【正文】 而最終的畢業(yè)設(shè)計(jì)就是把這些零散、成塊的知識有條理、系統(tǒng)化，綜合運(yùn)用。 缸體徑向力支承型式選用缸體外支承 在柱塞徑向合力中心位置上設(shè)置一缸體外徑大軸承，如圖（74） 圖74 缸體外支承型式缸體傳動的徑向力全部由缸體外徑軸承支承。下圖是五個柱塞排油時柱塞位置。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，從而避免壓力沖擊。第六章 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸、排油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。若不計(jì)吸油區(qū)的損失，則滑靴在排油區(qū)域的泄漏功率損失為 （） 摩擦功率損失 滑靴在斜盤上的運(yùn)動軌跡是橢圓，為簡化計(jì)算，近似認(rèn)為是柱塞分布圓。當(dāng)α=00和1800時，慣性力最大值為 () 離心反力Pl柱塞隨缸體繞主軸作等速度圓周運(yùn)動，有向心加速度al，產(chǎn)生的離心反力Pl通過柱塞質(zhì)量重心并垂直于柱塞軸線，是徑向力。若斜盤傾角為γ，柱塞分布圓半徑為，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為α，并以柱塞腔容積最大時的上死點(diǎn)位置為 ，則對應(yīng)于任一旋轉(zhuǎn)角α?xí)r，圖31 柱塞運(yùn)動分析所以柱塞行程s為 （）當(dāng)α=1800時，可得最大行程為 將式（31）對時間微分可得柱塞運(yùn)動速度v為 （） 當(dāng)及時，可得最大運(yùn)動加速度為 式中 為缸體旋轉(zhuǎn)角速度。位置）開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至死點(diǎn)（對應(yīng)0186。由于上述特點(diǎn)，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機(jī)械、起重運(yùn)輸、冶金、船舶等多種領(lǐng)域。 第二章 斜盤式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù) 斜盤式軸向柱塞泵工作原理各種柱塞泵的運(yùn)動原理都是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的演變，因而，它們的運(yùn)動和動力分析就可以用統(tǒng)一的方程式來描述。如果缸體不斷旋轉(zhuǎn)，泵便連續(xù)地吸油和排油。第四章 柱塞受力分析與設(shè)計(jì)柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。解放程組得：式中 為結(jié)構(gòu)參數(shù) 柱塞設(shè)計(jì),有三種型式,(1)點(diǎn)接觸式柱塞,(2)線接觸式柱塞,(3),柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭, 稱滑靴,接觸應(yīng)力小,沿滑靴平面泄露,保持與斜盤之間有一層油膜潤滑,從而減少了摩擦和磨損,. 并且這種型式的柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu),以減輕柱塞重量,使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位. 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 及柱塞分布圓直徑 Df(本人有該設(shè)計(jì)的裝配圖和零件圖,若有需要加qq970108624,將助你通過設(shè)計(jì))柱塞直徑、柱塞分布圓直徑Df、和柱塞數(shù)Z ,在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長約為分布圓周長的75% ,即由此可得 . 當(dāng)泵的理論流量和轉(zhuǎn)速根據(jù)使用工況條件選定之后,根據(jù)流量公式可得柱塞直徑為柱塞直徑 確定后,應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 Df ,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,為使柱塞不致被以及保持有足夠的密封長度，應(yīng)保持有最小留孔長度 ,一般取 因?yàn)? 所以 因此,柱塞名義長度 l 應(yīng)滿足:式中 — 柱塞最大行程。滑靴的材料可采用青銅或高強(qiáng)度的黃銅制造。即 （）由此可得力平衡方程式 一般取 取則 為保證泵啟動時，缸體配油盤仍有一定的預(yù)壓緊力，常設(shè)置一軸向中心彈簧，把缸體緊壓在配油盤上。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。下面將分析缸體所受徑向力和缸體穩(wěn)定性的影響及缸體徑向支承形式。 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定 通油孔分布圓半徑和面積Fα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相等。 Steelmaker》. EI 〔9〕成大先.《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》.〔10〕聞德生著.《開路式柱塞泵》.〔11〕吉林工業(yè)大學(xué)等校編.《工程機(jī)械液壓與液力傳動》.〔12〕馬玉貴、馬治武主編.《新編液壓件使用與維修技術(shù)大》.〔13〕左健民. 《液壓與氣壓傳動》.〔14〕文懷興.《泵的排量設(shè)計(jì)工況及優(yōu)化設(shè)計(jì)》. 〔15〕成大先.《機(jī)械設(shè)計(jì)圖冊》.〔16〕沙毅,聞建龍.《泵與風(fēng)機(jī)》.。如果缸體發(fā)生傾倒時，配油盤能自動相應(yīng)變化，保持接觸面良好的貼合關(guān)系，即配油盤具有自位性，無疑可以避免缸體偏磨和泄漏。因此，Z=9 缸體徑向力矩和徑向支承上面分析了由軸向的壓緊力和分離力引起的壓緊力矩和分離力矩，通過選擇力矩系數(shù)使得缸體軸向穩(wěn)定。開始=0，完全接通后，取近似平均壓力差為，則通過減振槽的單位時間流量為 （）而油液通過減振槽的單位時間是，則把上式帶入Q0式中可得減振槽的設(shè)計(jì)尺寸為 經(jīng)多次驗(yàn)算得減振槽有多種形式，如等截面的溝槽，也有變截面的三角槽 配油盤主要尺寸確定1. 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Df 配油窗口包角，在吸排油窗口包角相等時，取為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足式中 Qlb―泵理論流量； F2―配油窗面積， [v0]―許用吸入流速，由此可得2. 封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為b1，外封油帶寬度為b2.考慮到外封油帶處于大半徑，在加上離心力的作用，泄流量比內(nèi)封油帶泄流量大，取b1略大于b2，即當(dāng)配油盤受力平衡時，可得計(jì)算出的結(jié)果經(jīng)多次調(diào)整得到的為 R1= R2=37 R3=27 R4= 驗(yàn)算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應(yīng)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(yīng)有足夠的支承面積。 當(dāng)有個柱塞排油時，封油帶實(shí)際包角為當(dāng)有個柱塞排油時，封油帶實(shí)際包角為平均有個柱塞排油時，平均包角為式中 ― 柱塞間距角 ； ― 柱塞腔通油孔包角 1. 外封油帶分離力Pf1外封油帶上泄流量是源流流動，可得 （）外封油帶泄流量q1為 （）2. 內(nèi)封油帶分離力Pf2內(nèi)封油帶上泄流量是匯流流動，可得 （）內(nèi)封油帶泄流量q2為 （）3. 排油窗分離力Pf3 （） 4. 配油盤分離力Pf （）總泄流量考慮到封油帶很窄，分離力也可以近似看成線性分布規(guī)律，簡化計(jì)算：