柱塞泵设计与计算(斜盘式)

目次第1章绪论第2章斜盘式轴向柱塞泵工作道理与机能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作道理2.2斜盘式轴向柱塞泵重要机能参数第3章斜盘式轴向柱塞泵活动学及流量品德剖析3.1 柱塞活动学剖析3.1.1 柱塞行程s3.1.2 柱塞活动速度v3.1.3 柱塞活动加快度a3.2 滑靴活动剖析3.3 瞬时流量及脉动品德剖析3.3.1 脉动频率3.3.2 脉动率第4章柱塞受力剖析与设计4.1 柱塞受力剖析4.1.1 柱塞底部的液压力P b4.1.2 柱塞惯性力P g4.1.3 离心反力P l4.1.4 斜盘反力N4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P24.1.6 摩擦力p1f和P2f4.2 柱塞设计4.2.1 柱塞构造型式4.2.2 柱塞构造尺寸设计4.2.3 柱塞摩擦副比压p.比功pv验算第5章滑靴受力剖析与设计5.1 滑靴受力剖析5.1.1 分别力P f5.1.2 压紧力P y5.1.3 力均衡方程式5.2 滑靴设计5.2.1 残剩压紧力法5.2.2 最小功率损掉法5.3 滑靴构造型式与构造尺寸设计5.3.1 滑靴构造型式5.3.2 构造尺寸设计第6章配油盘受力剖析与设计6.1 配油盘受力剖析6.1.1 压紧力P y6.1.2 分别力P f6.1.3 力平横方程式6.2 配油盘设计6.2.1 过度区设计6.2.2 配油盘重要尺寸肯定6.2.3 验算比压p.比功pv第7章缸体受力剖析与设计7.1 缸体地稳固性7.1.1 压紧力矩M y7.1.2 分别力矩M f7.1.3 力矩均衡方程7.2 缸体径向力矩和径向支承7.2.1 径向力和径向力矩7.2.2 缸体径向力支承型式7.3 缸体重要构造尺寸的肯定7.3.1 通油孔散布圆半径R f´和面积Fα7.3.2 缸体内.外直径D1.D2的肯定7.3.3 缸体高度H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压体系中的重要部件,斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的来去活动,改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的,是容积式液压泵,对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞.滑靴.配油盘缸体是其重要部分,柱塞是其重要受力零件之一,滑靴是高压柱塞泵常采取的情势之一,能顺应高压力高转速的须要,配油盘与缸体直接影响泵的效力和寿命,因为配油盘与缸体.滑靴与柱塞这两对高速活动副均采取了一静压支承,省去了大容量止推轴承,具有构造紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻,比径向泵构造简略等长处,因为斜盘式轴向柱塞泵轻易实现无级变量,维修便利等长处,因而斜盘式轴向柱塞泵在技巧经济指标上占很大优势.症结词斜盘柱塞泵滑靴缸体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 a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity,in order to change 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 fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. 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 province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintainconvenience and so on.Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crock body第1章绪论近年来,容积式液压传动的高压化趋向,使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采取日益广泛.轴向柱塞泵重要有构造紧凑,单位功率体积小,重量轻,压力高,变量机构安插便利,寿命长等长处,缺少之处是对油液的污染迟钝,滤油精度请求高,成本高级.轴向柱塞泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵,盘式轴向柱塞泵包含斜轴式轴向柱塞泵和斜盘式轴向柱塞泵.斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵比拟较,各有所长斜轴式轴向柱塞泵采取了驱动盘构造,使柱塞缸体不推却侧向力,所以,缸体对配油盘的倾复可能性小,有利于柱塞副与配油部位工作,别的,许可的倾角大,可是,构造庞杂,工艺性差,须要应用大容量止推轴承,因而高压持续工作时光往往受到限制,成本高.斜盘式轴向柱塞泵,因为配油盘与缸体.滑靴与柱塞这两对高速活动副均采取了一静压支承,省去了大容量止推轴承,具有构造紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻等长处,从而使该泵获得了敏捷成长,并且因为轴向泵比径向泵构造简略,制作成本低;斜盘式轴向柱塞泵轻易实现无级变量,体积小,重量轻,维修便利;因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他泵在技巧经济指标上占很大优势,所以,斜盘式轴向柱塞泵在不竭地改良和成长,其成长偏向是：扩展应用规模.进步参数.改良机能.延伸寿命.降低噪声,以顺应液压技巧不竭成长的请求.斜盘式轴向柱塞泵是液压体系中的重要部件,斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的来去活动,改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的.是容积式液压泵的一种.柱塞式液压泵因为其重要零件柱塞和缸体均为圆柱形,加工便利,合营精度高,密封机能好,工作压力高而得到广泛的应用.轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种.非通轴式的径向载荷由缸体外周的大轴承所均衡以限制缸体的竖直,是以传动轴只传递扭矩,轴径小,因为消失缸体的竖直力矩,因而制作精度较高,不然易破坏配油盘.但对于通轴式的传动轴穿过斜盘撤消了大轴承,径向载荷由传动轴支持,并且重量轻.体积小.零件种类少,可以串联帮助泵便于集成化,缸体竖直力矩由主轴推却,因而迁移转变轴径大.柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的重要受力零件之一;滑靴是今朝高压柱塞泵常采取的情势之一,能顺应高压力高转速的须要;配油盘设计的利害也直接影响泵的效力和寿命.斜盘式轴向柱塞泵被广泛应用与工程机械. 起重运输.冶金 .航空. 船舶等都种范畴,在航空中广泛用于飞机液压体系,把持体系及航空发念头燃油体系中,使飞机上所用的液压泵中最重要的一种情势,尤其是在煤炭行业的高压重载液压体系中,更是得到广泛应用.第二章斜盘式轴向柱塞泵工作道理与机能参数斜盘式轴向柱塞泵工作道理各类柱塞泵的活动道理都曲直柄连杆机构的演化,因而,它们的活动和动力剖析就可以用同一的方程式来描写.斜盘式轴向柱塞泵重要构造如图（2-1）.柱塞的头部装配有滑靴,滑靴低面始终贴着斜盘平面活动.当缸体带动柱塞扭转时,因为斜盘平面相对缸体（xoy面）消失一竖直角γ,迫使柱塞在柱塞腔内作直线来去活动.假如缸体按图示n偏向扭转,在180º~360º规模内,柱塞由下逝世点（对应180º地位）开端不竭伸出,柱塞腔容积不竭增大,直至逝世点（对应0º地位）止.在这个进程中,柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通,油液被吸入柱塞腔内,这是吸油进程.跟着缸体持续扭转,在0º~180º规模内,柱塞在斜盘束缚下由上逝世点开端不竭进入腔内,柱塞腔容积不竭减小,直至下孔点止.在这个进程中柱塞腔,1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘6-滑靴 7-回程盘 8-中间弹簧图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作道理刚好与配油盘排油窗相通,油液经由过程排油窗排出.这就是排油进程.由此可见,缸体每转一周,各个柱塞有半周吸油,半周排油.假如缸体不竭扭转,泵便持续地吸油和排油.2.2 斜盘式轴向柱塞泵重要机能参数1.排量.流量与容积效力轴向柱塞泵排量b q 是指缸体扭转一周,全体柱塞腔所排出油液的容积,即不计容积损掉时,泵理论流量lb Q 为式中Z d ―柱塞外径 mm d z 24=;Z F ―柱塞横截面积224.452024.044mm d F z z =⨯=⨯=ππ;max s ―柱塞最大行程 ;Z ―柱塞数 取Z=7;b n ―传动轴转速min /1500r n b =; 从图可知,柱塞最大行程为式中 f D ―柱塞散布圆直径mm D f 74=;γ―斜盘竖直角 取 18=γ;所以,泵的理论流量是泵的实际输出流量泵容积效力Vb η为泵的机械效力为%90=m b η所以,泵的总效力为容积效力与机械效力之积,第三章 斜盘式轴向柱塞泵活动学及流量品德剖析泵在必定斜盘倾角下工作时,柱塞一方面与缸体一路扭转,沿缸体平面做圆周活动,另一方面又相对缸体做来去直线活动.这两个活动的合成,使柱塞轴线上一点的活动轨迹是一个椭圆.此外,柱塞还可能有因为摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转活动,此活动使柱塞的磨损和润滑趋于平均,是有利的.3.1 柱塞活动学剖析柱塞活动学剖析,主如果研讨柱塞相对缸体的来去直线活动.即剖析柱塞与缸体做相对活动是的行程.速度和加快度,这种剖析是研讨泵流量品德和重要零件受力状况的基本.3柱塞行程s下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵活动剖析图.若斜盘倾角为γ,柱塞散布圆半径为f R ,缸体或柱塞扭转角为α,并以柱塞腔容积最大时的上逝世点地位为00 ,则对应于任一扭转角α时,图3-1 柱塞活动剖析所以柱塞行程s 为γαγtg R htg s f )cos 1(-== （3-1） 当α=1800时,可得最大行程max s 为3.1.2柱塞活动速度v将式（3-1）对时光微分可得柱塞活动速度v 为αγωsin tg R dtda da ds dt ds v f ===（3-2） 当090=α实时0270,1sin ±=α,可得最大活动加快度max v 为式中 α 为缸体扭转角速度,t αω=.3.1.3柱塞活动加快度a将式（3-2）对时光微分可得柱塞活动加快度a 为da dv dt dv a ==αγωcos 2tg R dt da f = （3-3） 当00=α实时0180,1cos ±=α,可得最大活动加快度max a 为滑靴活动剖析研讨滑靴的活动,主如果剖析它相对斜盘平面的活动纪律,也即滑靴中间在斜盘平面'''y o x 内的活动纪律（如图）,其活动轨迹是一个椭圆.椭圆的长.短轴分别为长轴 mm R b f38.7718cos 372cos 220=⨯==γ 短轴mm R a f 7437222=⨯==设柱塞在缸体平面上A 点坐标那么A 点在斜盘平面'''y o x 的坐标为假如用极坐标暗示则为 矢径αγ2222cos 1tg R y x R f h +=+=极角)cos (cos αγθarctg =滑靴在斜盘平面'''y o x 内的活动角速度k ω为由上式可见,滑靴在斜盘内是不等角速度活动,当α=2π.π23时,k ω最大（在短轴地位）为当0=α.π时,k ω最小（在长轴地位）为由构造可知,滑靴中间绕 点扭转一周（π2）的时光等于缸体扭转一周的时光.是以其平均扭转角速度等于缸体角速度,即3.3 瞬时流量及脉动品德剖析柱塞活动速度肯定之后,单个柱塞的瞬时流量可写成式中z F 为柱塞截面积,2224.452024.044mm d F Z Z =⨯==）（ππ. 柱塞数为Z=7,柱塞角距为722ππθ==Z ,位于排油区地柱塞数为Z 0,那么介入排油的各个柱塞瞬时流量为…….…….泵的瞬时流量为ZZ Z Z Z tg R F f Z ππαπγωsin )1sin(sin00-+=（3-4）由上式可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角α有关,也与柱塞数有关. 对于奇数（Z=7）排油区的柱塞数为Z 0 当70ππα=≤≤Z 时,取4210=+=Z Z ,由式（3-4）可知瞬时流量为 当7227ππαππ=≤≤=Z Z 时,取3210=-=Z Z ,由式（3-4）可得瞬时流量 当0=α.Z π.Zπ2.……时,可得瞬时流量的最小值为 当Z 2πα=.Z 23π.……时,可得瞬时流量的最大值为 奇数柱塞泵瞬时流量纪律见图图3-3 奇数柱塞泵界说脉动率 0025.0min max =-=tpt t Q Q Q δ 式中tp Q 为平均流量,可由瞬时流量公式在 2π周期内积分求平均值而得无论奇数泵照样偶数泵均为3.3.1脉动频率因为奇数柱塞泵,所以21000⨯=rZnf⨯=/min1500722=3.3.2脉动率因为奇数柱塞泵,所以依据盘算值,将脉动率ð与柱塞Z画成下图的曲线图3-4 脉动率ð与柱塞数Z关系曲线由以上剖析可知：（1）跟着柱塞数的增长,无论偶数柱塞泵照样奇数柱塞泵,流量脉动率都降低.（2）相邻柱塞数比拟,奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率.第四章柱塞受力剖析与设计柱塞是柱塞泵重要受力零件之一.单个柱塞随缸体扭转一周时,半周吸油.半周排油.柱塞在吸油进程与在排油进程中的受力情形是不一样的.4.1 柱塞受力剖析图4-1 柱塞受力剖析感化在柱塞上的力有：图示是带有滑靴的柱塞受力剖析简图.4.1.1柱塞底部的液压力Pb柱塞位于排油区时,感化于柱塞底部的轴向液压力P为b式中p为泵的排油压力.b4.1.2柱塞惯性力P g柱塞相对缸体来去直线活动时,有直线加快度a,则柱塞轴向惯性力P g 为式中m Z.G Z为柱塞和滑靴的总质量和总重量惯性力P g 偏向与加快度a 偏向相反,随缸体扭转角α按余弦纪律变更.当α=00和1800时,惯性力最大值为 4.1.3离心反力P l柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周活动,有向心加快度a l ,产生的离心反力P l 经由过程柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线,是径向力.其值为ωf Z l Z l R gG a m P ==24 斜盘反力N斜盘反力经由过程柱塞球头轴向力P 与感化于柱塞底部的液压力b P 及其他轴向力相均衡.而径向力T 则对主轴形成负载扭矩,使柱塞受到弯矩感化,产生接触应力,并使缸体产生倾倒力矩.4.1.5柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P 1和P 2该力是接触应力p 1 和p 2产生的合力.斟酌到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞在柱塞腔内的接触长度.是以,由垂直于柱塞轴线的径向力T 和离心力l P 引起的接触应力p 1和p 2可以算作是持续直线散布的应力.4.1.6摩擦力P 1f 和 P 2f 柱塞与柱塞腔之间的摩擦力P f 为 式中f 为摩擦系数,常取f=0.05~0.12.剖析柱塞受力,应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度,即柱塞处于逝世点时的地位.此时N.P 1.和P 2可以经由过程如下方程求得： 式中 0l — 柱塞最小接触长度mm l 540=;l — 柱塞名义长度mm l 74=;解放程组得：式中 82.314.23)4.2354(14.23)4.2354(1)(1)(22222222022220=--+-=--+-=l l l l l l φ为构造参数 柱塞设计4柱塞构造型式轴向柱塞泵均采取圆柱形柱塞.依据柱塞头部构造,有三种型式,(1)点接触式柱塞,(2)线接触式柱塞,(3)带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一个摆动头,称滑靴,可绕柱塞球头中间摆动.滑靴与斜盘间为面接触,接触应力小,能推却较高的工作压力.高压油液还可以经由过程柱塞中间孔,沿滑靴平面泄漏,保持与斜盘之间有一层油膜润滑,从而削减了摩擦和磨损,使寿命大大进步.今朝大多采取这种情势轴向柱塞泵.并且这种型式的柱塞大多做成空心构造,以减轻柱塞重量,减小柱塞活动的惯性力.采取空心构造还可以应用柱塞底部的高压油液使柱塞局部扩大变形抵偿柱塞与柱塞腔之间的间隙,取得优越的密封后果.空心柱塞内可以安顿回程弹簧,使柱塞在吸油区复位. 4.2.2 柱塞构造尺寸设计1.柱塞直径 Z d 及柱塞散布圆直径 D f柱塞直径Z d .柱塞散布圆直径D f .和柱塞数Z 是互相联系关系的.依据统计材料,在缸体上各柱塞孔直径Z d 所占的弧长约为散布圆周长f D π 的 75% ,即 由此可得 π75.0Z d D m Zf ≈=式中m 为构造参数.m 随柱塞数Z 而定.当泵的理论流量lb Q 和转速b n 依据应用工况前提选定之后,依据流量公式可得柱塞直径Z d 为柱塞直径 Z d 肯定后,应从知足流量的请求而肯定柱塞散布圆直径 D f ,即2. 柱塞名义长度L因为柱塞圆球中间感化有很大的 径向力T,为使柱塞不致被 以及保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取 因为 a MP p 5.31= 所以 mm d l Z 5425.20== 是以,柱塞名义长度 l 应知足: 式中 max s —柱塞最大行程;min l —柱塞最小外伸长度,一般取 Z d l 2.0min =.依据经验数据,柱塞名义长度常取: 同理 mm l 96244)2.4~2.3(=⨯== 3.柱塞球头直径d 1按经验常取mm d d Z 18)8.0~7.0(1==如图图4-2 柱塞尺寸图为使柱塞在排油停止时圆柱而能完整进入柱塞腔,应使柱塞球头中间至圆柱面保持必定的距离 l d ,一般取 4.柱塞均压槽 上图均压槽的尺寸常取:mm mm h 8.08.0~3.0取=;宽mm mm b 6.07.0~3.0取=;间距mm mm t 1010~2取=.实际上,因为柱塞受到的径向力很大,均压槽的感化其实不显著,还轻易划伤缸体上柱塞孔壁面.是以今朝很多高压柱塞泵中其实不开设均压槽.4柱塞摩擦副比压p.比功 pv 验算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为盘算比压值,则柱塞相对缸体的最大活动速度 v max 应在摩擦副材料许可规模内, 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功p max v max 为 选用 18CrMnTiA 材料.第五章 滑靴受力剖析与设计今朝高压柱塞泵已广泛采取带滑靴的柱塞构造.滑靴不但增大了与斜盘的接触应力,并且柱塞底部的高压油液,经柱塞中间孔 '0d 和滑靴中间孔0d ,再经滑靴封油带泄漏到泵壳体腔中.因为油液在封油带环缝中的流淌.使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜,大大削减了相对活动件间的摩擦损掉,进步了机械效力.这种构造能顺应高压力和高转速的须要.滑靴受力剖析液压泵工作时,感化于滑靴上有一组偏向相反的力.一是柱塞底部液压力力争把滑靴压向斜盘,称为压紧力y p ;另一是由滑靴面直径为 D 1的油池产生的静压力P f1与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力P f2,二者力争使滑靴与斜盘分别开,称为分别力P f .当紧压力与分别力相均衡时,封油带大将保持一层稳固的油膜,形成静压油垫. 5.1.1 分别力P f图为柱塞构造与分别力散布图.图4-3 滑靴构造及散布力散布依据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流淌的泄漏量q 的表达式为 若02=p ,则式中 δ 为封油带油膜厚度.封油带上半径为r 的任一点压力散布式为 若02=p ,则 从上式可以看出由上式可以看出,封油带上压力 随半径增大而呈对数纪律降低. 油池静压分别力P f1为 总分别力P f 为 5.1.2 压紧力y P滑靴所受压紧力重要由柱塞底部液压力b p 引起的,即 5.1.3 力均衡方程式当滑靴受力均衡时,应知足下列力均衡方程式 得泄流量为5.2 滑靴设计滑靴设计经常应用残剩压紧力法和最小功率法 选用最小功率损掉法最小功率损掉法的特色是：拔取恰当油膜厚度,使滑靴泄漏功率损掉法与摩擦功率损掉之和最小,保持最高功率. 5.2.1 泄漏功率损掉V N ∆已知滑靴在斜盘上的泄漏流量q ,.若不计吸油区的损掉,则滑靴在排油区域的泄漏功率损掉为 5.2.2 摩擦功率损掉m N ∆滑靴在斜盘上的活动轨迹是椭圆,为简化盘算,近似以为是柱塞散布圆.是以滑靴摩擦功率损掉为式中 τF —液体粘性摩擦力, δμπτuR R F )(2122-=;u —切线速度,ωf R u =)(2122R R -π—滑靴摩擦（支承）面积;δμu—液体粘性摩擦应力,μ为液体粘性系数,δ为油膜厚度.将ωf R u =代入上式中可得 5.2.3 滑靴总功率损掉N ∆ 令,0)(=∂∆∂δN 可得最佳油膜厚度0δ为 由上式盘算出的油膜厚度,可使滑靴功率损掉最小,效力最高.最佳油膜厚度在mm 03.0~01.00=δ规模.5.3 滑靴构造型式与构造尺寸设计5.3.1 滑靴构造型式 滑靴的构造型式如图图5-1 滑靴构造型式关于滑靴的构造,应当防止因为竖直而引起密封带消失偏磨,所以往往在密封带外面加上一道断开的外帮助支承面环带.如许,即使滑靴消失某些偏磨,也不会破坏滑靴的均衡设计,从而延伸了滑靴的寿命.为了减小对滑靴底面的比压,并防止因为压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形（这种变形引起松靴）,经常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内帮助支承环带,为了不影响滑靴的支承力,并使密封环带内侧压力敏捷伸展,内帮助支承面在圆周上是断开的.mmmm,与柱塞球头的接触面积不小于70%.滑靴的材料可采取青铜或高强度的黄铜制作.要特殊留意资估中间不许可有松散和偏析,不然轻易引起疲惫强度破坏.5.3.2 构造尺寸设计 1. 滑靴外径D 2滑靴在斜盘上的计划,应使竖直角0=γ时,互相之间仍有必定间隙s,如图图5-2 滑靴外径D 2的选定滑靴外径D 2为一般取mm s mm s 6.01~2.0==取 2. 油池直径D 1初步盘算时,设定 mm D D 05.225.317.0)7.0~6.0(21=⨯== 3. 中间孔0d .'0d 及长度0l撙节器采取撙节管时,常以柱塞中间孔'0d 作为撙节装配,如滑靴构造及分别力散布图所示.依据流体力学修长孔流量q 为 式中 0d .0l ——修长管直径.长度; K ——修改系数;把上式带入滑靴泄漏量公式 1213ln 6R R p q μπδ=可得整顿后可得撙节管尺寸为经多次试算得 mm d 2.10=mm l 5.220= 式中α 为压降系数,bp p 1=α.当667.032==α时,油膜具有最大刚度,承载才能最强.为不使封油带过宽及阻尼管过长,推举压降系数 9.0~8.0=α.从 b p R R K l d ααμδ-=1ln 612812304'0 公式中可以看出,采取撙节管的柱塞-滑靴组合,公式中无粘度系数μ ,解释油温对撙节后果影响较小,但修长孔的加工工艺性较差,实现起来有艰苦.第六章 配油盘受力剖析与设计配油盘是轴向柱塞泵重要零件之一,用以隔离和分派吸.排油液以及推却由高速扭转的缸体传来的轴向载荷.它的设计利害直接影响泵的效力和寿命.6.1 配油盘受力剖析经常应用配油盘简图如下图6-1 配油盘根本构造液压泵工作时,高速扭转的缸体与配油盘之间感化有一对偏向相反的力;即缸体因柱塞腔中高压油液感化而生的压紧力P y ;配油窗口和封油带油膜对缸体的分别力P f . 6.1.1 压紧力y P压紧力是因为处在排油区的柱塞腔中高压油液感化在 柱塞腔底部台阶面上,使缸体受到轴向感化力,并经由过程缸体感化到配油盘上. 对于奇数柱塞泵)7(=Z ,当有4)1(21=+Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y1为当有3)1(21=-Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y2为 平均压紧力P y 为 6.1.2 分别力P f分别力有三部分构成.即外封油带分别力P f1.内封油带分别力P f2.排油窗高压油对缸体的分别力P f3对奇数柱塞泵,在缸体扭转进程中,每一瞬时介入排油的柱塞数目和地位不合,封油带的包角是变更的.实际包角比配油盘排油窗包角0φ有所扩展.当有4)1(21=+Z 个柱塞排油时,封油带实际包角1ϕ为 当有3)1(21=-Z 个柱塞排油时,封油带实际包角2ϕ为平均有2Z 个柱塞排油时,平均包角p ϕ为 式中 α― 柱塞间距角 512==Zπα; 0α― 柱塞腔通油孔包角 450=α1. 外封油带分别力P f1外封油带上泄流量是源流流淌,可得 外封油带泄流量q 1为 2. 内封油带分别力P f2内封油带上泄流量是汇流流淌,可得 内封油带泄流量q 2为 3. 排油窗分别力P f3 4. 配油盘分别力P f 总泄流量l q斟酌到封油带很窄,分别力也可以近似算作线性散布纪律,简化盘算： 6.1.3 力均衡方程式为使缸体能与配油盘慎密贴合,包管靠得住密封性,应取压紧力稍大于分别力.设压紧力与分别力之差为残剩压紧力y P ∆;残剩压紧力y P ∆与压紧力y P 之比为压紧系数ϕ,它暗示压紧程度.即 由此可得力均衡方程式y f P P )1(ϕ-= 一般取1.0~05.0=ϕ 取1.0=ϕ则 KN P y 4.74=为包管泵启动时,缸体配油盘仍有必定的预压紧力,常设置一轴向中间弹簧,把缸体紧压在配油盘上.一般取弹簧力为300~500N.弹簧力P t 也可按下式拔取6.2 配油盘设计配油盘设计主如果肯定表里封油带尺寸.吸排油口尺寸以及帮助支承面各部分尺寸.6.2.1．过度区设计为使配油盘吸排油窗之间有靠得住的隔离和密封,大多半配油盘采取过度角1α大于柱塞腔通油孔包角0α的构造,称正重迭配油盘.具有这种构造的配油盘,当柱塞从低压腔接通高压腔时,柱塞腔内关闭的油液会受到刹时紧缩产生冲压力b p ∆;当柱塞从高压腔接通低压腔时,关闭的油液会刹时膨胀产生冲击压力0p ∆.这种高下压瓜代的冲击压力轻微降低流量脉动品德,产生噪音和功率消费以及周期性的冲击载荷.对泵的寿命影响很大.为防止压力冲击,我们愿望柱塞腔在接通高下压时,腔内压力能平缓过渡,从而防止压力冲击.图6-2 柱塞腔内压力变更选带卸荷的非对称配油盘依据式 y b f Z E p p tg R d V 0201)21(21cos -+-=∆γπα 盘算出 151=∆α 202=∆α ,在泵的构造尺寸肯定后,取决于吸排有压力差的大小.在实际工况前提下,泵排油压力常随负载改变而变更.要防止在新工况前提下的压力冲击,应改变紧缩角1α∆和2α∆以顺应压力差的变更.简略的办法是在过渡区开设减振槽.图6-3 非对称配油盘此时,过渡区紧缩角,按柱塞腔关闭油液压力升高或降低所必须的体积存缩量V ∆的50%盘算;而减振槽按余下地50%盘算.得 y b f Z E p p tg R d V coa 0201)21(1-+-=∆γπα。