【正文】 缸體高度 H 從圖 6— 2 中可確定缸體高度 H 為 0 m a x 3 45 7 3 9 7 0 . 5 3 9 1 2 2 . 5 ( )H l S l l m m? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 式中 0l — — 柱塞最短留孔長(zhǎng)度； maxS —— 柱塞最大行程； 3l —— 為便于研磨加工，留有的。 ??? —— 缸體材料許用應(yīng)力，對(duì) ZQAL9— 4： ??? =600～ 800 2( / )kgf cm 圖 缸體結(jié)構(gòu)尺寸 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 43 頁(yè) 共 59 頁(yè) 缸體剛度也按厚壁筒校驗(yàn)，其變形量為 ? ?39( ) ( 2 0 .3 1 2 5 6 0 ) 0 .0 0 3 82 2 1 0 3 4z bd P m mF? ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ?? 式中 E—— 缸體材料彈性系數(shù)； ?—— 材料波桑系數(shù)，對(duì)剛質(zhì)材料 ? =～ ，青銅 ? =～ ； ? ??? —— 允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取 ? ??? ? ， 青銅則取? ??? ? 。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 42 頁(yè) 共 59 頁(yè) 2 2 20 .2 1 5 0 .4 5 3 9 6 8 4 ( )a a a aF l b b m m? ? ? ? ? 式中 al —— 通油孔長(zhǎng)度， azld? ； ab —— 通油孔寬度， ? ； 缸體內(nèi)﹑外直徑 1D ﹑ 2D 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(yīng)盡量使各處壁厚一致（如圖 ），即 1 2 3? ? ???。即 23 15 11 1322f RRR m m? ?? ? ? ? 式中 2R ﹑ 3R 為配油盤(pán)配油窗口內(nèi)﹑外半徑。 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 41 頁(yè) 共 59 頁(yè) 7 缸體受力分析與設(shè)計(jì) 缸體的穩(wěn)定性 在工作過(guò)的配油盤(pán)表面上?？吹皆诟邏簠^(qū)一側(cè)有明顯的偏磨 現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與配油盤(pán)間摩擦損失增大，泄漏增加，油溫升高，油液粘性和潤(rùn)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，主要是缸體力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。 根據(jù)估算： 21034( )F mm? 配油盤(pán)比壓 p 為 ? ?512 ( ) 284ytpp K B R Rp p a pF l d?? ?? ? ? ? 式中 yp? —— 配油盤(pán)剩余壓緊力； tp —— 中心彈簧壓緊力； ??p —— 根據(jù)資料取 300pa； 在配油盤(pán)和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過(guò)大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算 pv 值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv 為平均切線速度， pv =42 ()DDn? ?。輔助支承面上開(kāi)有寬度為 B 的通油槽，起卸荷作用。 驗(yàn)算比壓 p﹑比功 pv 為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(pán)之間保持液體摩擦，配油盤(pán)應(yīng)有足夠的支承面積。 式中 tbQ —— 泵理論流量； 2F —— 配油窗面積， 2202 2 3()2F R R???； ??0? —— 許用吸入流速， ??0? =2～ 3m/s。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過(guò)渡從而避免壓力沖擊。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。 過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤(pán)吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤(pán)采用過(guò)渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的結(jié)構(gòu)，稱(chēng)正重迭型配油盤(pán)。 當(dāng)有 1( 1)2 Z? 個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 1? 為 101 1 2 2 2( 1 ) ( 9 1 )2 2 9 9 3Z a a ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 當(dāng)有 1( 1)2 Z? 個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 2? 為 201 1 2 2 8( 3 ) ( 9 3 )2 2 9 9 9Z a a ? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 平均有 2Z 個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角 p? 為 1 2 01 1 1 2 8 7( ) ( 2 ) ( )2 2 2 3 9 9p Z a a ? ? ?? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? 式中 a—— 柱塞間距角， 2a Z?? ； 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 36 頁(yè) 共 59 頁(yè) 0a —— 柱塞腔 通油孔包角，這里取0 29a ??。封油帶的包角是變化的。即外封油帶分離力 1fp ，內(nèi)封油帶分離力 2fp ，排油窗高壓油對(duì)缸體的分離力。 1— 吸油窗 2— 排油窗 3— 過(guò)度區(qū) 4— 減振槽 5— 內(nèi)封油帶 6— 外封油帶 7— 輔助支承面 圖 配油盤(pán)基本構(gòu)造 壓緊力 yp 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(tái)階上，使缸體受到軸向作用力，并通過(guò)缸體作用到配油盤(pán)上。圖 是常用的配油盤(pán)簡(jiǎn)圖。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。 為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng) ? 。采用滑靴 — 中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù) ? 的影響，油溫對(duì)節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。 把上式代入 3 1216pqRlnR????中，有 2 30 11 212 ()4 6 l nbd pgC p pRrR? ????? 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 33 頁(yè) 共 59 頁(yè) 整理后可得節(jié)流孔尺寸 320 2121. . .213 l n badpR gaCR r??? ? 代入數(shù)據(jù)可以求得 0 1d mm? 以上提供了設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法。 （ b） 節(jié)流器采用節(jié)流孔時(shí)，常以滑靴中心孔 0d 作為節(jié)流裝置，如圖 所示。當(dāng) 2 ?? 時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力最強(qiáng)。節(jié)流器有以下兩種型式： ∏/ 圖 滑靴外徑 2D 的確定 （ a） 節(jié)流器采用節(jié)流管時(shí)，常以柱塞中心孔 0d? 作為節(jié)流裝置，如圖 所 示。 ② 油池直徑 1D 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 .DD21 或?，這里取 . 120 .8 0 .8 4 3 .2D D m m? ? ? ? ③ 中心孔 0d ﹑ 0d? 及長(zhǎng)度 0l 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 31 頁(yè) 共 59 頁(yè) 如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔 0d 和 0d? 可以不起節(jié)流作用。 ① 滑靴外徑 2D 滑靴在斜盤(pán)上的布局，應(yīng)使傾角 0?? 時(shí)，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖 所示。從而實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比壓，同時(shí)可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶 被破壞的情況。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 滑靴結(jié)構(gòu)型式 滑靴結(jié)構(gòu)有如圖 所示的幾種型式。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù) ? ，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長(zhǎng)的壽命。滑靴泄漏量少，容積效率教高。靜壓油池壓力 1p 與柱塞底部壓力 bp 相等，即 1p = bp 將上式代入式2 2112221ln2 ( ) c o szbRdpRp R R ?? ?中，可得滑靴分離力為 22 2 2 6211 21() ( 1 4 1 1 ) 1 0 1 2 5 6 0 3 . 1 ( )142 l n2 l n11bRRp p NRR? ? ?? ??? ? ? ? 設(shè)剩余壓緊力 y y fp p p? ? ? ，則壓緊系數(shù) ，這里取 。 剩余壓緊力法 剩余壓緊力法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤(pán)表面。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產(chǎn)生偏磨，并 破壞了滑本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 28 頁(yè) 共 59 頁(yè) 靴的密封，應(yīng)該在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)中予以注意。 圖 滑靴結(jié) 構(gòu)及分離力分布 如圖 ，取微環(huán)面 2 rrd? ，則封油帶分離力 2fp 為 2 2 2 212 2 1 1 11 212 ( )2 l nRf r rR pp p d R R P RRR???? ? ? ?? 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 27 頁(yè) 共 59 頁(yè) 油池靜壓分離力 1fp 為 21 1 1fp R p?? 總分離力 fp 為 22 2 5211 2 121() ( 1 4 1 1 ) 2 0 . 1 6 1 0 ( )142 l n2 l n11f f fRRp p p p K NRRp p = + = = ? ? 壓緊力 yp 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 bp 引起的，即 2 12560 1 3 ( )c o s 4 c o s c o s 1 5bbyzppp d K Npgg O= = = = 力平衡方程式 當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿(mǎn)足下列力平衡方程式 yfpp? 222 21121()4 c o s 2 lnbzp RRdPRR????? 即 2 2112221ln2 ( ) c o szbRdpRp R R ?? ? 將上式代入式 3 1216pqRlnR????中，得泄漏量為 m i n )/(315c o s10)1114(10212 )1039( o s)(12 06227 23332122 23 LpgRRm dppdq zb ????? ?????? ?? ? 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。 封油帶上半徑為 r 的任儀點(diǎn)壓力分布式為 21 2 221ln()lnrRrp p p PRR? ? ? 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)（論文） 第 26 頁(yè) 共 59 頁(yè) 若 0zp? ，則 2121lnlnrRrppRR? 從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對(duì)數(shù)規(guī)律下降。 分離力 fp 圖 1— 11 為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。當(dāng)壓緊力與分離力相平衡時(shí)，封油帶上將 保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。 滑靴受力分析 液壓泵工作時(shí)，作用于滑靴上有一組方向相反的力。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動(dòng)，使滑靴與斜盤(pán)之間形成一層薄油膜，大大減少了相對(duì)運(yùn)動(dòng)件間的摩擦損失，提高了機(jī)械效率。 材料牌號(hào) 許用比壓??p （ Mpa） 許用滑動(dòng)速度 ??v （ m/s） 許用比功? ?pv （