【正文】 Steelmaker》. EI 〔9〕成大先.《機(jī)械設(shè)計手冊》.〔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)計工況及優(yōu)化設(shè)計》. 〔15〕成大先.《機(jī)械設(shè)計圖冊》.〔16〕沙毅,聞建龍.《泵與風(fēng)機(jī)》.。《Iron amp。而對于它的詳細(xì)結(jié)構(gòu)并不知道多少，在設(shè)計中才知道，其詳細(xì)原理，斜盤式軸向柱塞塞泵是靠柱塞在柱塞腔內(nèi)的往復(fù)運(yùn)動，改變柱塞腔容積實現(xiàn)吸油和排油的，并且它在現(xiàn)實中有很廣泛地應(yīng)用，因此，我在這期間學(xué)會了以前我沒學(xué)到的東西，特別是，不止是學(xué)會怎樣設(shè)計這個泵，而是學(xué)會了如何運(yùn)用所學(xué)的知識，應(yīng)用于你的設(shè)計中去，不是單一的設(shè)計一件東西，要靈活運(yùn)用，舉一反三，能運(yùn)用到別地設(shè)計中去，不過，在設(shè)計上還有很多缺陷，需要進(jìn)一步完善，希望各位領(lǐng)導(dǎo)和老師提出意見，批評指正，使以后不在犯同樣的錯誤，不斷成熟，進(jìn)步，在一次感謝各位領(lǐng)導(dǎo)和老師的不倦悔和熱心幫助。達(dá)到檢驗所學(xué)程度的目的，既是對綜合運(yùn)用知識的能力的培養(yǎng)，又是為將來走上工作崗位的做的一次實戰(zhàn)模擬。 當(dāng)壁厚確定后，可依次定出DD2 缸體高度H 如上圖（76）可確定缸體高度H為式中 — 柱塞最短留孔長度； — 柱塞最大行程； — 為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量最短； — 缸底厚度，一般取結(jié) 論四年的大學(xué)生活即將結(jié)束，在這四年里我學(xué)會了不少的東西，無論在學(xué)習(xí)上、生活中、思想上都有很大的轉(zhuǎn)變，從一開始帶著父母的殷切希望，懷著充實自我，掌握一技之長，為以后找工作，實現(xiàn)自己的人生價值的目標(biāo)作努力，到最后考研進(jìn)一步接觸社會，學(xué)到一些從理論上學(xué)不到東西，增加了許多經(jīng)驗，這一切的成果都離不開眾多可敬師長諄諄教導(dǎo)、不厭其煩的耐心講解傳授，以及許多同學(xué)、朋友的坦誠相見]砥勵共勉；加上自己對本專業(yè)有一定的興趣，特別是在畢業(yè)設(shè)計期間，大家更是同心努力希望自己把設(shè)計搞好，因為這是四年大學(xué)生活最后的收尾工作，它是我們平時對我們所學(xué)的課程理解，接受能力，熟知程度，以及記憶能力的一個體現(xiàn)，在這四年中，從基礎(chǔ)課到專業(yè)課四五十門，但這都是零散的，成塊吸收。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗算圖76 缸體結(jié)構(gòu)尺寸缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗算式中為厚壁筒外徑。通油孔面積近似計算如下 圖75 柱塞腔通油孔尺寸式中 — 通油孔直徑， — 通油孔寬度。 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。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。柱塞分布圓直徑較小，柱塞數(shù)較少（常取Z=7），斜盤傾角較大（）。 由于徑向軸承外徑大，造成泵的外徑尺寸也大，重量增加，徑向支承還限制了泵轉(zhuǎn)速的提高。 這種形式的主要優(yōu)點是傳動軸只起傳扭作用，不承受彎矩，因而軸和軸承的設(shè)計條件可以大大改善。安裝位置應(yīng)使支承軸承平面中心與傳動軸的交點重合于柱塞球頭與傳動軸的交點。若忽略柱塞慣性力、摩擦力等因素的影響，則柱塞最大徑向合力為對于柱塞數(shù)Z=9的柱塞泵，有式中 ―徑向合力作用點運(yùn)動弧長在Z軸上的投影長度。即式中為任一柱塞球頭中心至H點的距離。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。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。數(shù)學(xué)上環(huán)扇面積重心矩為由此可得排油窗分離力力臂為 分離力總合力作用點可用力平衡式求得，即得 總分離力矩 力矩平衡方程 設(shè)壓緊力矩與分離力矩之比為力矩系數(shù)?？烧J(rèn)為內(nèi)、外封油帶上的分離力是沿著封油帶重心弧線r2 、r1均勻分布的。為了便于分析，把每個柱塞的壓緊力看成是單位為1的集中載荷。因為選用九柱塞泵，排油區(qū)可能有四個或五個柱塞。下面就缸體受到的主要力矩進(jìn)行穩(wěn)定性分析。配油盤比壓p為式中 Py ―配油盤剩余壓緊力 Pt ―中心彈簧壓緊力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(yīng)驗算pv值，即式中為平均切線速度，第七章 缸體受力分析與設(shè)計 缸體的穩(wěn)定性在工作過的配油盤表面?？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，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。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)計尺寸為 經(jīng)多次驗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，可得計算出的結(jié)果經(jīng)多次調(diào)整得到的為 R1= R2=37 R3=27 R4= 驗算比壓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。圖63 非對稱配油盤此時，過渡區(qū)壓縮角，按柱塞腔封閉油液壓力升高或降低所必須的體積壓縮量的50%計算；而減振槽按余下地50%計算。要避免在新工況條件下的壓力沖擊，應(yīng)改變壓縮角和以適應(yīng)壓力差的變化。圖62 柱塞腔內(nèi)壓力變化選帶卸荷的非對稱配油盤根據(jù)式 （） （）計算出 ，在泵的結(jié)構(gòu)尺寸確定后，取決于吸排有壓力差的大小。對泵的壽命影響很大。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通低壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。彈簧力Pt也可按下式選取 配油盤設(shè)計配油盤設(shè)計主要是確定內(nèi)外封油帶尺寸、吸排油口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。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。 當(dāng)有個柱塞排油時，封油帶實際包角為當(dāng)有個柱塞排油時，封油帶實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