斜盤(pán)式柱塞泵的相關(guān)設(shè)計(jì)與計(jì)算講訴

1、目錄第1章緒論第2章斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理2.2 斜盤(pán)式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)第3章斜盤(pán)式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析3.1 柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析3.1.1柱塞行程s3.1.2柱塞運(yùn)動(dòng)速度V3.1.3柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a3.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析3.3瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析3.3.1脈動(dòng)頻率3.3.2脈動(dòng)率第4章柱塞受力分析與設(shè)計(jì)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Pi4.1.4 斜盤(pán)反力N4.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力R和R4.1.6 摩擦力pf和P2f4.2 柱塞設(shè)計(jì)/4.2.1 柱塞結(jié)構(gòu)型式

2、4.2.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)4.2.3 柱塞摩擦副比壓p、比功pv驗(yàn)算第5章滑靴受力分析與設(shè)計(jì)5.1滑靴受力分析5.1.1分離力R5.1.2壓緊力R5.1.3力平衡方程式5.2 滑靴設(shè)計(jì)5.2.1 剩余壓緊力法5.2.2 最小功率損失法5.3 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)5.3.1 滑靴結(jié)構(gòu)型式5.3.2 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 第6章配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì)6.1 配油盤(pán)受力分析6.1.1 壓緊力R6.1.2 分離力P6.1.3 力平橫方程式6.2 配油盤(pán)設(shè)計(jì)6.2.1 過(guò)度區(qū)設(shè)計(jì)6.2.2 配油盤(pán)主要尺寸確定6.2.3 驗(yàn)算比壓p、比功pv第7章缸體受力分析與設(shè)計(jì)7.1 缸體地穩(wěn)定性7.1.1壓緊力矩M7

3、.1.2分離力矩M7.1.3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(jié)構(gòu)尺寸的確定7.3.1 通油孔分布圓半徑R和面積Fa7.3.2 缸體內(nèi)、外直徑 D、D2的確定7.3.3 缸體高度H結(jié)論摘要斜盤(pán)式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤(pán)式軸向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔內(nèi)容積實(shí)現(xiàn)吸油和排油的，是容積式液壓泵，對(duì)于斜盤(pán)式軸 向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盤(pán)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(yīng)高壓力高轉(zhuǎn)速的需要，配油盤(pán)與缸體直接影響泵 的效率和壽命，由于配油盤(pán)

4、與缸體、滑靴與柱塞這兩對(duì)高速運(yùn)動(dòng)副均采用了一靜壓支承， 省去了大容量止推軸承，具有結(jié)構(gòu)緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕， 比徑向泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單等優(yōu)點(diǎn)，由于斜盤(pán)式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變量，維修方便等優(yōu)點(diǎn)，因而斜盤(pán)式軸向柱塞泵在技術(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢(shì)。關(guān)鍵詞 斜盤(pán) 柱塞泵 滑靴 缸體AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system ，The inclined dish type and axial pump with a pillar is

5、 a back and forth moveme nt by pillar to fill the in side of the pillar cavity，in order tochange the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily ， Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar

6、fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importanee part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily.The slipperyboots is one of the formthat high pressure pillar fill the pumpto often adopt. It can adapt to the high demandturning soon in high pre

7、ssure dint, go together with the oil dish and the efficie ncy of the direct in flue nee in a pump with life spa n. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts.The prov

8、ince went to the big capacity push the beari ngs, have the con structi on tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, compari ng the path face to pumpthe construction simple etc. Because the inclined dish type stal

9、k fills to pillar the pumpto realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words the in cli ned dish pillar pump slippery boot crock body第1章緒論近年來(lái)，容積式液壓傳動(dòng)的高壓化趨勢(shì)，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(jié)構(gòu)緊湊，單位功率體積小，重量輕，壓力高，變量機(jī)構(gòu)布置方便， 壽命長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，不足之處是對(duì)油液的污染敏感，濾油精度要求高，成本高等。軸向柱

10、塞 泵分為盤(pán)式柱塞泵和閥式柱塞泵，盤(pán)式軸向柱塞泵包括斜軸式軸向柱塞泵和斜盤(pán)式軸向 柱塞泵。斜盤(pán)式與斜軸式軸向柱塞泵相比較，各有所長(zhǎng)斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū)動(dòng)盤(pán)結(jié)構(gòu)， 使柱塞缸體不承受側(cè)向力，所以，缸體對(duì)配油盤(pán)的傾復(fù)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(jié)構(gòu)復(fù)雜，工藝性差，需要使用大容量止推軸 承，因而高壓連續(xù)工作時(shí)間往往受到限制，成本高。斜盤(pán)式軸向柱塞泵，由于配油盤(pán)與 缸體、滑靴與柱塞這兩對(duì)高速運(yùn)動(dòng)副均采用了一靜壓支承，省去了大容量止推軸承，具 有結(jié)構(gòu)緊湊，零件少，工藝性好，成本低，體積小，重量輕等優(yōu)點(diǎn)，從而使該泵獲得了 迅速發(fā)展，并且由于軸向泵比徑向泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制

11、造成本低；斜盤(pán)式軸向柱塞泵容易實(shí) 現(xiàn)無(wú)級(jí)變量，體積小，重量輕，維修方便；因而斜盤(pán)式軸向柱塞泵比較其他泵在技術(shù)經(jīng) 濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢(shì)，所以，斜盤(pán)式軸向柱塞泵在不斷地改進(jìn)和發(fā)展，其發(fā)展方向是： 擴(kuò)大使用范圍、提高參數(shù)、改善性能、延長(zhǎng)壽命、降低噪聲，以適應(yīng)液壓技術(shù)不斷發(fā)展 的要求。斜盤(pán)式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤(pán)式軸向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi) 的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，改變柱塞腔內(nèi)容積實(shí)現(xiàn)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，密圭寸性能好，工 作壓力高而得到廣泛的應(yīng)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

12、承所平衡以 限制缸體的傾斜，因此傳動(dòng)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(pán)。但對(duì)于通軸式的傳動(dòng)軸穿過(guò)斜盤(pán)取消了大軸承，徑向 載荷由傳動(dòng)軸支撐，并且重量輕、體積小、零件種類(lèi)少，可以串聯(lián)輔助泵便于集成化， 缸體傾斜力矩由主軸承受，因而轉(zhuǎn)動(dòng)軸徑大。柱塞是斜盤(pán)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(yīng)高壓力高轉(zhuǎn)速的需要；配油盤(pán)設(shè)計(jì)的好壞也直接影響泵的效率和壽命。斜盤(pán)式軸向柱塞泵被廣泛使用與工程機(jī)械、起重運(yùn)輸、冶金、航空、船舶等都種領(lǐng)域，在航空中普遍用于飛機(jī)液壓系統(tǒng)，操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動(dòng)機(jī)燃油系統(tǒng)中，使飛機(jī)上所 用的液壓泵中最

13、主要的一種形式，尤其是在煤炭行業(yè)的高壓重載液壓系統(tǒng)中，更是得到 廣泛應(yīng)用。第二章斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理各種柱塞泵的運(yùn)動(dòng)原理都是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的演變，因而，它們的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力分析就 可以用統(tǒng)一的方程式來(lái)描述。斜盤(pán)式軸向柱塞泵主要結(jié)構(gòu)如圖（2-1 ）。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴低面始終貼 著斜盤(pán)平面運(yùn)動(dòng)。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于斜盤(pán)平面相對(duì)缸體（xoy面）存在一傾 斜角丫，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)。 如果缸體按圖示n方向旋轉(zhuǎn)，在180360 范圍內(nèi)，柱塞由下死點(diǎn)（對(duì)應(yīng)180位置）開(kāi)始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至死 點(diǎn)（對(duì)應(yīng)0位置）止。在這個(gè)過(guò)

14、程中，柱塞腔剛好與配油盤(pán)吸油窗相通，油液被吸入柱 塞腔內(nèi)，這是吸油過(guò)程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在 0180范圍內(nèi)，柱塞在斜盤(pán)約束下由上 死點(diǎn)開(kāi)始不斷進(jìn)入腔內(nèi)，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點(diǎn)止。在這個(gè)過(guò)程中柱塞腔，1-柱塞2-缸體3-配油盤(pán) 4-傳動(dòng)軸5-斜盤(pán)6-滑靴7-回程盤(pán)8-中心彈簧圖2-1 斜盤(pán)式軸向柱塞泵工作原理剛好與配油盤(pán)排油窗相通，油液通過(guò)排油窗排出。這就是排油過(guò)程。由此可見(jiàn)，缸體每 轉(zhuǎn)一周，各個(gè)柱塞有半周吸油，半周排油。 如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和排油2.2斜盤(pán)式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)1.排量、流量與容積效率軸向柱塞泵排量qb是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即2

15、qb FzSmaxZ dz SmaxZ 4不計(jì)容積損失時(shí)，泵理論流量Qlb為: 2Qib = qb nrdzSmaxZ nb4式中 dZ 柱塞外徑dz = 24mm ；J2：2FZ 柱塞橫截面積 Fz dz 0.024 = 452.4mm ； 44Sm ax 柱塞最大行程；Z 柱塞數(shù) 取Z=7;nb 傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速 nb =1500r/min ；從圖可知，柱塞最大行程為smax = Dftg * =74 tg18 二 23mm式中 Df 柱塞分布圓直徑 Df = 74mm ；斜盤(pán)傾斜角取所以，泵的理論流量是泵的實(shí)際輸出流量Qsb - Qlb泵容積效率vb為=18 ;Qlb 二 qbnb 二 945

16、00ml- . ：Qb =95400 -197 -1982 =92321ml“號(hào)二鬻卞7%泵的機(jī)械效率為mb =90%所以，泵的總效率為容積效率與機(jī)械效率之積，b87%第三章斜盤(pán)式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析泵在一定斜盤(pán)傾角下工作時(shí)，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運(yùn)動(dòng)， 另一方面又相對(duì)缸體做往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。這兩個(gè)運(yùn)動(dòng)的合成，使柱塞軸線上一點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)軌 跡是一個(gè)橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對(duì)缸體繞其自身軸線的自轉(zhuǎn)運(yùn) 動(dòng)，此運(yùn)動(dòng)使柱塞的磨損和潤(rùn)滑趨于均勻，是有利的。3.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，主要是研究柱塞相對(duì)缸體的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。即分析柱塞與缸體做相對(duì)運(yùn)動(dòng)是的行程、

17、速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質(zhì)和主要零件受力狀況的基礎(chǔ)。3.1.1柱塞行程s下圖為一般帶滑靴的軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)分析圖。若斜盤(pán)傾角為Y,柱塞分布圓半徑為Rf，0缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為a，并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為 0 ，則對(duì)應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn) 角a時(shí)，3 TRk3圖3-1柱塞運(yùn)動(dòng)分析h 二 Rf - Rf cos:-所以柱塞行程s為s = htg 二 Rf (1 - cos ： )tg(3-1 )當(dāng)a =1800時(shí)，可得最大行程Smax為Smax =2Rftg = Dftg = 37 tg18 =23mm3.1.2柱塞運(yùn)動(dòng)速度v將式（3-1 ）對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)速度 v為ds ds da

18、料Rf tg si da dtv 二dt(3-2 )當(dāng)-900及2700時(shí)，sin 1，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度vmax為vmax二 Rf tg =0.037 157 tg18 =1.766m/s式中為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， =7。3.1.3 柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a將式（3-2）對(duì)時(shí)間微分可得柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a為dv dv da c 2丄燈“aR tg cos -dt da dt(3-3)當(dāng)-0及180時(shí)，cos- 1，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度amax為amax二 Rf 2tg 二 0.037 1572 tg18 二 278.83m/s3.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析研究滑靴的運(yùn)動(dòng)，主要是分析它相對(duì)斜盤(pán)平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，也即滑靴中心在

19、斜盤(pán)平面I IIxoy內(nèi)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律（如圖），其運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓。橢圓的長(zhǎng)、短軸分別為一丄2Rf2x37長(zhǎng)軸2b0 = 77.38mmcos ? cos18短軸2a=2Rf=2 37 = 74mm設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)x 二 Rf sin 二y 二 Rf cos：那么A點(diǎn)在斜盤(pán)平面 xo y的坐標(biāo)為Ix= Rf sinaRfy cos:cos ；如果用極坐標(biāo)表示則為矢徑 Rh = x2 y2 = Rf 1 tg2 cos2:極角 v - arctg (cos cos ：)滑靴在斜盤(pán)平面x o y內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度國(guó)k為CO cos 扌dtcos2 ：cos2 sin2:由上式可見(jiàn)，滑靴在斜盤(pán)內(nèi)

20、是不等角速度運(yùn)動(dòng)，當(dāng)2二時(shí)k最大（在短軸位置）為尬 157hmax0= 164.17rad / scos cos18當(dāng)：=0、二時(shí)，k最?。ㄔ陂L(zhǎng)軸位置）為-cos =157 cos180 =150.14rad/s點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周（2二）的時(shí)間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間。因由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞 此其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即3.3瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析柱塞運(yùn)動(dòng)速度確定之后，單個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量可寫(xiě)成Qtj = FZVj = FZRf tg sin：式中 Fz為柱塞截面積，F(xiàn)Z =?d；=工（0.024）2 = 452.4mm2。44柱塞數(shù)為Z=7,柱塞角距為二=-，位于排油區(qū)地柱塞數(shù)為Zo，那么參與

21、排油的Z 7各個(gè)柱塞瞬時(shí)流量為Qt1 = FZ Rf tg sin :Qt2 = FZRf tg sin（：v）Qt3 = FZRf tg sin（Hv）QtZFZRr tg sin(: (Z 1)旳tZ泵的瞬時(shí)流量為Z0=FZRf，tg sin:(i 一1戶(hù)i=lsin 生 si n(：名二)二 FzRt tgfZ - Z( 3-4)jisi n Z有關(guān)，也與柱塞數(shù)有關(guān)。由上式可以看出，泵的瞬時(shí)流量與缸體轉(zhuǎn)角 對(duì)于奇數(shù)（Z=7）排油區(qū)的柱塞數(shù)為 ZZ 1一 =4，由 式（3-4 ）可知瞬時(shí)流量為 2時(shí)，取Z0ji= FZRf tg 么2sin - 2Z當(dāng)：=0、時(shí),Z T取Z0二- - =3

22、，由式（3-4）可得瞬時(shí)流量23:cos - )Q=FZRtg乩2si n2Z時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為JICOSQt min 二 FzRf 乜2Z2si n2Z當(dāng)2Z2Z= 452.4 0.037 157 tg18ncos = 1222.05mlJI2 sin2x7時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為Qt max=1253.5ml-FZ Rp. tg2 si n 2Z1= 452.4 0.037 157 tg18 ji2 sin 2 7奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見(jiàn)圖圖3-3奇數(shù)柱塞泵定義脈動(dòng)率二 Qt max_Qtmin = 0.0025Qtp式中Qtp為平均流量，可由瞬時(shí)流量公式在2周期內(nèi)積分求平均值而

23、得無(wú)論奇數(shù)泵還是偶數(shù)泵均為兀1 Z z QtdtFzR tg一 0Z丄 542.4 0.037 157 tg18 = 1243.6ml3.3.1脈動(dòng)頻率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以 f =2Zn =2 7 1500r/min -21000332脈動(dòng)率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以=2 兀2 兀、.=2sin2 sin2.51%Z4 7根據(jù)計(jì)算值，將脈動(dòng)率e與柱塞Z畫(huà)成下圖的曲線圖3-4脈動(dòng)率e與柱塞數(shù)Z關(guān)系曲線由以上分析可知：（1）隨著柱塞數(shù)的增加，無(wú)論偶數(shù)柱塞泵還是奇數(shù)柱塞泵，流量脈動(dòng)率都下降。（2）相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)流量遠(yuǎn)小于偶數(shù)柱塞泵的脈動(dòng)率。第四章柱塞受力分析與設(shè)計(jì)柱塞是柱塞泵主要受力零件

24、之一。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油、半周排油 柱塞在吸油過(guò)程與在排油過(guò)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(jiǎn)圖。4.1.1柱塞底部的液壓力Pb柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力Pb為：. 2 %2 6Pb=dZPb=（0.024）X31.5I0 =14.25KN44式中Pb為泵的排油壓力。4.1.2柱塞慣性力Pg柱塞相對(duì)缸體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力Pg為GZ2 屮Pg -mZa一 Rf tg cos：g式中rz、GZ為柱塞和滑靴的總質(zhì)量和總重量慣性力Pg方向與加速度a方向相反，

25、隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)a =00和180 時(shí)，慣性力最大值為PgmaxGzR 為廠；（z-1）144二心0(7-1) 51 45 =1981當(dāng)有2（）=3個(gè)柱塞排油時(shí)封油帶實(shí)際包角2為R2Pbq2Pf(41q11(Pf3Pf1Pf1Pf2Pf2VPbr2,:3pblnR1R2j3Pb(= R12J2 R3 Pb：3 -R2)*PbIn R44InR1R2InVR24ln色內(nèi)封油帶泄流量q2為12噸3.排油窗分離力P3Pf3 二,(R； -R；)Pb24.配油盤(pán)分離力P總泄流量qi考慮到封油帶很窄，分離力也可以近似看成線性分布規(guī)律，簡(jiǎn)化計(jì)算: cpP 22 PbPf 1(D1 - D2

26、 )8 235 :6二沁 2 - 742)310-6.5KN8 2外封油帶泄流量q1為2.內(nèi)封油帶分離力Pf2內(nèi)封油帶上泄流量是匯流流動(dòng)，可得(-RR4)=q1q2飛12 0.05)=1982ml,27, 40.57lnIn12.5373531.5 106 36(PP 22 PbPf2(D3 D4 )35n8 2(542 一252)31.5 10 =13.78KN8Pf3=D；)Pb835 二,6(742 _542) 315 10682EKPf 二P 2222、 Pb(D1 D2 _ D3 - D4)_8 235 二x(812 + 742 272 12.52)31少10 82 二 67KN6.

27、1.3力平衡方程式為使缸體能與配油盤(pán)緊密貼合，保證可靠密封性，應(yīng)取壓緊力稍大于分離力。設(shè)壓緊力與分離力之差為剩余壓緊力-Py ；剩余壓緊力Py與壓緊力Py之比為壓緊系數(shù)：,它表示壓緊程度。即;=Py-PfPyPyPy由此可得力平衡方程式Pf =(1 - )Py般取唇=0.05 0.1取:護(hù)-0.1則Py =74.4KN為保證泵啟動(dòng)時(shí)，缸體配油盤(pán)仍有一定的預(yù)壓緊力，常設(shè)置一軸向中心彈簧，把缸體 緊壓在配油盤(pán)上。一般取彈簧力為 300500N。彈簧力Pt也可按下式選取P = (0.03 0.035) 8dzPb7 兀 2_66= 0.0325241031.5 10 = 1.13KN86.2配油盤(pán)設(shè)

28、計(jì)配油盤(pán)設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)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(guò)度區(qū)設(shè)計(jì)為使配油盤(pán)吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤(pán)采用過(guò)度角：大于柱塞 腔通油孔包角：0的結(jié)構(gòu)，稱(chēng)正重迭配油盤(pán)。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤(pán)，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖壓力.Pb ;當(dāng)柱塞從高壓腔接通低壓腔時(shí)，封閉的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生 沖擊壓力=p0 0這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性 的沖擊載荷。對(duì)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(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過(guò)渡，從而避免 壓力沖擊。-1廠1 an

29、a =-a圖6-2柱塞腔內(nèi)壓力變化 選帶卸荷的非對(duì)稱(chēng)配油盤(pán)根據(jù)式2VocoW, =12(1+時(shí)劇先衛(wèi)4VoPb - PoCOsAa2 =12沢 dzRftg 了 Ey計(jì)算出.1 =15厶2 =20，在泵的結(jié)構(gòu)尺寸確定后，取決于吸排有壓力差的大小。在實(shí)際工況條件下，泵排油壓力常隨負(fù)載改變而變化。要避免在新工況條件下的壓力沖擊，應(yīng)改變壓縮角匯1和匯2以 適應(yīng)壓力差的變化。簡(jiǎn)單的方法是在過(guò)渡區(qū)開(kāi)設(shè)減振槽。a 1a 2、a 0 Aa 2圖6-3非對(duì)稱(chēng)配油盤(pán)此時(shí)，過(guò)渡區(qū)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 50%計(jì)算；而減振槽按余下地50%計(jì)算。2Vo得。叱晳柱塞腔接通減振槽過(guò)程中，

30、減振槽兩端的壓力差巾是變化的。開(kāi)始巾=0，完全接通1后邙=Pb - Po，取近似平均壓力差為-Ap，則通過(guò)減振槽的單位時(shí)間流量為2:dO4pQo 128叫0 2An而油液通過(guò)減振槽的單位時(shí)間是1，則coA1128 AvQo: E：-把上式帶入Qo式中可得減振槽的設(shè)計(jì)尺寸為d/128 JVI二 E/-1經(jīng)多次驗(yàn)算得d0 = 2mml0 = 12mm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(pán)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-0，在吸排油窗口包角相等時(shí)，取-a5= Tl7為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿(mǎn)足Qlb ,V

31、oVoF 2式中Qlb泵理論流量；cpF2配油窗面積，f20(r22 -r32)2vo許用吸入流速，Vo =23m/s由此可得222Q|2 945002R2 R3 = = 561 5mm%名;2572.封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為b1,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(nèi)封油帶泄流量大，取 b1略大于b2，即d = R2 = 0.125dZ = 3mmb2 二 R3 - R4 二(0.1 0.125)dz 二 2.7mm當(dāng)配油盤(pán)受力平衡時(shí)，可得R12 - R2 _ Ra - R _ 二zZd； (1 - )R一R3=2pInInpR2R計(jì)算出的結(jié)果經(jīng)多次調(diào)

32、整得到的為R1=40.5 R 2=37 R 3=27 R 4=12.56.2.3驗(yàn)算比壓p、比功pv為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(pán)之間保持液體摩擦，配油盤(pán)應(yīng)有 足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如下圖中D5，D6。輔助支承面上開(kāi)有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤(pán)的總支承面積F為：:. 2 2 2 2F (D -D5D1-D4)-(F1 F2 F3)4(1102 -902 81 - 252)-(800 837.7 670.2)4二 5495.8mm圖6-4配油盤(pán)主要尺寸確定式中 F i輔助支承面通油槽面積；Fi=KB(R-RO =8 10 (55 -45)= 800mm2 ( K為通油槽個(gè)數(shù)，取K=8mmB為通油槽寬度,取 B=10mmF2、F3吸、排油窗口面積。F2 二 5(372 -272)837.7mm212： 2 2 2F3 =2 (37 -27)670.2mm6配油盤(pán)比壓p為Py +R 74.4 67 +1.13p= y= 1.55MPa 蘭pF5495.8式中APy 配油盤(pán)剩余壓緊力Pt 中心彈簧壓緊力在配油盤(pán)和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過(guò)大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算pv值，即pv = pVp =1.55 匯 1.48 = 2.294MPa 蘭pv式中vp為平均切線速度，vp(D4 D) (25 110) = 1.48m/