柱塞泵設(shè)計(jì)與計(jì)算

目錄第1章緒論第2章斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)斜盤式軸向柱塞泵工作原理斜盤式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)第3章斜盤式軸向柱塞泵運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量品質(zhì)分析柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析柱塞行程s柱塞運(yùn)動(dòng)速度v柱塞運(yùn)動(dòng)加速度a滑靴運(yùn)動(dòng)分析瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析脈動(dòng)頻率脈動(dòng)率第4章柱塞受力分析與設(shè)計(jì)柱塞受力分析柱塞底部的液壓力Pb柱塞慣性力Pg離心反力Pl斜盤反力N柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力七和P2摩擦力p1f和P2f 1 2柱塞設(shè)計(jì)柱塞結(jié)構(gòu)型式柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)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)滑靴受力分析分離力Pf壓緊力Py力平衡方程式滑靴設(shè)計(jì)剩余壓緊力法最小功率損失法滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)滑靴結(jié)構(gòu)型式結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)第6章配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配油盤受力分析壓緊力Py分離力Pyf力平橫方程式配油盤設(shè)計(jì)過度區(qū)設(shè)計(jì)配油盤主要尺寸確定驗(yàn)算比壓P、比功pv第7章缸體受力分析與設(shè)計(jì)缸體地穩(wěn)定性壓緊力矩My分離力矩Mf力矩平衡方程缸體徑向力矩和徑向支承徑向力和徑向力矩缸體徑向力支承型式缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定通油孔分布圓半徑R和面積F缸體內(nèi)、外直徑D1、fD2的確定a缸體高度H 1 2結(jié)論摘要斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤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(yīng)高壓力高轉(zhuǎn)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(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)，由于斜盤式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無級(jí)變量，維修方便等優(yōu)點(diǎn)，因而斜盤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)鍵詞斜盤柱塞泵滑靴缸體AbstractTheinclineddishtypeandaxialpumpwithapillarisamainpartinliquidpresssystem,Theinclineddishtypeandaxialpumpwithapillarisabackandforthmovementbypillartofilltheinsideofthepillarcavityinordertochangethepillarfillsthecontentsofcavitytorealizetheoilofinhalingwithlineupoily,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(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(zhǎng)斜軸式軸向柱塞泵采用了驅(qū)動(dòng)盤結(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。斜盤式軸向柱塞泵，由于配油盤與缸體、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，制造成本低；斜盤式軸向柱塞泵容易實(shí)現(xiàn)無級(jí)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(shù)經(jīng)濟(jì)指標(biāo)上占很大優(yōu)勢(shì)，所以，斜盤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。斜盤式軸向柱塞泵是液壓系統(tǒng)中的主要部件，斜盤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，密封性能好，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。但對(duì)于通軸式的傳動(dòng)軸穿過斜盤取消了大軸承，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；配油盤設(shè)計(jì)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(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。第二章斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)斜盤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)一的方程式來描述。斜盤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平面運(yùn)動(dòng)。當(dāng)缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于斜盤平面相對(duì)缸體（xoy面）存在一傾斜角Y,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180°~360°范圍內(nèi)，柱塞由下死點(diǎn)（對(duì)應(yīng)180°位置）開始不斷伸出，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(nèi)，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在0°~180°范圍內(nèi)，柱塞在斜盤約束下由上死點(diǎn)開始不斷進(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)過程中柱塞腔,1-柱塞2-缸體3-配油盤4-傳動(dòng)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。斜盤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，即兀q=FsZ= d2s zbZmax4zmax不計(jì)容積損失時(shí)，泵理論流量Qb為Q=qn=—d2sZnlbbb4Zmaxb式中 dz一柱塞外徑d=24mm；冗一冗一…一 ―一一F一柱塞橫截面積F=—xd2=—x0.024=452.4mm2；s—柱塞最大行程；Z一柱塞數(shù)取Z=7；n—傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速七=1500r/min；從圖可知，柱塞最大行程為s=Dtgy=74xtg18=23mm式中 D§一柱塞分布圓直徑D=74mm；

yy—斜盤傾斜角所以，泵的理論流量是取y=18；Q-qn-94500ml泵的實(shí)際輸出流量Qb=Q仍-AQ^=95400-197-1982=92321ml泵容積效率門機(jī)為Q92321門=—sb= =96.7%vbQ仍95400泵的機(jī)械效率為門禎=90%所以，泵的總效率為容積效率與機(jī)械效率之積，門b=87%第三章斜盤式軸向柱塞泵運(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。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、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)。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。若斜盤傾角為Y,柱塞分布圓半徑為R尸缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為a,并以柱塞腔容積最大時(shí)的上死點(diǎn)位置為00，則對(duì)應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn)角a時(shí)，圖3-1柱塞運(yùn)動(dòng)分析h=R-Rcosa所以柱塞行程s為s=htgy=R(1一cosa)tgy (3-1)當(dāng)a=1800時(shí)，可得最大行程smax為s -2Rtg=Dtg=37xtg18o=23mm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v-空-史竺-R^tgysina （3-2）dtdadt當(dāng)a-9Oo及27Oo時(shí)，sina-±1，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度vmax為V|-Rf^tgy-0.037x157xtg18o-1.766m/s式中a為缸體旋轉(zhuǎn)角速度，?=-。t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a-空-空四-r①2tgycosa （3-3）dtdadt當(dāng)a-Oo及1800時(shí)，cosa—±1，可得最大運(yùn)動(dòng)加速度amax為|a |-Rfs2tgy-0.037x1572xtg18o-278.83m/s2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)斜盤平面的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，也即滑靴中心在斜盤平面y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)、短軸分別為長(zhǎng)軸 2b= ?—X37=77.38mmcosy cos180短軸 2a—2七—2x37—74mm設(shè)柱塞在缸體平面上A點(diǎn)坐標(biāo)x—Rsinay—Rcosaf那么A點(diǎn)在斜盤平面x'o'y的坐標(biāo)為y'———cosa

cosy如果用極坐標(biāo)表示則為矢徑 Rh=<x2+y2—RfV'1+tg2ycos2a極角0—arctg(cosycosa)滑靴在斜盤平面x'oy內(nèi)的運(yùn)動(dòng)角速度氣為d0_ ①cosykdtcos2a+cos2ysin2a%最大（在短軸由上式可見'滑靴在斜盤內(nèi)是不等角速度運(yùn)動(dòng)'當(dāng)a%最大（在短軸位置）為① -①————164.17rad/shmaxcosy cos18o當(dāng)a—0、兀時(shí)'%k最?。ㄔ陂L(zhǎng)軸位置）為①.—%cosy—157xcos18o—150.14rad/s由結(jié)構(gòu)可知'滑靴中心繞 點(diǎn)旋轉(zhuǎn)一周（2兀）的時(shí)間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時(shí)間。因此其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度'即①—①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)流量可寫成Q七，—FzRf%gysin%

式中F為柱塞截面積，F(xiàn)=-d2=—x（0.024）2=452.4mm2。z z4z4柱塞數(shù)為Z=7,柱塞角距為9=2—=與，位于排油區(qū)地柱塞數(shù)為Z。，那么參與排油的各個(gè)柱塞瞬時(shí)流量為Q=FR^tgysinaQ=FRotgysin（a+9）Q=FR^tgysin(a+29)z=F^Rrntgysin(a+(Z—1)9)泵的瞬時(shí)流量為Qt=Qt1+Qt2+......…+QtZ0=FRrntgy寸0sin[a+(i—1)9]i=1sin sin(a+ -—)（3-4）=FRWtgy——Z Z （3-4）sin—Z由上式可以看出，泵的瞬時(shí)流量與缸體轉(zhuǎn)角a有關(guān)，也與柱塞數(shù)有關(guān)。對(duì)于奇數(shù)（Z=7）排油區(qū)的柱塞數(shù)為Z0當(dāng)0<a<Z=7時(shí)，取Z0=專=4,由式（3-4）可知瞬時(shí)流量為—cos(a一——)=FR①tgy 2^-2sin——2Z當(dāng)彳=ZK2—=奇時(shí)，取Z0=號(hào)=3,由式（3-4）可得瞬時(shí)流量Q^zRf,3—、cos(a一——)①tgy Q^zRf2sin——2Z當(dāng)a=0、z、m、……時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最小值為

兀cos——Q=FR^tgy——冬2sin——2Z=452.4x0.037x157x=452.4x0.037x157xtg18o兀cos =1222.05ml2xsin——2x7時(shí)，可得瞬時(shí)流量的最大值為Qtmax=FR?tg 1——2sin——2Z=452.4x0.037x157xtg18ox 1 =1253.5ml兀2xsin 2x7奇數(shù)柱塞泵瞬時(shí)流量規(guī)律見圖圖3-3圖3-3奇數(shù)柱塞泵式中％為平均流量，是偶數(shù)泵均為定義脈動(dòng)率5=Qtmax—Qtmin=0.0025Qtp式中％為平均流量，是偶數(shù)泵均為可由瞬時(shí)流量公式在:周期內(nèi)積分求平均值而得無論奇數(shù)泵還K=—ZQdt=ZFRwtgytp兀tKZtpZ07 — … ,=一x542.4x0.037x157xtg18。=1243.6mlK脈動(dòng)頻率因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以f=2Zn=2x7x1500r/min=21000脈動(dòng)率

因?yàn)槠鏀?shù)柱塞泵，所以8=2sin2 =2xsin2 —=2.51%2Z 4x7根據(jù)計(jì)算值，將脈動(dòng)率6與柱塞Z畫成下圖的曲線圖3-4脈動(dòng)率6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。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。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P為P=-d2p=-x(0.024)2x31.5x106=14.25KN

b4Zb4式中Pb為泵的排油壓力。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P=-ma=-^zR①2tgycosa

思zgf式中m、G為柱塞和滑靴的總質(zhì)量和總重量慣稚力Pg方向與加速度a方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)a=0。和180。時(shí)，慣性力最大值為pgmax=Mr①2tgy離心反力Pi柱塞隨缸體繞主軸作等速度圓周運(yùn)動(dòng),質(zhì)量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。有向心加速度柱塞隨缸體繞主軸作等速度圓周運(yùn)動(dòng),質(zhì)量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。有向心加速度a,產(chǎn)生的離心反力P通過柱塞其值為1 1斜盤反力N斜盤反力通過柱塞球頭P=NcosyT=Nsiny軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力p及其他軸向力相平衡。而徑向力T則對(duì)主軸形成負(fù)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。柱塞與柱塞腔壁之間的接觸力七和P2該力是接觸應(yīng)力P1和p2產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小于柱塞直徑及柱塞在柱塞腔內(nèi)的接觸長(zhǎng)度。因此，由垂直于柱塞軸線的徑向力T和離心力Pt引起的接觸應(yīng)力^和P2可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。摩擦力Pf和Pf1 2柱塞與柱塞腔之間的摩擦力Pf為

Pf=（P1+P2）f式中f為摩擦系數(shù)，常取f=~。取f二分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長(zhǎng)度，即柱塞處于死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí)N、P1、和P2可以通過如下方程求得：Zy=0 Nsiny-P+P=0TOC\o"1-5"\h\z1 2zz=0 Ncosy-fP、-fP^=0ZM0=0P(l-1+kl^)-P(l-k)-fP匕+fP匕=01 0 3 2 3 12 22_6l°l-4l;—3fd人=12l-6fd-6lQ6x54x74-4x542-3x0.12x24x54“/12x74-6x0.12x24-6x54 ^式中10一柱塞最小接觸長(zhǎng)度l=54mm；l一柱塞名義長(zhǎng)度l=74mm;解放程組得：P=Nsiny[1+ i ]1 lz2!-112

2=17.33xsin180[1+ 1 ]=12.2KN(54-23.4)2 —123.42Nsiny 17.33xsin180 = =7.14KN(l0-l2)2-1 (54-23.4)2-112 23.422n=―P= 2425 cosy一f^siny cos18。一0.12x3.82xsin180(l0T2)2+1 (54-23.4)2+1式中'=——= lz2i-1122 式中'=——= lz2i-1122(54-23.4)2 —123.42柱塞設(shè)計(jì)柱塞結(jié)構(gòu)型式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞.根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，有三種型式，（1）點(diǎn)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(gè)擺動(dòng)頭，稱

滑靴，可繞柱塞球頭中心擺動(dòng).滑靴與斜盤間為面接觸，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，沿滑靴平面泄露,保持與斜盤之間有一層油膜潤(rùn)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(jié)構(gòu)，以減輕柱塞重量，減小柱塞運(yùn)動(dòng)的慣性力.采用空心結(jié)構(gòu)還可以利用柱塞底部的高壓油液使柱塞局部擴(kuò)張變形補(bǔ)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(nèi)可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位.柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)柱塞直徑dz及柱塞分布圓直徑Df柱塞直徑dz、柱塞分布圓直徑Df、和柱塞數(shù)Z是互相關(guān)聯(lián)的.根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑dz所占的弧長(zhǎng)約為分布圓周長(zhǎng)mf 的75%，即Zd Zd Z—兀Df=0.75由此可得m=Dfq-^—

d 0.75兀由此可得z式中m為結(jié)構(gòu)參數(shù).m隨柱塞數(shù)Z而定.當(dāng)泵的理論流量Q^和轉(zhuǎn)速匕根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公式可得柱塞直徑dz為d=.4Qb = 4x94500二二24mmzVmnZntgv7b3 x兀x7x1500xtg180\0.75x兀柱塞直徑dz確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑Df，即D= 4Qb =―冬0—=37mmfnd2tgyZn^ 兀x242tg182x7x1500柱塞名義長(zhǎng)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(zhǎng)度，應(yīng)保持有最小留孔長(zhǎng)度，一般取pb<20MP10=(1.4~1.8)dzpb>30MP 10=(2~2.5)dz因?yàn)?p=31.5MP 所以1=2.25dz=54mm因此,柱塞名義長(zhǎng)度l應(yīng)滿足：1-10+，max+1min式中S一柱塞最大行程；

l.—柱塞最小外伸長(zhǎng)度,一般取l.=0.2dz根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，柱塞名義長(zhǎng)度常?。簆b<pb<20MPl=(2.7?3.5)dZpb>30MPal=(3.2?4.2)dZ如圖圖4-2如圖圖4-2柱塞尺寸圖為使柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱而能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離ld，一般取同理l=(3.2?4.2)=4x24=96mm柱塞球頭直徑d1按經(jīng)驗(yàn)常取d1=(0.7?0.8)dz=18mmld=(0.4?0.55)dz=0.55x24=13mm柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)形壓力槽,起均衡側(cè)向力，改善潤(rùn)滑條件和存貯贓物的作用.如上圖均壓槽的尺寸常取：龍=0.3?0.8mm取0.8mm;寬b=0.3?0.7mm取0.6mm;間距t=2-10mm取10mm.實(shí)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(shè)均壓槽.柱塞摩擦副比壓p、比功pv驗(yàn)算取柱塞伸出最長(zhǎng)時(shí)的最大接觸應(yīng)力作為計(jì)算比壓值，則p =翌<[p]n2x12.2x103=29.68N/cm2<30N/cm2maxdl 24x30.6柱塞相對(duì)缸體的最大運(yùn)動(dòng)速度vmax應(yīng)在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，v=Rwtgy<[v]n37x157xtg18。=1.775<8m/s由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功Pmaxvmax為pv=^―^R^tgy<[pv]maxmaxdlfn2x12.2x103x157xtg180=52.68<60N/cm2/s24x30.6選用18CrMnTiA材料.第五章滑靴受力分析與設(shè)計(jì)目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu).滑靴不僅增大了與斜盤的接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔d0和滑靴中心孔d0，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(dòng).使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜,大大減少了相對(duì)運(yùn)動(dòng)件間的摩擦損失，提高了機(jī)械效率.這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要.滑靴受力分析液壓泵工作時(shí),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，稱為壓緊力七；另一是由滑靴面直徑為D1的油池產(chǎn)生的靜壓力Pfi與滑靴封油帶上油液泄露時(shí)油膜反力P,二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離力P.當(dāng)緊壓力與分離力相平衡時(shí),封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊. f分離力Pf圖為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖.圖4-3滑靴結(jié)構(gòu)及分布力分布根據(jù)流體力學(xué)平面圓盤放射流可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄露量q的表達(dá)式為冗a3（p—p）6uln&Ri兀a3p6目ln旦R1式中a為封油帶油膜厚度.封油帶上半徑為r的任一點(diǎn)壓力分布式為

IRln-^~P=(P-P)—白+P

r1 2R2ln—r]R1mrPr=P1R1mR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(duì)數(shù)規(guī)律下降。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(duì)數(shù)規(guī)律下降。"Pr(R2-R2)-P兀R2

21n2Ri油池靜壓分離力七油池靜壓分離力七1為P/P/1=兀R2P1總分離力總分離力Pf為P=Pf1兀(RP=Pf1兀(R2-R2)-P1—2 121nRR1兀(31.52-22.052)x10621農(nóng)22.05X31.5X106=70.2KN壓緊力Py滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力Pb引起的，即P=-^=-d2-^=-x0.0242X31.5X106=14.9KN

y cosy 4zcosy 4 cos180力平衡方程式當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力平衡方程式P=Pf兀d2Pb―兀(R；-R《)4zcosyciRP

21n-^~R1兀83Pq=<|R6u1n2R

得泄流量為兀53pd2q12目(R2-R2)cosy兀X0.013X31.5X106X0.0242= =197ml12x0.05x(31.52-22.052)xcos18。滑靴設(shè)計(jì)滑靴設(shè)計(jì)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(diǎn)是：選取適當(dāng)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。摩擦功率損失AN摩擦功率損失AN功率損失為AN=1pq=—竺、—v2/24目(R2-R2)cosy兀X0.013X31.5X106= =171ml24x0.05x(31.52x22.052)cos18。V已知滑靴在斜盤上的泄漏流量q，。若不計(jì)吸油區(qū)的損失，則滑靴在排油區(qū)域的泄漏m滑靴在斜盤上的運(yùn)動(dòng)軌跡是橢圓，為簡(jiǎn)化計(jì)算，近似認(rèn)為是柱塞分布圓。因此滑靴摩擦功率損失為AN=Fu=兀（R2-R；）喘％①式中[—液體粘性摩擦力，F(xiàn)=兀（R;-R：川；；u一切線速度，u=R廣兀（R2-R12）一滑靴摩擦（支承）面積；日U一液體粘性摩擦應(yīng)力，R為液體粘性系數(shù)，5為油膜厚度。0將u=RfO代入上式中可得①2R2AN =冗(R2-R12川—5^=兀X(31.52-22.052)X0.05x1572*372=268ml0.01滑靴總功率損失ANAN=ANv+AN冗d283p2 z b 24貝R2-R12)cosy令普=0'可得最佳油膜厚度80為8=局;-R2川叫4：W0 pd；(31.52—22.052)X0.05x157x0.0372 -~~—=,‘ x48cos18? 31.5x106x0.024=0.012mm由上式計(jì)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80=0.01?0.03mm范圍?；ソY(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)滑靴結(jié)構(gòu)型式滑靴的結(jié)構(gòu)型式如圖圖5-1滑靴結(jié)構(gòu)型式關(guān)于滑靴的結(jié)構(gòu)，應(yīng)該防止由于傾斜而引起密封帶出現(xiàn)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(huán)帶。這樣，即使滑靴出現(xiàn)某些偏磨，也不會(huì)破壞滑靴的平衡設(shè)計(jì)，從而延長(zhǎng)了滑靴的壽命。為了減小對(duì)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(nèi)側(cè)加上一個(gè)或幾個(gè)內(nèi)輔助支承環(huán)帶，為了不影響滑靴的支承力，并使密封環(huán)帶內(nèi)側(cè)壓力迅速伸展，內(nèi)輔助支承面在圓周上是斷開的。為了提高滑靴的拉脫強(qiáng)度，可以將滑靴的收口部位加厚。滑靴的球面圓柱度和橢圓度不大于，與柱塞球頭鉚合時(shí)的徑向間隙應(yīng)不大于，與柱塞球頭的接觸面積不小于70%。滑靴的材料可采用青銅或高強(qiáng)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(qiáng)度損壞。結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1-滑靴外徑D2滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾斜角y=0時(shí)，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D=Dsin^-—s=74xsin生一0.6=31.5mm2fZ 7一般取s=0.2?1mm取s=0.6mm2.油池直徑D1初步計(jì)算時(shí)，設(shè)定D]=(0.6?0.7)D2=0.7x31.5=22.05mm3.中心孔』0、d0及長(zhǎng)度10

節(jié)流器采用節(jié)流管時(shí)，常以柱塞中心孔』'作為節(jié)流裝置，如滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布圖0所示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量q為兀d,4(p-p)

q= 128pil0KWd0、10K——修正系數(shù);細(xì)長(zhǎng)管直徑、長(zhǎng)度;Rd、Wd0、10K——修正系數(shù);細(xì)長(zhǎng)管直徑、長(zhǎng)度;Rd、64/^0 1 1匚=1+2.62( )4dR0e1一 <0.065dR0e匚=2.281

dR0，>0.065把上式帶入滑靴泄漏量公式兀83pq=R6plmRi可得兀d,4(p-p)128pil0K兀83p

1—

/1R

6plmR1整理后可得節(jié)流管尺寸為d14 12883Ka= p10 6pln里-以人R1經(jīng)多次試算得d經(jīng)多次試算得d=1.2mm0l=22.5mm0. 2當(dāng). 2當(dāng)以=2=0.667時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力最強(qiáng)。..d‘4 12883Ka從'4n—式中a為壓降系數(shù)，a_p, 1。式中a為壓降系數(shù)，ap

b為不使封油帶過寬及阻尼管過長(zhǎng)，推薦壓降系數(shù)a=0.8?0.9。R 公式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞-滑靴組合，公式中無6pln21R1，說明油溫對(duì)節(jié)流效果影響較小，但細(xì)長(zhǎng)孔的加工工藝性較差，實(shí)現(xiàn)起來有困難。第六章配油盤受力分析與設(shè)計(jì)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(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。它的設(shè)計(jì)好壞直接影響泵的效率和壽命。配油盤受力分析常用配油盤簡(jiǎn)圖如下圖6-1配油盤基本結(jié)構(gòu)液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對(duì)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(duì)缸體的分離力Pf。壓緊力P 'y壓緊力是由于處在排油區(qū)的柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)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(duì)于奇數(shù)柱塞泵(Z=7)，當(dāng)有2(Z+1)=4個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力七為DZ+1?！籔1=K彳dPb=Pymax=111x-x0.0242x31.5x106=57KNTOC\o"1-5"\h\z2 4當(dāng)有2(Z-1)=3個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力Py2為Z-1-,K4dZPb=Pymin=7^1x-x(20x103)x31.5x106=42.7KN2 4平均壓緊力Py為1 -p=2(p1+p2)=歹Zd2pb- —一… =-x7x0.0242x31.5x106=49.85KN8分離力Pf分離力有三部分組成。即外封油帶分離力Pf1、內(nèi)封油帶分離力Pf2、排油窗高壓油對(duì)缸體的分離力P f1 f2f3對(duì)奇數(shù)柱塞泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時(shí)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(shí)際包角比配油盤排油窗包角40有所擴(kuò)大。當(dāng)有2(Z+1)=4個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角中1為中］=2(Z-1)以+以0=2x(7-1)x51。+45。=198。當(dāng)有2(Z-1)=3個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角中2為中2=2(Z-3)以+以°=1((7-3)x51。+45。=147。Z平均有%個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角甲p為

中=1(^中=1(^+中)=1(Z-2)a+a0=1(7-2)x51。+45。=175。<'p2、’1 '2，2'2冗式中a—枉塞間距角以=一=51。;Za0—柱塞腔通油孔包角a0=45。1.外封油帶分離力Pfl外封油帶上泄流量是源流流動(dòng)，可得外封油帶泄流量q1為中p(R《-R;) 1 4lnRR2中

--pR22q183外封油帶泄流量q1為中p(R《-R;) 1 4lnRR2中

--pR22q183piR12uIn—1R22.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Pf2中(-R2+R2)4lnRR2中+~^R2p內(nèi)封油帶泄流量％為中83psiR12uIn一R43.排油窗分離力Pf3P=L(R2-R2)p

f3 2 2 3b4.配油盤分離力Pf=Pf1+Pf2+Pf3中R2-R2R2-R2^(ix一%RR

2 4總泄流量q中83pq1+q2=E(IR

lmR44)

lnRR2理x31.5x106=J6 12x0.051I1i27\40.5

ln ln 12.537)=1982誠(chéng)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:P11=*（D：-D;）%35兀36 31.5x106=36x(812一742)x =6.5KNTOC\o"1-5"\h\z8 2P=二(D2-D2)乙f2 8 3 4 235——兀=-^―x(542-252)x3—^__-=13.78KN8 2P=^~p(D2-D2)pf3 8 2 3b35——兀=3^x(742-542)x3—^__-=15.4KN8 2Pf=￥(D；+D2-D2-D2)pb-35W 315x106=3^x(812+742-272-12.52)x3 =67KNTOC\o"1-5"\h\z8 2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(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AP；剩余壓緊力AP與壓緊力P之比為壓緊系數(shù)中，它J J J表示壓緊程度。即,=二=土PPJ J由此可得力平衡方程式Pf=（1-中）P 一般取9=0.05?0.1取p=0.1貝I] P=74.4KN為保證泵啟動(dòng)時(shí)，缸體配油盤仍有一定的預(yù)壓緊力，常設(shè)置一軸向中心彈簧，把缸體緊壓在配油盤上。一般取彈簧力為300~500N。彈簧力Pt也可按下式選取Z兀P=（0.03?0.035）-8-dzpb7兀=0.0325x——x242x10-6x31.5x106=1.13KN8配油盤設(shè)計(jì)配油盤設(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。過度區(qū)設(shè)計(jì)

為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過度角a1大于柱塞腔通油孔包角a的結(jié)構(gòu)，稱正重迭配油盤。0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(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△%；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Ap0。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)壓力能平緩過渡，從而避免壓力沖擊。aa圖6-2柱塞腔內(nèi)壓力變化選帶卸荷的非對(duì)稱配油盤根據(jù)式cosAa=1-2(1+—?^0 )—b——p0根據(jù)式1 汨2Rtgy EZf ycosAcosAa21 4V p-p兀d2RftgY E計(jì)算出Aa=15。 Aa=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Aa1和Aa2以適應(yīng)壓力差的變化。簡(jiǎn)單的方法是在過渡區(qū)開設(shè)減振槽。

22圖6-3非對(duì)稱配油盤此時(shí)，過渡區(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AV的50%計(jì)算；而減振槽按余下地50%計(jì)算。得 coaAa=1-(1+—^o )—b——pi nd2Rtgy EZf y柱塞腔接通減振槽過程中，減振槽兩端的壓力差A(yù)—是變化的。開始A—=0，完全接通后A—=P"，取近似平均壓力差為2A—，則通過減振槽的單位時(shí)間流量為Qond4Ap

o

128旦1oQo而由液通過減振槽的單位時(shí)間是耕128叫①128叫①q=Aao①nEAa把上式帶入。。式中可得減振槽的設(shè)計(jì)尺寸為d4 128uVw=

兀EAay1l=12mmo經(jīng)多次驗(yàn)算得dl=12mmoo也有變截面的三角槽減振槽有多種形式，如等截面的溝槽,也有變截面的三角槽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配由窗口包角甲o(hù)，在吸排由窗口包角相等時(shí)，取

中=?！?+以2=兀一以=5兀

0 2 7為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足v0=%V[v0]2式中Qib一泵理論流量；七一配油窗面積,F2=*(R;-R2)[v]—許用吸入流速，[v]=2~3m/s0 一由此可得2x94500— =561.5mm2-兀x2.57外封油帶寬度為b2外封油帶寬度為b2.設(shè)內(nèi)封油帶寬度為b1 -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b=R—R=0.125H=3mm、2=R3—R4=(0.1?0?125)』z=2.7mm當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，可得nzZd2（1—甲） z 2甲pRnzZd2（1—甲） z 2甲plnRlnRR2 R4計(jì)算出的結(jié)果經(jīng)多次調(diào)整得到的為R1= R2=37 R「27 R4=驗(yàn)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，如下圖中D,D。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56兀F=—(D2—D2+D2—D2)—(F]+%+F3)兀， . 、=_x(1102—902+812—252)—(800+837.7+670.2)4=5495.8mm2圖6-4配油盤主要尺寸確定F1=KB(R-R5)=8x10F1=KB(R-R5)=8x10x(55-45)=800mm2(K為通油槽個(gè)數(shù)，取K=8mm,B為通油槽寬度,

取B=10mm)F、F-吸、排油窗口面積。2 3— 5兀F=12x(372一272)=837.7mm2nF=2x—x(372-272)=670.2mm2配油盤比壓p為p=竺堂=E一67+E“MPa<[p]F 5495.8式中△P一配油盤剩余壓緊力P-中心彈簧壓緊力在配油盤和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算pv值，即pv=pv=1.55x1.48=2.294MPa<[pv]式中v為平均切線速度，v=竺(D+D)=竺(25+110)=1.48m/sP 第七章缸體受力分析與設(shè)計(jì)缸體的穩(wěn)定性在工作過的配油盤表面?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)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(rùn)滑性下降，而影響到泵的壽命。缸體是一個(gè)復(fù)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(fā)生傾倒。下面就缸體受到的主要力矩進(jìn)行穩(wěn)定性分析。壓緊力矩My液壓泵工作時(shí)，由于處于排油區(qū)的柱塞數(shù)量和位置隨缸體轉(zhuǎn)角a變化，壓緊力「及合力作用點(diǎn)也隨a變化，其相應(yīng)合力矩M也要隨轉(zhuǎn)角a變化。因?yàn)檫x用九柱塞泵，排油區(qū)可能有四個(gè)或五個(gè)柱塞。下圖是五個(gè)柱塞排油時(shí)柱塞位置。為了便于分析，把每個(gè)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(diǎn)位置總壓緊力矩為M=—Dd2py8fzb=_x0.074x0.0242x31.5x106=1174.8N-m28分離力矩Mf因?yàn)榉蛛x力由三個(gè)部分組成，在內(nèi)、外封油帶上的壓力分布是按對(duì)數(shù)規(guī)律分布的?？烧J(rèn)為內(nèi)、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?；【€的包角仍為中，弧線的半徑，如圖所示，分別p廠氣+廠氣+3(%-%)JR3-3(R-R4)從數(shù)學(xué)可知，弧線重心矩為R+2R40.5+37x2oo

= = =38mm3 3_2R+R_2x27+12.5_22血33卜 3 mm中

sin

oh=r 2也2由此可得外，內(nèi)封油帶分離力臂為sin—2(R+2R)sinK~r 2 1 2 2oh=r———= 3 p22x114xsin35^= ———7^=24.9mm欠35兀3x 36sin^^2(R+2R)sinK砍=L—2= 43—3 2p235兀2x66xsin = 7^=14.4mm欠35兀3x 36排油窗的油壓力是均布的，因此其分離力合力作用點(diǎn)可用求排油窗扇行面積重心來求得。數(shù)學(xué)上環(huán)扇面積重心矩為Q2(R3一r3)sin一 Qoh= 3(R2—r2)52.由此可得排油窗分離力力臂g為2(R3一R3)sinK 2x(373一273)xsinoh= 2 3 = 72=21mm3 3(R2一R2)? 3x(372-272)x蕓分離力總合力作用點(diǎn)c3可用力平衡式求得，即ocP=Poh+Poh+Poh2ff11 f22f33得—Poh+Poh+Poh寺 oC2= Pf6.5x24.9+13.78x14.4+15.4x21= =10.2mm67總分離力矩Mf=POc^=67x10.2=684N-m力矩平衡方程M設(shè)壓緊力矩M與分離力矩Mf之比為力矩系數(shù)?,4=后。f則力矩平衡方程為 M=?Myf缸體穩(wěn)定性與4有很重要關(guān)系，4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10?15%脈動(dòng)。因此，Z=9 4=1.07?1.2取4=1.14所以M=1.14x684=779.76N?m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(shù)使得缸體軸向穩(wěn)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(huì)發(fā)生。下面將分析缸體所受徑向力和缸體穩(wěn)定性的影響及缸體徑向支承形式。徑向力及徑向力矩從柱塞受力分析知道，在排油區(qū)的柱塞，由于受斜盤約束受有徑向力T的作用，對(duì)缸體產(chǎn)生以H為支點(diǎn)的傾倒力矩。即M.=Tl式中l(wèi),為任一柱塞球頭中心至H點(diǎn)的距離。如圖圖7-3徑向合力產(chǎn)生的傾倒力矩柱塞徑向合力對(duì)缸體的傾倒力矩Mt為

=18.34x(112.8+2x117.36+2x121.92+2x131.04+2x126.48)=20.29=20.29x103N-m號(hào)=4個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，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-Z+1兀,T= d2ptgy24z'e8冗=_x_x0.0242x31.5x106xtg18。=18.34KN24對(duì)于柱塞數(shù)Z=9的柱塞泵，有&=0.25Rtgy=0.25x37xtg18。=3mm式中Az—徑向合力作用點(diǎn)運(yùn)動(dòng)弧長(zhǎng)在Z軸上的投影長(zhǎng)度。綜上所述，要保證缸體不因徑向力作用產(chǎn)生傾倒，必須根據(jù)徑向力大小及作用點(diǎn)變動(dòng)情況選擇可靠的徑向支承。安裝位置應(yīng)使支承軸承平面中心與傳動(dòng)軸的交點(diǎn)重合于柱塞球頭與傳動(dòng)軸的交點(diǎn)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(shè)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(dòng)的徑向力全部由缸體外徑軸承支承。這種形式的主要優(yōu)點(diǎn)是傳動(dòng)軸只起傳扭作用，不承受彎矩，因而軸和軸承的設(shè)計(jì)條件可以大大改善。同時(shí)，缸體支承剛度高，多次裝配重復(fù)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(zhuǎn)速的提高。缸體中心的傳動(dòng)軸尺寸較小，缸體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)更緊湊。柱塞分布圓直徑較小，柱塞數(shù)較少(常取Z=7)，斜盤傾角較大(ymax=180-200)。由前面分析可知，缸體傾倒造成偏磨的原因是因?yàn)榕溆捅P不動(dòng)，缸體傾倒后改變了原接觸面的相對(duì)位置。如果缸體發(fā)生傾倒時(shí)，配油盤能自動(dòng)相應(yīng)變化，保持接觸面良好的貼合關(guān)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(jié)構(gòu)上采取措施，出現(xiàn)了浮動(dòng)配油盤、浮動(dòng)缸體和球面配油盤等多種裝置，解決了缸體偏磨等問題。缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定通油孔分布圓半徑Rf和面積Fa為減小油液流動(dòng)損失，