資料范本本資料為word版本，可以直接編輯和打印，感謝您的下載柱塞泵設計與計算（斜盤式）地點： 時間： 說明：本資料適用于約定雙方經過談判，協商而共同承認，共同遵守的責任與義務，僅供參考，文檔可直接下載或修改，不需要的部分可直接刪除，使用時請詳細閱讀內容目錄緒論斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數2.1斜盤式軸向柱塞泵工作原理2.2斜盤式軸向柱塞泵主要性能參數斜盤式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析3.1柱塞運動學分析3.1.1柱塞行程s柱塞運動速度v3.1.3柱塞運動加速度a3.2滑靴運動分析3.3瞬時流量及脈動品質分析3.3.1脈動頻率3.3.2脈動率柱塞受力分析與設計4.1柱塞受力分析4.1.1柱塞底部的液壓力Pb4.1.2柱塞慣性力Pg4.1.3離心反力Pl4.1.4斜盤反力N4.1.5柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力P1和P24.1.6摩擦力p1f和P2f柱塞設計4.2.1柱塞結構型式4.2.3柱塞摩擦副比壓p、比功pv驗算滑靴受力分析與設計5.1滑靴受力分析5.1.1分離力Pf5.1.2壓緊力Py5.1.3力平衡方程式滑靴設計5.2.1剩余壓緊力法5.2.2最小功率損失法5.3滑靴結構型式與結構尺寸設計5.3.1滑靴結構型式結構尺寸設計配油盤受力分析與設計6.1配油盤受力分析6.1.1壓緊力Py分離力Pf6.1.3力平橫方程式配油盤設計6.2.1過度區設計6.2.2配油盤主要尺寸確定6.2.3驗算比壓p、比功pv缸體受力分析與設計7.1缸體地穩定性7.1.2分離力矩Mf7.1.3力矩平衡方程7.2缸體徑向力矩和徑向支承7.2.1徑向力和徑向力矩7.2.2缸體徑向力支承型式7.3缸體主要結構尺寸的確定7.3.1通油孔分布圓半徑Rf'和面積Fa7.3.2缸體內、外直徑D1、D2的確定7.3.3缸體高度H結論摘要斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統中的主要部件，斜盤式軸向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔內的往復運動，改變柱塞腔內容積實現吸油和排油的，是容積式液壓泵，對于斜盤式軸向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盤缸體是其重要部分，柱塞是其主要受力零件之一，滑靴是高壓柱塞泵常采用的形式之一，能適應高壓力高轉速的需要，配油盤與缸體直接影響泵的效率和壽命，由于配油盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對高速運動副均采用了一靜壓支承，省去了大容量止推軸承，具有結構緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕，比徑向泵結構簡單等優點，由于斜盤式軸向柱塞泵容易實現無級變量，維修方便等優點，因而斜盤式軸向柱塞泵在技術經濟指標上占很大優勢。關鍵詞斜盤柱塞泵滑靴缸體AbstractTheinclineddishtypeandaxialpumpwithapillarisamainpartinliquidpresssystem，Theinclineddishtypeandaxialpumpwithapillarisabackandforthmovementbypillartofilltheinsideofthepillarcavity，inordertochangethepillarfillsthecontentsofcavitytorealizetheoilofinhalingwithlineupoily，Isacapacitytypeliquidtopressthepump.Filltopillartopumpfortheinclineddishtypestalkthepillarfill,slipthebootsandgotogetherwiththeoildishanisitsimportancepart.Thepillarfillsisitsuffertheoneofthedintsparepartsprimarily.Theslipperybootsisoneoftheformthathighpressurepillarfillthepumptooftenadopt.Itcanadapttothehighdemandturningsooninhighpressuredint,gotogetherwiththeoildishandtheefficiencyofthedirectinfluenceinapumpwithlifespan.Becauseofgoingtogetherwiththeoildishfills,pillarandaslipperybootsthesetworightnessofhighspeedsthesportthevice-alladoptingathestaticpressureaccepts.Theprovincewenttothebigcapacitypushthebearings,havetheconstructiontightlypacked,thesparepartsislittle,thecraftisgood,thecostislow,thephysicalvolumeissmall,theweightislight,comparingthepathfacetopumptheconstructionsimpleetc.Becausetheinclineddishtypestalkfillstopillarthepumptorealizestohavenoeasilytheclasschangesthedeal,maintainconvenienceandsoon.Keywordstheinclineddishpillarpumpslipperybootcrockbody第1章緒論近年來，容積式液壓傳動的高壓化趨勢，使柱塞泵尤其軸向柱塞泵的采用日益廣泛。軸向柱塞泵主要有結構緊湊，單位功率體積小，重量輕，壓力高，變量機構布置方便，壽命長等優點，不足之處是對油液的污染敏感，濾油精度要求高，成本高等。軸向柱塞泵分為盤式柱塞泵和閥式柱塞泵，盤式軸向柱塞泵包括斜軸式軸向柱塞泵和斜盤式軸向柱塞泵。斜盤式與斜軸式軸向柱塞泵相比較，各有所長斜軸式軸向柱塞泵采用了驅動盤結構，使柱塞缸體不承受側向力，所以，缸體對配油盤的傾復可能性小，有利于柱塞副與配油部位工作，另外，允許的傾角大，可是，結構復雜，工藝性差，需要使用大容量止推軸承，因而高壓連續工作時間往往受到限制，成本高。斜盤式軸向柱塞泵，由于配油盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對高速運動副均采用了一靜壓支承，省去了大容量止推軸承，具有結構緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕等優點，從而使該泵獲得了迅速發展，并且由于軸向泵比徑向泵結構簡單，制造成本低；斜盤式軸向柱塞泵容易實現無級變量，體積小，重量輕，維修方便；因而斜盤式軸向柱塞泵比較其他泵在技術經濟指標上占很大優勢，所以，斜盤式軸向柱塞泵在不斷地改進和發展，其發展方向是：擴大使用范圍、提高參數、改善性能、延長壽命、降低噪聲，以適應液壓技術不斷發展的要求。斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統中的主要部件，斜盤式軸向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔內的往復運動，改變柱塞腔內容積實現吸油和排油的。是容積式液壓泵的一種。柱塞式液壓泵由于其主要零件柱塞和缸體均為圓柱形，加工方便，配合精度高，密封性能好，工作壓力高而得到廣泛的應用。軸向柱塞泵有非通軸和通軸兩種。非通軸式的徑向載荷由缸體外周的大軸承所平衡以限制缸體的傾斜，因此傳動軸只傳遞扭矩，軸徑小，由于存在缸體的傾斜力矩，因而制造精度較高，否則易損壞配油盤。但對于通軸式的傳動軸穿過斜盤取消了大軸承，徑向載荷由傳動軸支撐，并且重量輕、體積小、零件種類少，可以串聯輔助泵便于集成化，缸體傾斜力矩由主軸承受，因而轉動軸徑大。柱塞是斜盤式軸向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高壓柱塞泵常采用的形式之一，能適應高壓力高轉速的需要；配油盤設計的好壞也直接影響泵的效率和壽命。斜盤式軸向柱塞泵被廣泛使用與工程機械、起重運輸、冶金、航空、船舶等都種領域，在航空中普遍用于飛機液壓系統，操縱系統及航空發動機燃油系統中，使飛機上所用的液壓泵中最主要的一種形式，尤其是在煤炭行業的高壓重載液壓系統中，更是得到廣泛應用。第二章斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數2.1斜盤式軸向柱塞泵工作原理各種柱塞泵的運動原理都是曲柄連桿機構的演變，因而，它們的運動和動力分析就可以用統一的方程式來描述。斜盤式軸向柱塞泵主要結構如圖（2-1）。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴低面始終貼著斜盤平面運動。當缸體帶動柱塞旋轉時，由于斜盤平面相對缸體（xoy面）存在一傾斜角Y，迫使柱塞在柱塞腔內作直線往復運動。如果缸體按圖示n方向旋轉，在180°~360°范圍內，柱塞由下死點（對應180°位置）開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至死點（對應0°位置）止。在這個過程中，柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔內，這是吸油過程。隨著缸體繼續旋轉，在0°?180°范圍內，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入腔內，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這個過程中柱塞腔，1-柱塞2-缸體3-配油盤4-傳動軸5-斜盤6-滑靴7-回程盤8-中心彈簧圖2-1斜盤式軸向柱塞泵工作原理剛收子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，缸體每轉一周，各個柱塞有半周吸油，半周排油。如果缸體不斷旋轉，泵便連續地吸油和排油。2.2斜盤式軸向柱塞泵主要性能參數1.排量、流量與容積效率軸向柱塞泵排量是指缸體旋轉一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即不計容積損失時，泵理論流量為式中 一柱塞外徑；一柱塞橫截面積；—柱塞最大行程；一柱塞數取Z=7；一傳動軸轉速；從圖可知，柱塞最大行程為式中一柱塞分布圓直徑；一斜盤傾斜角??；所以，泵的理論流量是泵的實際輸出流量泵容積效率為泵的機械效率為所以，泵的總效率為容積效率與機械效率之積，第三章斜盤式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上一點的運動軌跡是一個橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產生的相對缸體繞其自身軸線的自轉運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。3.1柱塞運動學分析柱塞運動學分析，主要是研究柱塞相對缸體的往復直線運動。即分析柱塞與缸體做相對運動是的行程、速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質和主要零件受力狀況的基礎。3.1.1柱塞行程s下圖為一般帶滑靴的軸向柱塞泵運動分析圖。若斜盤傾角為Y，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉角為a，并以柱塞腔容積最大時的上死點位置為，則對應于任一旋轉角a時，圖3-1柱塞運動分析所以柱塞行程s為(3-1)當a=1800時，可得最大行程為將式（3-1）對時間微分可得柱塞運動速度v為（3-2）當及時，，可得最大運動加速度為式中為缸體旋轉角速度，。3.1.3柱塞運動加速度a將式（3-2）對時間微分可得柱塞運動加速度a為（3-3）當及時，，可得最大運動加速度為3.2滑靴運動分析研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規律，也即滑靴中心在斜盤平面內的運動規律（如圖），其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長、短軸分別為長軸短軸設柱塞在缸體平面上A點坐標那么A點在斜盤平面的坐標為如果用極坐標表示則為矢徑極角滑靴在斜盤平面內的運動角速度為由上式可見，滑靴在斜盤內是不等角速度運動，當a二、時，最大（在短軸位置）為當、時，最?。ㄔ陂L軸位置）為由結構可知，滑靴中心繞 點旋轉一周（）的時間等于缸體旋轉一周的時間。因此其平均旋轉角速度等于缸體角速度，即3.3瞬時流量及脈動品質分析柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成式中為柱塞截面積，。柱塞數為Z=7,柱塞角距為，位于排油區地柱塞數為Z0，那么參與排油的各個柱塞瞬時流量為泵的瞬時流量為（3-4）由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角有關，也與柱塞數有關。對于奇數（Z=7）排油區的柱塞數為Z0當時，取，由式（3-4）可知瞬時流量為當時，取，由式（3-4）可得瞬時流量當、、、……時，可得瞬時流量的最小值為當、、……時，可得瞬時流量的最大值為奇數柱塞泵瞬時流量規律見圖圖3-3奇數柱塞泵定義脈動率式中為平均流量，可由瞬時流量公式在周期內積分求平均值而得無論奇數泵還是偶數泵均為3.3.1脈動頻率因為奇數柱塞泵，所以3.3.2脈動率因為奇數柱塞泵，所以根據計算值，將脈動率。與柱塞Z畫成下圖的曲線圖3-4脈動率6與柱塞數Z關系曲線由以上分析可知：隨著柱塞數的增加，無論偶數柱塞泵還是奇數柱塞泵，流量脈動率都下降。相鄰柱塞數相比，奇數柱塞泵的脈動流量遠小于偶數柱塞泵的脈動率。第四章柱塞受力分析與設計柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉一周時，半周吸油、半周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。4.1柱塞受力分析圖4-1柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：圖示是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。4.1.1柱塞底部的液壓力柱塞位于排油區時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為式中為泵的排油壓力。4.1.2柱塞慣性力Pg柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力Pg為式中mZ、GZ為柱塞和滑靴的總質量和總重量慣性力Pg方向與加速度a方向相反，隨缸體旋轉角a按余弦規律變化。當a=00和1800時，慣性力最大值為4.1.3離心反力Pl柱塞隨缸體繞主軸作等速度圓周運動，有向心加速度al，產生的離心反力Pl通過柱塞質量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。其值為4.1.4斜盤反力N斜盤反力通過柱塞球頭軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其他軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產生接觸應力，并使缸體產生傾倒力矩。4.1.5柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力P1和P2該力是接觸應力P1和p2產生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小于柱塞直徑及柱塞在柱塞腔內的接觸長度。因此，由垂直于柱塞軸線的徑向力和離心力引起的接觸應力P1和p2可以看成是連續直線分布的應力。4.1.6摩擦力P1f和P2f柱塞與柱塞腔之間的摩擦力Pf為式中f為摩擦系數，常取f=0.05~0.12。取f=0.12分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于死點時的位置。此時N、P1、和P2可以通過如下方程求得：式中一柱塞最小接觸長度；一柱塞名義長度；解放程組得：式中 為結構參數4.2柱塞設計4.2.1柱塞結構型式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞.根據柱塞頭部結構，有三種型式，（1）點接觸式柱塞，（2）線接觸式柱塞，（3）帶滑靴的柱塞.選用帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可繞柱塞球頭中心擺動.滑靴與斜盤間為面接觸，接觸應力小，能承受較高的工作壓力.高壓油液還可以通過柱塞中心孔，沿滑靴平面泄露，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.目前大多采用這種形式軸向柱塞泵.并且這種型式的柱塞大多做成空心結構，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動的慣性力.采用空心結構還可以利用柱塞底部的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.空心柱塞內可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區復位.4.2.2柱塞結構尺寸設計柱塞直徑及柱塞分布圓直徑Df柱塞直徑、柱塞分布圓直徑Df、和柱塞數Z是互相關聯的.根據統計資料,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m為結構參數.m隨柱塞數Z而定.當泵的理論流量和轉速根據使用工況條件選定之后，根據流量公式可得柱塞直徑為柱塞直徑確定后，應從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑Df,即柱塞名義長度L由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力T,為使柱塞不致被以及保持有足夠的密封長度，應保持有最小留孔長度，一般取因為所以因此,柱塞名義長度l應滿足：式中一柱塞最大行程；一柱塞最小外伸長度,一般取.根據經驗數據，柱塞名義長度常?。和碇蝾^直徑d1按經驗常取如圖圖4-2柱塞尺寸圖為使柱塞在排油結束時圓柱而能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離ld，一般取柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環形壓力槽,起均衡側向力，改善潤滑條件和存貯贓物的作用.如上圖均壓槽的尺寸常?。?；寬；間距.實際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯,還容易劃傷缸體上柱塞孔壁面.因此目前許多高壓柱塞泵中并不開設均壓槽.4.2.3柱塞摩擦副比壓p、比功pv驗算取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則柱塞相對缸體的最大運動速度vmax應在摩擦副材料允許范圍內，由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功pmaxvmax為選用18CrMnTiA材料.第五章滑靴受力分析與設計目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構.滑靴不僅增大了與斜盤的接觸應力，而且柱塞底部的高壓油液，經柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中.由于油液在封油帶環縫中的流動.使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率.這種結構能適應高壓力和高轉速的需要.5.1滑靴受力分析液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力.一是柱塞底部液壓力力圖把滑靴壓向斜盤,稱為壓緊力;另一是由滑靴面直徑為D1的油池產生的靜壓力Pf1與滑靴封油帶上油液泄露時油膜反力Pf2,二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離力Pf.當緊壓力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩定的油膜，形成靜壓油墊.5.1.1分離力Pf圖為柱塞結構與分離力分布圖.圖4-3滑靴結構及分布力分布根據流體力學平面圓盤放射流可知，油液經滑靴封油帶環縫流動的泄露量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r的任一點壓力分布式為若，則從上式可以看出由上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數規律下降。油池靜壓分離力Pf1為總分離力Pf為5.1.2壓緊力滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即5.1.3力平衡方程式當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式得泄流量為5.2滑靴設計滑靴設計常用剩余壓緊力法和最小功率法選用最小功率損失法最小功率損失法的特點是：選取適當油膜厚度，使滑靴泄漏功率損失法與摩擦功率損失之和最小，保持最高功率。5.2.1泄漏功率損失已知滑靴在斜盤上的泄漏流量q，。若不計吸油區的損失，則滑靴在排油區域的泄漏功率損失為滑靴在斜盤上的運動軌跡是橢圓，為簡化計算，近似認為是柱塞分布圓。因此滑靴摩擦功率損失為式中一液體粘性摩擦力，；u一切線速度，一滑靴摩擦（支承）面積；一液體粘性摩擦應力，為液體粘性系數，為油膜厚度。將代入上式中可得5.2.3滑靴總功率損失令可得最佳油膜厚度為由上式計算出的油膜厚度，可使滑靴功率損失最小，效率最高。最佳油膜厚度在范圍。5.3滑靴結構型式與結構尺寸設計5.3.1滑靴結構型式滑靴的結構型式如圖圖5-1滑靴結構型式關于滑靴的結構，應該防止由于傾斜而引起密封帶出現偏磨，所以往往在密封帶外面加上一道斷開的外輔助支承面環帶。這樣，即使滑靴出現某些偏磨，也不會破壞滑靴的平衡設計，從而延長了滑靴的壽命。為了減小對滑靴底面的比壓，并防止由于壓力沖擊而引起滑靴底面沉凹的變形（這種變形引起松靴），常常在滑靴的密封帶內側加上一個或幾個內輔助支承環帶，為了不影響滑靴的支承力，并使密封環帶內側壓力迅速伸展，內輔助支承面在圓周上是斷開的。為了提高滑靴的拉脫強度，可以將滑靴的收口部位加厚?；サ那蛎鎴A柱度和橢圓度不大于0.003mm，與柱塞球頭鉚合時的徑向間隙應不大于0.01mm，與柱塞球頭的接觸面積不小于70%?；サ牟牧峡刹捎们嚆~或高強度的黃銅制造。要特別注意材料中心不允許有疏松和偏析，否則容易引起疲勞強度損壞。滑靴外徑D2滑靴在斜盤上的布局，應使傾斜角時，互相之間仍有一定間隙s,如圖圖5-2滑靴外徑D2的選定滑靴外徑D2為一般取油池直徑D1初步計算時，設定中心孔、及長度節流器采用節流管時，常以柱塞中心孔作為節流裝置，如滑靴結構及分離力分布圖所示。根據流體力學細長孔流量q為式中、一一細長管直徑、長度；K——修正系數；把上式帶入滑靴泄漏量公式 可得整理后可得節流管尺寸為經多次試算得式中為壓降系數，。當時，油膜具有最大剛度，承載能力最強。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數。從公式中可以看出，采用節流管的柱塞-滑靴組合，公式中無粘度系數，說明油溫對節流效果影響較小，但細長孔的加工工藝性較差，實現起來有困難。第六章配油盤受力分析與設計配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸、排油液以及承受由高速旋轉的缸體傳來的軸向載荷。它的設計好壞直接影響泵的效率和壽命。6.1配油盤受力分析常用配油盤簡圖如下圖6-1配油盤基本結構液壓泵工作時，高速旋轉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生的壓緊力Py；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力Pf。6.1.1壓緊力壓緊力是由于處在排油區的柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階面上，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。對于奇數柱塞泵，當有個柱塞處于排油區時，壓緊力Py1為當有個柱塞處于排油區時，壓緊力Py2為平均壓緊力Py為6.1.2分離力Pf分離力有三部分組成。即外封油帶分離力Pf1、內封油帶分離力Pf2、排油窗高壓油對缸體的分離力Pf3對奇數柱塞泵，在缸體旋轉過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數量和位置不同，封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤排油窗包角有所擴大。當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為平均有個柱塞排油時，平均包角為式中一柱塞間距角；-柱塞腔通油孔包角外封油帶分離力Pf1外封油帶上泄流量是源流流動，可得外封油帶泄流量q1為內封油帶分離力Pf2內封油帶上泄流量是匯流流動，可得內封油帶泄流量q2為排油窗分離力Pf3配油盤分離力Pf總泄流量考慮到封油帶很窄，分離力也可以近似看成線性分布規律，簡化計算：6.1.3力平衡方程式為使缸體能與配油盤緊密貼合，保證可靠密封性，應取壓緊力稍大于分離力。設壓緊力與分離力之差為剩余壓緊力；剩余壓緊力與壓緊力之比為壓緊系數，它表示壓緊程度。即由此可得力平衡方程式一般取取則為保證泵啟動時，缸體配油盤仍有一定的預壓緊力，常設置一軸向中心彈簧，把缸體緊壓在配油盤上。一般取彈簧力為300?500N。彈簧力Pt也可按下式選取6.2配油盤設計配油盤設計主要是確定內外封油帶尺寸、吸排油口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。6.2.1.過度區設計為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數配油盤采用過度角大于柱塞腔通油孔包角的結構，稱正重迭配油盤。具有這種結構的配油盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內封閉的油液會受到瞬間壓縮產生沖壓力；當柱塞從高壓腔接通低壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質，產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，腔內壓力能平緩過渡，從而避免壓力沖擊。圖6-2柱塞腔內壓力變化選帶卸荷的非對稱配油盤根據式計算出 ，在泵的結構尺寸確定后，取決于吸排有壓力差的大小。在實際工況條件下，泵排油壓力常隨負載改變而變化。要避免在新工況條件下的壓力沖擊，應改變壓縮角和以適應壓力差的變化。簡單的方法是在過渡區開設減振槽。圖6-3非對稱配油盤此時，過渡區壓縮角，按柱塞腔封閉油液壓力升高或降低所必須的體積壓縮量的50%計算；而減振槽按余下地50%計算。得柱塞腔接通減振槽過程中，減振槽兩端的壓力差是變化的。開始二0，完全接通后，取近似平均壓力差為，則通過減振槽的單位時間流量為而油液通過減振槽的單位時間是，則把上式帶入Q0式中可得減振槽的設計尺寸為經多次驗算得減振槽有多種形式，如等截面的溝槽，也有變截面的三角槽6.2.2配油盤主要尺寸確定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Df配油窗口包角，在吸排油窗口包角相等時，取為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足式中 Qlb一泵理論流量;F2-配油窗面積，[v0]一許用吸入流速，由此可得2.封油帶尺寸設內封油帶寬度為bl，外封油帶寬度為b2.考慮到外封油帶處于大半徑，在加上離心力的作用，泄流量比內封油帶泄流量大，取bl略大于b2，即當配油盤受力平衡時，可得計算出的結果經多次調整得到的為R1=40.5 R2=37 R3=27 R4=12.56.2.3驗算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。為此設置了輔助支承面，如下圖中D5,D6。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為圖6-4配油盤主要尺寸確定式中 F1-輔助支承面通油槽面積；F1=KB(R-R5)=(K為通油槽個數，取K=8mm，B為通油槽寬度，取B=10mm)F2、F3—吸、排油窗口面積。配油盤比壓p為式中Py—配油盤剩余壓緊力Pt—中心彈簧壓緊力在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算pv值，即式中為平均切線速度，第七章缸體受力分析與設計7.1缸體的穩定性在工作過的配油盤表面?？吹皆诟邏簠^一側有明顯的偏磨現象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命。缸體是一個復雜的受力體，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸體發生傾倒。下面就缸體受到的主要力矩進行穩定性分析。7.1.1壓緊力矩My液壓泵工作時，由于處于排油區的柱塞數量和位置隨缸體轉角變化，壓緊力及合力作用點也隨變化，其相應合力矩My也要隨轉角變化。因為選用九柱塞泵，排油區可能有四個或五個柱塞。下圖是五個柱塞排油時柱塞位置。為了便于分析，把每個柱塞的壓緊力看成是單位為1的集中載荷。圖7-1壓緊力合力作用點位置總壓緊力矩為7.1.2分離力矩Mf因為分離力由三個部分組成，在內、外封油帶上的壓力分布是按對數規律分布的?？烧J為內、外封油帶上的分離力是沿著封油帶重心弧線r2、r1均勻分布的?；【€的包角仍為，弧線的半徑，如圖所示，分別圖7-2分離力合力作用點從數學可知，弧線重心矩為由此可得外，內封油帶分離力臂為排油窗的油壓力是均布的，因此其分離力合力作用點可用求排油窗扇行面積重心來求得。數學上環扇面積重心矩為由此可得排油窗分離力力臂為分離力總合力作用點可用力平衡式求得，即得總分離力矩7.1.3力矩平衡方程設壓緊力矩與分離力矩之比為力矩系數，。則力矩平衡方程為缸體穩定性與有很重要關系，偏大偏小都可以造成缸體傾倒偏磨，直接影響泵輸出油液壓力大約有脈動。因此，Z=97.2缸體徑向力矩和徑向支承上面分析了由軸向的壓緊力和分離力引起的壓緊力矩和分離力矩，通過選擇力矩系數使得缸體軸向穩定。但僅此是不夠的，因此缸體還受到徑向力作用，如果沒有可靠的徑向約束，缸體傾倒和偏磨仍會發生。下面將分析缸體所受徑向力和缸體穩定性的影響及缸體徑向支承形式。7.2.1徑向力及徑向力矩從柱塞受力分析知道，在排油區的柱塞，由于受斜盤約束受有徑向力T的作用，對缸體產生以H為支點的傾倒力矩。即式中為任一柱塞球頭中心至H點的距離。如圖圖7-3徑向合力產生的傾倒力矩柱塞徑向合力對缸體的傾倒力矩Mt為當個柱塞處于排油區時，徑向合力最大。若忽略柱塞慣性力、摩擦力等因素的影響，則柱塞最大徑向合力為對于柱塞數Z=9的柱塞泵，有式中一徑向合力作用點運動弧長在Z軸上的投影長度。綜上所述，要保證缸體不因徑向力作用產生傾倒，必須根據徑向力大小及作用點變動情況選擇可靠的徑向支承。安裝位置應使支承軸承平面中心與傳動軸的交點重合于柱塞球頭與傳動軸的交點7.2.2缸體徑向力支承型式選用缸體外支承在柱塞徑向合力中心位置上設置一缸體外徑大軸承，如圖圖7-4缸體外支承型式缸體傳動的徑向力全部由缸體外徑軸承支承。這種形式的主要優點是傳動軸只起傳扭作用，不承受彎矩，因而軸和軸承的設計條件可以大大改善。同時，缸體支承剛度高，多次裝配重復性好。由于徑向軸承外徑大，造成泵的外徑尺寸也大，重量增加，徑向支承還限制了泵轉速的提高。缸體中心的傳動軸尺寸較小，缸體結構設計更緊湊。柱塞分布圓直徑較小，柱塞數較少（常取Z=7），斜盤傾角較大（）。由前面分析可知，缸體傾倒造成偏磨的原因是因為配油盤不動，缸體傾倒后改變了原接觸面的相對位置。如果缸體發生傾倒時，配油盤能自動相應變化，保持接觸面良好的貼合關系，即配油盤具有自位性，無疑可以避免缸體偏磨和泄漏。為此從結構上采取措施，出現了浮動配油盤、浮動缸體和球面配油盤等多種裝置，解決了缸體偏磨等問題。7.3缸體主要結構尺寸的確定7.3.1通油孔分布圓半徑和面積Fa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R2、R3為配油盤窗口內、外半徑。通油孔面積近似計算如下圖7-5柱塞腔通油孔尺寸式中一通油孔直徑，式中一通油孔直徑，—通油孔寬度，。7.3.2缸體內、外直徑D1、D2的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態下，各方向的變形量一致，應盡量使各處壁厚一致，壁厚初值可由結構尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算圖7-5缸體結構尺寸缸體強度可按厚壁筒驗算式中為厚壁筒外徑，。缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為式中E一缸