【正文】 布圓半徑R、柱塞直徑d、斜盤傾角由前面的分析我們可以得知，柱塞的分布圓半徑、。2．其它尺寸的的設(shè)計(jì)（1）.缸孔底部的厚度缸孔底部因加工多成錐形，其最薄處的厚度為，按經(jīng)驗(yàn)取，,故有：上式中d——柱塞直徑。 缸孔底部的油窗口（2），缸體底部的油窗口的范圍角為，應(yīng)盡量擴(kuò)大，以減小油壓反推力矩的脈動(dòng)值，其最小間隔應(yīng)滿足下式： （426）為了擴(kuò)大，油窗口的中點(diǎn)半徑應(yīng)取大些，從限制限制窗口處的圓周速度不要大的角度，又希望要小些，而一般取，這里我們?nèi)?，故：圓整取。配油孔長度一般接近柱塞直徑d之?dāng)?shù)值，并保持 （427）故由上式我們可以得到。這里我們實(shí)際取。設(shè)配油窗口的范圍角上圖我們可以得知，由此我們可以得到： （428）這里我們實(shí)際取配油孔的面積是根據(jù)其中的液體流速而定。允許配流孔流速比缸體柱塞孔的流速高（2～3）倍。即面積為柱塞面積的，即，故有： （429）根據(jù)配油窗口的面積我們可以確定出實(shí)際的配油孔寬度 （430）圓整取。圖46 缸體的尺寸以及受力圖在進(jìn)行缸體的的強(qiáng)度校核時(shí)，我們一般按照薄壁圓筒的理論進(jìn)行計(jì)算。如上圖所示，設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為。三者可能相等，也可能互不相等或只有兩個(gè)相等。計(jì)算時(shí)我們?nèi)∪咧械淖钚≈底鳛橥驳谋诤?，令其為，則厚壁筒的外徑為，在壓力p的作用下，筒內(nèi)壁任一點(diǎn)的最大切向拉應(yīng)力為： （431）為了簡化計(jì)算，我們?nèi)?，厚壁筒的外徑為。作假設(shè)泵的最大超載壓力下，即進(jìn)行缸孔的強(qiáng)度和剛度校核，代入式（431）：上式中，——泵的最大超工作壓力；而40Cr的許用接觸壓力為200MPa。符合設(shè)計(jì)計(jì)算要求。配流盤是軸向柱塞泵的主要零件之一，用以隔離和分配吸、排油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的缸體來的軸向載荷，柱塞缸體底部和配流盤接觸表面的結(jié)構(gòu)直接影響泵的容積效率、壽命和噪聲等。因此，配流機(jī)構(gòu)應(yīng)工作可靠，漏損最少，滑動(dòng)表面的磨損最少。而最關(guān)鍵的問題是在缸體和配流盤的接觸表面間形成適當(dāng)厚度的油膜，防止金屬直接按觸，同時(shí)，還要使油油膜為最低能耗的厚度，這樣才能具有良好的密封性和潤滑性，并且起到減少磨損，延長壽命的作用。配流盤的設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)、外密封帶，配流孔與其間隔角，以及輔助支承等的有關(guān)尺寸。配流盤的設(shè)計(jì)是否合理，對(duì)泵的壽命、效率、噪聲等影響極大。配油表面的兩個(gè)配油表面的材料與柱塞副一樣，也有軟對(duì)硬、硬對(duì)軟這樣兩對(duì)材料方案。在軟對(duì)硬的材料中，軟質(zhì)材料多為青銅，而硬質(zhì)材料為合金鋼。此次設(shè)計(jì)的配流盤Cr12Mo。2．缸體內(nèi)、外密封帶的尺寸圖47 配流盤的有關(guān)尺寸如圖（57）所示，配油窗口的寬度（）可取為。此次設(shè)計(jì)中，我們?nèi)? （432）內(nèi)、外密封帶的寬度（、）可近似取為，但是考慮到壓緊力大，加之離心力會(huì)加加劇磨損，可將外密封帶的寬度比內(nèi)密封帶的寬度寬（，即 （433） （434）由缸體的設(shè)計(jì)部分，我們這里取的值等于配油孔分布圓的半徑，即： （435）由此我們可以計(jì)算出：分別進(jìn)行圓整。；；；；；；； （436）圖48 配流盤上的間隔角3．減振孔型配流盤的柱塞孔、和阻尼孔尺寸如圖48所示，減振型配流盤通過范圍內(nèi)的封閉升（減）壓與采用阻尼孔逐漸引入（泄出）壓力油相結(jié)合的方法來減低噪聲，其優(yōu)點(diǎn)是對(duì)工作壓力的變化有較好的適應(yīng)性。比封閉加（減）壓型配流盤用的更多。一般多使其封閉升壓和陰尼孔升壓各起一半的作用，則：而這里我們?nèi)椤Ｉ鲜街小牧系膹椥阅Ａ?，查手冊我們可以知道，合金鋼的。在的時(shí)間范圍內(nèi)，由陰尼孔引入液體的體積為，且由上兩式我們可以得，上式中，——從阻尼孔流入的流量；——缸體的角速度；柱塞對(duì)缸體的平均壓緊力，由式（334）、（335）我們可以得知， （437）而配流窗口壓力場的平均壓緊力，由式（342）可知： （438）假寂柱塞對(duì)缸體的平均壓緊力與配油窗口壓力場的平均去承力可由下式來確定： （439）上式中——平衡系數(shù)，通常取為，此次設(shè)計(jì)中值為，故符合設(shè)計(jì)要求。則得到： （440）所以，平均剩余壓緊力為 （441）實(shí)際上，平均剩余壓緊力隨著缸體的轉(zhuǎn)角發(fā)生變化：當(dāng)時(shí)， （442）當(dāng)時(shí)， （443）當(dāng)取令、時(shí)，上述兩式均為零，這表明壓力場產(chǎn)生的支承力是與柱塞對(duì)缸體的壓緊力變化合拍變化，同時(shí)也可以看出， 越接近于，剩余壓緊力變化就越小。如果令、時(shí)在上節(jié)我們討論缸體的平衡時(shí)，為了確保穩(wěn)定的平衡，略去了摩擦力和慣性力等，所以，由式（441）所確定的剩余壓緊力是最小的平均值。如果考慮到摩擦力，對(duì)所述及的情況只考試柱塞對(duì)缸體的摩擦力時(shí)，一個(gè)柱塞對(duì)缸體的作用力可由下式來表示， （444）雖然在吸入過程，柱塞對(duì)缸體的摩擦力與壓緊力方向正好相反，總的平均壓緊力仍可近似取為 （445）由上式我們可以看出，摩擦力對(duì)缸體壓緊力的影響取決于傾角。如令，則，即表明柱塞對(duì)缸體的摩擦力會(huì)使壓緊力增加。綜上所述，式（440）但可化為下述兩個(gè)方程式： （446） （440）式（440）是配油窗口的Z軸力平衡方程式，式（446）是輔助支承的Z軸力平衡方程式。為了實(shí)現(xiàn)上述要求，配油窗口之諸尺寸所構(gòu)成的壓力場應(yīng)當(dāng)滿足缸體的力平衡方程式，同時(shí)還要滿足配流表面為最低能耗且保持在適宜間隙下運(yùn)轉(zhuǎn)的條件，其適宜間隙為 （447）上式中，——是與配流窗口尺寸有關(guān)的系數(shù)： （448） （449）而上式中——缸體柱塞配流窗口的開角，此次設(shè)計(jì)中除此之外，配油窗口的油液流速，亦即缸體柱塞和配流盤流速，不應(yīng)大于許用流速。缸體柱塞配油窗口處的流速為式中，——缸體柱塞配油窗口處的過流斷面積，可近似取為——單個(gè)柱塞的平均流量，由前述我們可知，所以 （450）至于配流盤之配流窗口的油液流速，亦和缸體柱塞配油窗口的一樣，上式中，——液壓泵的平均理論流量，——配流盤上配油窗口的過流斷面積，可近似取為（上式中，指配油窗口折開角；，為邊筋的開角）將第二章中（222）代入上式，得 （451）配流窗口的許用流速，從減少油液體流動(dòng)損失的角度，流速越小越好，可是從結(jié)構(gòu)緊湊角度又希望流速盡量大些，這是相互矛盾的，需設(shè)計(jì)者根據(jù)具體條件確定，就斜盤式軸向柱塞泵來講。由上面的計(jì)算我們可以得出，上面的計(jì)算均符合設(shè)計(jì)要求。適宜的油膜厚度，是由輔助去承來維持的，用于這種配油機(jī)構(gòu)中的輔助支承有：熱楔支承、動(dòng)壓支承、靜壓支承、靜壓支承和止推軸承支承這四種形式。此次設(shè)計(jì)的柱塞泵采用熱楔支承。如圖48所示，熱楔支承就是設(shè)在配油窗口外密封帶外周的平面支承。在支承油膜中，因缸體相對(duì)配流盤支承面滑動(dòng)，高速剪切油臘，和滑靴支承一樣也產(chǎn)生熱楔支承力，其值為 （452）上式中， ——油液的重度，；——油液的容積膨脹系數(shù)，對(duì)于20機(jī)油，；——油液的粘度，；——油液的比熱，千卡/千克；——熱功當(dāng)量，千克厘米/千卡；——分別為油膜邊界的相對(duì)速度、油膜的寬度、長度、厚度。就配流盤的輔助支承而言，； （453）； （454）； （455）上式中，——輔助支承的內(nèi)、外徑；——輔助支承的個(gè)數(shù)，本次設(shè)計(jì)為12；——泄油槽的寬度?！左w的轉(zhuǎn)速。Z個(gè)輔助支承的總支承力將為：將上述諸式代入可得： （456）因此，由熱楔支承所能獲得的油膜厚度為： （457）由上式中，我們可以得出油膜的厚度為：間隙中油液從入口流至出口時(shí)的溫度上升，即溫升為對(duì)于所述及的情況，溫升為（458）由上式我們可以年出，溫升與泄油槽z、油膜厚度的平方成反比。換言之，熱楔支承分割得越短，油膜越厚，溫升越低（當(dāng)然，支承力亦即下降；支承力越大，溫升就越高）。該溫升值就控制在一定限度下，一般為式中，——液壓系統(tǒng)中的平均油溫。由上面的計(jì)算可以得知，符合設(shè)計(jì)的計(jì)算要求。 配流盤的壓緊系數(shù)、比功率的驗(yàn)算為了簡化計(jì)算，只考慮Z軸的力平衡關(guān)系。為了保證配油機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性動(dòng)用了下式定義壓緊系數(shù)： （459）上式中，——柱塞對(duì)缸體的壓緊力；——配流窗口壓力場對(duì)缸體的支承力；柱塞對(duì)缸體的壓緊力，只考慮壓排側(cè) （460）而配油窗口壓力場對(duì)缸體的支承力，可近似地由下式來確定 （461）所以，壓緊系數(shù)為 （462）壓緊系數(shù)通常取為，而上述計(jì)算符合設(shè)計(jì)計(jì)算要求。至于配流盤表面的狀況，如同柱塞副一樣，還須核算一下滑動(dòng)表面的值。配油窗口的平均半徑處的為： （463）上式中，——配油窗口處的平均半徑，；——缸體的轉(zhuǎn)速；——配流盤與缸體相接觸的表面積，則由（463）可以得到：由表41可知，符合設(shè)計(jì)要求。由第三章我們可以得知，中心加力彈簧的工作載荷為。1．彈簧的材料及許用應(yīng)力根據(jù)設(shè)計(jì)要求，先用材料為65SiMnA鋼，65SiMnA鋼中加入了硅，故可顯著地提高彈性極限，并提高了回火穩(wěn)定性，因而可在更高的溫度下回火，從而得到良好的力學(xué)性能。許用應(yīng)力可根據(jù)Ⅲ類彈簧考慮，其。切變模量為；2．選擇旋繞比C旋繞比。為了使彈簧本身較為穩(wěn)定，不致于振動(dòng)和過軟，C值不能太大；但為了避免卷繞時(shí)彈簧絲受到強(qiáng)烈彎曲，C值又不能太小。C值的常用范圍是，此次設(shè)計(jì)中我們選用C=4。則曲度系數(shù)k3．確定彈簧絲的直徑彈簧絲的直徑為 （464）根據(jù)(GB/T13581993)中要求，選取，4．彈簧的基本尺寸彈簧的中徑；彈簧的內(nèi)徑為：；彈簧的外徑為：；5．根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧的圈數(shù)n假設(shè)彈簧的變形量為，則可以求得彈簧的有效圈數(shù)n為：取n=7圈，對(duì)于壓縮型彈簧，取支承圈數(shù)圈。，則彈簧的總?cè)?shù)為圈。6．計(jì)算試驗(yàn)載荷7．彈簧的自由高度或長度為了增加其受力均勻性，取YⅡ型端部結(jié)構(gòu)兩端并緊并磨平，可知其自由高度為 其中——節(jié)距，這里我們，代入上式，其自由高度為：取彈簧的自由高度為8．彈簧的螺旋角對(duì)于壓縮型彈簧，彈簧的。彈簧的壓縮角在上述范圍內(nèi)，符合設(shè)計(jì)的計(jì)算要求。9．彈簧的穩(wěn)定性驗(yàn)算為了便于制造及避免失穩(wěn)現(xiàn)象，取用兩端固定的支承，其高徑比為：當(dāng)兩端固定時(shí)，一般。由上述計(jì)算我們可以得知，符合設(shè)計(jì)要求。10．彈簧材料的展開長度11．彈簧的實(shí)際性能參數(shù)為彈簧的剛度為對(duì)于變形的彈簧的載荷為：彈簧的試驗(yàn)變形為：4．7斜盤機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算斜盤機(jī)構(gòu)是一種端面凸輪機(jī)構(gòu)，斜盤借助滑靴柱塞推壓油液產(chǎn)生壓力，排出油液，又借助中心加力彈簧裝置與回程盤使滑靴柱塞返回，吸入油液。斜盤機(jī)構(gòu)由斜盤、回程盤與中心加力裝置組成。回程盤與斜盤計(jì)算，可歸結(jié)于確定概略的幾何尺寸，而后在核算滑靴及與這兩個(gè)盤之間的尺寸，驗(yàn)算斜盤滑動(dòng)支承的強(qiáng)度。在第二章的討論中，我們看到柱塞球頭中心的運(yùn)動(dòng)軌跡為一橢圓，如圖23所示，其可能的最大長軸半徑為，短半軸為R。斜盤滑動(dòng)支承的強(qiáng)度計(jì)算如前所述，作用與每個(gè)支承的力是周期變化的，其平均值為?；瑒?dòng)支承的比壓計(jì)算，應(yīng)小于材料的許用值。圖49 斜盤式軸向柱塞泵的斜盤軸頸尺寸 (465)上式中 ——支承的長度