高壓液壓泵設(shè)計(jì)-直軸式軸向柱塞泵

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Performance screw pump, structural characteristics, pressure range, etc. were analyzed and finalized in the form of structural design of high-pressure piston pump. The most widely used of a piston pump is currently applied axial piston pump, it is compared with a gear pump and vane pump, the working pressure, rated flow, volumetric efficiency, ease of variables have some other aspects of life advantage.After this paper that the axial piston, given the design parameters, in the working pressure of 40 MPa, rated flow 100L / min, maximum flow 200L / min, carried on the plunger, slipper, with oil pan, cylinders and other components were stress analysis and design, and is a moment of the swash plate analysis, and finally the elaboration of variable bodies.Keywords: hydraulic pump; high pressure; piston pumpI目錄1 緒論11.1課題研究背景及意義11.1.1課題研究背景11.1.2課題研究意義21.2高壓液壓泵設(shè)計(jì)參數(shù)22 液壓泵方案設(shè)計(jì)32.1齒輪泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)32.2葉片泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)42.3柱塞泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)52.4螺桿泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)62.5 液壓泵方案確定72.6 本章小結(jié)73直軸式軸向柱塞泵工作原理與主要性能參數(shù)計(jì)算83.1直軸式軸向柱塞泵工作原理83.2直軸式軸向柱塞泵性能參數(shù)93.3 本章小結(jié)104 柱塞設(shè)計(jì)114.1柱塞受力分析114.1.1柱塞底部的液壓力Pb114.1.2柱塞慣性力Pg124.1.3離心反力Pt124.1.4斜盤(pán)反力N124.1.5柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力P1和P2124.1.6摩擦力P1f和P2f134.2柱塞設(shè)計(jì)144.2.1柱塞結(jié)構(gòu)型式144.2.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)164.3 本章小結(jié)185 滑靴受力分析與設(shè)計(jì)195.1滑靴受力分析195.1.1分離力pf195.1.2壓緊力py215.1.3力平衡方程式215.2滑靴設(shè)計(jì)215.3滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)225.3.1滑靴結(jié)構(gòu)型式225.3.2結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)235.4 本章小結(jié)256 配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì)266.1配油盤(pán)受力分析266.1.1壓緊力py276.1.2分離力pf276.2配油盤(pán)設(shè)計(jì)306.2.1過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì)306.2.2配油盤(pán)主要尺寸確定306.2.3驗(yàn)算比壓p、比功pv327 缸體設(shè)計(jì)337.1缸體的穩(wěn)定性337.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定347.2.1通油孔分布圓半徑Rf和面積F347.2.2缸體內(nèi)、外直徑D1、D2的確定357.2.3缸體高度H368 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)369 斜盤(pán)力矩分析389.1柱塞液壓力矩M1399.2過(guò)渡區(qū)閉死液壓力矩M2409.3回程盤(pán)中心預(yù)壓彈簧力矩M3409.4滑靴偏轉(zhuǎn)時(shí)的摩擦力矩M4409.5柱塞慣性力矩M5409.6柱塞與柱塞腔的摩擦力矩M6419.7斜盤(pán)支承摩擦力矩M7419.8斜盤(pán)與回程盤(pán)回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力矩M8419.9 本章小結(jié)4210變量機(jī)構(gòu)4210.1手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)4310.2手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)4411結(jié)論46致謝47參 考 文 獻(xiàn)481 緒論1.1課題研究背景及意義1.1.1課題研究背景液壓系統(tǒng)的作用為通過(guò)改變壓強(qiáng)增大作用力。一個(gè)完整的液壓系統(tǒng)由五個(gè)部分組成，即動(dòng)力元件、執(zhí)行元件、控制元件、輔助元件和液壓油。液壓系統(tǒng)可分為兩類(lèi)：液壓傳動(dòng)系統(tǒng)和液壓控制系統(tǒng)。液壓傳動(dòng)系統(tǒng)以傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)為主要功能。液壓控制系統(tǒng)則要使液壓系統(tǒng)輸出滿足特定的性能要求（特別是動(dòng)態(tài)性能），通常所說(shuō)的液壓系統(tǒng)主要指液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。液壓傳動(dòng)是用液壓油作為傳遞能量的工作介質(zhì)，依靠液壓油的壓力能來(lái)傳遞運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力的方式，是生活中非常常見(jiàn)的一種傳動(dòng)方式。液壓傳動(dòng)與機(jī)械傳動(dòng)相比，是一種相對(duì)較新的技術(shù)，伴隨著液壓元件性能的日趨完善，液壓傳動(dòng)技術(shù)在近四五十年的時(shí)間內(nèi)迅速的發(fā)展起來(lái)，得到了各國(guó)的普遍重視和廣泛應(yīng)用。一個(gè)完整的液壓系統(tǒng)除了工作介質(zhì)，均由動(dòng)力裝置、執(zhí)行裝置、控制與調(diào)節(jié)裝置、輔助裝置四部分組成。其中動(dòng)力裝置的代表元件是液壓泵，它是一種能量轉(zhuǎn)換元件，它把驅(qū)動(dòng)電機(jī)輸出的機(jī)械能（轉(zhuǎn)矩Mb和角速度b的乘積）轉(zhuǎn)換成輸?shù)揭簤合到y(tǒng)中油液的壓力能（壓力P b和流量Q b的乘積）。液壓泵是靠一個(gè)或數(shù)個(gè)密封油腔容積的周期變化來(lái)進(jìn)行工作的，所以稱(chēng)為容積式泵。液壓泵的類(lèi)型很多，若按結(jié)構(gòu)分類(lèi)，通常分為齒輪泵、葉片泵和柱塞泵三大類(lèi)。柱塞泵是這三類(lèi)泵中壓力最高的一類(lèi)。 柱塞泵的工作原理是通過(guò)柱塞在缸體柱塞孔中往復(fù)的運(yùn)動(dòng)，使密封的柱塞腔的工作容積發(fā)生變化，當(dāng)柱塞腔容積由小變大時(shí)，柱塞泵吸油；當(dāng)柱塞腔容積由大變小時(shí)，柱塞泵排油。柱塞泵與其他兩種液壓泵相比，在工作壓力、流量、容積效率、易于變量、使用壽命等方面均具有一定的優(yōu)勢(shì)，所以柱塞泵廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械、交通運(yùn)輸機(jī)械以及航空航天、軍事等領(lǐng)域。軸向柱塞泵是柱塞泵中目前應(yīng)用的最為廣泛的一種，它具有結(jié)構(gòu)緊湊、外形尺寸小、慣性小、重量輕等優(yōu)點(diǎn)，但同時(shí)也是液壓領(lǐng)域中結(jié)構(gòu)最復(fù)雜、對(duì)工藝、材料要求較高的元件之一。1.1.2課題研究意義近年來(lái)，隨著生產(chǎn)技術(shù)水平的提高，工業(yè)生產(chǎn)的各領(lǐng)域和科學(xué)實(shí)驗(yàn)部門(mén)正逐步采用高壓和超高壓液壓技術(shù)，對(duì)于高壓和超高壓液壓技術(shù)的需求量也在日益擴(kuò)大，各工業(yè)生產(chǎn)部門(mén)對(duì)液壓技術(shù)的經(jīng)濟(jì)性的要求越來(lái)越苛刻。由于提高液壓系統(tǒng)的工作壓力，可以減輕系統(tǒng)的重量和尺寸，所以航空部門(mén)的液壓系統(tǒng)一般都采用高壓和超高壓技術(shù)，據(jù)資料記載，液壓系統(tǒng)每減輕 1kg，則飛機(jī)結(jié)構(gòu)可減輕 3-15kg。液壓泵作為液壓系統(tǒng)的動(dòng)力裝置，其壓力性能的高低直接影響整個(gè)液壓系統(tǒng)。因此，對(duì)于超高壓液壓泵的研制具有非常重要現(xiàn)實(shí)意義和廣闊前景。液壓泵泵正高壓化方向發(fā)展。一般認(rèn)為當(dāng)液壓泵的工作壓力超過(guò) 31.5MPa 時(shí)，通常稱(chēng)為超高壓液壓泵，目前，齒輪泵和葉片泵由于自身?xiàng)l件的限制只能用于中低壓的系統(tǒng)，不能作為超高壓泵使用。在容積式液壓泵中，只有柱塞式液壓泵能夠較理想的實(shí)現(xiàn)高壓化。但由于柱塞泵結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，對(duì)于零件的制造精度要求高，尤其是柱塞副、滑靴副、配流副三對(duì)摩擦副，導(dǎo)致了柱塞泵的制造成本很高，這在一定程度上制約了柱塞泵的生產(chǎn)、使用和維護(hù)。據(jù)資料顯示，輕型軸向柱塞泵的成本比葉片泵高 20左右。為此簡(jiǎn)化超高壓柱塞泵的結(jié)構(gòu)，降低柱塞泵的成本，對(duì)柱塞泵的使用和發(fā)展具有重要的價(jià)值。 當(dāng)柱塞泵的工作壓力提高時(shí)，它的各主要零部件會(huì)承受著很大的靜載荷和動(dòng)載荷的作用，由于要保持柱塞泵良好的動(dòng)態(tài)性能，這就對(duì)柱塞泵的密封件和各零件的強(qiáng)度、剛度的可靠性提出了很高的要求。.液壓泵的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)占據(jù)著液壓泵設(shè)計(jì)的大部分，要充分考慮液壓泵的使用功能、使用條件、工藝條件等要求。為此，不斷研究超高壓液壓泵的結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)方法、構(gòu)件運(yùn)動(dòng)特性、結(jié)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)等，對(duì)提高液壓泵的工作壓力有著非常重要的意義。 1.2高壓液壓泵設(shè)計(jì)參數(shù)給定設(shè)計(jì)參數(shù)：最大工作壓力 額定流量 最大流量 2 液壓泵方案設(shè)計(jì)伴隨著社會(huì)的進(jìn)步，生產(chǎn)技術(shù)水平的提高，工業(yè)生產(chǎn)的各領(lǐng)域正逐步采用高壓和超高壓液壓技術(shù)，液壓系統(tǒng)走向高壓化，對(duì)于高壓和超高壓液壓技術(shù)的需求量也在日益擴(kuò)大，各工業(yè)生產(chǎn)部門(mén)對(duì)液壓技術(shù)的經(jīng)濟(jì)性的要求越來(lái)越苛刻。因?yàn)樘岣咭簤合到y(tǒng)的工作壓力，可以減輕系統(tǒng)的重量和尺寸，所以航空部門(mén)的液壓系統(tǒng)一般都采用高壓和超高壓技術(shù)。液壓泵作為液壓系統(tǒng)的動(dòng)力裝置，其壓力性能的高低直接影響整個(gè)液壓系統(tǒng)。因此，對(duì)于超高壓液壓泵的研制具有非常重要現(xiàn)實(shí)意義和廣闊前景。液壓泵泵正高壓化方向發(fā)展。2.1齒輪泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)（一）外嚙合齒輪泵1）結(jié)構(gòu)示意圖（圖1）圖 1 外嚙合齒輪泵結(jié)構(gòu)示意圖窗體頂端窗體底端Figure 1. Schematic diagram of external gear pump2）結(jié)構(gòu)特點(diǎn)外嚙合齒輪泵具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工藝性好、體積小、重量輕、圍護(hù)方便、壽命長(zhǎng)的優(yōu)點(diǎn)。缺點(diǎn)是工作壓力低、流量脈動(dòng)和壓力脈動(dòng)較大，在高壓下不采用斷面補(bǔ)償時(shí)，容積效率明顯下降。而且只能作定量泵，所以在使用范圍上收到了限制。壓力范圍在2.5到30兆帕之間。（二）內(nèi)嚙合齒輪泵1）結(jié)構(gòu)示意圖（圖2）圖2 內(nèi)嚙合齒輪泵結(jié)構(gòu)示意圖Figure 2 Schematic gear pump2）結(jié)構(gòu)特點(diǎn)內(nèi)嚙合齒輪泵與外嚙合齒輪泵相比，優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、吸油性能好，更適用于高空中飛機(jī)的液壓系統(tǒng)：另外，內(nèi)嚙合齒輪泵的流量均勻性也較好。缺點(diǎn)是泵的結(jié)構(gòu)復(fù)雜、徑向載荷大、加工性較差。壓力范圍在2.5到30兆帕之間。2.2葉片泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)1）結(jié)構(gòu)示意圖（圖3）圖3 葉片泵結(jié)構(gòu)示意圖Figure 3 vane pump structure diagram2）結(jié)構(gòu)特點(diǎn)葉片泵的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊、外形尺寸小、運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)、流量均勻、噪聲小，但對(duì)油液的污染比齒輪泵敏感、機(jī)構(gòu)也比齒輪泵復(fù)雜。壓力范圍在6.3到32兆帕之間。2.3柱塞泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)（1） 軸向柱塞泵1）結(jié)構(gòu)示意圖（圖4） 斜軸式軸向柱塞泵 直軸式軸向柱塞泵 圖4 柱塞泵結(jié)構(gòu)示意圖Figure 4 Piston structure diagram2）結(jié)構(gòu)特點(diǎn)軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，所以轉(zhuǎn)速較高，可以達(dá)到20000（r/min）以上。另外軸向柱塞泵易于變量，能用多種方式自動(dòng)調(diào)節(jié)流量，流量可以達(dá)到400（L/min）以上。而軸向柱塞泵的顯著缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，零件制造精度高，成本也高，對(duì)油污敏感。這些給生產(chǎn)、使用帶來(lái)了一定困難。壓力范圍在35到70兆帕之間。軸向柱塞泵又分為直軸式軸向柱塞泵和斜軸式軸向柱塞泵。斜軸式軸向柱塞泵柱塞不受側(cè)向力作用，對(duì)缸體產(chǎn)生傾覆力矩小，軸傾角可達(dá)到25到30度，但抗扭振性能不好，集成化困難。變量機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)缸體擺動(dòng)，變量相應(yīng)速度慢；直軸式軸向柱塞泵柱塞受側(cè)向力作用，對(duì)缸體產(chǎn)生傾覆力矩，故斜盤(pán)角一般小于20度抗扭振性能好，集成化容易。變量機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)斜盤(pán)擺動(dòng)，慣性力小，變量響應(yīng)速度快。（二）徑向柱塞泵1）結(jié)構(gòu)示意圖（圖5）圖5 徑向柱塞泵結(jié)構(gòu)示意圖Figure 5 Radial piston pump structure diagram2）結(jié)構(gòu)特點(diǎn)徑向柱塞泵的徑向尺寸大、徑向力也大，常用于大扭矩、低轉(zhuǎn)速工況，作為液壓馬達(dá)使用。2.4螺桿泵的主要結(jié)構(gòu)及特點(diǎn)1）結(jié)構(gòu)意圖（圖6） 圖6 螺桿泵結(jié)構(gòu)示意圖Figure 5 Screw structure diagram2）結(jié)構(gòu)特點(diǎn)尺寸大，質(zhì)量大，無(wú)流量脈動(dòng)，不能變量,壓力范圍低，在2.5到10.0兆帕之間。2.5 液壓泵方案確定本次設(shè)計(jì)的高壓液壓泵要求壓力在40兆帕。而螺桿泵的壓力范圍在2.5到10.0兆帕之間，不符合要求。齒輪泵的壓力范圍在2.5到30兆帕之間同樣不符合要求，而且外嚙合齒輪泵流量脈動(dòng)和壓力脈動(dòng)較大，在高壓下不采用斷面補(bǔ)償時(shí)，容積效率明顯下降。而內(nèi)嚙合齒輪泵徑向載荷大、加工性較差。不符合要求，也應(yīng)當(dāng)舍棄。葉片泵壓力范圍在6.3到32兆帕之間。只有柱塞泵壓力范圍在35到70兆帕之間，所以柱塞泵符合要求。而軸向柱塞泵又分為直軸式軸向柱塞泵和斜軸式軸向柱塞泵。斜軸式軸向柱塞泵柱塞不受側(cè)向力作用，對(duì)缸體產(chǎn)生傾覆力矩小，軸傾角可達(dá)到25到30度，但抗扭振性能不好，集成化困難。變量機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)缸體擺動(dòng)，變量相應(yīng)速度慢；直軸式軸向柱塞泵柱塞雖然受側(cè)向力作用，對(duì)缸體產(chǎn)生傾覆力矩，但是當(dāng)斜盤(pán)角小于20度時(shí)抗扭振性能一樣很好好，集成化容易。變量機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)斜盤(pán)擺動(dòng)，慣性力小，變量響應(yīng)速度快。所以綜合考慮本次液壓泵方案選擇設(shè)計(jì)直軸式軸向柱塞泵。2.6 本章小結(jié)本章對(duì)各類(lèi)液壓泵的工作特點(diǎn)進(jìn)行了集中闡述，并以高壓化為過(guò)濾條件進(jìn)行了方案的比較，最后確定設(shè)計(jì)直軸式軸向柱塞泵的方案。3直軸式軸向柱塞泵工作原理與主要性能參數(shù)計(jì)算3.1直軸式軸向柱塞泵工作原理直軸式軸向柱塞泵主要結(jié)構(gòu)如圖3.1所示。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面貼著斜盤(pán)平面運(yùn)動(dòng)。缸體帶動(dòng)柱塞旋轉(zhuǎn)時(shí)，由于斜盤(pán)平面相對(duì)缸體平面（xoy面）存在一傾斜角，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18003600范圍內(nèi)，柱塞由下死點(diǎn)(對(duì)應(yīng)1800位置)開(kāi)始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(diǎn)(對(duì)應(yīng)位置)止。在這過(guò)程中，柱塞腔剛好與配油盤(pán)吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內(nèi)，這是吸油過(guò)程。隨著缸體繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，在001800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。在這過(guò)程中，柱塞腔剛好與配油盤(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)一跳各個(gè)往塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和排油。1-斜盤(pán) 2-回程盤(pán) 3-滑靴 4-柱塞 5-缸體 6-配油盤(pán) 7-傳動(dòng)軸圖3.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理Figure 3.1 straight shaft axial piston pump works3.2直軸式軸向柱塞泵性能參數(shù)理論排量、容積效率、斜盤(pán)傾角軸向柱塞泵排量qb是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即 式中 FX柱塞橫截面積 smax柱塞最大行程 dz柱塞外徑； Z柱塞數(shù)； Df柱塞分布圓直徑； 斜盤(pán)傾角 nb傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速。 不計(jì)容積損失時(shí)，泵的理論流量為 泵的理論排量q為 （3-1）式中：油泵的容積效率，計(jì)算時(shí)一般去0.920.97。本文中取=0.95 。為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計(jì)算理論排量時(shí)應(yīng)按下式作校核計(jì)算： （3-2） 式中Cp是常數(shù)，對(duì)進(jìn)口無(wú)預(yù)壓力的油泵Cp=5400；對(duì)進(jìn)口壓力為5kgf/cm的油泵Cp=9100，這里取Cp=9100 故排量符合要求。排量是液壓泵的主要性能參數(shù)之一，是泵幾何參數(shù)的特征量。相同結(jié)構(gòu)型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，對(duì)液壓元件型號(hào)命名的標(biāo)準(zhǔn)中明確規(guī)定用排量作為主參數(shù)來(lái)區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號(hào)的產(chǎn)品。從泵的排量公式（3-1）中可以看出，柱塞直徑dz分布圓直徑Df柱塞數(shù)Z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動(dòng)機(jī)確定之后傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速也是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過(guò)改變斜盤(pán)傾斜角來(lái)實(shí)現(xiàn)。對(duì)于直軸式軸向柱塞泵，斜盤(pán)最大傾斜角，該設(shè)計(jì)是通軸泵，受機(jī)構(gòu)限制，取上限，即。3.3 本章小結(jié)本章首先介紹了直軸式軸向柱塞泵工作原理，然后對(duì)直軸式軸向柱塞泵的主要性能參數(shù)包括理論排量、容積效率、斜盤(pán)傾角等參數(shù)進(jìn)行了計(jì)算。4 柱塞設(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)，半周吸油一周排油。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。下面主要討論柱塞在排油過(guò)程中的受力分析，而柱塞在吸油過(guò)程中的受力情況在回程盤(pán)設(shè)計(jì)中討論。4.1柱塞受力分析圖4.1是帶有滑靴的柱塞受力分析簡(jiǎn)圖。 圖4.1 柱塞受力分析Figure 4.1 Plunger Force Analysis作用在柱塞上的力包括：4.1.1柱塞底部的液壓力Pb柱塞在排油區(qū)時(shí)，作用在柱塞底部的軸向液壓力Pb （4-1）式中pmax為泵最大工作壓力。4.1.2柱塞慣性力Pg柱塞相對(duì)于缸體做往復(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 式中mzGz為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。慣性力Pg方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)a=00和1800時(shí)，慣性力最大值為 （4-2）4.1.3離心反力Pt柱塞隨缸體繞主軸作勻速圓周運(yùn)動(dòng)，有向心加速度at，產(chǎn)生的離心反力Pt通過(guò)柱塞質(zhì)量重心且垂直軸線，是徑向力。其值為 （4-3）4.1.4斜盤(pán)反力N斜盤(pán)反力通過(guò)柱塞球頭中心垂直于斜盤(pán)平面，可以分解為軸向力P和徑向力T0 即 （4-4）軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力Pb和其它軸向力平衡。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，使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。4.1.5柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力P1和P2該力是接觸應(yīng)力P1和P2產(chǎn)生的合力。因?yàn)橹睆郊爸粌?nèi)的接觸長(zhǎng)度遠(yuǎn)大于柱塞與柱塞腔的徑向間隙。所以，由徑向力T和離心力Pf引起的接觸應(yīng)力P1和P2可以認(rèn)為是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。4.1.6摩擦力P1f和P2f柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力pf為 （4-5）式中f為摩擦系數(shù)，常取f=0.050.12，這里取0.1。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，即柱塞處于上死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí)，Np1和p2可以通過(guò)如下方程組求得 （4-6）式中 柱塞最小接觸長(zhǎng)度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=； 柱塞名義長(zhǎng)度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=； 柱塞重心至球心距離，。以上雖有三個(gè)方程，但其中l(wèi)2也是未知數(shù)，需要增加一個(gè)方程才能求解。根據(jù)相似原理有 （4-7）又有 （4-8） 所以 （4-9）將式（4-9）代入（4-6）一式求解接觸長(zhǎng)度l2。為簡(jiǎn)化計(jì)算，力矩方程中離心力Pt相對(duì)很小可以忽略，得 （4-10）將式（4-9）代入（4-6）二式可得 （4-12） （4-13） 將以上兩式代入（4-6）三式可得 （4-14）式中為結(jié)構(gòu)參數(shù)。 （4-15）4.2柱塞設(shè)計(jì)4.2.1柱塞結(jié)構(gòu)型式軸向柱塞泵采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭結(jié)構(gòu)，分三種形式：1.點(diǎn)接觸式柱塞，如圖4.2（a）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤(pán)為點(diǎn)接觸，其零件簡(jiǎn)單，加工方便。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損剝落和邊緣掉塊，不能承受過(guò)高的工作壓力，壽命較低。這種點(diǎn)接觸式柱塞在早期泵中可見(jiàn)，現(xiàn)在很少有應(yīng)用。2.線接觸式柱塞，如圖4.2（b）所示。柱塞頭部安裝有擺動(dòng)頭，擺動(dòng)頭下部可繞柱塞球窩中心擺動(dòng)。擺動(dòng)頭上部是球面或平面與斜盤(pán)或面接觸，以降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓。擺動(dòng)頭與斜盤(pán)的接觸面之間靠殼體腔的油液潤(rùn)滑，相當(dāng)于普通滑動(dòng)軸承，其值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。3.帶滑靴的柱塞，如圖4.2（c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個(gè)擺動(dòng)頭，稱(chēng)滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動(dòng)?；ヅc斜盤(pán)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(guò)柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤(pán)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。目前大多采用這種軸向柱塞泵。（a） ( b ) ( c ) 圖4.2 柱塞結(jié)構(gòu)型式 圖4.3 封閉薄壁柱塞 Figure 4.2 Structure type plunger Figure 4.3 closed thin-walled plunger從圖4.2可見(jiàn)，三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)時(shí)的慣性力。采用空心結(jié)構(gòu)還可以利用柱塞底部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)還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。但空心結(jié)構(gòu)無(wú)疑增加了柱塞在吸排油過(guò)程中的剩余無(wú)效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無(wú)效容積會(huì)降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動(dòng)，影響調(diào)節(jié)過(guò)程的動(dòng)態(tài)品質(zhì)。因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件性能要求整體結(jié)構(gòu)等多方面權(quán)衡利弊，合理選擇。航空液壓泵通常采用圖5.3所式的封閉壁結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)不僅有足夠的剛度，而且重量減輕10%20%。剩余無(wú)效容積也沒(méi)有增加。但這種結(jié)構(gòu)工藝比較復(fù)雜，需要用電子束焊接。4.2.2柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 柱塞直徑dz及柱塞分布塞直徑Df由表4.1看出，當(dāng)柱塞數(shù)為奇數(shù)時(shí)，比相鄰的偶數(shù)時(shí)的脈動(dòng)系數(shù)小得多；并且柱塞數(shù)愈多，流量脈動(dòng)系數(shù)就愈小。因此，為減小流量脈動(dòng)，斜盤(pán)泵的柱塞一般選用奇數(shù)，并盡可能多取些，常見(jiàn)柱塞數(shù)z=7,9,11。表4.1 不同柱塞時(shí)的脈動(dòng)系數(shù)表Table 4.1 ripple factor when different plungerZ3456789101112/%14.0332.534.9814.032.537.811.534.981.023.45柱塞數(shù)Z根據(jù)實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)取定：一般半周型多取Z=7，通軸型多取Z=9，通軸型能使結(jié)構(gòu)較為緊湊。由此這里取Z=7。柱塞直徑dz柱塞分布塞直徑Df和柱塞數(shù)Z都是互相關(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)Df的75%，即 由此得 式中m為結(jié)構(gòu)參數(shù)，隨柱塞數(shù)Z而定。,對(duì)于軸向柱塞泵，其m值如表4.2所示。因Z=7，即 m=3.1。表4.2Table 4.2Z7911m3.13.94.5當(dāng)泵的理論流量Qlt和轉(zhuǎn)速nb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 (4-16) 由于上式計(jì)算出的需要圓整化，并按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑，應(yīng)選 dZ=24 。則可按下式試算柱塞分布塞直徑Df： (4-17)圓整化后，Df=70mm Rf=35mm。排量是液壓泵的主要性能參數(shù)之一，是泵幾何參數(shù)的特征量。相同結(jié)構(gòu)型式的系列泵中，排量越大，做功能力也越大。因此對(duì)液壓元件型號(hào)命名的標(biāo)準(zhǔn)中明確規(guī)定用排量作為主要參數(shù)來(lái)區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號(hào)的產(chǎn)品。 柱塞名義長(zhǎng)度l因?yàn)橹麍A球中心作用有很大的徑向力T，為了柱塞不被卡死以及保持密封長(zhǎng)度足夠，需要保證有最小留孔長(zhǎng)度l0，一般?。?所以 因此，柱塞名義長(zhǎng)度l應(yīng)滿足： （4-18）式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸長(zhǎng)度，一般取。即 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，柱塞名義長(zhǎng)度常?。?所以 柱塞球頭直徑d1經(jīng)驗(yàn)常取，如圖4.4所示。圖4.4 柱塞尺寸圖Figure 4.4 plunger Dimension drawing為了讓柱塞在排油結(jié)束時(shí)圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)該讓柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，一般取。 柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開(kāi)有環(huán)行均壓槽，起到均衡側(cè)向力存儲(chǔ)贓物和改善潤(rùn)滑條件的作用。均壓槽的尺寸常?。荷頷=0.30.8mm，取h=0.5mm；寬b=0.30.7mm，取b=0.5mm；間距t=210mm，取t=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，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開(kāi)設(shè)均壓槽。4.3 本章小結(jié)本章首先對(duì)柱塞進(jìn)行了受力分析，然后選擇了帶滑靴柱塞的結(jié)構(gòu)形式，最后對(duì)柱塞直徑、柱塞分布塞直徑、柱塞名義長(zhǎng)度、柱塞球頭直徑、柱塞均壓槽等尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)。5 滑靴受力分析與設(shè)計(jì)5.1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圖把滑靴壓向斜盤(pán)，稱(chēng)為壓緊力py；另一是由滑靴面直徑為D1的油池產(chǎn)生的靜壓力pf1與滑靴封油帶上油液泄漏時(shí)油膜反力pf2，二者力圖使滑靴與斜盤(pán)分離開(kāi)，稱(chēng)為分離pf。當(dāng)壓緊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。下面對(duì)這組力進(jìn)行分析。5.1.1分離力pf圖51為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤(pán)放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)的泄漏量q的表達(dá)式為若，則 （5-1）式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為的任儀點(diǎn)壓力分布式為若，則 （5-2）從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對(duì)數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力pf可通過(guò)積分求得。圖5.1 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布5.1 shoe structure and the separation force distribution如圖5.1，取微環(huán)面，則封油帶分離力為 （5-3）油池靜壓分離力為 總分離力為 （5-4）5.1.2壓緊力py滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 （5-5）5.1.3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 即 （5-6）將上式代入式（5-1）中，得泄漏量為 （5-7）除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤(pán)間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動(dòng)滑靴沿斜盤(pán)旋轉(zhuǎn)的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產(chǎn)生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應(yīng)該在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)中予以注意。5.2滑靴設(shè)計(jì)滑靴設(shè)計(jì)用剩余壓緊力法。剩余壓緊力法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤(pán)表面。此時(shí)無(wú)論柱塞中心孔還是滑靴中心孔d0，均不起節(jié)流作用。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即 =將上式代入式中，可得滑靴分離力為 （5-8）設(shè)剩余壓緊力，則壓緊系數(shù) ，這里取0.1。 （5-9）滑靴力平衡方程式即為 （5-10）用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0.0080.01mm左右?；バ孤┝可?，容積效率教高。但摩擦功率較大，機(jī)械效率會(huì)降低。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長(zhǎng)的壽命。剩余壓緊力法簡(jiǎn)單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì)。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)型式滑靴結(jié)構(gòu)有如圖5.2所示的幾種型式。 （a） （b） （c） 圖5.2圖中（a）所示為簡(jiǎn)單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無(wú)輔助支承面。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。圖中（b）所式滑靴增加了內(nèi)外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比壓，同時(shí)可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。圖中（c）所示的滑靴在支承面上開(kāi)設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。5.3.2結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 下面以簡(jiǎn)單型滑靴為例，介紹主要結(jié)構(gòu)尺寸的選擇和計(jì)算。（1）滑靴外徑滑靴在斜盤(pán)上的布局，應(yīng)使傾角時(shí)，互相之間仍有一定的間隙s，如圖6.3所示。 滑靴外徑D2為 （5-11）一般取s=0.21，這里取0.2。（2）油池直徑D1 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定，這里取0.8. （3）中心孔及長(zhǎng)度如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，取 （或）=0.81.5mm 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔 （或）對(duì)油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度。圖5.3 滑靴外徑的確定Figure 5.3 determine the outer diameter of the shoe（a）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，如圖5.1所示。根據(jù)流體力學(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量q為 式中 細(xì)長(zhǎng)管直徑長(zhǎng)度； K修正系數(shù)； 把上式代入滑靴泄漏量公式可得整理后可得節(jié)流管尺寸為 （5-12）代入數(shù)據(jù)可以求得=1 式中為壓降系數(shù)，。當(dāng)時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力最強(qiáng)。為不使封油帶過(guò)寬及阻尼管過(guò)長(zhǎng)，推薦壓降系數(shù)=0.80.9，這里取0.8。采用節(jié)流管的柱塞滑靴組合，公式中無(wú)粘度系數(shù)，說(shuō)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(lái)有困難。采用滑靴中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù)的影響，油溫對(duì)節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。但薄壁孔加工工藝性較好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)。5.4 本章小結(jié)本章對(duì)滑靴的受力進(jìn)行了分析，并利用力的平衡方程計(jì)算出了泄漏量，以剩余壓緊力法設(shè)計(jì)了滑靴，并對(duì)滑靴的結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行了選擇，對(duì)結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)。6 配油盤(pán)受力分析與設(shè)計(jì) 配油盤(pán)是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來(lái)的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。6.1配油盤(pán)受力分析不同類(lèi)型的軸向柱塞泵使用的配油盤(pán)是有差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。圖6.1是常用的配油盤(pán)簡(jiǎn)圖。液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤(pán)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產(chǎn)生的壓緊力；配油窗口和封油帶油膜對(duì)缸體的分離力。1吸油窗 2排油窗 3過(guò)度區(qū) 4減振槽5內(nèi)封油帶 6外封油帶 7輔助支承面 圖6.1 配油盤(pán)基本構(gòu)造Figure 6.1 with the basic structure of the oil pan6.1.1壓緊力py壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)階上，使缸體受到軸向作用力，并通過(guò)缸體作用到配油盤(pán)上。 對(duì)于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為平均壓緊力為 （6-1）6.1.2分離力pf 分離力由三部分組成。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。 對(duì)于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過(guò)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(pán)油窗包角有所擴(kuò)大，如圖6.2所示。 圖6.2 封油帶實(shí)際包角的變化 Figure 6.2 with a change in the actual oil wrap angle當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角為 （6-2）式中 柱塞間距角， ； 柱塞腔通油孔包角，這里取。（1）外封油帶分離力外封油帶上泄漏流量是源流流動(dòng)，對(duì)封油帶任儀半徑上的壓力從到積分，并以代替，可得外封油帶上的分離力為 外封油帶泄漏量為 （2）內(nèi)封油帶分離力內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為 內(nèi)封油帶泄漏量為 （3）排油窗分離力 （4）配油盤(pán)總分離力 （6-3）總泄漏量q為 （6-4）6.2配油盤(pán)設(shè)計(jì)配油盤(pán)設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)封油帶尺寸吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。6.2.1過(guò)渡區(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)渡角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱(chēng)正重迭型配油盤(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)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底壓腔時(shí)，封閉的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。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。6.2.2配油盤(pán)主要尺寸確定圖6.3 配油盤(pán)主要尺寸確定Figure 6.3 oil pan main dimensions identified（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然后根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度： 式中：配油盤(pán)許用表面滑動(dòng)速度m/s，推薦取D0=68mm。則 （6-5）所以D0=68mm符合設(shè)計(jì)要求。配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時(shí)，取 為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足 式中 泵理論流量； 配油窗面積，； 許用吸入流速，=23m/s。由此可得 （6-6）（2）封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定方法為：考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取略大于，即 （6-7） （6-8）當(dāng)配油盤(pán)受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示與分離力計(jì)算示帶入平衡方程式可得 （6-9）式中為壓緊系數(shù)，一般取。聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤(pán)封油帶尺寸 。6.2.3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，如圖6.3中的。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 式中 輔助支承面通油槽總面積； （K為通油槽個(gè)數(shù)，B為通油槽寬度） 吸排油窗口面積。根據(jù)估算：配油盤(pán)比壓p為 （6-10）式中 配油盤(pán)剩余壓緊力； 中心彈簧壓緊力； 根據(jù)資料取300pa；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 （6-11）式中為平均切線速度，=。 根據(jù)資料取。6.3 本章小結(jié)首先，對(duì)配油盤(pán)進(jìn)行了受力分析，并計(jì)算出了封油帶的平均包角，隨后對(duì)配油盤(pán)的配油窗尺寸、封油帶尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算。7 缸體設(shè)計(jì)7.1缸體的穩(wěn)定性在工作過(guò)的配油盤(pán)表面上?？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(pán)間摩擦損失增大，泄漏增加，油溫升高，油液粘性和潤(rùn)滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。7.2缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定7.2.1通油孔分布圓半徑Rf和面積F圖7.1 柱塞腔通油孔尺寸Figure 7.1 plunger cavity through the hole size為減小油液流動(dòng)損失，通常取通油孔分布圓半徑Rf與配油窗口分布圓半徑rf相等。即 （7-1）式中為配油盤(pán)配油窗口內(nèi)外半徑。通油孔面積近似計(jì)算如下（如圖7.1所示）。 （7-2）式中 通油孔長(zhǎng)度，； 通油孔寬度，；7.2.2缸體內(nèi)、外直徑D1、D2的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量一致，應(yīng)盡量使各處壁厚一致（如圖7.2），即。壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 （7-3）式中筒外徑，。 缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)ZQAL94：=600800 圖7.2 缸體結(jié)構(gòu)尺寸Figure 7.2 cylinder structure size缸體剛度也按厚壁筒校驗(yàn)，其變形量為 （7-4）式中 E缸體材料彈性系數(shù)，鑄鋼E=（172202）Gpa； 材料波桑系數(shù)，對(duì)剛質(zhì)材料=0.230.30，青銅=0.320.35； 允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取，青銅則取。所以剛度符合要求。當(dāng)壁厚確定后，可一次確定出D1和D2 （7-5） （7-6）7.2.3缸體高度H從圖72中可確定缸體高度H為 （7-7）式中 柱塞最短留孔長(zhǎng)度； 柱塞最大行程； 為便于研磨加工，留有的退刀槽長(zhǎng)度，盡量取短； 缸體厚度，一般=（0.40.6），這里取0.5。7.3 本章小結(jié)本章主要對(duì)缸體的尺寸，包括通油孔分布圓半徑和面積、缸體內(nèi)外直徑、缸體高度等尺寸進(jìn)行了計(jì)算。8 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結(jié)構(gòu)，其作用是在吸油過(guò)程中幫助把柱塞從柱塞腔中提伸出來(lái)，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤(pán)有良好的貼合。中心預(yù)壓彈簧回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。它的特點(diǎn)是采用中心預(yù)壓彈簧，用彈簧托住回程盤(pán)，使吸油過(guò)程中的柱塞都能逐漸從柱塞腔中提伸出，完場(chǎng)吸油工作。 圖8.1 回程盤(pán)結(jié)構(gòu)尺寸Figure 8.1 return plate structure size回程盤(pán)是一平面圓盤(pán)，如圖8.1所示。盤(pán)上dh為滑靴安裝孔徑，Dh為滑靴安裝孔分布圓直徑。這兩個(gè)尺寸是回程盤(pán)的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計(jì)不好會(huì)使滑靴頸部及肩部嚴(yán)重磨損。下面主要研究這兩個(gè)尺寸的確定方法。如前所述，滑靴在斜盤(pán)平面上運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓，橢圓的兩軸是短軸 （8-1） 長(zhǎng)軸 （8-2）dh和Dh的選擇應(yīng)保證泵工作時(shí)滑靴不與回程盤(pán)發(fā)生干涉為原則。因此Dh取橢圓長(zhǎng)短軸的平均值較合理，即 （8-3） 從圖8.1中可以看出回程盤(pán)上安裝孔中心O與長(zhǎng)短軸端點(diǎn)A或B的最大偏心距相等，且為，因而 （8-4）為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤(pán)干涉，回程盤(pán)的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑d大。同時(shí)，考慮到加工安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴徑部之間保留有適當(dāng)間隙J。這樣安裝孔的直徑為 （8-5）式中 d滑靴頸部直徑； J間隙，一般取J=0.51mm。9 斜盤(pán)力矩分析直軸式軸向柱塞泵通過(guò)泵的變量機(jī)構(gòu)改變斜盤(pán)傾斜角的大小來(lái)改變輸出流量。