直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計(jì)

《直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《直軸式軸向柱塞泵畢業(yè)設(shè)計(jì)（75頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、、八 、，刖言液壓傳動(dòng)技術(shù)是一種近代工業(yè)技術(shù)，可以借助導(dǎo)管向任一位傳遞動(dòng)力；可以 借助控制壓力油液的流動(dòng)實(shí)現(xiàn)對(duì)負(fù)載的預(yù)定控制； 可以實(shí)現(xiàn)小型機(jī)械化；可以實(shí) 現(xiàn)無沖擊大圍的無極調(diào)速；可以遠(yuǎn)距離操縱確定運(yùn)動(dòng)部分的位置、運(yùn)動(dòng)方向的變 換、增減速度；便于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化等，因而適應(yīng)現(xiàn)代機(jī)械的自動(dòng)化發(fā)展，廣泛應(yīng)用 于各個(gè)技術(shù)領(lǐng)域中，象飛行器、各種工作母機(jī)、建筑機(jī)械與車輛、塑料機(jī)械、起 重機(jī)械、礦山機(jī)械和船舶等等，均使用著液壓傳動(dòng)，而且應(yīng)用日益廣泛。由于液壓技術(shù)自身的諸多優(yōu)點(diǎn)，使得液壓技術(shù)的發(fā)展速度非常驚人。 尤其是 近年來，液壓設(shè)備的年增長(zhǎng)率一直遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于其它機(jī)械設(shè)備， 許多機(jī)械設(shè)備的傳動(dòng) 形式已逐漸被液壓傳動(dòng)

2、所取代。而液壓泵是液壓系統(tǒng)的動(dòng)力元件，是液壓系統(tǒng)中 必不可少的一部分。若按液壓泵的結(jié)構(gòu)不同可將液壓泵分為齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵。柱塞泵又分為軸向柱塞式和徑向柱塞式。目前液壓傳動(dòng)的高壓化發(fā)展趨勢(shì)，使柱塞泵尤其是軸向柱塞泵得到了相應(yīng)的 發(fā)展。1軸向柱塞泵概述柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔的往復(fù)運(yùn)動(dòng)， 造成密封容積的變化，來實(shí)現(xiàn)吸油 和排油。軸向柱塞泵具有結(jié)構(gòu)緊湊、單位功率體積小、重量輕、工作壓力高、容 易實(shí)現(xiàn)變量等優(yōu)點(diǎn)。這類泵多用于農(nóng)林機(jī)械、起重運(yùn)輸設(shè)備、工程機(jī)械、船舶甲 板機(jī)械、冶金設(shè)備、火炮和空間技術(shù)中。柱塞泵按其柱塞在缸體孔中排列方式不同，分為軸向泵和徑向柱塞泵兩類。軸向柱塞泵是指柱塞的軸

3、線與傳動(dòng)軸的軸線平行或略有傾斜的柱塞泵，而徑向柱塞泵的柱塞軸線與傳動(dòng)軸的軸線互相垂直。軸向柱塞泵分為直軸式和斜軸式兩種。1.1直軸式軸向柱塞泵概況直軸式軸向柱塞泵是缸體直接安裝在傳動(dòng)軸上， 缸體軸線與傳動(dòng)軸的軸線重 合，并依靠斜盤和彈簧使柱塞相對(duì)缸體往復(fù)運(yùn)動(dòng)而工作的軸向柱塞泵， 亦稱斜盤 式軸向柱塞泵。斜盤式軸向柱塞泵的許用工作壓力和轉(zhuǎn)速都較高，變量性能優(yōu)異，且結(jié)構(gòu)緊湊，功率質(zhì)量比大，容積效率高。斜盤式軸向柱塞泵由于泵軸和缸體的支承方式 不同，又可分為通軸式和缸體支承式（非通軸式）。其軸泵的泵軸需要有足夠的 支承剛度，不僅要驅(qū)動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)，而且要保證在承受缸體傳來的側(cè)向力時(shí)不致出 現(xiàn)過大的變形。

4、而非通軸泵則在缸體的前端設(shè)置一個(gè)大直徑的專用軸承裝以直接 承受側(cè)向力，泵軸只用來傳遞轉(zhuǎn)矩。相對(duì)于其他類型液壓泵，該泵結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、無極變量、具有可逆性（可 作泵，也可作馬達(dá)）、壓力高、噪音低（相對(duì)于斜軸式），效率高，制造成本較低， 在我國(guó)使用較為廣泛。1.2直軸式軸向柱塞泵的工作原理柱塞泵是液壓泵的一種，故先敘述液壓泵的基本工作條件。液壓泵若正常工 作，必須具備以下基本條件：1）存在密封容積并且發(fā)生變化。密封容積的變化是液壓泵實(shí)現(xiàn)吸液和排液的根本原因。所以，這種泵又稱為容積式液壓泵。2）密封容積在變化過程中，分別與吸、排液腔相溝通。3）吸液腔與排液腔必須隔開，即不能同時(shí)相互溝通。4）油箱液

5、體絕對(duì)壓力必須不小于大氣壓力，這是容積式液壓泵能吸液的外 部條件。下面介紹直軸式軸向柱塞泵的工作原理：如圖1-1所示，直軸式軸向柱塞泵的主要零件有斜盤 15,柱塞5,缸體2， 配油盤1和傳動(dòng)軸11等。斜盤15和配油盤1固定不動(dòng)，缸體2固定在傳動(dòng)軸 11上并通過軸承支撐在泵的殼體。柱塞缸體沿圓周均勻分布有幾個(gè)（一般為奇 數(shù)個(gè)）平行于傳動(dòng)軸的柱塞孔，每個(gè)柱塞孔中都裝有柱塞5,柱塞可在柱塞孔中自由滑動(dòng)。配油盤1通過定位銷固定在泵殼體底部，其上的腰形孔分別與泵體上 的吸、排油孔相通。通過某種措施，可以保證每個(gè)柱塞的左端始終緊貼在斜盤表面上（允許柱塞與斜盤有相對(duì)滑動(dòng)），并使柱塞缸體的右端面緊靠在配油盤上

6、（允許兩者之間有 相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)）。于是，柱塞處在最下端時(shí)，因伸出缸孔尺寸最短，柱塞右端面與缸 孔表面圍成的密圭寸工作容積為最?。划?dāng)柱塞運(yùn)行到最上端時(shí)，因伸出缸孔的尺寸 最長(zhǎng)，柱塞右端面與缸孔表面圍成的密圭寸容積達(dá)最大。當(dāng)傳動(dòng)軸從軸端看，沿逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞5自下向上回轉(zhuǎn)的半周，既 要隨轉(zhuǎn)動(dòng)缸體作圓周運(yùn)動(dòng)，又要逐漸往外伸出，使柱塞底部的密封容積不斷增加， 產(chǎn)生局部真空，低壓油經(jīng)泵吸油口、 配油盤吸油窗孔吸入泵。柱塞在自上而下半 周回轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞在作圓周運(yùn)動(dòng)的同時(shí)， 還要逐漸向缸孔縮回，使柱塞底部密封容 積不斷減小，高壓油從配油盤的排油窗孔，泵排油孔進(jìn)入系統(tǒng)。傳動(dòng)軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)， 每個(gè)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次，

7、完成一次吸油和排油動(dòng)作。泵軸11與缸體2為花鍵連接，驅(qū)動(dòng)缸體旋轉(zhuǎn)，使均布于缸體中的七個(gè)柱塞 5繞泵軸軸線轉(zhuǎn)動(dòng)，每個(gè)柱塞頭部有一滑靴 6。中心彈簧8通過套9、鋼球16、 壓盤7將滑靴壓緊于軸線成某一傾角 并支撐于變量殼體13的斜盤15上。當(dāng)缸體旋轉(zhuǎn)時(shí)，柱塞隨缸體轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)，相對(duì)缸體作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，完成吸油和 排油工作。中心彈簧8通過外套10將缸體壓緊于配油盤1上，起預(yù)密封作用，同時(shí)又是使柱塞回程的加力裝置。1.3直軸式軸向柱塞泵的主要性能參數(shù)本設(shè)計(jì)給定設(shè)計(jì)參數(shù)如下：額定工作壓力32Mpa，理論流量34.5（l/min）和額定轉(zhuǎn)速1500r/min圖1-1直軸式軸向柱塞泵Fig.1-1 Straigh

8、t-axis axial plun ger pump1.3.1壓力液壓泵的壓力通常指泵的排液口排出液體所具有的相對(duì)壓力值，常用單位為帕（Pa）。在液壓泵中，常提到的壓力油額定壓力、最高壓力和實(shí)際壓力三種形式。額定壓力是指根據(jù)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，液壓泵在正常工作條件下所允許的連續(xù)運(yùn) 轉(zhuǎn)情況下的最大壓力值，即液壓泵銘牌標(biāo)注的壓力值（亦稱公稱壓力），通常用ph 表示。最高壓力是指根據(jù)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，液壓泵超過額定壓力后所允許的短暫運(yùn)轉(zhuǎn)情況下的最大壓力值，常用Pk表示。顯然，同一臺(tái)泵的額定壓力小于最高壓力 液壓泵的最高壓力通常要受強(qiáng)度和密封條件的限制。實(shí)際工作壓力是指液壓泵在實(shí)際工作條件下，排液口所具有的具體

9、壓力值， 簡(jiǎn)稱為工作壓力。通常所提液壓泵的壓力就是指實(shí)際工作壓力。132排量和流量液壓泵的排量是指液壓泵在沒有泄漏情況下， 傳動(dòng)軸每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)所排出的液體 體積，通常用qB表示，其單位為L(zhǎng)/r或mL/r。液壓泵的排量?jī)H取決于它的結(jié)構(gòu) 幾何尺寸，而與泵的工作載荷和轉(zhuǎn)速無關(guān)。液壓泵的流量是指在單位時(shí)間，液壓泵所排出的液體體積，通常用Qb來表示，其單位為L(zhǎng)/min或mL/min。液壓泵的流量包括理論流量、泄漏流量和實(shí)際流量三種形式。液壓泵的理論流量是指在沒有泄漏情況下，單位時(shí)間排出液體的體積，通常用QBt表示。若液壓泵的轉(zhuǎn)速為nB,則液壓泵的理論流量為QBtqB? “b（ 1-1 ）圖1-2泵的各種流量

10、與工作壓力之間關(guān)系曲線圖Fig.1-2 a variety of pump flow and the relati on ship betwee n work stress curve可見，液壓泵的理論流量只與排量和轉(zhuǎn)速有關(guān)，而與工作載荷是無關(guān)的。理 論流量QBt與工作壓力p之間關(guān)系曲線如圖1-2所示。p的作用下，經(jīng)泵零、部件之間隙泄漏掉液壓泵的泄漏流量是指在壓力差其表達(dá)式為QbPh的液體質(zhì)量，通常用 Qb表示。泄漏流量包括漏和外漏兩部分， 漏是由高壓腔漏 到低壓腔部分，外漏是指高壓腔的油液直接漏到回油管路中的部分。 通常用泄漏 系數(shù)L來表征液壓泵的泄漏程度，(1-2)式中 Ph 泵額定壓力；

11、L泵泄漏系數(shù)。通常當(dāng)液壓泵的零件之間隙越大， 工作壓力越大，油液黏度越小，則液壓泵 泄漏流量就越大。液壓泵是實(shí)際流量是指液壓泵在實(shí)際具體工作情況（存在泄漏）下，單位時(shí)(1-3)間所排出的液體體積，通常 Qb表示。在不加特殊說明情況下，液壓泵的流量均 指實(shí)際流量而言。實(shí)際流量、理論流量和泄漏流量三者關(guān)系為QB QBt QB此關(guān)系也可由圖1-2看出。從圖還可以看出，隨著工作壓力p的增加，實(shí)際 流量Qb而下降，其主要原因是工作壓力增加而泄漏流量也隨著增加所致。1.3.3效率液壓泵的效率是表征液壓泵在能量轉(zhuǎn)換過程中功率損耗的一個(gè)系數(shù)，可用B表示。液壓泵的效率包括容積效率（記為 BV ）和機(jī)械效率（記為

12、 Bm）液壓泵的容積效率 BV是指實(shí)際流量Qb與理論流量QBt的比值，即BvQ BQBtQ Bt QBQBtQbQBtLPhqB nB(1-4)可見，液壓泵的容積效率 Bv反映出泵容積損失大小，當(dāng)泵的工作壓力愈高, 泄漏系數(shù)愈大，泵的排量愈小，轉(zhuǎn)速愈低，零件之間隙愈大，油液黏度愈低，泵 的容積效率就愈低，容積損失就愈大。液壓泵的容積效率通常是指在額定壓力和 額定轉(zhuǎn)速下的值。液壓泵的機(jī)械效率Bm是指理論輸入功率“Bit （不包含機(jī)械磨損所消耗的功 率）與實(shí)際輸入功率NBi （包含因機(jī)械磨損消耗的功率）之比值，即(1-5)N Bit N Bit N m M BtN BiN BiMb式中Nm機(jī)械磨損

13、所消耗的機(jī)械功率;NBit 泵的理論輸入功率；NBi 泵的實(shí)際輸入功率；M Bit泵的理論輸入力矩；M Bi泵的實(shí)際輸入力矩；Bm泵的機(jī)械效率。可見，泵的機(jī)械效率 Bm能反映出泵的機(jī)械損失大小。液壓泵的機(jī)械磨損主 要體現(xiàn)在軸與軸承、軸與密封件和相對(duì)運(yùn)動(dòng)的零件之間，若它們之間的磨損愈大, 導(dǎo)致機(jī)械功率損耗愈大，機(jī)械效率就愈低。液壓泵的總效率b等于容積效率Bv與機(jī)械效率Bm的乘積，即BBv Bm（1-6）1.3.4功率液壓泵是將原動(dòng)機(jī)輸入的機(jī)械能轉(zhuǎn)換成輸出液體壓力能的轉(zhuǎn)換裝置。體現(xiàn)機(jī)械能的重要參數(shù)是轉(zhuǎn)矩和角速度，反映液體壓力能的主要參數(shù)則是液體的壓力和 流量。在下面介紹的液壓泵功率計(jì)算就要涉及到以

14、上參數(shù)。液壓泵的功率包括理論輸入功率、 理論輸出功率、實(shí)際輸入功率和實(shí)際輸出 功率。其中理論輸入功率和理論輸出功率是等價(jià)的，因?yàn)樵诶碚撋险J(rèn)為不存在任何泄漏。理論輸出功率是指在不考慮泵容積損失前提下，輸出液體所具有的液壓功率，即卩N Bot pB ? QBt（ 1-7）式中Pb泵輸出液體的壓力，Pa；QBt-泵的理論流量，m/s ；NBt-泵的理論輸出功率，Wo理論輸入功率是指在不考慮泵機(jī)械損失前提下，泵所輸入的機(jī)械功率，即N Bit M Bt ? Wb（ 1-8）式中 M Bt泵輸入的理論轉(zhuǎn)矩，N? m;Wb泵的角速度，rad/s ；N Bt 泵的理論輸入功率，W。實(shí)際輸出功率是指在考慮泵的容

15、積損失前提下，輸出液體所具有的實(shí)際液壓(1-9)功率，即N Bo pB ? QB pBQBt Bv N Bot Bv N Bit Bv N Bi Bm Bv N Bit B式中 Pb泵輸出液體的壓力，Pa；Qb 泵的實(shí)際流量，m3/s ；Bv 泵的容積效率；Bm泵的機(jī)械效率；B泵的總效率；N Bot 泵的理論輸出功率，W ；N Bit 泵的理論輸入功率，W；NBi 泵的實(shí)際輸入功率，W。實(shí)際輸入功率是指在考慮泵機(jī)械損失前題下，泵所輸入的實(shí)際機(jī)械功率，即N Bi M bWbM BtWbBmN BitBmBv N boBmB(1-10)式中 Mb泵輸入的實(shí)際轉(zhuǎn)矩，N?m；Wb泵的角速度，rad/s

16、 ；Bm泵的機(jī)械效率；Bv泵的容積效率；B泵的總效率；N Bit泵的理論輸入功率，W ；Nbo泵的實(shí)際輸出功率，W ；NBi泵的實(shí)際輸入功率，W。2主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1缸體的設(shè)計(jì)2.1.1確定排量q1000Qn v1000 34-525 (ml/r)1500 0.92(2-1)式中 Q泵的額定流量（l/min ）；n泵的額定轉(zhuǎn)速（r/min ）；容積效率，一般取 v 0.85 0.98，這里取v 0.92上述符號(hào)含義和單位適用本節(jié)始末2.1.2 確定、Z、d和R（1）d2由排量公式q ZRtan可知，如果增大，可以減小其它尺寸，但受力2分析中已指出過，增大對(duì)柱塞的受力不利，通常max 1

17、5 18，這里取max16。（2）R、d、Z的確定這三個(gè)參數(shù)是互相制約的，與結(jié)構(gòu)類型有關(guān)。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，能使結(jié)構(gòu)較為緊湊。這里取 Z=7。初算時(shí)，可取空 0.75，則可按下式試算R:2 RR 3Zq3 2.596(cm) 取 R 2.7(cm).1.125 3 tan再由排量公式確定柱塞直徑：d ,2q1.713(cm) 取 d 1.8(cm)V ZR tan2.1.3缸體的其它尺寸1缸體底的厚度 缸孔底部因加工多成錐形，其最薄處的厚度ld 0.4 0.6 d(2-2)(2-3)(2-4)取ld0.45 1.8 0.81(cm)2底部通油孔尺寸及間隔

18、缸體柱塞孔底部的油窗孔的圍角為，應(yīng)盡力擴(kuò)大，以減少油壓反推力矩M f的脈動(dòng)值，其最小間隔應(yīng)滿足下式10 2R0 sin000.4 0.6(cm)( 2-5)21從設(shè)計(jì)圖中不難得知o 2 2.84sin - 51380.64 (cm)，符合要求。2為擴(kuò)大o，油窗孔的中點(diǎn)半徑R。應(yīng)取大些；從限制窗口處的圓周速度u0 Jr。不要太大的角度出發(fā)，又希望 R。小些；因此尺寸較小的泵，一般取60R R 2.7cm。圖2-1缸孔底部的油窗孔Figure 2-1 at the bottom of the oil cyli nder fen estrae缸體設(shè)計(jì)完成后還要校核通油面積的油流速度，詳見第四章2.2

19、柱塞基本尺寸設(shè)計(jì)（見圖 2-2）2.2.1柱塞直徑d柱塞直徑d已在缸體設(shè)計(jì)中確定：d 1.8cm2.2.2柱塞長(zhǎng)度L、球頭直徑d1、d2 （見圖2-2）0.2d 和(2-6)（1 ）柱塞長(zhǎng)度L應(yīng)等于柱塞的最小留缸長(zhǎng)度I。、最小外伸長(zhǎng)度最大行程Smax 2Rtan max之和。通常p 30M時(shí)Io22.5d,取lo 2.23d2.3 1.84（ cm）圖2-2柱塞的有關(guān)尺寸Fig.2-2 Dime nsions of the plun ger（2）高壓比低壓需要較大的留缸長(zhǎng)度，因?yàn)楦邏簳r(shí)側(cè)向彎力大，留缸長(zhǎng)度大，可避免柱塞和缸孔的側(cè)應(yīng)力過大。故當(dāng) p 30M時(shí)：L 2.2 2.7 d 2Rtan

20、max（2-7）則 L 2.5d 2Rtan max 2.5 1.8 2 2.45 tan 165.9056.0（cm）（3 ）球頭直徑d!，依經(jīng)驗(yàn)取d10.7 0.8 d這里取 di 0.77d0.77 1.8 1.4（cm）（2-8）為使柱塞球頭不遮住滑靴的注油孔，應(yīng)使d2 d1 sin max d4（cm） 依經(jīng)驗(yàn)取 d4 0.2cm（2-9）則d2 1.4 sin 160.2 0.586 這里取 d20.6cm（2-10）（4）柱塞與孔的間隙s與平衡槽的尺寸配合間隙 s 0.001d。取 s 0.018mm平衡槽，深為0.30.8mm ;寬為0.30.8mm ;槽與槽的間隔t為210m

21、m（近似為行程的一半）。則取平衡槽深為0.5mm，寬為0.6mm，槽與槽的間隔t取為7mm。2.3滑靴的設(shè)計(jì)計(jì)算231直徑da包球直徑d 3 一般略小于柱塞直徑d，可以使滑靴頸部有一部分進(jìn)入缸孔中, 從而縮短軸向尺寸。取da 1.6cm。2.3.2滑靴底面靜壓支撐的設(shè)計(jì)滑靴的設(shè)計(jì)有兩種方法。一種是全靜壓平衡型滑靴設(shè)計(jì)，而另外一種是“剩 余壓緊力法”。本設(shè)計(jì)采用“剩余壓緊力設(shè)計(jì)法”。這種方法在國(guó)外的柱塞泵中普遍采用。剩余壓緊力法的實(shí)質(zhì)是將高壓油引入 滑靴一斜盤摩擦副的兩滑動(dòng)面之間， 靠高壓油的靜壓力平衡絕大部分壓緊力， 而 剩余壓緊力用以保證滑靴壓緊斜盤。剩余壓緊力設(shè)計(jì)法計(jì)算滑靴的基本特點(diǎn)是作用

22、在柱塞底部的油壓 p經(jīng)中心 孔直接作用于柱塞滑靴底部，中心孔不起阻尼作用，油腔壓力 Ph近似等于柱塞 底部油壓力p。其次，是壓緊力等于分離力?；ズ托北P之間間隙近似為零，泄漏量接近為 零，剩余壓緊力有輔助支撐面積承受。2 P rcosFy壓緊力為：（2-11）式中 r柱塞半徑Ff分離力為：（2-12）設(shè)計(jì)中為保證摩擦副功率損失較少以及減少泄漏量，通常取壓緊力與分離力之比壓緊系數(shù) h在1.051.10之間，即為：Ff1.051.10COS max(2-13)在試算中，可先使r50.35 0.44 d初算:取角 0.38 187 mm根據(jù)式（2-13 ）可得r611 mm92 2ln 11/7此時(shí)

23、壓緊系數(shù) h 一2盯 1.0579，符合要求。cos16 115采用這種方法設(shè)計(jì)滑靴后，前端仍要采用一定的阻尼器。增設(shè)、外輔助支撐。 輔助支撐面積可以承受剩余壓緊力，減少接觸比壓。如圖2-2所示。另外滑靴的引油孔是進(jìn)入滑靴底部的通道。因設(shè)計(jì)中取油腔壓力Ph ,因此該孔應(yīng)大，不應(yīng)引起阻尼作用。也就是說壓降要很小，否則造成實(shí)際分離力下降， 等于增大了壓緊力，使摩擦副的工作條件惡化。通常引油孔德直徑可取2mm左右。圖2-3滑靴結(jié)構(gòu)Fig.2-3 the age ncies of slip boots為使密封帶下的壓力場(chǎng)能得到充分利用，一般不宜將密封帶設(shè)計(jì)的過寬，尤其是在剩余壓緊力大、摩擦面光潔度較高

24、的情況下。過寬的壓力場(chǎng)往往不能建立 起設(shè)計(jì)的壓力場(chǎng)，致使實(shí)際分離力小于計(jì)算值，導(dǎo)致剩余壓緊力增大，滑靴容易燒毀和磨損。新結(jié)構(gòu)滑靴外徑對(duì)徑的比值一般為1.11.2。本設(shè)計(jì)中由于壓盤尺寸的限制，不便設(shè)計(jì)外輔助支撐，但可以設(shè)計(jì)輔助支撐。已知d5 14mm，取徑d4d51.1712mm。最終輔助支撐設(shè)計(jì)完成后，要滑靴進(jìn)行校核，具體見第四章2.4配油盤的設(shè)計(jì)計(jì)算配油盤是軸向柱塞泵的關(guān)鍵零件之一， 它的作用是分配油液，幫助軸向柱塞 泵完成吸、排油任務(wù)。配油盤的設(shè)計(jì)，主要是確定、外密封帶，配油孔與其間隔角，以及輔助支撐等的有關(guān)尺寸。241間隔角、及阻尼孔尺寸為了防止柱塞腔的油液，由高壓到低壓或由低壓到高壓的

25、瞬間接通中， 因油 液的突然膨脹和壓縮所產(chǎn)生的噪聲和功率損耗， 可采用帶減震孔型的配油盤（如 圖 2-4）0減震孔型配油盤通過圍的封閉升（減）壓與采用阻尼孔逐漸引入（泄出）壓力油相結(jié)合的辦法來減低噪聲，在缸體窗口離開上死點(diǎn)經(jīng)與排油孔接通過程中，柱塞腔壓力一方面由于預(yù)壓縮而上升， 另一方面由于柱塞腔經(jīng)卸荷槽與排 油孔溝通而上升。這樣，當(dāng)缸體窗口與排油孔接通時(shí)，柱塞腔壓力已達(dá)到排油壓 力，就防止了壓力突變。其優(yōu)點(diǎn)是對(duì)工作壓力的變化有較好的適應(yīng)性。比單一正封閉型配油盤用的多。一般多使其封閉升壓和阻尼孔升壓各起一半的作用。假設(shè)柱塞腔油液的溶劑 V,壓力由po升至p所需的壓縮量為 V,對(duì)應(yīng)的柱塞位移量為

26、x，缸體的回轉(zhuǎn)角（即封閉加壓圍角）為i，缸體的回轉(zhuǎn)角（即封閉減壓圍角）為2，則所以V d2V x4Rtan 1 cos4d1 822Rta n1V V PVP P0EEd2d2d2VVoS V02RtanV02Rta n4442Vo(2-14 )arccos 12 P PoE2d Rtan(2-15 )同理可得2 arccos14Vo p poE d2Rtan(2-16)式中 V,V單位為cm3;Vo 柱塞在下死點(diǎn)處（Vo 柱塞本身的排油腔體積P、Po 高、低壓腔的壓力E液體的彈性模數(shù)，ES柱塞行程，S 2Rta n），柱塞腔殘留的容積cm3 ；3cm ；（bar）；1.4 2104bar ；

27、cm 。圖2-4配油窗孔的間隔角Fig.2-4 with the in terval an gle of oil wi ndow柱塞設(shè)計(jì)完成后，可以容易得到V。2cm3，則由（2-14 ）得VV。d22Rtan2.7 ta n165.94cm把數(shù)據(jù)代入（2-15 ）可得1 arccos 12 p Po2Vo1 d2Rtanarccos12 3202 1041.82 2.7tan16同理代入式（2-16 ）得4VoP P0arccos 12E d2Rtanarccos 142 104 1.822 3202.7ta n1613在dt 時(shí)間,w由阻尼孔引入的液體體積為QkQk Vw 2dk4P02E

28、128 lk 寸 105(2-17)由上式得式中 Qklk從阻尼孔流入的流量128 wV 10 5Eocm2 / s ；(2-18)w缸體的角速度 rad /s ；V上死點(diǎn)0處柱塞腔的容積cm3 ；工作液體的動(dòng)力黏度 N S/m2 ；dk 阻尼孔直徑 （cm）；lk 阻尼孔長(zhǎng)度（cm）。把 1 0.3rad等設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為128 100 50訕 10 5 0.00241可得2 1040.3由此dk與L由上式約束，結(jié)合實(shí)際經(jīng)驗(yàn)并利用試帶法，相對(duì)于dk 0.25(cm), lk 1.2(cm)把 20.22rad等設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式（2-18），等式右面為128 100 爭(zhēng) 型

29、 10 50.00322 104 0.22同理可得相對(duì)于2的阻尼孔尺寸dk 0.26(cm), Ik 1.2(cm)(2-19)2.4.2配油孔及、外密封帶的尺寸如圖2-4所示，Ri、R2、R3、R4為外密封帶的尺寸，半徑從小到大。它們受 F列各方程式的約束。1配油窗孔的流速限制與許用圓周速度配油窗口的油流速度應(yīng)滿足下式VpQt2 3 m/s(2-20)式中 Qt 泵的平均幾何流量（l/min）；配油孔上的連筋角（rad）；配油孔的間隔角（rad）；Vp配油孔上的平均油流速度（m/s ）。根據(jù)式（2-19），聯(lián)系式（2-20 ）取較小數(shù)值2驗(yàn)算即可23813510.89rad根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)取R1

30、 2.0cm R2 2.4 cmR3 3.0cm把數(shù)據(jù)代入式（2-20 ）得vp34.52260.89 0 3.02.40.78（m/s），符合要求。配油孔的外半徑為撿R3，其平均半徑 專 處的圓周速度up應(yīng)滿足下式n 2UpR2 R310 Up(2-21)60式中up最大允許圓周速度，up =5-8 ( m/s)代入數(shù)據(jù)后得Up 2.02.41500 10 23.45 Up，符合要求。p 60 p2考慮離心力對(duì)泄漏的影響，一般取根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)取R4 3.4cm代入式（2-22 ）后，不難看出符合要求。圖2-5配油盤的有關(guān)尺寸Fig.2-5 with the size of the oil pa

31、n3配油盤的壓緊系數(shù)由于摩擦力和油壓反推力、反推力矩的摸是轉(zhuǎn)角的函數(shù)；斜盤對(duì)缸體的軸向壓緊力Npx和力矩的模只和油壓有關(guān)；慣性力等又隨傾角變化，故一般使缸體所受的力和力矩（不考慮輔助支撐力Pa和Ma ）之和為零不可能，加之油壓反推力Pfm與配流盤與缸體間的油膜厚度無關(guān)，因此為了缸體穩(wěn)定通常都把斜盤力Npx設(shè)計(jì)得比Pfm大些，兩者的比值叫配油盤的壓緊系數(shù)，通過分析可以得到，(2-23)Npxd2Z2 2 2 2Pfm2R4R3R2RiIn R4 / R3In R2 / Ri一般取 1.05 1.10。把設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)代入式(2-23 )得P fm2八22 3.43c*22.40.66 1 .660.8

32、9In 3.4/3In 2.4/2Npx 1.82 71.0864，符合要求。2.4.3輔助支撐由于存在剩余壓緊力,為了減少配油盤與缸體間的磨損,通常都采用輔助支撐來減小壓強(qiáng)或承擔(dān)這部分多余的壓緊力輔助支撐通常有平面輔助支撐、動(dòng)壓支撐、靜壓支撐和滾動(dòng)軸承輔助支撐等, 本設(shè)計(jì)采用常用的平面輔助支撐。平面輔助支撐設(shè)計(jì)后要進(jìn)行“比壓”校驗(yàn)或“熱楔支撐”校驗(yàn)。本設(shè)計(jì)采用比壓 校驗(yàn)。比壓校驗(yàn)時(shí)通常最簡(jiǎn)單的計(jì)算方法，通過檢查全部接觸面上的壓應(yīng)力一一“比壓”，使其不要超過允許的“比壓”值，即Z d2R12ln R4 / R3ln R2 / R-ipPo8 r2 R2R32 R； Af(2-24)式中比壓(b

33、ar)；許用比壓，視摩擦副材料而定，淬火鋼對(duì)鋁鐵青銅15 20bar ；Af輔助支撐面積cm2 ,R5、R6 cm為輔助支撐(共Z“塊)的、外半徑,b為間隔弧長(zhǎng)，貝U(2-25 )取不難得知AfAfR| R52 Z1bR6 R5R5 3.7cmR6 4.5cm4.52 3.7212 4 4.5 3.717cm2代入數(shù)據(jù)得27 1.8223.423.022 22.42.00.66 10.66320ln 3.4/3.0ln 2.4/2.00.8983.422.020.662 23.02.41714.0989可見符合要求。2.5壓盤及斜盤尺寸的確定2.5.1壓盤（返回盤）尺寸的確定圖2-6壓盤的尺寸

34、Fig.2-6 plate n size由受力分析可知，滑靴中心在斜盤上的運(yùn)行軌跡是一橢圓，其長(zhǎng)軸為R，短軸為R,所以壓盤上滑靴安放孔中心的半徑Rm（即壓盤滑靴孔的分COS max布半徑）為|11COS max22 1亠2 cos162.8 cm(2-26)滑靴的包球外徑d3已知，盤孔與d2的最小間隙為i，則盤孔直徑dp為d31，再加上兩倍的因偏心而向外（或向）移動(dòng)的量RRm，即cosmaxdpd32 1 2 cos max1.6 2 0.052三cos162.81.8 cm式中1最小間隙，取0.05cm。壓盤最大外徑Dp如下Dpdwcos max2 2.7 2.8cos162 0.18,61

35、769cm( 2-27)式中 4接觸余量，可取0.1cm o2.5.2斜盤尺寸的確定斜盤的最大外徑，應(yīng)能保證滑靴底面全部落在其上。即2RCOS maxdw 22 2.7cos162.82 0.28.817 cm(2-28)D=9cm o式中0.15 0.2(cm) o3直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)及瞬時(shí)流量分析3.1直軸式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)分析3.1.1柱塞運(yùn)動(dòng)學(xué)分析運(yùn)動(dòng)分析是瞬時(shí)流量分析和受力分析的基礎(chǔ)，所以這里先討論。如圖3-1所示，設(shè)斜盤平面相對(duì)缸體橫截面的傾角為，取坐標(biāo)系oxyz,并以通過oxy平面的點(diǎn)A（A為柱塞球頭中心的起始點(diǎn)）為缸體轉(zhuǎn)角的計(jì)算起點(diǎn)（開始?jí)河偷狞c(diǎn)）。當(dāng)缸體轉(zhuǎn)過任一角度時(shí)，柱

36、塞球頭中心轉(zhuǎn)至點(diǎn)B，此時(shí)柱塞球頭中心的坐標(biāo)為：x Rcos tan Rtan cosy Rcos（ 3-1）z Rsi n圖3-1斜盤式軸向柱塞泵的運(yùn)動(dòng)分析Fig.3-1 Swashplate axial piston pump of the Motion Analysis由此坐標(biāo)方程可以看出，沿x正向、即沿缸體軸線方向的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，是缸體 轉(zhuǎn)角 的余弦函數(shù)；而在oyz平面，點(diǎn)B的運(yùn)動(dòng)軌跡，由其牽連運(yùn)動(dòng)（缸體的轉(zhuǎn)動(dòng)） 可以知道是一個(gè)圓。由于軸向運(yùn)動(dòng)方向x軸正向相同，所以柱塞相對(duì)缸孔軸向移 動(dòng)的速度v為：wR tan sin(3-2)dxvdt式中w 缸體轉(zhuǎn)動(dòng)角速度（rad/s）；v 柱塞相對(duì)缸體

37、的軸向速度（cm/s）；R柱塞軸線在缸體中的分布圓半徑（cm）；t時(shí)間（s）;缸體轉(zhuǎn)角（ wt ）。其平均相對(duì)速度為0 vd2廠wRta n(3-3)柱塞相對(duì)缸孔移動(dòng)的加速度為dvdtw2Rtan cos(3-4)式中 a 柱塞相對(duì)缸體的軸向加速度（cm/s2）。柱塞因旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生的徑向（即向心）加速度ar為(3-5)2 2ar w R（cm/s ）3.1.2滑靴運(yùn)動(dòng)分析滑靴除了與柱塞一起相對(duì)缸體往復(fù)運(yùn)動(dòng)及隨缸體旋轉(zhuǎn)之外，還與柱塞球頭一起沿斜盤平面做平面運(yùn)動(dòng)。下面將討論滑靴與柱塞球頭中心在斜盤平面上的運(yùn)動(dòng) 情況。為了得到柱塞上的滑靴相對(duì)斜盤的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，將坐標(biāo)系oxyz，以oz為軸逆時(shí)針轉(zhuǎn)過

38、角，得oxyz1坐標(biāo)系，點(diǎn)B在 0X1的坐標(biāo)系中以B1表示（見圖3-1），其坐標(biāo)值為X1yiZiy Rcos coscosz Rsi n(3-6 )由式（3-6 ）可見，B1點(diǎn)在0力乙平面上的軌跡為一橢圓，其長(zhǎng)軸為Rcos短軸為Ro對(duì)應(yīng)任一轉(zhuǎn)角的矢徑z： yfR. 1 tan2 cos2(3-7 )矢徑與橢圓長(zhǎng)軸（y1軸）的夾角為，則(3-8 )z1tgcos tany11tg (cos tan )Bi點(diǎn)（即滑靴）繞o點(diǎn)旋轉(zhuǎn)地角速度為Whddtcos22廠wcos sin cos(3-9)由式（3-9）可知，當(dāng)少（n為自然數(shù)）時(shí)，wh達(dá)到最大值為Wh maxwcos(3-10)式中 w缸體的速

39、度;斜盤的傾角。（ni為包括0的自然數(shù)）時(shí)，Wh有最小值，為W h minWCOS(3-11 )滑靴在oyiZi平面轉(zhuǎn)一周的時(shí)間與缸體轉(zhuǎn)一圈的時(shí)間相等，所以其平均角速度Whm與W相同，即Whm W(3-12 )滑靴沿斜盤表面與橢圓軌跡相切的滑移速度為 Vh時(shí)，則Rw. cos2sin2 cos22 .2 2 cos sin cos(3-13 )由上式可以得出，當(dāng)2、2 2時(shí)心便達(dá)到最大值，為(3-14 )vwRV h maxcos max(3-15 )而當(dāng) 0、時(shí)，Vh便達(dá)到最小值，為VhminWR滑靴沿斜盤平面的平均滑動(dòng)速度為VspVhd2wR 2d0sin2sin2(3-16)該積分為第一

40、類橢圓積分，當(dāng)1520時(shí)，其值為1.61-1.62，所以161 wR 1.03wR(3-17 )另外，滑靴在旋轉(zhuǎn)中，由于離心的作用，滑靴對(duì)于斜盤之壓力的作用線，將偏離滑靴的軸線，在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在運(yùn)動(dòng)中會(huì)產(chǎn)生繞自身軸線的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)動(dòng)快慢取決于旋轉(zhuǎn)摩擦力的大小，各有所異。這一自轉(zhuǎn)可改善潤(rùn)滑，對(duì)減少摩擦、改善磨損和提高效率都是有益的。3.2瞬時(shí)流量及脈動(dòng)品質(zhì)分析3.2.1瞬時(shí)流量計(jì)算由于泵有多個(gè)柱塞同時(shí)在排油腔和進(jìn)油腔，所以泵的瞬時(shí)流量，為同一瞬時(shí)所有處于排油腔的柱塞之瞬時(shí)流量之和，k即QbQ；(3-18 )i 1式中 Qb 整個(gè)泵的瞬時(shí)流量；Qi每個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量；k同

41、時(shí)處于排油區(qū)的柱塞數(shù)目。如圖3-2所示，當(dāng)柱塞由上死點(diǎn)位置A隨缸體轉(zhuǎn)過任意角度到達(dá)位置B的排油過程中，柱塞收縮的位移為x x1X2Rta nRcostan（3-19）式中R柱塞分布圓半徑;斜盤傾角；柱塞的位置角；x柱塞的位移。柱塞的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度為dxdxdvwRta nsin（3-20）dtd dt每個(gè)柱塞的瞬時(shí)流量為Qid2Vi d2Rwta nsin i（3-21）44式中d 柱塞的直徑。整個(gè)泵的瞬時(shí)流量為Qbkqi -d2Rw tanksin i（3-22）i 14i 1圖3-2瞬時(shí)流量及其脈動(dòng)Fig.3-2 In sta ntan eous flow and pulse322脈動(dòng)品質(zhì)分

42、析通常用流量脈動(dòng)系數(shù)來衡量瞬時(shí)流量的品質(zhì)。脈動(dòng)系數(shù)的表達(dá)式為:Q B maxQBmin100%(3-23)Bt式中 QBt 泵的理論流量顯然，目前QBt還是個(gè)未知數(shù)，下面將討論理論流量 QBt的算法。轉(zhuǎn)動(dòng)缸體轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，每個(gè)柱塞吸、排油各一次。由圖3-3所示，柱塞的行程為s 2Rtan（3-24）式中s柱塞的行程每個(gè)柱塞的排量為1q2 2d sd Rta n4式中q單個(gè)柱塞排量。整個(gè)泵的排量為qBq zd RZ ta n2式中qB泵的排量；Z 泵的柱塞數(shù)目。泵的理論流量為QBtqBnB(3-25)(3-26)2d RZnB tan2(3-27)式中 nB 泵的轉(zhuǎn)速。k對(duì)于式（3-22 ），若令A(yù)s

43、in i，則i 1A sin 1 sin 1sin 1sin 1（3-28）式中1 排油區(qū)距最高點(diǎn)位置A最近的柱塞位置角;相鄰兩柱塞間夾角，當(dāng)經(jīng)數(shù)學(xué)推導(dǎo)（通過純數(shù)學(xué)的推演是可以得出的，這里將推演過程省略）柱塞為偶數(shù)時(shí),(3-29)sinZcosZsinZ(3-30)將式（3-29 ），式（3-30 ）分別代入式（3-22 ）可得到瞬時(shí)流量的最大值和最小值為2QBmax 7d Rwtan(3-31)sinZ(3-32)2QBmind Rwtan4cos Zsin Z圖3-3軸向柱塞泵Fig.3-3 Axial Piston Pump于是，當(dāng)柱塞為偶數(shù)時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)為QB maxQBminQBt

44、100%- tan100%Z2Z（3-33）流量脈動(dòng)的頻率fQnZ（3-34）而當(dāng)柱塞為奇數(shù)時(shí)，A1（3-35）max2sin -2ZAmincos2Z2sin 2Z(3-36)得到瞬時(shí)流量的最大值和最(3-37)將式（3-35 ），式（3-36 ）分別代入式（3-22 小值分別為2QBmax -d Rwtansin -2Z2QBminRwtancos2Z(3-38)sin2Z于是，當(dāng)Z為奇數(shù)時(shí)，流量脈動(dòng)系數(shù)為IIQB max Q Bmin100%QBt2Ztan4Z 100%(3-39)流量脈動(dòng)的頻率(3-40)q 2nZ根據(jù)式（3-33 ）和（3-39 ）可算出不同柱塞時(shí)的流量脈動(dòng)系數(shù)，見

45、表3-1所示。表3-1不同柱塞時(shí)的流量脈動(dòng)表Tab.3-1 at the time of the different flow pulsation plunger TableZ345678910111213/%14.0332.534.9814.032.537.811.534.981.023.450.73由表3-1可以看出，當(dāng)柱塞為奇數(shù)時(shí)，比相鄰的偶數(shù)時(shí)的流量脈動(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，為減少流量脈動(dòng)，斜盤泵的 柱塞一般選用奇數(shù)，并盡可能取多些，常見的柱塞數(shù)Z 7, 9, 11。由此可見本設(shè)計(jì)的柱塞數(shù)Z 7，脈動(dòng)性較好。4主要零部件的受力分析與校核在受力分析中經(jīng)常

46、用到的符號(hào)意義如下：d柱塞直徑（cm）；R 柱塞孔的分布圓半徑（cm）；斜盤傾角；Z柱塞的個(gè)數(shù)；w缸體的回轉(zhuǎn)角速度（rad/s）；mz 柱塞組（柱塞連同滑靴一起）的質(zhì)量；p高壓腔的壓力（bar）；f柱塞與缸孔的靜、動(dòng)摩擦系數(shù)，鋼對(duì)鋁鐵青銅一般分別取f 0.1 0.12 和 f 0.05 ；fh滑靴與斜盤的摩擦系數(shù)，一般取 0.008 0.08 ;任一柱塞相對(duì)oy軸的角位移（見圖3-1 ）。4.1柱塞4.1.1柱塞的受力分析柱塞隨缸體作圓周運(yùn)動(dòng)時(shí)，在不同區(qū)域及不同位置時(shí)，受力情況是不同的。 借助圖4-1所給定的坐標(biāo)系oxyz,忽略摩擦力Fh和由離心力F1引起的摩擦 力F3,柱塞所受的力如下。1離

47、心力F12F1 mzRw（ 4-1）式中 mz柱塞組的質(zhì)量。F1對(duì)x軸的投影值為零，對(duì)y和z軸的投影值為2F|y mzRw cos（4-2）Flz mzRw2 sin（ 4-3）2液體壓力P （對(duì)圖4-1所設(shè)方向）忽略低壓腔的液體壓力P。,對(duì)泵，當(dāng)0時(shí)P :p(4-4)當(dāng)2時(shí)RiP 0圖4-1柱塞組的受力Fig.4-1 Group plun ger force3軸向慣性力Fg （對(duì)應(yīng)圖4-1所設(shè)方向）Fg是由于柱塞與缸體相對(duì)移動(dòng)中的相對(duì)加速度引起的，其方向與加速度方向相反。2FgFgxmzamzRw tan cos（4-5）4摩擦力卩!與F2柱塞與缸孔的側(cè)壓力 尺、R2的摩擦力卩!和F2分別為

48、F, R, f（ 4-6）F2 R2 f（ 4-7）5斜盤的法向作用力N及R,、R2斜盤通過滑靴作用在柱塞頭上的法向作用力 N。法向反力N可分解為沿柱塞 徑向方向的分力T和沿柱塞軸向方向的分力S。N力方向與斜盤表面垂直，分力S, T的值分別為(4-8)S N cosT Nsin（4-9 ）側(cè)向力R、R2是由垂直于柱塞軸線的徑向分力T和離心力Fn所引起。R、R2 均為均布載荷的合力，其方向相反。均布載荷呈線性三角形分布，如圖4-1所示。通常在不計(jì)Fg，F(xiàn)n情況下，柱塞受力平衡方程可寫為Fx Ncosf R R2P 0（ 4-10）Fy N sinR1 R2 0（ 4-11）若在忽略摩擦力f R1

49、 R2 ,則N cos F可見，斜盤作用在柱塞的軸向分力 Ncos與作用在柱塞尾部的液壓力卩是 對(duì)平衡力。此外，柱塞在工作中還要分擔(dān)中心彈簧的力， 斜盤與滑靴的摩擦力對(duì)柱塞受 力影響很小，可以忽略。4.1.2柱塞的校核如圖2-2所示，d2應(yīng)滿足下式，以免擠壓應(yīng)力q過大式中 qd2/cos d；qd12(4-12)滑靴材料的許用比壓,ZQAI9-4 青銅q =75M。驗(yàn)算如下:2 23265.8775符合強(qiáng)度要求。1.8 /cos16 0.61.3520.624.2滑靴如圖4-2a所示，滑靴除承受來自柱塞球頭中心的壓緊力Fy、彈簧力Fti和斜盤的垂直反力N而外，還要承受離心力Fhl和摩擦力Fh。

50、在工作狀態(tài)，作用于滑 靴的主要力是柱塞對(duì)滑靴的壓緊力?；ズ托北P底部中油壓產(chǎn)生分離力以及壓盤 對(duì)滑靴的壓緊力。而在滑靴的平衡計(jì)算中，通常只考慮壓緊力和分離力，而其余的力數(shù)值較小，一般都忽略不計(jì)。在滑靴設(shè)計(jì)中已經(jīng)得知，若按壓緊系數(shù)的最大值設(shè)計(jì)滑靴，還存在5%的剩余 壓緊力由輔助支撐承受。實(shí)際的壓緊力較大于上述計(jì)算值要求， 這是因?yàn)橹麘T性力和回程彈簧力均是將滑靴壓向斜盤的力，稱這個(gè)力附加壓緊力。附加壓緊力 的最大值相對(duì)液壓壓緊力的百分比可用下式估算：GRw2Sin max(4-13)式中 G柱塞及滑靴的重量;R 柱塞分布圓半徑；W缸體的角速度；f柱塞和缸孔的摩擦系數(shù)，取f 0.1圖4-2滑靴的受

51、力Fig.4-2 The force of slip boots柱塞與滑靴設(shè)計(jì)完成后，便可知其質(zhì)量 m m柱m滑 82.5 3.9586.45 g通過式（2-11 ）可知，壓緊力Fy 84.11，則86.45 9.8 2.750 22 9.8 84.1110 30.1 sin16最大斜盤傾角時(shí)總的剩余壓緊力為:(4-14)F 5% Fy代入數(shù)據(jù)后得:F 8% 84.116.72接觸比壓與比功值的校驗(yàn)所采用的材料不同， 所允許的接觸比壓和比功值也 不同。為了使設(shè)計(jì)的滑靴具有一定的可靠性和使用壽命，均須對(duì)這兩者進(jìn)行校核。剩余壓緊力造成的比壓為：FFypm5% 丄 p（4-15）AA式中 A輔助支撐

52、面積?；ピO(shè)計(jì)后即知輔助支撐面積為 A 0.85 cm2代入式（4-15 ）得：Pm 6727.9030，符合要求。0.85當(dāng)滑靴沿斜盤平面相對(duì)滑動(dòng)時(shí)， 運(yùn)動(dòng)軌跡為橢圓形，長(zhǎng)軸為2R/cos，短軸 為2R。同時(shí)，由于滑靴繞泵軸以角速度 w旋轉(zhuǎn)時(shí)其接觸面上各點(diǎn)半徑不同，靠 外面速度大，靠中心速度小。因此，滑靴將有一附加繞柱塞球頭的自轉(zhuǎn)。實(shí)踐證 明，自轉(zhuǎn)方向和旋轉(zhuǎn)方向相反，因而滑靴面滑動(dòng)速度的平均值可用半徑為R/cos處的速度代替，即R2 n R（4-16）VmwVcos60 cos代入數(shù)據(jù)后得：21500Vm2.710 24.418，符合要求。60cos16若計(jì)算所得的比功值越大，則克服摩擦副的

53、摩擦而消耗的功就越大， 從而引 起摩擦部位發(fā)熱以及滑靴式斜盤的磨損迅速。 因此，比功值與摩擦副所選用的材 料有關(guān)。同時(shí)，比功值大小也和壽命長(zhǎng)短有關(guān)。 在設(shè)計(jì)運(yùn)動(dòng)摩擦副時(shí)需要校驗(yàn)比功值。計(jì)算比功值應(yīng)小于材料允許的比功值，即p mvm5%Fy 2 nRA 60cospv(4-17)代入數(shù)據(jù)后得:PmVm7.9 4.4134.84 60，符合要求。表4-1滑靴材料的許用壓力、速度和比功p/MPav/(m s 1)1pv/(MPa m s )ZQA19-430860ZQS n10-115320耐磨鑄件105184.3缸體4.3.1缸體的受力分析缸體由泵軸推動(dòng)，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動(dòng)柱塞，實(shí)現(xiàn)

54、吸排油液， 其受力情況較為復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一是配油盤，從運(yùn)轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點(diǎn)， 希望各滑動(dòng)表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。通常的“缸體自位式”結(jié)構(gòu)，靠缸體的浮動(dòng)和平衡來維持它與配油盤間的理想 油膜厚度，以取得容積效率和機(jī)械效率的綜合指標(biāo)并延長(zhǎng)壽命。故缸體的受力狀 況十分重要。作用在缸體上的作用力有：質(zhì)量力，包括柱塞組的離心力和缸體的重力；配油盤的附加壓緊彈簧力；徑向支撐力（由軸或缸外徑向軸承產(chǎn)生）；斜盤推力和 摩擦力；配油盤的推力和摩擦力。這些力的計(jì)算表達(dá)需要經(jīng)過復(fù)雜的理論研究和 數(shù)學(xué)推導(dǎo)，有些還需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。這里暫不討論。4.3.2缸體的強(qiáng)度校核一般把缸體的受力，按照厚壁筒進(jìn)

55、行計(jì)算。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為1、柱塞孔與缸體圓之間的最小壁厚為2，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為3。計(jì)算時(shí)取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為min，從本設(shè)計(jì)圖中可知min為柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚，且min5.2m m，則厚壁筒的外徑D d 2 min 182 5.228.4mm。如圖 4-3 所示。在壓力p的作用下，筒壁任一點(diǎn)的最大切向拉應(yīng)力為q max最大徑向壓應(yīng)力為d2D2 了 P 740D2(bar)(4-18)jn(bar)(4-19)當(dāng)缸體采用塑性材料時(shí)，用第四強(qiáng)度理論計(jì)算應(yīng)力對(duì)鋁鐵青銅（經(jīng)鍛打），,3D4 d4D2 d2P max(bar)(4-20)700 850 (bar)。式（4-20 ）代入數(shù)據(jù)后是.3D4 d4D2 d2p max.3 2.844