【正文】 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(zhǎng)度。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?；爻瘫P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。10．彈簧材料的展開(kāi)長(zhǎng)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。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。6．計(jì)算試驗(yàn)載荷7．彈簧的自由高度或長(zhǎng)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。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。為了使彈簧本身較為穩(wěn)定，不致于振動(dòng)和過(guò)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。許用應(yīng)力可根據(jù)Ⅲ類彈簧考慮，其。由第三章我們可以得知，中心加力彈簧的工作載荷為。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。 配流盤的壓緊系數(shù)、比功率的驗(yàn)算為了簡(jiǎn)化計(jì)算，只考慮Z軸的力平衡關(guān)系。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。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。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。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，千克此次設(shè)計(jì)的柱塞泵采用熱楔支承。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。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(chǎng)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(kāi)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。如令，則，即表明柱塞對(duì)缸體的摩擦力會(huì)使壓緊力增加。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。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(chǎng)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(chǎng)的平均去承力可由下式來(lái)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。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)?。；；；；；；? （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(guò)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(lái)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。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。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。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。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。符合設(shè)計(jì)計(jì)算要求。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(jiǎn)化計(jì)算，我們?nèi)。癖谕驳耐鈴綖?。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。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。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。配油孔長(zhǎng)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。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。綜上所述，為了保證缸體的強(qiáng)度要求，及最小的磨損，缸體采用雙金屬結(jié)構(gòu)。缸體要實(shí)現(xiàn)上述職能，只用一種材質(zhì)是不好實(shí)現(xiàn)的。4．4缸體的設(shè)計(jì)計(jì)算缸體是此液壓泵的核心零件，要完成下述職能：將泵軸之力傳至柱塞，借斜盤吸排由柱塞構(gòu)成的柱塞腔內(nèi)的油液，且按著相位配油。有現(xiàn)有的結(jié)構(gòu)中，一般?；爻瘫P的最大外徑如下； （425）進(jìn)行圓整，取?；サ那虮鈴綖闉橐阎?，滑靴的中心的橢圓軌跡與壓盤孔的分布圓之間的徑向最大偏差為： （423）當(dāng)回程盤孔與滑靴在最大軌跡偏差時(shí)，滑靴頸部與孔之間應(yīng)有間隙量，一般可??；由圖（43）可見(jiàn)， （424）在最大軌跡偏差時(shí)，為了使滑靴頭部的最大外徑與回程盤有一定的重疊量。所以壓盤上滑靴安放孔中心的直徑： （422）按要求進(jìn)行圓整到：?；爻瘫P也的設(shè)計(jì)也必須保證在斜盤傾角β改變時(shí)，回程盤不會(huì)妨礙滑靴的運(yùn)動(dòng)，而又能保證滑靴和斜盤的緊密接觸。4．3回程盤的設(shè)計(jì)計(jì)算回程盤的作用是將柱塞泵各柱塞滑靴套在回程盤孔中，使液壓泵在啟動(dòng)前保證和柱塞與滑靴緊貼于斜盤表面，并在工作時(shí)使低壓腔各柱塞向外運(yùn)動(dòng)以實(shí)現(xiàn)自吸供油。應(yīng)當(dāng)指出，這是方法設(shè)計(jì)出的滑靴副，除了核算其壓緊系數(shù)外，還須以下式校核支承面的的比功率的值。為了便于計(jì)算，假定壓力分布為線形的，并且油室壓力，則靜壓油膜中的壓力分布為 （418）所以靜壓去承的總支承力為： （419）通常設(shè)計(jì)的滑靴副的d6和d5之比不大于2,上式可按下式,該支承力F與壓緊力F5的關(guān)系為，系以下式定義的壓緊系數(shù)為：上式中 F5——只計(jì)液壓工作阻力的壓緊力，即因此，壓緊系數(shù)可表述為下述形式： （420）壓緊系數(shù)是一個(gè)經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，一般沿用之間。靜壓油泄壓力與柱塞底部壓力p相等。令，即：可以解得：圓整后取 滑靴副的壓緊系數(shù)、比功率的驗(yàn)算滑靴的設(shè)計(jì)采用剩余壓緊力法進(jìn)行設(shè)計(jì)，剩余壓緊力的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。取h=～,再代入，可求出 Q2。對(duì)于已知的柱塞油腔的壓力即選定油墊厚度為后，可根據(jù)下式計(jì)算從靜壓油墊泄露出去的液壓流量Q2，而此流量亦是通過(guò)滑靴小孔的流量Q1。根據(jù)這個(gè)條件，便可決定：將上式代入可得：將進(jìn)行圓整得到：。但的比值不宜太大，否則會(huì)引起小也尺寸過(guò)小，造成加工困難。根據(jù)柱塞的平衡條件，可求出高壓側(cè)斜盤給滑靴的反力為F5：上式中，——柱塞油腔的油液壓力，在滑靴上所作用的總液壓力為：上式中，——滑靴油腔的油液壓力；——有效支承面積，；柱塞油腔中的高壓油經(jīng)過(guò)柱塞頭部的小孔及滑靴中的小孔，進(jìn)入滑靴的油腔。這樣一來(lái)，不僅減少了軸向尺寸，更重要的是改善了缸孔壁受力狀況。取故滑靴的外徑為。取。該表面不得采用磨料研磨，不然會(huì)有磨料嵌入而研損斜盤表面。滑靴副在壓排過(guò)程中要承受：柱塞的工作阻力、柱塞與滑靴的慣性力、缸體對(duì)柱塞的摩擦力、柱塞回程彈簧力等壓緊力，以及斜盤的推力。由式（24）和（49）我們可以得知，（412）為了簡(jiǎn)化問(wèn)題起見(jiàn)，在討論之最大值時(shí)，取令處的C值，即式（327）便為下述形式： 當(dāng)時(shí)，便可求得值勤為最大值時(shí)的轉(zhuǎn)角，即式中， （413） （414） （415）由于較之、較小，故可以略去不計(jì)，則上式可近似為： （416）由此可解得： （417）由此可以計(jì)算出比功率：故符合此次設(shè)計(jì)要求。表41 柱塞材料的許用值材料牌號(hào)許用比壓許用滑動(dòng)速度許用比功率MPAZQAL 9430860由式（49）我們可以得知，故符合設(shè)計(jì)要求。將式（313）、（43）代入上式，并略去其中、項(xiàng)，則可得到： （47）如取令上式中那么式（47）可以簡(jiǎn)化為： （48）由上式我們可以看出，N2處的接觸比壓正比于、和，并隨斜盤傾角增大而增大。由式（323）、（324）可以得知，N2大于N1，所以，只討論N2處的情況。而缸孔的材料選用ZQA194青銅。而缸孔的材料，通常為1023錫鉛鎳青銅、銻青銅、銻鉛青銅、ZQSn101青銅、 ZQSn1143青銅、 ZQA194青銅等，還有耐磨鑄鐵。12．柱塞副的材料一般有兩種方案，一種是柱塞是硬的，缸孔為軟的；另外一種剛好相反，柱塞為軟材料，缸孔為硬材料。從零件的磨損角度來(lái)看，制造間隙應(yīng)偏小些。同時(shí)，材料金相組織穩(wěn)定問(wèn)題，如所周知，鋼在淬火后總是有殘余奧氏體，該體長(zhǎng)時(shí)間會(huì)轉(zhuǎn)變成密度小的馬氏體，這樣一來(lái)，會(huì)使零件尺寸變大與變形，減小間隙?？紤]到制造和運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的溫度差別，一般運(yùn)轉(zhuǎn)溫度為，而制造溫度為標(biāo)準(zhǔn)溫度，即為。11．柱塞副的間隙，這是容積式液壓泵極其重要的參數(shù)。環(huán)槽的尺寸，一般取為深度,寬度為，間距。這里我們?cè)O(shè)計(jì)時(shí)選取和?？紤]到后面的滑靴的設(shè)計(jì)計(jì)算，此處我們?nèi)　?．假定柱塞的最小外伸長(zhǎng)度較之其長(zhǎng)度可以略去不計(jì)，那么，柱塞的最大外伸長(zhǎng)度便為柱塞的行程，在任一位置的外伸長(zhǎng)度將會(huì)： （41）將式（22）、（23）代入可以得到： （42）8．柱塞的阻尼孔長(zhǎng)度的確定；一般根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，通常取。4．這樣一來(lái)，柱塞的長(zhǎng)度將為：5．柱塞的球頭直徑，,故,將其進(jìn)行圓整取為。但過(guò)大會(huì)使液壓泵的軸向尺寸過(guò)大。柱塞的直徑d，不僅是柱塞的主要參數(shù)，而且是液壓機(jī)械的主要參數(shù)，該參數(shù)要由即定的流量等因素決定，一般都在35mm以下，否則，會(huì)使其移動(dòng)慣性力和離心慣性力過(guò)大，進(jìn)而降低其機(jī)械效率與吸入能力。