【正文】 配油盤的有關尺寸 with the size of the oil pan 3 配油盤的壓緊系數(shù) ? 由于摩擦力和油壓反推力、反推力矩的摸是轉角 ? 的函數(shù)；斜盤對缸體的軸向壓緊力 ?pxN 和力矩的模只和油壓有關；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 AA MP和 ） 之和為零不可能，加之油壓反推力 fmP 與配流盤與缸體間的油膜厚度 ? 無關，因此為了缸體穩(wěn)定通常都把斜盤力 ?pxN 設 計得比 fmP 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， ? ? ? ? ?????????????? ????????? ??????00012212234232421/ln/ln2 ?????RRRRRRRRZdPNfmpx (223) 遼寧工程技術 大學畢業(yè)設計 (論文 ) 19 一般取 ~?? 。 根據式（ 219） ，聯(lián)系式（ 220）取較小數(shù)值 2? 驗算即可。 圖 24 配油窗孔的間隔角 with the interval angle of oil window 柱塞設計完成后，可以容易得到 30 2cmV ? ，則由（ 214）得 3220 cmRdVV ??????? ??? 把數(shù)據代入（ 215）可得 ? ? ?????? ?????? ?????? tan2121a rc c os2 001 RdVE pp ?? ?? 221102 32021a rc c os 24 ??????? ?????? ? ?????? ? 王迪：軸向柱塞泵設計 16 同理代入式（ 216） 得 ? ? ?? 320241a rc c ostan41a rc c os 242 002 ??????? ?? ?????????? ????? ??? RdE ppV 在wdt ???時間內，由阻尼孔引入的液體體積為 ,2V? 且 ? ????????????????504010212822ppldQEppVVwQkkKK??? (217) 由上式得 504 10128 ???? ?? ?E wVldkk (218) 式中 KQ —— 從阻尼孔流入的流量 scm/2 ； w —— 缸體的角速度 ? ?srad/ ； V—— 上死點 ? ?0?? 處柱塞腔的容積 ? ?3cm ； ? —— 工作液體的動力黏度 ? ?2/mSN? ； kd —— 阻尼孔直徑 （ cm）； kl —— 阻尼孔長度 （ cm） 。 其優(yōu)點是對工作壓力的變化有較好的適應性。 配油盤的設計，主要是確定內、外密封帶，配油孔與其間隔角 ? ，以及輔助支撐等的有關尺寸。 本設計中由于壓盤尺寸的限制，不便設計外輔助支撐，但可以設計內輔助支撐。通常引油孔德直徑可取 2mm 左右。如圖 22 所示。 分離力為： ? ?562526/ln2 rr rrFf ?? ? （ 212） 設計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 ~ 之間，即為： ? ?2526 56m a x2 /ln2c ~ rr rrrFF fyh ?????? （ 213） 遼寧工程技術 大學畢業(yè)設計 (論文 ) 13 在試算中，可先使 ? ?dr ~ ? 初算： 取 ???r mm 根據式（ 213）可得 116?r mm 此時壓緊系數(shù) ? ? 511 7/11ln216c os9 222 ??? ?h?，符合要求。 剩余壓緊力設計法計算滑靴的基本特點是作用在柱塞底部的油壓 p 經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 hp 近似等于柱塞底部油壓力 p。一種是全靜壓平衡型滑靴設計，而另外一 種是“剩余壓緊力法”。 則取平衡槽深為 ，寬為 ，槽與槽的間隔 t 取為 7mm。 柱塞基本尺寸設計（見圖 22） 柱塞直徑 d 柱塞直徑 d 已在缸體設計中確定： 遼寧工程技術 大學畢業(yè)設計 (論文 ) 11 cmd ? 柱塞長度 、L 球頭直徑 21 dd、 (見圖 22) （ 1）柱塞長度 L 應等于柱塞的最小留缸長度 0l 、最小外伸長度 dl ?? 和最大行程 m axm ax tan2 ?? RS 之和。這里取 Z=7。 上述符號含義和單位 適用 本節(jié)始末。 理論輸入功率是指在不考慮泵機械損失前提下，泵所輸入的機械功率，即 BBtBit wMN ?? （ 18） 式中 BtM —— 泵輸入的理論轉矩， N? m； Bw —— 泵的角速度， rad/s； BtN —— 泵的理論輸入功率， W。在下面介紹的液壓泵功率計算就要涉及到以上參數(shù)。 可見，泵的機械效率 Bm? 能反映出泵的機械損失大小 。液壓泵的效率包括容積效率（記為 BV? ）和機械效率（記為 Bm? ）。在不加特殊說明情況下，液壓泵的流量均指實際流量而言。泄漏流量包括 內漏和外漏兩部分，內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。 液壓泵的理論流量是指在沒有泄漏情況下，單位時間內排出液體的體積，通常用 BtQ 表示。 遼寧工程技術 大學畢業(yè)設計 (論文 ) 5 排量和流量 液壓泵的排量是指液壓泵在沒有泄漏情況下，傳動軸每轉一轉所排出的液體體積 ，通常用 Bq 表示，其單位為 L/r 或 mL/r。 顯然，同一臺泵的額定壓力小于最高壓力。 王迪：軸向柱塞泵設計 4 圖 11 直軸式軸向柱塞泵 Straightaxis axial plunger pump 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壓力值，常用單位為帕（ Pa）。中心彈簧 8通過內套 鋼球 1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。 當傳動軸從軸端看，沿逆時針方向旋轉時，柱塞 5 自下向上回轉的半周內，既要隨轉動缸體作圓周運動，又要逐漸往外伸出，使柱塞底部的密封容積不斷增加，產生局部真空，低壓油經泵吸油口、配油盤吸油窗孔吸入泵內。柱塞缸體沿圓周均勻分布有幾個（一般為奇數(shù)個）平行于傳動軸的柱塞孔，每個柱塞孔中都裝有柱塞 5，柱塞可在柱塞孔中自由滑動。 3） 吸液腔與排液腔必須隔開，即不能同時相互溝通。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。其中通軸泵的泵軸需要有足夠的支承剛度，不僅要驅動缸體旋轉，而且要保證在承受缸體傳來的側向力時不致出現(xiàn)過大的變形。 軸向柱塞泵分為直軸式和斜軸式兩種。 軸向柱塞泵具有結構緊湊、單位功率體積小、重量輕、工作壓力高、容易實現(xiàn)變量等優(yōu) 點。 若按液壓泵的結構不同可將液壓泵分為齒輪泵、葉片泵、柱塞泵和螺桿泵。遼寧工程技術 大學畢業(yè)設計 (論文 ) 1 前言 液壓傳動技術是一種近代工業(yè)技術，可以借助導管向任一位傳遞動力；可以借助控制壓力油液的流動實現(xiàn)對負載的預定控制；可以實現(xiàn)小型機械化；可以實現(xiàn)無沖擊大范圍的無極調速；可以遠距離操縱確定運動部分的位置、運動方向的變換、增減速度；便于實現(xiàn)自動化等，因而適應現(xiàn)代機械的自動化發(fā)展，廣泛應用于各個技術領域中，象飛行器、各種工作母機、建筑機械與車輛、塑料機械、起重機械、礦山機械和船舶等等，均使用著液壓傳動，而且應用日益廣泛。 而 液壓泵是液壓系統(tǒng)的動力元件，是液壓系統(tǒng)中必不可少的一部分。 王迪：軸向柱塞泵設計 2 1 軸向柱塞泵 概述 柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔內的往復運動，造成密封容積的變化，來實現(xiàn)吸油和排油。軸向柱塞泵是指柱塞的軸線與傳動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軸的軸線互相垂直。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）。 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。 2） 密封容積在變化過程中，分別與吸、排液腔相溝通。斜盤 15 和配油盤 1 固定不動，缸體 2 固定在傳動軸11 上并通過 軸承支撐在泵的殼體內。于是，柱塞處在最下端時， 因伸出缸孔尺寸最短，柱塞右端面與缸孔內表面圍成的密封工作容積為最??；當柱塞運行到最上端時，因伸出缸孔的尺寸最長，柱塞右端面與缸孔內表面圍成的密封容積達最大。 泵軸 11 與缸體 2 為花鍵連接，驅動缸體旋轉，使均布于缸體中的七個柱塞5繞泵軸軸線轉動，每個柱塞頭部有一滑靴 6。 直軸式軸向柱塞泵的主要性能參數(shù) 本設計給定設計參數(shù)如下： 額定工作壓力 32Mpa， 理論 流量 (l/min)和額定轉速 1500r/min。 最高壓力是指根據試驗標準規(guī)定，液壓泵超過額定壓力后所允許的短暫運轉情況下的最大壓力值 ，常用 kp 表示。通常所提液壓泵的壓力就是指實際工作壓力。 液壓泵的流量包括理論流量、泄漏流量和實際流量三種形式。 液壓泵的泄漏流量是指 在壓力差 p? 的作用下，經泵零、部件之間隙泄漏掉的液體質量，通常用 BQ? 表示。 液壓泵是實際流量是指液壓泵在實際具體工作情況（存在泄漏）下，單位時間內所排出的液體體積，通常 BQ 表示。 效率 液壓泵的效率是表征液壓泵在能量轉換過程中功率損耗的一個系數(shù)，可用B? 表示。 液壓泵的機械效率 Bm? 是指理論 輸入 功率 BitN （不包含機械磨損所消耗的功率）與實際輸入功率 BiN （包含因機械磨損消耗的功率）之比值，即 BBtBimB itBiB itBm MMN NNNN ?????? (15) 式中 mN? —— 機械磨損所消耗的機械功率； BitN —— 泵的理論輸入功率； BiN —— 泵的實際輸入功率； BitM —— 泵的理論輸入力矩； BiM —— 泵的實際輸入力矩； 遼寧工程技術 大學畢業(yè)設計 (論文 ) 7 Bm? —— 泵的機械效率。體現(xiàn)機械能的重要參數(shù)是轉矩和角速度，反映液體壓力能的主要參數(shù)則是液體的壓力和流量。 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 BtBB QpN ??ot （ 17） 式中 Bp —— 泵輸出液體的壓力， Pa； BtQ —— 泵的理論流量， sm/3 ； BtN —— 泵的理論輸出功率， W。 遼寧工程技術 大學畢業(yè)設計 (論文 ) 9 2 主要零部件的設計計算 缸體的設計 確定排量 q 0 0100 0 ????? vn Qq ? (ml/r) (21) 式中 Q—— 泵的 額 定流量（ l/min）； n—— 泵的 額定 轉速（ r/min）； v? — — 容積 效 率，一般取 ~?v? ，這里取 ?v? 。根據實踐經驗取定：一般半周型多取 Z=7，通軸型多取 Z=9，能使結構較為緊湊。 圖 21 缸孔底部的油窗孔 Figure 21 at the bottom of the oil cylinder fenestrae 缸體設計完成后還要校核通油面積的油流速度，詳見第四章 。取 ?s? mm 平衡槽，深為 ~；寬為 ~；槽與槽的間隔 t 為 2~10mm（近似為行程的 一半）。 滑靴底面靜壓支撐的設計 滑靴的設計有兩種方法。剩余壓緊力法的實質是將高壓油引入滑靴 — 斜盤摩擦副的兩滑動面之間，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。 壓緊力為： ?? cos2 prFy ? （ 211） 式中 r—— 柱塞半徑。輔助支撐面積可以承受剩余壓緊力，減少接觸比壓。也就是說壓降要很小，否則造成實際分離力下降，等于增大了壓緊力，使摩擦副的工作條件惡化。新結構滑靴外徑對內徑的比值一般為 ~。 配油盤的設計計算 配油盤是軸向柱塞泵的關鍵零件之一，它的作用是分配油液，幫助軸向柱塞泵完成吸、排油任務。這樣，當缸體窗口與排油孔接通時，柱塞腔內壓力已達到排油壓力，就防止了壓力突變。 假設柱塞腔油液的溶劑 V，壓力由 0p 升至 p 所需的壓縮量為 V? ，對應的柱塞位移量為 x? ，缸體的回轉角（即封閉