒有泄漏情況下，單位時間內(nèi)排出液體的體積，通常用表示。若液壓泵的轉(zhuǎn)速為,則液壓泵的理論流量為 （1-1） 圖1-2泵的各種流量與工作壓力之間關(guān)系曲線圖 Fig.1-2 a variety of pump flow and the relationship between work stress curve 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

11、在壓力差的作用下，經(jīng)泵零、部件之間隙泄漏掉的液體質(zhì)量，通常用表示。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。通常用泄漏系數(shù)L來表征液壓泵的泄漏程度，其表達式為 （1-2） 式中 ——泵額定壓力； L——泵泄漏系數(shù)。 通常當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具體工作情況（存在泄漏）下，單位時間內(nèi)所排出的液體體積，通常表示。在不加特殊說明情況下，液壓泵的流量均指實際流量而言。實際

12、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，隨著工作壓力p的增加，實際流量而下降，其主要原因是工作壓力增加而泄漏流量也隨著增加所致。 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個系數(shù)，可用表示。液壓泵的效率包括容積效率（記為）和機械效率（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映出泵容積損失大小，當泵的工作壓力愈高，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

13、，泵的容積效率就愈低，容積損失就愈大。液壓泵的容積效率通常是指在額定壓力和額定轉(zhuǎn)速下的值。 液壓泵的機械效率是指理論輸入功率（不包含機械磨損所消耗的功率）與實際輸入功率（包含因機械磨損消耗的功率）之比值，即 (1-5) 式中 ——機械磨損所消耗的機械功率； ——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； ——泵的機械效率。 可見，泵的機械效率能反映出泵的機械損失大小。液壓泵的機械磨損主要體現(xiàn)在軸與軸承、軸與密封件和相對運動的零件之間，若它們之間的磨損愈大，導致機械功率損耗愈大，機械效率

14、就愈低。 液壓泵的總效率等于容積效率與機械效率的乘積，即 （1-6） 1.3.4 功率 液壓泵是將原動機輸入的機械能轉(zhuǎn)換成輸出液體壓力能的轉(zhuǎn)換裝置。體現(xiàn)機械能的重要參數(shù)是轉(zhuǎn)矩和角速度，反映液體壓力能的主要參數(shù)則是液體的壓力和流量。在下面介紹的液壓泵功率計算就要涉及到以上參數(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，因為在理論上認為不存在任何泄漏。 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

15、 （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械損失前提下，泵所輸入的機械功率，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，； —

16、—泵的容積效率； ——泵的機械效率； ——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械損失前題下，泵所輸入的實際機械功率，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。

17、 2 主要零部件的設(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適用本節(jié)始末。 2.1.2 確定 （1） 由排量公式可知，如果增大，可以減小其它尺寸，但受力分析中已指出過，增大對柱塞的受力不利，通常，這里取。 （2）的確定 這三個參數(shù)是互相制約的，與結(jié)構(gòu)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，能使結(jié)構(gòu)較為緊湊。這里取Z=7。 初算時，

18、可取，則可按下式試算R： 取 （2-2） 再由排量公式確定柱塞直徑： 取 （2-3） 2.1.3 缸體的其它尺寸 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，應盡力擴大，以減少油壓反推力矩的脈動值，其最小間隔應滿足下式 （2-5） 從設(shè)計圖中不難得知 （cm），符合要求。 為擴大，油窗孔的中點半徑應取大些；從限制窗口處的圓周速度

19、不要太大的角度出發(fā)，又希望小些；因此尺寸較小的泵，一般取 。 圖2-1缸孔底部的油窗孔 Figure 2-1 at the bottom of the oil cylinder fenestrae 缸體設(shè)計完成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應等于柱塞的最小留缸長度、最小外伸長度和最大行程之和。通常時 , 取

20、 （cm） （2-6） 圖2-2柱塞的有關(guān)尺寸 Fig.2-2 Dimensions of the plunger （2）高壓比低壓需要較大的留缸長度，因為高壓時側(cè)向彎力大，留缸長度大，可避免柱塞和缸孔的側(cè)應力過大。故 當： (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，應使 （cm） 依經(jīng)驗取 (2-9) 則 這里取cm (2-10) （4）柱塞與孔

21、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（近似為行程的一半）。 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 包球直徑一般略小于柱塞直徑d，可以使滑靴頸部有一部分進入缸孔中，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)計有兩種方法。一種是全靜壓平衡型滑靴設(shè)計，而另外一種是“剩余壓緊力法”。本設(shè)計采用“剩余壓緊力設(shè)計法”。 這種方法在國

22、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。 其次，是壓緊力等于分離力。滑靴和斜盤之間間隙近似為零，泄漏量接近為零，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：

23、 （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，通常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)，符合要求。 采用這種方法設(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。 另外滑靴的引油孔是進入滑靴底部的通道。因設(shè)計中取油腔壓力，因此該孔應大，不應引起阻尼作用。也就是說壓降要很小，否則造成

24、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。通常引油孔德直徑可取2mm左右。 圖2-3滑靴結(jié)構(gòu) Fig.2-3 the agencies of slip boots 為使密封帶下的壓力場能得到充分利用，一般不宜將密封帶設(shè)計的過寬，尤其是在剩余壓緊力大、摩擦面光潔度較高的情況下。過寬的壓力場往往不能建立起設(shè)計的壓力場，致使實際分離力小于計算值，導致剩余壓緊力增大，滑靴容易燒毀和磨損。新結(jié)構(gòu)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)計完成后，要滑靴進行校核，具體見第四章

25、。 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，它的作用是分配油液，幫助軸向柱塞泵完成吸、排油任務。 配油盤的設(shè)計，主要是確定內(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，因油液的突然膨脹和壓縮所產(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)合的辦法來減低噪聲，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)壓力一方面由于預壓縮而上升，另一方面由于柱塞腔經(jīng)卸荷槽

26、與排油孔溝通而上升。這樣，當缸體窗口與排油孔接通時，柱塞腔內(nèi)壓力已達到排油壓力，就防止了壓力突變。 其優(yōu)點是對工作壓力的變化有較好的適應性。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一半的作用。 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） 所以 （2-15） 同理可得 （2-16） 式中 ——單位為； ——柱塞在下死點處（），柱塞腔

27、內(nèi)殘留的容積； ——柱塞本身的排油腔體積； ——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.2-4 with the interval angle of oil window 柱塞設(shè)計完成后，可以容易得到，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)

28、 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)驗并利用試帶法，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)

29、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)系式（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 ，符合要求。 配油孔的內(nèi)外半徑為，其平均半徑處的圓周速度應滿足下式 (2-2

30、1) 式中 ——最大允許圓周速度，=5-8（m/s） 代入數(shù)據(jù)后得 ，符合要求。 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，不難看出符合要求。 圖2-5配油盤的有關(guān)尺寸 Fig.2-5 with the size of the oil pan 3 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

31、為零不可能，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)定通常都把斜盤力設(shè)計得比大些，兩者的比值叫配油盤的壓緊系數(shù)，通過分析可以得到， (2-23) 一般取。 把設(shè)計數(shù)據(jù)代入式（2-23）得 ，符合要求。 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，通常都采用輔助支撐來減小壓強或承擔這部分多余的壓緊力。 輔助支撐通常有平面輔助支撐、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。 比壓校驗時通常最簡單的計算方法，通過檢查

32、全部接觸面上的壓應力——“比壓”，使其不要超過允許的“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 可見符合要求。 2.5 壓盤及斜盤尺寸的確定 2.5.1 壓盤（返回盤）尺寸的確定 圖2-6壓盤的尺寸 Fig.2-6 platen size 由受力分析可知，滑靴中心在斜盤上的運行軌

33、跡是一橢圓，其長軸為，短軸為R，所以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 斜盤尺寸的確定 斜盤的最大外徑，應能保證滑靴底面全部落在其上。即 cm (2-28) 取 D=9cm。 式中 ——余量，。

34、 3 直軸式軸向柱塞泵的運動及瞬時流量分析 3.1 直軸式軸向柱塞泵的運動分析 3.1.1柱塞運動學分析 運動分析是瞬時流量分析和受力分析的基礎(chǔ)，所以這里先討論。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為： （3-1） 圖3-1斜盤式軸向柱塞泵的運動分析 Fig.3-1 Swashplate axial piston pump of the Motio

35、n Analysis 由此坐標方程可以看出，沿x正向、即沿缸體軸線方向的相對運動，是缸體轉(zhuǎn)角的余弦函數(shù)；而在oyz平面內(nèi)，點B的運動軌跡，由其牽連運動（缸體的轉(zhuǎn)動）可以知道是一個圓。由于軸向運動方向x軸正向相同，所以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）

36、 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)運動而產(chǎn)生的徑向（即向心）加速度為 （3-5） 3.1.2滑靴運動分析 滑靴除了與柱塞一起相對缸體往復運動及隨缸體旋轉(zhuǎn)之外，還與柱塞球頭一起沿斜盤平面做平面運動。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運動情況。 為了得到柱塞上的滑靴相對斜盤的運動規(guī)律，將坐標系，以為軸逆時針轉(zhuǎn)過角，得坐標系，點B在的坐標系中以表示（見圖3-1），其坐標值為 （3-6） 由

37、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（為自然數(shù)）時，達到最大值，為 （3-10） 式中 ——缸體的速度； ——斜盤的傾角。 當（為包括0的自然數(shù)）時，有最

38、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，所以其平均角速度與相同，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……時，便達到最大值，為 （3-14） 而當……時，便達到最小值，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

39、橢圓積分，當時，其值為1.61-1.62，所以 （3-17） 另外，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、柱塞在運動中會產(chǎn)生繞自身軸線的旋轉(zhuǎn)運動，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 由于泵有多個柱塞同時在排油腔和進油腔，所以泵的瞬時流量，為同一瞬時所有處于排油腔的柱塞之瞬時流量之和， 即

40、 （3-18） 式中 ——整個泵的瞬時流量； ——每個柱塞的瞬時流量； ——同時處于排油區(qū)的柱塞數(shù)目。 如圖3-2所示，當柱塞由上死點位置A隨缸體轉(zhuǎn)過任意角度到達位置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。 柱塞的相對運動速度為 （3-20） 每個柱塞的瞬時流量為 （3-

41、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.3-2 Instantaneous flow and pulse 3.2.2 脈動品質(zhì)分析 通常用流量脈動系數(shù)來衡量瞬時流量的品質(zhì)。脈動系數(shù)的表達式為： （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

42、。 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最近的柱塞位置角； ——相鄰兩柱塞間夾角。 經(jīng)數(shù)學推導（通過純數(shù)學的推演是可以得出的，這里將推演過程省略），當柱塞為偶數(shù)時，

43、 （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.3-3 Axial Piston Pump 于是，當柱塞為偶數(shù)時的流量脈動系數(shù)為 （3-33） 流量脈動的頻率 （3-34） 而當柱塞為奇數(shù)時， （3-35）

44、 （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）可算出不同柱塞時的流量脈動系數(shù)，見表3-1所示。 表3-1 不同柱塞時的流量脈動表 Tab.3-1 at the time of the different flow

45、pulsation plunger Table Z 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14.03 32.53 4.98 14.03 2.53 7.81 1.53 4.98 1.02 3.45 0.73 由表3-1可以看出，當柱塞為奇數(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)，并盡可能取多些，常見的柱塞數(shù)7，9，11。由此可見本設(shè)計的柱塞數(shù)，脈動性較好。 4 主要零部件的受力分析與校核 在受力分析中

46、經(jīng)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)，一般取； ——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動時，在不同區(qū)域及不同位置時，受力情況是不同的。 借助圖4-1所給定的坐標系oxyz，忽略摩擦力和由離心力引起的摩擦力,柱塞所受的力如下。 1

47、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） 忽略低壓腔的液體壓力,對泵， 當時 （4-4） 當時 圖4-1柱塞組的受力 Fig.4-1 Group plunger force 3 軸向慣性力（對應圖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

48、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

49、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。 通常在不計，情況下，柱塞受力平衡方程可寫為 （4-10） （4-11） 若在忽略摩擦力,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，可以忽略。 4.1.2 柱塞的校核 如圖2-2所示，應滿足下式，以免擠壓應力過大 (4-12) 式中 ——滑靴材料的許用比壓，ZQAl9-4青銅

50、=75M。 驗算如下： 符合強度要求。 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)，作用于滑靴的主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，通常只考慮壓緊力和分離力，而其余的力數(shù)值較小，一般都忽略不計。 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。實際的壓緊力較大于上述計算值要求，這是因為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

51、的百分比可用下式估算： （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.4-2 The force of slip boots 柱塞與滑靴設(shè)計完成后，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同，所允許的接觸比壓和比功值也不同。為了

52、使設(shè)計的滑靴具有一定的可靠性和使用壽命，均須對這兩者進行校核。剩余壓緊力造成的比壓為： （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： ，符合要求。 當滑靴沿斜盤平面相對滑動時，運動軌跡為橢圓形，長軸為，短軸為。同時，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同，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代替，即 （4-16） 代入數(shù)據(jù)后得： ，符合

53、要求。 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)。同時，比功值大小也和壽命長短有關(guān)。在設(shè)計運動摩擦副時需要校驗比功值。計算比功值應小于材料允許的比功值，即 （4-17） 代入數(shù)據(jù)后得： ，符合要求。 表4-1 滑靴材料的許用壓力、速度和比功 Tab.4-1 slip boots material allowable pressure, speed, and more than reactive p/MPa v/(m) pv/(MPa) ZQA1

54、9-4 30 8 60 ZQSn10-1 15 3 20 耐磨鑄件 10 5 18 4.3 缸體 4.3.1 缸體的受力分析 缸體由泵軸推動，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，其受力情況較為復雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一是配油盤，從運轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點，希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。 通常的“缸體自位式”結(jié)構(gòu)，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，以取得容積效率和機械效率的綜合指標并延長壽命。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

55、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。這些力的計算表達需要經(jīng)過復雜的理論研究和數(shù)學推導，有些還需要實驗驗證。這里暫不討論。 4.3.2 缸體的強度校核 一般把缸體的受力，按照厚壁筒進行計算。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力為 （bar） （4-18） 最大徑向壓應力為 （b

56、ar） （4-19） 當缸體采用塑性材料時，用第四強度理論計算應力 （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.4-3 Checking block diagram 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； ——允許徑向變形量，。 代入數(shù)據(jù)后為 （4-22） 最后，為控制油窗孔處的油流速度，還應校核通油面積

57、。應使通油面積滿足式 （） （4-23） 式中 ——窗孔處的允許通流速度， m/s。 從設(shè)計圖中得知通油面積，符合要求。 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)學推導可以得知，一個柱塞的液體壓力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

58、-64）與（4-53）、（4-54）比較一下，再聯(lián)系（4-63），便得 當時， （4-26） 當時， （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 Kg cm 這樣，理論功率為 Kw 4.4.2 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，另外，為了保證配油機構(gòu)有良好的運轉(zhuǎn)條件，泵軸出端

59、又不允許以具有徑向力的傳動連接方式連接，所以，這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動缸體轉(zhuǎn)動，受力最簡單。 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。這些力計算較為復雜，為了計算簡便，可按下式校核軸的強度： （mm） (4-29) 式中 d——軸徑，mm； N——軸傳遞的功率，KW； n——軸

60、的轉(zhuǎn)速，r/min； A——隨許用扭應力而變化的系數(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，泵軸強度符合要求。 5 泵的變量機構(gòu) 能夠操縱泵的傾盤，使其改變傾角的大小和方向，從而達到改變泵的排量的機構(gòu)，稱為泵的變量機構(gòu)。 5.1 變量機構(gòu)的種類 目前變量機構(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。

61、有的則從控制信號或力的發(fā)生之形式不同來分類，如手動式、壓力補償式等?？芍^舉步勝舉。 從控制的能源和形式出發(fā)將其分成如下三大類：（一）機械式。它不用液壓能驅(qū)動，而直接由機械機構(gòu)通過手動或其它方式控制。（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，當泵要雙向無極變量時，用自身能源已無法實現(xiàn)，因當流量經(jīng)過零時無能量輸出，而采用一外液壓能源進行控制。 5.2 變量機構(gòu)選擇 本設(shè)計選擇機械變量機構(gòu)。如圖5-1所示，是以機械機構(gòu)直接控制斜盤而改變傾角的變量形式，因力臂L等與常數(shù)，所以機械機

62、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所示的機構(gòu)，是一種螺旋機構(gòu)。它是利用手直接操作改變斜盤傾角的機械裝置，稱為手動變量控制機構(gòu)。這種機構(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，以達到改變斜盤傾角而調(diào)節(jié)流量的目的。 式（5-2）說明泵的理論流量或排量正比于活塞的位移量Y，二者成直線關(guān)系。 圖5-1手動變量機構(gòu)

63、Fig.5-1 variables manually agencies 6 技術(shù)經(jīng)濟分析 隨著科學技術(shù)的不斷發(fā)展，“機、電、液”一體化驅(qū)使已成為不可阻擋的歷史潮流。液壓技術(shù)作為新興科學發(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依然適合轉(zhuǎn)速較小的工況。 本設(shè)計制造工藝簡單，加工較方便。我國現(xiàn)在有很多液壓泵廠都可以生產(chǎn)相同類型

64、的液壓泵，而且已經(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)濟適用，是較為理想的液壓產(chǎn)品。 7 結(jié)論 隨著工業(yè)的不斷發(fā)展，液壓傳動的應用也越來越廣，而作為液壓傳動系統(tǒng)心臟的液壓泵就顯得更加重要了。在各種液壓泵中，特別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結(jié)構(gòu)，所以發(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，這種柱塞泵結(jié)構(gòu)簡單，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入滑靴與斜盤接觸面間縫隙而形成了一層

65、很薄的油膜，起到靜壓支撐作用，以減小滑靴與斜盤間磨損。柱塞缸體通過一個大型軸承，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。該泵的變量控制機構(gòu)為手動式，結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，能夠較好的滿足設(shè)計要求。 本設(shè)計還存在一些不足之處，主要由于本人對設(shè)計方法的經(jīng)驗不足，缺乏實踐經(jīng)驗，今后還要加強這一方面的學習。 致謝 本設(shè)計在金寧老師的悉心指導和嚴格要求下業(yè)已完成。從課題選擇、方案論證到具體設(shè)計和修改，無不凝聚著金寧導師的心血和汗水。在四年的本科學習和生活期間，也始終感受著老師們的精心指導和無私的關(guān)懷，我受益匪淺。在此向老師表示深

66、深的感謝和崇高的敬意。 同時也要感謝所有關(guān)心和幫助過我的院系領(lǐng)導，各位老師和同學，尤其感謝同組的同學在我遇到困難的時候總是熱心的給予幫助，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。 參考文獻 [1] 隗金文,王慧.液壓傳動[M].沈陽.東北大學出版社.2001. [2] 馬春峰.液壓與氣動技術(shù)[M].北京：人名郵電出版社.2007. [3] 楊文生.液壓與氣動傳動[M].北京：電子工業(yè)出版社.2007. [4] 張利平,(等).液壓氣動技術(shù)速查手冊[M].北京.化學工業(yè)出版社.2007. [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.2008. [6] 雷天覺.新編液壓工程手冊 上冊[M].北京.北京理工大學出版社.1998. [7] 路甬祥.液壓氣動技術(shù)手冊[M].北京.機械工業(yè)出版社.2002. [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.2003. [9] 聞德生.斜盤型開路式軸向柱