【正文】 求解。當和時，慣性力最大值為柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度，產生的離心反力通過柱塞質量重心并垂直軸線，是徑向力。因此，其平均旋轉角速度等于缸體角速度，即 3 柱塞受力分析與設計柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產生的相對缸體繞其自身軸線的自轉運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。此外，泵吸油不足﹑柱塞腔底部無效容積也造成容積損失。 排量是液壓泵的主要性能參數之一，是泵幾何參數的特征量。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內，這是吸油過程。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；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機內加設諸如泄漏保護、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。是容積式液壓泵的一種。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。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。柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內的往復運動，改變柱塞腔容積實現(xiàn)吸油和排油的。 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，作為泵產品的技術發(fā)展亦是如此。如果缸體按圖示n方向旋轉，在～范圍內，柱塞由下死點(對應位置)開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(對應位置)止。泵的理論排量q為 （ml/r）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： 式中是常數，對進口無預壓力的油泵=5400；對進口壓力為5kgf/cm的油泵=9100，這里取=9100故符合要求。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柱塞腔之間的油液泄漏產生的。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。橢圓的長﹑短軸分別為 長軸 短軸 設柱塞在缸體平面上A點坐標為 如果用極坐標表示則為矢徑 極角 滑靴在斜盤平面內的運動角速度為 由上式可見，滑靴在斜盤平面內是不等角速度運動，當﹑時，最大（在短軸位置）為 當﹑時，最?。ㄔ陂L軸位置）為 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的時間。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。 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。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應用。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。 Z7911m 當泵的理論流量和轉速根據使用工況條件選定之后，根據流量公式可得柱塞直徑為 由上式計算出的數值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取20mm.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 ② 柱塞名義長度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?。? 因此，柱塞名義長度應滿足： 式中 ——柱塞最大行程； ——柱塞最小外伸長度，一般取。取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則 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，即 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為 上式中的許用比壓﹑許用速度﹑許用比功的值，視摩擦副材料而定。一是柱塞底部液壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力；另一是由滑靴面直徑為的油池產生的靜壓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，稱為分離。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉的切向力等。但摩擦功率較大，機械效率會降低。（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液阻。根據流體力學細長孔流量q為 式中 ﹑——細長管直徑﹑長度； K——修正系數； 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 代入數據可以求得=1 式中為壓降系數。但薄壁孔加工工藝性較好。即外封油帶分離力，內封油帶分離力，排油窗高壓油對缸體的分離力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質，產生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。 式中 ——通油孔長度，； ——通油孔寬度，；﹑外直徑﹑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，應盡量使各處壁厚一致（），即。固定間隙式回程結構使用于帶滑靴的柱塞。因此，取橢圓長﹑短軸的平均值較合理，即 ﹑短軸端點A或B的最大偏心距相等，且為，因而 為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應比滑靴徑部直徑d大。 零重迭型配油盤由于無壓縮角，所以 =0 （a） 配油盤過渡區(qū)結構設帶卸荷槽的配油盤過渡區(qū)壓力角為﹑（（b）），那么 同理可得 =+=350（）（b） 配油盤過渡區(qū)結構 結論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. 選擇液壓泵的原則是:根據主機工況﹑功率大小和系統(tǒng)對工作性能的要求,首先確定液壓泵的類型,然后按系統(tǒng)所要求的壓力﹑流量大小確定其規(guī)格型號.一般來說,由于各類液壓泵各自突出的特點,其結構﹑功用和運轉方式各不相同,往往選用雙作用葉片泵和限壓式變量葉片泵。