【正文】 本文先取 5mm?? ，再進行校核。 在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算 pv 值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv 為平均切線速度 ? ?42pv D Dn???. ? ? ? ? 242 2 2 8 4 1 8 2 0 4 5 8 6 0 0 /1 5 0 0 3 . 1 4pP V D D k g f c mn ? ?? ? ? ? ? ? ?? ? ?PV 根據(jù)資料取 2600 /Kgf cm . 缸體設(shè)計 缸體的穩(wěn)定性 在工作過的配油盤表面上?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄露增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體外力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。 ① 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏量是源流流動 ,對封油帶任意半徑上的壓力 yp 從 2R 到 1R 積分 ,并 以P? 代替 2? ，可得外封油帶上的分離力 1fP 為 ? ?2212 2121224 l np pf P PRRp F R FRR? ???? 26 ? ? ? ?2 2 6 26129 27 10 27 10 29 24 l n27fpN? ?? ???? ? ? ? ? ? ? 外封油帶泄漏量 1q 為 ? ?3 31712 01 808 1482912 2 10 l n12 l n27pp Fq m lRR?? ?? ???? ? ?? ? ? ② 內(nèi)封油帶分離力 2fP 內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動，同理可得內(nèi)封油帶分離力 2fP 為 ? ?2234 2233424 l np pf p pRRP F R FRR? ????? ? ? ? ?2 2 6 26219 21 10 21 10 21 24 l n19fPN? ?? ???? ? ? ? ? ? ?? 內(nèi)封油帶泄漏量 2q 為 ? ?3 32 734 01 808 1062112 2 10 l n12 l n19pp Fq m lRR?? ?? ???? ? ?? ? ? ③ 排油窗分離力 3fP ? ? ? ? ? ?2 2 2 2 63 2 3 2 7 2 1 1 0 8 0 8 3 . 4 3 . 622pfpP R R F N? ? ?? ? ? ? ? ? ? ④ 配油盤總分離力 fP ? ?1 2 3 0 .9 0 .5 3 .6 5f f f fP P p p N? ? ? ? ? ? ? 總泄露量 q為 ? ?12 14 8 10 6 25 4q q q m l? ? ? ? ? 驗算比壓 P 、比功 Pv 為使配油盤的接觸應力盡可能減少和 使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。封油帶的包角是變化的。 24 1— 吸油盤 2— 排油窗 3— 過渡區(qū) 4— 減震槽 5— 內(nèi)封油帶 6— 外封油帶 7— 輔助支承面 圖 4— 6 配油盤基本構(gòu)造 (1) 壓緊力 壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上，事缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 ② 封油帶尺寸 設(shè)內(nèi)封油帶寬度為 2b ，外封油帶寬度為 1b ， 1b 和 2b 確定方法為： 考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取1b 略大于 2b ，即 ? ?1 1 2 0 .1 2 5 2b R R d m m? ? ? ? ? ?2 3 4 0. 1 ~ 0. 12 5 2b R R d d m m? ? ? ? 當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示于分離力計算式代入平衡方程式可得 ? ?2222 23412132 412ln ln pRRRR zdRRR R?????? ? ? ? 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸：1 29R mm? , 2 27R mm? , 3 21R mm? , 4 19R mm? . ③ 配油窗口 (長腰形 )的長度與寬度 配油窗口長度至少可占其分布圓周圍長度的 75﹪，即 12 2????； 配油窗口的寬度 ? ?23S R R?? 應按自吸工況吸入液體的許可流速來計算： ? ? ? ?13000 fnqS c mvD?? 式中： ??v —— 吸入液體許可流速 ? ?/ms，一般推薦 ? ? 2 ~ 3 /v m s? 。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。 (1)過渡區(qū)設(shè)計 為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。但薄壁孔加工工藝性較好。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數(shù) ~ ? ，這里取 ② 節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔 0d 作為節(jié)流裝置，如圖 5— 1所示，根據(jù)流體力學薄壁孔流量 q為 ? ?20124 Pd gq c F Fr??? 式中 C 為 流量系數(shù)，一般取 ~ ? 。為改善加工工藝性能，取 0d （或 od? ） ~? 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計滑靴，則要求中心孔 0d （或 od? ） 對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度 0 ? ? ，節(jié)流器有以下兩種型式： ① 節(jié)流器采用截留管時，常以柱塞中心孔 od? 作為節(jié)流裝置，如圖 4— 2 所示。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計。靜壓油池壓力 1p 與柱塞底部壓力 bF 相等，即 1 PpF? 將上式帶入式 ? ?2 2112221ln2 c oszPRdpRF RR ?? ? 中，可得滑靴分離力為 ? ? ? ? ? ?2 2 2 2 6211 21 4 12 9 10 803 4122 l n2 l n9PRRp F NRR? ?? ? ?? ? ? ? 設(shè)剩余壓緊力 y y fp p p? ? ? ，則壓緊系數(shù) 0 .0 5 ~ 0 .1 5yypp? ??? ,這里取 滑靴力平衡方程式即為 ? ? ? ? ? ?11 1 0 .1 2 .7 4 2 .4 6 6fp p N?? ? ? ? ? ? 用剩余壓緊力法設(shè)計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 左右。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉(zhuǎn)的切向力等。 封油帶上半徑為 r的任一點壓力分布式為 ? ?21 2 221lnlnrRrP F F FRR? ? ? 若 2 0F? ，則 2121lnlnrRrPFRR? 從上式可以看出，封油帶上壓 力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。當壓緊力與分離想平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。由于油液在封油帶環(huán)縫中德流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。去柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則 ? ?? ?1m a x 12 FP p M p alD?? ? ? ? ?m a x 2 9 6 5 9 2 4 . 1 3 01 . 3 4 5P M p a p M p a?? ? ? ?? 柱塞相對缸體的最大運動速度 maxv 應在摩擦副材料允許方位內(nèi)，即 ? ?m a x 15002 5 2 2 0 1 . 4 3 / 8 /60fv R tg tg m s v m s? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? 平均比功可按下式計算： 16 ? ? ? ?m a x m a x 2 4 . 1 1 . 4 3 8 . 6 6 02 2 2 2a v g pvp v M p a p v M p a? ? ? ? ? ? ? 上式中的許用比壓 ??p 、 許用速度 ??v 、許用比功 ? ?pv 的值，以摩擦副材料而定，可參考表 4— 1 表 4— 1 材料牌號 許用比壓 ??p ? ?Mpa 許用滑動速度 ??v ? ?/ms 平均許用比功 ? ?pv ? ?/Mpa m s? 1ZQA 94? 30 8 60 10 1nZQS ? 15 3 20 耐磨鑄鐵 10 5 18 柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。 解上列方程式可得： 20 0 02 06 4 31 2 6 6l l l fd ll l fd l??? 22 6 2 4 4 8 4 2 4 3 0 . 1 2 1 6 2 4 1 0 . 61 2 4 8 6 0 . 1 2 1 6 6 2 4l m m? ? ? ? ? ? ? ???? ? ? ? ? ? 令 ? ?? ?202222022211llllll? ???? ? ? ?? ? ? ?22222 4 1 0 .6 11 0 .6 4 .32 4 1 0 .6 11 0 .6mm? ?? ? ??? 則 co s si npFN f??? ?? 15 ? ?8 0 3 8 . 4 10577c o s 2 0 0 . 1 2 4 . 3 s in 2 0NN???? ? ?1 202221si n 11FNlll?????? ? ??????? ? ?1 11 0 5 7 7 s in 2 0 1 9 6 5 91 . 6 1FN??? ? ? ?????? ? ?2 20222sin1NFlll??? ? ? ?2 1 0 5 7 7 s in 2 0 60291 . 6 1FN???? (4) 缸孔與柱塞間的摩擦力為 1fF 與 2fF ? ?1 0 .1 2 9 6 5 9 1 1 5 9fF N? ? ? ? ?2 6029 723fF N? ? ? (5) 柱塞慣性力 BF 柱塞相對缸體往復直線運動時 ，有直線加速度 a ，則柱塞軸向慣性力 BF 為 2 c o sBfGF m a R tg ag ??? ? ? ? 式中 m 、 G 為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。 柱塞受力分析 圖 4— 1 是帶有滑靴的柱塞受力簡圖。 本設(shè)計即采用帶滑靴的柱塞形式進行設(shè)計。擺動頭上部是球面或平面或面接觸，已降低接觸應力，提高泵工作壓力。 柱塞設(shè)計與受力分析 柱塞結(jié)構(gòu)形式 軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。 12 4 柱塞泵主要部件的設(shè)計與受力分析 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。 ，奇數(shù)柱塞泵的脈動率遠小于偶數(shù)柱塞泵的脈動率，這就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。 圖 3— 4 奇數(shù)柱塞泵瞬時流量 對于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為 0Z 。 圖 3— 3 滑靴運動規(guī)律分析圖 其運動軌跡是一個橢圓。 柱塞運動加速度 a 8 將 s ins s vft v td d du R tgd d d ? ? ?? ? ? ?對時間微分可得到柱塞運動加速度 a 為 2 c o sv v aft a td d da R tgd d d ? ? ?? ? ? ? 當 ? =0176。 柱塞行程 S 圖 3－ 1 為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上任何一點的運動軌跡是一個橢圓。所以此泵符合設(shè)