手動柱塞泵設計Word版

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1、推薦精選攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文）手動柱塞泵設計學生姓名： 樊 俊 學生學號： 200310621088 院（系）： 機電工程學院 年級專業(yè)： 03 機制 2 班 指導教師： 張勇 講師 二七年六月推薦精選摘要摘要液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液的動力元件,它是每個液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件,合理的選擇液壓泵對于液壓系統(tǒng)的能耗提高系統(tǒng)的效率降低噪聲改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要本設計對軸向柱塞泵進行了分析,主要分析了軸向柱塞泵的分類,對其中的結構,例如,柱塞的結構型式滑靴結構型式配油盤結構型式等進行了分析和設計,還包括它們的受力分析與計算.還有對缸體的材料選用以及校

2、核很關鍵;最后對變量機構分類型式也進行了詳細的分析,比較了它們的優(yōu)點和缺點.該設計最后對軸向柱塞泵的優(yōu)缺點進行了整體的分析,對今后的發(fā)展也進行了展望.關鍵詞關鍵詞: : 柱塞泵,液壓系統(tǒng),結構型式,今后發(fā)展.推薦精選AbstractAbstractLiquids pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that t

3、he liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquids pressing a pump can consume a exaltation the efficiency of the system to lower a Zao voice an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of of dependable work all very importantThis desi

4、gn filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytical, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar, as to its win of structure, for example, the pillar fill of the slippery Xue structure pattern of the structure pattern went together with the oil dish

5、structure patterns etc. to carry on analysis and design, also include their is analyze by dint with calculation.The material which still has a body to the urn chooses in order to and school pit very key;Finally measure an organization classification towards change, the pattern also carried on detail

6、ed analysis and compared their advantage and weakness.That design end filled the merit and shortcoming of pump to carry on whole analysis toward the pillar to the stalk and also carried on an outlook to aftertimes development.Keyword:Keyword: The pillar fills a pump, the liquid presses system, struc

7、ture pattern, will develop from now on.推薦精選推薦精選推薦精選目目 錄錄摘摘 要要 ABSTRACTABSTRACT 緒論緒論41 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 61.11.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理直軸式軸向柱塞泵工作原理 61.21.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) 61.2.3 排量流量與容積效率 7 1.2.2 扭矩與機械效率.8 1.2.3 功率與效率 92 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 102.12.1 柱塞運動學分析柱塞

8、運動學分析102.1.1 柱塞行程 S 112.1.2 柱塞運動速度分析 v 122.1.3 柱塞運動加速度 a 132.22.2 滑靴運動分析滑靴運動分析 142.32.3 瞬時流量及脈動品質(zhì)分析瞬時流量及脈動品質(zhì)分析 15 2.3.1 脈動頻率 152.3.2 脈動率163 3 柱塞受力分析與設計柱塞受力分析與設計173.13.1 柱塞受力分析柱塞受力分析17推薦精選3.1.1 柱塞底部的液壓力17bP3.1.2 柱塞慣性力18 3.1.3 離心反力tP推薦精選183.1.4 斜盤反力 N 193.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力和 1p2p203.1.6 摩擦力和201fP2 fP3

9、.23.2 柱塞設計柱塞設計 213.2.1 柱塞結構型式223.2.2 柱塞結構尺寸設計233.2.3 柱塞摩擦副比壓 P比功驗vP算234 4 滑靴受力分析與設計滑靴受力分析與設計254.14.1 滑靴受力分析滑靴受力分析 254.1.1 分離力264.1.2 壓緊力27yp4.1.3 力平衡方程式274.24.2 滑靴設計滑靴設計 284.2.1 剩余壓緊力法284.34.3 滑靴結構型式與結構尺寸設計滑靴結構型式與結構尺寸設計294.3.1 滑靴結構型式294.3.2 結構尺寸設計 315 5 配油盤受力分析與設計配油盤受力分析與設計 32推薦精選5.15.1 配油盤受力分析配油盤受力

10、分析 325.1.1 壓緊力33yp推薦精選 5.1.2 分離力 fp345.25.2 配油盤設計配油盤設計 355.2.1 過渡區(qū)設計35 5.2.2 配油盤主要尺寸確定375.2.3 驗算比壓 p比功 pv 386 6 缸體受力分析與設計缸體受力分析與設計40 6.16.1 缸體的穩(wěn)定性缸體的穩(wěn)定性40 6.26.2 缸體主要結構尺寸的確定缸體主要結構尺寸的確定40 6.2.1 通油孔分布圓半徑和面積 F fR40 6.2.2 缸體內(nèi)外直徑的確定 1D2D426.2.3 缸體高度 H 437 7 柱塞回程機構設計柱塞回程機構設計448 8 斜盤力矩分析斜盤力矩分析 468.18.1 柱塞液

11、壓力矩柱塞液壓力矩 461M8.28.2 過渡區(qū)閉死液壓力矩過渡區(qū)閉死液壓力矩46 8.2.1 具有對稱正重迭型配油盤46 8.2.2 零重迭型配油盤478.2.3 帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤47 8.38.3 回程盤中心預壓彈簧力矩回程盤中心預壓彈簧力矩 483M8.48.4 滑靴偏轉時的摩擦力矩滑靴偏轉時的摩擦力矩 484M8.58.5 柱塞慣性力矩柱塞慣性力矩 485M 8.68.6 柱塞與柱塞腔的摩擦力矩柱塞與柱塞腔的摩擦力矩496M 8.78.7 斜盤支承摩擦力矩斜盤支承摩擦力矩497M推薦精選 8.88.8 斜盤與回程盤回轉的轉動慣性力矩斜盤與回程盤回轉的轉動慣性力矩508M 8

12、.98.9 斜盤自重力矩斜盤自重力矩509M9 9 變量機構變量機構51推薦精選 9.19.1 手動變量機構手動變量機構519.29.2 手動伺服變量機構手動伺服變量機構53 9.39.3 恒功率變量機構恒功率變量機構55 9.49.4 恒流量變量機構恒流量變量機構56結論結論 57參考文獻參考文獻58致謝致謝 59推薦精選緒論緒論隨著工業(yè)技術的不斷發(fā)展，液壓傳動也越來越廣，而作為液壓傳動系統(tǒng)心臟的液壓泵就顯得更加重要了。在容積式液壓泵中，惟有柱塞泵是實現(xiàn)高壓高速化大流量的一種最理想的結構，在相同功率情況下，徑向往塞泵的徑向尺寸大、徑向力也大，常用于大扭炬、低轉速工況，做為按壓馬達使用。而軸向

13、柱塞泵結構緊湊，徑向尺寸小，轉動慣量小，故轉速較高；另外，軸向柱塞泵易于變量，能用多種方式自動調(diào)節(jié)流量，流量大。由于上述特點，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機械、起重運輸、冶金、船舶等多種領域。航空上，普遍用于飛機液壓系統(tǒng)、操縱系統(tǒng)及航空發(fā)動機燃油系統(tǒng)中。是飛機上所用的液壓泵中最主要的一種型式。本設計對柱塞泵的結構作了詳細的研究，在柱塞泵中有閥配流軸配流端面配流三種配流方式。這些配流方式被廣泛應用于柱塞泵中，并對柱塞泵的高壓高速化起到了不可估量的作用?？梢哉f沒有這些這些配流方式，就沒有柱塞泵。但是，由于這些配流方式在柱塞泵中的單一使用，也給柱塞泵帶來了一定的不足。設計中對軸向柱塞泵結構中的滑靴作了

14、介紹，滑靴一般分為三種形式；對缸體的尺寸結構等也作了設計；對柱塞的回程結構也有介紹。柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復運動，改變柱塞腔容積實現(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休均為圓柱形，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。 柱塞式液壓泵種類繁多，前者柱塞平行于缸體軸線，沿軸向按柱塞運動形式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類運動，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑向運動。這兩類泵既可做為液壓泵用，也可做為液壓馬達用。泵的內(nèi)在特性是指包括產(chǎn)品性能、零部件質(zhì)量、整機裝配質(zhì)量、外觀質(zhì)量等在內(nèi)的產(chǎn)品固有特性，或者簡稱之為品質(zhì)。在這一點上，是目前許

15、多泵生產(chǎn)廠商所關注的也是努力在提高、改進的方面。而實際上，我們可以發(fā)現(xiàn)，有許多的產(chǎn)品在工廠檢測符合發(fā)至使用單位運行后，往往達不到工廠出廠檢測的效果，發(fā)生諸如過載、噪聲增大，使用達不到要求或壽命降低等等方面的問題；而泵在實際當中所處的運行點或運行特征，我們稱之為泵的外在特性或系統(tǒng)特性。 正如科學技術的發(fā)展一樣，現(xiàn)階段科技領域中交叉學科、邊緣學科越來越豐富，跨學科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產(chǎn)品的技術發(fā)展亦是如此。推薦精選以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問題，必須從電機結構開始，單局限于泵本身是沒有辦法實現(xiàn)的；解決泵的噪聲問題，除解決泵的流態(tài)和振動外，同時需要解決電機風葉的噪聲和電磁場的噪聲；提

16、高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機內(nèi)加設諸如泄漏保護、過載保護等措施；提高泵的運行效率，須借助于控制技術的運用等等。這些無一不說明要發(fā)展泵技術水平，必須從配套的電機、控制技術等方面同時著手，綜合考慮，最大限度地提升機電一體化綜合水平。推薦精選柱塞式液壓泵的顯著缺點是結構比較復雜，零件制造精度高，成本也高，對油液污染敏感。這些給生產(chǎn)、使用和維護帶來一定的困難。推薦精選1 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)1 11 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理直軸式軸向柱塞泵工作原理直軸式軸向柱塞泵主要結構如圖 1.1 所示。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面始終貼著斜盤平面運動。

17、當缸體帶動柱塞旋轉時，由于斜盤平面相對缸體平面（xoy 面）存在一傾斜角，迫使柱塞在柱塞腔內(nèi)作直線往復運動。如果缸體按圖示 n 方向旋轉，在范圍內(nèi)，柱塞由下死點(對應位置)開始180360180不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(對應位置)止。在這過程中，0柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內(nèi)，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉，在范圍內(nèi)，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入0180腔內(nèi)，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這過程中，柱塞腔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，缸體每轉一跳各個往塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉，泵便連續(xù)地吸

18、油和排油。圖 1.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理1.21.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)給定設計參數(shù)最大工作壓力 max40PMPa額定流量 =100L/minQ推薦精選最大流量 max200 /minQL額定轉速 n=1500r/min最大轉速 max3000 /minnr1.2.11.2.1 排量排量流量與容積效率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bq 2maxmax4bXxqF sZd sZ =2(19.50.2)(19.50.22)94p 0.84(L)不計容積損失時，泵的理論流量為tbQ2max4tbbbxbQq

19、nd sZn =0.841500 =1260(L)式中 柱塞橫截面積；xF 柱塞外徑；xd 柱塞最大行程；maxs Z柱塞數(shù)； 傳動軸轉速。bn泵的理論排量 q 為 （ml/r）10001000 10070.2.15000.95vQqnh=為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計算理論排量時應按下式作校核計算： 13max.pnqC 13300070.220660pC=式中是常數(shù)，對進口無預壓力的油泵=5400；對進口壓力為 5kgf/cm 的油pCpC泵=9100，這里取=9100 故符合要求。pCpC 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。相同結構型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因

20、此，對液壓元件型號命名的標推薦精選準中明確規(guī)定用排量作為主參數(shù)來區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號的產(chǎn)品。推薦精選從泵的排量公式中可以看出，柱塞直徑分布圓直徑24bxfqd D Ztgzd柱塞數(shù) Z 都是泵的固定結構參數(shù)，并且當原動機確定之后傳動軸轉速也fDbn是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角來實現(xiàn)。對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角，該設計max1520是通軸泵，受機構限制，取下限，即。15gO=泵實際輸出流量為gbQ =100-3=97（ml/min）gbtbbQQQ式中為柱塞泵泄漏流量。bQ軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤之間滑靴與斜盤平面之間及柱塞與

21、柱塞腔之間的油液泄漏產(chǎn)生的。此外，泵吸油不足柱塞腔底部無效容積也造成容積損失。泵容積效率定義為實際輸出流量與理論流量之比，即 VBgbQtbQ =gbVBtbQQ9797%100=軸向柱塞泵容積效率一般為=0.940.98，故符合要求。b1.2.21.2.2 扭矩與機械效率扭矩與機械效率 不計摩擦損失時，泵的理論扭矩為tbM =2bbtbp qM66120.84 101.6 10 (. )2N mp=式中為泵吸排油腔壓力差。bp考慮摩擦損失時，實際輸出扭矩為bMgbM =gbtbbMMM6661.6 100.2 101.8 10 (. )N m+=軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間

22、滑靴與斜盤平面之間柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產(chǎn)生的。泵的機械效率定義為理論扭矩與實際輸出扭矩之比，即tbMgbM推薦精選6611.6 1088.9%1.8 101tbtbmbbgbtbbfbMMMMMMMh=+1.2.31.2.3 功率與效率功率與效率不計各種損失時，泵的理論功率tbN=2tbbtbbgbNp Qn M6150021.8 10283()60kwp=泵實際的輸入功率為brN =122brbgbbtbmbNn Mn M61500121.6 10282()600.889kwp= 泵實際的輸出功率為bcN =3bcbgbbtbbNp Qp Qgh=63 1.6 1

23、0954267()kw=定義泵的總 效率為輸出功率與輸入功率之比，即bcNbrN = 12btbbbcbbmbbrtbmbp QNNMgghhh hph=0.8890.970.86=上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效率一般為=0.850.9,上式滿足要求。bh推薦精選2 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)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，使柱塞軸線上任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(chǎn)生的相對缸體繞其自身軸線的

24、自轉運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。2.12.1 柱塞運動學分析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時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。2.1.12.1.1 柱塞行程柱塞行程 S S圖 2.1 為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。若斜盤傾斜角為，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fR位置為，則對應于任一旋轉角 a 時，0圖 2.1 柱塞運動分析 推薦精選 cosffhRRa=-所以柱塞行程 S 為 1(1cos)shtgRtggg=-當時，可得最大行

25、程為180aO=maxs max2ffsR tgD tggg=3918039()tgmmO=2.1.22.1.2 柱塞運動速度分析柱塞運動速度分析 v v將式對時間微分可得柱塞運動速度 v 為1(1 cos)shtgRtg .sinssaftatdddRtgaddduw g=當及時，可得最大運動速度為90a270sin1a max max150019.52 . 15819(/ )60fRtgtgmm suw gpO=式中為缸體旋轉角速度， 。watw=2.1.32.1.3 柱塞運動加速度柱塞運動加速度 a a將對時間微分可得柱塞運動加速度 a 為.sinssaftatdddRtgaddd 2.

26、cosaftatdddaRtgaddd當及時，可得最大運動加速度為0a180cos1, maxa 2max15008192129(/ )60faRtgm swgp=柱塞運動的行程 s速度 v加速度與缸體轉角 a 的關系如圖 2.2 所示。a推薦精選 圖 2.2 柱塞運動特征圖2.22.2 滑靴運動分析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(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面內(nèi)的運動規(guī)律（如圖 2.3） ，其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長x o y 短軸分別為 長軸 239240.4()coscos15fRbmmgO= 短軸 2239()faRmm=設柱塞在缸體平面上 A 點坐標為 si

27、ncosffxRayRa如果用極坐標表示則為矢徑 222221coshfRxyRtga極角 (cos cos )arctga滑靴在斜盤平面內(nèi)的運動角速度為x o y h推薦精選 222coscoscossinhtddaaqwgwg=+由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運動，當時，最2a32h大（在短軸位置）為 maxcoshwwg=1500260162(/ )cos15rad spO=當時，最?。ㄔ陂L軸位置）為0a h min1500cos2cos15152(/ )60hrad swwgpO=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o2的時間。因此，其平均旋轉角速度等于

28、缸體角速度，即 15002157(/ )60aprad swwp=2.32.3 瞬時流量及脈動品質(zhì)分析瞬時流量及脈動品質(zhì)分析柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成 2sintiztftQFF Rtga式中為柱塞橫截面積， 。zF24zzFd泵柱塞數(shù)為 9，柱塞角距（相鄰柱塞間夾角）為，位于220.79Z排油區(qū)的柱塞數(shù)為，那么參與排油的各柱塞瞬時流量為0Z 123sinsin()sin(2 )tzftzftzfQF RtgaQF RtgaQF Rtgaw gw gqw gq=+=+ 0sin(1) tzfQF RtgaZ泵的瞬時流量為 120ttttzQQQQ推薦精選 0100sin(1

29、)1sinsin()sinZzftzfF RtgaiZZaZZF RtgZ由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角 a 有關，也與柱塞數(shù)有關。/2/2/2/2圖 2.3 奇數(shù)柱塞泵瞬時流量對于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為。oZ當時，取=，由泵的流量公式可得瞬時流量為0aZoZ191522Z += cos22sin2tzfaZQF RtgZ當時，取，同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為2aZZ012ZZ 3cos22sin2tzfaZQF RtgZ推薦精選當 a=0時，可得瞬時流量的最小值為Z2Z min12sin2tzfQF RtgZ奇數(shù)柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖 23我們常用脈動率和脈動頻率 f 表示瞬

30、時流量脈動品質(zhì)。定義脈動率 maxmintttpQQQd-=這樣，就可以進行流量脈動品質(zhì)分析。2.3.12.3.1 脈動頻率脈動頻率 當 Z=9，即為奇數(shù)時 1500229450()60fnZHz=2.3.22.3.2 脈動率脈動率 當 Z=9，即為奇數(shù)時 .()0.026%242949tgtgZZppppd=利用以上兩式計算值，可以得到以下內(nèi)容：表 2.1 柱塞泵流量脈動率由以上分析可知：（1） 隨著柱塞數(shù)的增加，流量脈動率下降。（2） 相鄰柱塞數(shù)想比，奇數(shù)柱塞泵的脈動率遠小于偶數(shù)柱塞泵的脈動率。這就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。 從中還可以看出，奇數(shù)柱塞中，當時,脈動率已小于 1%.

31、因此,從泵13Z Z Z（% %）6 613.4013.408 87.617.6110104.894.8912123.413.4114142.612.6116161.921.92推薦精選的結構考慮,軸向柱塞泵的柱塞數(shù)常取 Z=推薦精選7911. 泵瞬時流量是一周期脈動函數(shù).由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免地存在有液阻,流量的脈動必然要引起壓力脈動.這些脈動嚴重影響了輸出流量品質(zhì),使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定,當泵的脈動頻率與液壓油柱及管路的固有頻率相當,就產(chǎn)生了諧振的條件,諧振時壓力脈動可能很高,這時系統(tǒng)的構件有極大的潛在破壞性.在一些極端情況下,幾分鐘之內(nèi)管路或附件即可達到疲勞破壞極限.液壓油的流量壓力脈

32、動在管路或附件中激勵起高頻率的機械震動將引起導致管路附件及安裝構件的應力.液壓泵的供壓管路,一般是最容易受到破壞的部位.以上,對飛機液壓系統(tǒng)尤其重要.在設計液壓泵和液壓系統(tǒng)時，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。對于壓力脈動的幅值，在航空液壓標準中有嚴格的規(guī)定，例如航標變量泵通用技術條件 （HB583983）中規(guī)定：在任何情況下，壓力脈動均不超過額定出口壓力的。實際上的指標還是偏大，但由于制造工藝上10%10%的原因，壓力脈動的指標還不能定的很嚴格，但降低泵的壓力脈動無疑是今后液壓技術發(fā)展的一種趨勢。推薦精選3 3 柱塞受力分析與設計柱塞受力分析與設計柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。

33、單個柱塞隨缸體旋轉一周時，半周吸油一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設計中討論。3.13.1 柱塞受力分析柱塞受力分析圖 3.1 是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。 圖 3.1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：3.1.13.1.1 柱塞底部的液壓力柱塞底部的液壓力bP柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為bP 236max(20 10)40 1012560()44bxPd pNpp-=式中為泵最大工作壓力。maxP3.1.23.1.2 柱塞慣性力柱塞慣性力BP推薦精選柱塞相對缸體往復直線運

34、動時，有直線加速度 a，則柱塞軸向慣性力為BP 2cos101()zBzfGPm aRtgaNgwg= -= -= -式中為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。zmzG慣性力方向與加速度 a 的方向相反，隨缸體旋轉角 a 按余弦規(guī)律變化。BP當和時，慣性力最大值為0a180223max0.6150019.5 10215243()1060ZBfGPRtgtgNgwgp-O=3.1.33.1.3 離心反力離心反力tP柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度，產(chǎn)生的離心反力ta通過柱塞質(zhì)量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為tP 2243907()15ZtztfGPm aRNgtgwO=3.1.43.1.4 斜盤反

35、力斜盤反力 N N斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力 P 及徑向力 即0T cos12560cos1512132()sin12560sin153250()PNNTNNggOO= 軸向力 P 與作用于柱塞底部的液壓力及其它軸向力相平衡。而徑向力 TbP則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。3.1.53.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力和和1p2p 該力是接觸應力和產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小1p2p于柱塞直徑及柱塞腔內(nèi)的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力 T 和離心力引起的接觸應力和

36、可以看成是連續(xù)直線分布的應力。fp1p2p3.1.63.1.6 摩擦力摩擦力和和1fP2 fP柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為fp推薦精選 12()(201005823)0.12592.3()fPPpfN=+=+=式中為摩擦系數(shù)，常取=0.050.12，這里取 0.1。ff 分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點時的位置。此時，N和可以通過如下方程組求得1p2p 0y 12sin0tNppp 000zM1202210212cos033202bszzt tNfpfpppllldp llplfpdfpplg-=-+-+-=式中 柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗=，這里取0l0l(

37、1.52)d=78mm；0l2d 柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗=，這里取=117mm；ll(2.73.7)d0l3d 柱塞重心至球心距離， =tltl0l27857.620.4lmm-=-=以上雖有三個方程，但其中也是未知數(shù)，需要增加一個方程才能求解。2l根據(jù)相似原理有 1max002max2pllpl又有 11max021()2ppll 2max 212zzppl d所以 2021222()llppl將式代入求解接觸長度。為簡化計算，2021222()llppl12sin0tNppp2l力矩方程中離心力相對很小可以忽略，得tP 2200020643678 1174783 0.1 397857.6(

38、)126612 11760.1 39678zzl llfd llmmlfdl-=- 推薦精選 將式代入可得2021222()llppl12cos0bsNfpfppp 120221(sin) 1()1txPNplllg=+-31(57 10sin15122.5)120.1()2.557kNO=+= 3222022sin57 10sin15122.55823()()(7857.6)11117txNPPNlllgO+=-將以上兩式代入可得0221021203322zzt tlllddp llplfpfppl-+-+-= 125601010.1 1.78 122.557()cossincos150.1

39、 1.78sin15bBtPPfPNKNfjgjgOO+=-式中為結構參數(shù)。 2202222022()(7857.6)111171.78()(7857.6)11117xxllllllj-+=-3.23.2 柱塞設計柱塞設計3.2.13.2.1 柱塞結構型式柱塞結構型式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結構，可有以下三種形式：點接觸式柱塞，如圖 3.2（a）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應力大，柱塞頭部容易磨損剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應用。 線接觸式柱塞，如圖 3.2（b）所示

40、。柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接觸，以降低接觸應力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當于普通滑動軸承，其值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。 pv推薦精選 帶滑靴的柱塞，如圖 3.2（c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以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及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，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。目前大多采用這種軸向柱塞泵。（a） ( b ) ( c ) 圖 3.2 柱塞結構型式 圖

41、 3.3 封閉薄壁柱塞從圖 3.2 可見，三種型式的柱塞大多做成空心結構，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動時的慣性力。采用空心結構還可以利用柱塞底部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?？招闹麅?nèi)還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復位。但空心結構無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調(diào)節(jié)過程的動態(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構等多方面權衡利弊，合理選擇。航空液壓泵通常采用圖 3.3 所式的封閉壁結構。這種結構不僅有足夠的剛度，而且重量減輕 10

42、%20%。剩余無效容積也沒有增加。但這種結構工藝比較推薦精選復雜，需要用電子束焊接。推薦精選3.2.23.2.2 柱塞結構尺寸設計柱塞結構尺寸設計 柱塞直徑柱塞直徑及柱塞分布塞直徑及柱塞分布塞直徑ZdfD柱塞直徑柱塞分布塞直徑和柱塞數(shù) Z 都是互相關聯(lián)的。根據(jù)統(tǒng)計ZdfD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ZdfD 0.75ZfZdD由此可得 93.820.750.75fxDZmdpp=式中為結構參數(shù)。隨柱塞數(shù) Z 而定。對于軸向柱塞泵，其值如表 3.1 所mmm示。 Z7911m3.13.94.5 表 3.1當泵的理論流量和轉速根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公

43、式可得fbQbn柱塞直徑為Zd 3420.3tbZbQdm zn tgpg=由上式計算出的數(shù)值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取 20mm.Zd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，即xdfD 241.9539tbfxbQDdmmd tg Znpg= 柱塞名義長度柱塞名義長度 l l由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力 T， ，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應保證有最小留孔長度，一般?。?l 20bpMpa0(1.41.8)zld 30bpMpa0(22.5)zld因此，柱塞名義長度 應滿足：l 0maxminllsl+推薦精選式中 柱塞最大行程；max

44、s 柱塞最小外伸長度，一般取。minlmin0.27.8zldmm=根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，柱塞名義長度常?。?20bpMpa(2.73.5)zld 30bpMpa(3.24.2)zld這里取3117ldmm= 柱塞球頭直徑柱塞球頭直徑1d按經(jīng)驗常取，如圖 3.4 所示。1(0.70.8)zdd 圖 3.4 柱塞尺寸圖為使柱塞在排油結束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，一般取，這里取。dl(0.40.55)dzld=0.519.5dzldmm= 柱塞均壓槽柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)行均壓槽，起均衡側向力改善潤滑條件和存儲贓物的作用。均壓槽的尺寸常?。荷?

45、h=0.30.7mm；間距t=210mm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設均壓槽。3.2.33.2.3 柱塞摩擦副比壓柱塞摩擦副比壓 PP比功比功驗算驗算vP推薦精選 對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應力不僅會增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則 31max312220.1 10213039 1020.4zppMpapMpad l-=柱塞相對缸體的最大運動速度應在摩擦副材料允許范圍內(nèi)，即maxv 3max

46、19.5 104.6615100.55/8/fvRtgtgm svm sw gO-=由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為maxmaxpv 1maxmax1221 0.5511.55./60./fzppvRtgMpa m spvMpa m sd lw g= 上式中的許用比壓許用速度許用比功的值，視摩擦副材料而 p v pv定，可參考表 3.2。 材料牌號許用比壓 p（Mpa）許用滑動速度 v（m/s）許用比功 pv（Mpa.m/s）ZQAL9430860ZQSn10115320球磨鑄鐵10518表 3.2 材料性能柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。同時在鋼

47、表面噴鍍適當厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。推薦精選4 4 滑靴受力分析與設計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面減少了接觸應力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔和滑靴中0d心孔，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，0d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。4.14.1 滑靴受力分析滑靴受力分析 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圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊

48、力；另一是由滑靴面直徑為的油池產(chǎn)生的靜壓yp1D力與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，1fp2fp稱為分離。當壓緊力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，fp形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。4.1.14.1.1 分離力分離力fp 圖 111 為柱塞結構與分離力分布圖。根據(jù)流體學平面圓盤放射流動可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄漏量 q 的表達式為 31221()6ppqRlnR若，則0zp 31216pqRlnR式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為 的任儀點壓力分布式為r212221ln()lnrRrpppPRR若，則0zp 推薦精選2121lnlnrR

49、rppRR從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力可通過積分求得。fp 圖 4.1 滑靴結構及分離力分布如圖 4.1，取微環(huán)面，則封油帶分離力為2rrd2fp 22221221111212()2lnRfrrRpppdRRP RRR油池靜壓分離力為1fp推薦精選 2111fpR p總分離力為fp 22252112121()(1411)20.16 10 ()142ln2ln11fffRRppppKNRRpp-=+=4.1.24.1.2 壓緊力壓緊力yp滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即bp 21256013()cos4coscos15bbyzpppdKN

50、pggO=4.1.34.1.3 力平衡方程式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 yfpp 22221121()4cos2lnbzpRRdPRR即 22112221ln2()coszbRdpRpRR將上式代入式中，得泄漏量為31216pqRlnR 32333 2227226210.00120.1 10(39 10)3( /min)12 ()cos122 10(1411 ) 10cos15bzp dqLRRpdpmg-O=- 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自

51、轉，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，應該在滑靴結構尺寸設計中予以注意。推薦精選4.24.2 滑靴設計滑靴設計滑靴設計常用剩余壓緊力法。4.2.14.2.1 剩余壓緊力法剩余壓緊力法剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔還是滑靴中心孔，均不起節(jié)流0d0d作用。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即1pbp =1pbp 將上式代入式中，可得滑靴分離力為22112221ln2()coszbRdpRpRR 2222621121()(1411 )10125603.1()142ln2ln11bRRppNRR設剩

52、余壓緊力，則壓緊系數(shù)yyfppp ，這里取 0.1。0.050.15yypp滑靴力平衡方程式即為 (1)(1 0.1) 3.12.79()fyppN用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 0.0080.01mm 左右?；バ孤┝可伲莘e效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設計。4.34.3 滑靴結構型式與結構尺寸設計滑靴結構型式與結構尺寸設計4.3.14.3.1 滑靴結構型式滑靴結構型式滑靴結構有如圖 4.2 所示的幾種型式。圖中（a）所示為簡單

53、型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面。結構簡單，是目前常用的一種型式。 推薦精選 圖 4.2（a）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 4.2（b）圖中（c）所示的滑靴在支承面上開設了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成推薦精選液阻。從而實現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。推薦精選 圖 4.2（c） 滑靴結構型式 4.3.24.3.2 結構尺寸設計結構尺寸設計 下面以簡單型滑靴為例，介紹主要結構尺寸的選擇和計算。 滑靴外徑2D 滑靴在斜盤上的布局，應使傾角時，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖04.3 所示。 滑靴外徑為

54、2D 2sin39 sin0.24()9fDDsmmZ一般取 s=0.21，這里取 0.2。 油池直徑 1D 初步計算時，可設定，這里取 0.8.120.60.8DD 120.80.8 43.2DDmm 中心孔及長度0d0d0l 如果用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善0d0d加工工藝性能，取推薦精選 （或）=0.81.5mm 0d0d 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設計滑靴，則要求中心孔 （或）0d0d對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度。節(jié)流器有00.010.02mm以下兩種型式： / 圖 4.3 滑靴外徑的確定2D（a） 節(jié)流器采用節(jié)流管時，常以柱塞中心孔作為

55、節(jié)流裝置，如圖 4.1 所0d示。根據(jù)流體力學細長孔流量 q 為 4010()128bdppql K式中 細長管直徑長度；0d0l K修正系數(shù)； 00164xR dKl 160112.62xd R 010.065xd R 2.28010.065xd R把上式代入滑靴泄漏量公式可得31216pqRlnR推薦精選 43011201()1286 lnbdpppRl KR整理后可得節(jié)流管尺寸為 代入數(shù)據(jù)可以求得43020112816lnbdKapRlaR=1 0dmm08lmm 式中為壓降系數(shù)，。當時，油膜具有最大剛度，承載能力a1bpap20.6673a 最強。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降

56、系數(shù)=0.80.9，這里取a0.8。（b） 節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔作為節(jié)流裝置，如圖 4.1 所示。0d根據(jù)流體力學薄壁孔流量 q 為 2012()4bdgqCppr式中 C 為流量系數(shù)，一般取 C=0.60.7。把上式代入中，有31216pqRlnR 23011212()46 lnbdpgCppRrR整理后可得節(jié)流孔尺寸 代入數(shù)據(jù)可以求得3202121.213 lnbadpRgaCRr 01dmm 以上提供了設計節(jié)流器的方法。從上兩式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞滑靴組合，公式中無粘度系數(shù)，說明油溫對節(jié)流效果影響較小，但細長孔的加工工藝性較差，實現(xiàn)起來有困難。采用滑靴中心孔為薄壁孔

57、節(jié)流，受粘度推薦精選系數(shù)推薦精選的影響，油溫對節(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。0.4mm推薦精選5 5 配油盤受力分析與設計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油液以及承受由高速旋轉的缸體傳來的軸向載荷。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。5.15.1 配油盤受力分析配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的，但是功用和基本構造則相同。圖 5.1 是常用的配油盤簡圖。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產(chǎn)生的壓緊力

58、；配油窗口和封油帶油膜對缸yp體的分離力。fp1吸油窗 2排油窗 3過度區(qū) 4減振槽 5內(nèi)封油帶 6外封油帶 7輔助支承面 圖 5.1 配油盤基本構造 5.1.15.1.1 壓緊力壓緊力yp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階上，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(shù)柱塞泵，當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為1(1)2Z 1yp推薦精選 2261max19 1.39101256024150()2424yzbyZpd ppN當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為1(1)2Z 2yp 2262min19 1.39101256019320()2424yzbyZpd

59、 ppN平均壓緊力為yp 1211()(24150 19320)21735()22yyypppN5.1.25.1.2 分離力分離力fp 分離力由三部分組成。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排油1fp2fp窗高壓油對缸體的分離力。 對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角有所擴大，如圖 5.2 所0示。當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為1(1)2Z 1 1011222(1)(9 1)22993Zaa當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為1(1)2Z 2 2011228(3)(93)22999Zaa平均有個柱塞排油時，平均包角

60、為2Zp 120111 287()(2)()222399pZaa式中 柱塞間距角， ；a2aZ 柱塞腔通油孔包角，這里取。0a029a 外封油帶分離力1fp 外封油帶上泄漏流量是源流流動，對封油帶任儀半徑上的壓力從到y(tǒng)p2R積分，并以代替，可得外封油帶上的分離力為1Rp21fp推薦精選 圖 5.2 封油帶實際包角的變化 221221212()24lnppfbbRRpPR pRR 2262677(1715 ) 1099125601110125601724ln15 =3.4()N外封油帶泄漏量為1q 33171270.00112560992()1712 2 10ln12 ln15pbpqmlRR

61、內(nèi)封油帶分離力2fp內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力為2fp 223422334()24 lnppfbbRRppR PRR推薦精選 = 22626777(911 ) 10991110125601124 2 10ln9 5.2()N內(nèi)封油帶泄漏量為2q 33273470.001125609147()1112 2 10ln12 ln9pbpqmlRR 排油窗分離力3fp 22223237()(1511 ) 125601.6()22 9pfbpRRpN 配油盤總分離力1fp 1233.45.2 1.610.2()ffffppppN總泄漏量 q 為 1292 147239()qqq

62、N5.25.2 配油盤設計配油盤設計配油盤設計主要是確定內(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。5.2.15.2.1 過渡區(qū)設計過渡區(qū)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(shù)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結構，稱正重迭型配油盤。具有這種結構的配油1a0a盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當柱塞從高壓腔接通底壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產(chǎn)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(zhì)，產(chǎn)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(nèi)壓力能平緩過渡從而

63、避免壓力沖擊。 推薦精選5.2.25.2.2 配油盤主要尺寸確定配油盤主要尺寸確定（圖 5.3）圖 5.3 配油盤主要尺寸確定（1 1）配油窗尺寸）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fD配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時，取0 1202aaa為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足 滿足要求。 0022.33/tbQm sF式中 泵理論流量；tbQ 配油窗面積，；2F220223()2FRR 許用吸入流速，=23m/s。 0 0由此可得 =2223RR 002tQv（2 2）封油帶尺寸）封油帶尺寸推薦精選設內(nèi)封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定方法為：2b1b1b2b考慮到外

64、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1b2b 1120.125zbRRd234(0.10.125)zbRRd當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式可得 2222234121324(1).2lnlnzpRRRRZdRRRR聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸117Rmm215Rmm 。311Rmm49Rmm5.2.35.2.3 驗算比壓驗算比壓 pp比功比功 pvpv 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，如圖 5.3 中的。5D6D輔助支承面上開有寬度為

65、B 的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積 F 為 2222514123()()4FDDDDFFF式中 輔助支承面通油槽總面積；1F （K 為通油槽個數(shù)，B 為通油槽寬度）15()FKB RR 吸排油窗口面積。2F3F根據(jù)估算：21034()Fmm配油盤比壓 p 為 512()284ytppKB RRppapFl d式中 配油盤剩余壓緊力；yp 中心彈簧壓緊力；tp 根據(jù)資料取 300pa； p推薦精選 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 ppvpvpv式中為平均切線速度，=。pvpv42()DDn 2422 284()(1820)45

66、8600/1500ppvDDKgfcmn根據(jù)資料取。 pv2600/Kgfcm推薦精選6 6 缸體受力分析與設計缸體受力分析與設計6.16.1 缸體的穩(wěn)定性缸體的穩(wěn)定性在工作過的配油盤表面上常看到在高壓區(qū)一側有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄漏增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，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。6.26.2 缸體主要結構尺寸的確定缸體主要結構尺寸的確定6.2.16.2.1 通油孔分布圓半徑通油孔分布圓半徑和面積和面積 F FfR /圖 6.1 柱塞腔通油孔尺寸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fR相等。即fr 2315 111322fRRRmm式中為配油盤配油窗口內(nèi)外半徑。2R3R 通油孔面積近似計算如下（如圖 6.1 所示） 。 2220.2150.45 39684()aaaaFl bbmm式中 通油孔長度，；alazld推薦精選通油孔寬度，；ab0.5azbd6.2.26.2.2 缸體內(nèi)缸體內(nèi)外直徑外直徑的確定的確定1D2D為保證缸體在溫度變化和受力狀