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jx340
轴向
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【JX340】轴向柱塞泵设计[C],jx340,轴向,柱塞,设计
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I 轴向柱塞泵设计 摘要 液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件，它是每个液压系统中不可缺少的核心元件，合理的选择液压泵对于降低液压系统的能耗、提高系统的效率、降低噪声、改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。 本次设计对轴向柱塞泵进行了分析，主要分析了轴向柱塞泵的分类，对其中的结构，如柱塞的结构型式、滑靴结构型式、配油盘结构型式等也进行了分析和设计，还包括它们的受力分析与计算。同时缸体的材料选用以及校核也很关键，本文对变量机构分类型式也进行了分析， 最后利用 零件图与组装成装配图 ,并进行干涉检验，无误后出图。本文 对柱塞泵今后的发展也进行了展望。 关键词： 轴向， 柱塞泵，设计计算， F is a of It is It is to a it of of It of on as of of of At of is of in of of in i 目录 摘要（中文） . I 摘要（英文） . 绪论 . i . 1 . 1 2直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 . 3 . 3 . 4 、流量、容积效率与结构参数 . 4 222 扭矩与机械效率 . 5 . 6 3直轴 式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 . 6 . 6 S . 7 V . 7 a . 7 . 8 . 9 . 11 . 11 4柱塞泵主要部件的设计与受力分析 . 11 . 11 . 11 . 13 . 14 . 17 . 17 . 19 . 20 油盘受力分析与设计 . 24 . 24 . 25 验算比压 P 、比功 . 28 . 31 体的稳定性 . 31 . 31 . 33 . 34 . 34 . 36 4M. 36 . 37 . 37 . 37 8M. 37 . 37 5柱塞回程机构设计与变量机构 . 38 . 38 量机构 . 39 6 . 40 介 . 40 要零件三维图与工程图 . 41 塞的三维图与工程图 . 41 靴的三维图与工程图 . 41 油盘的三维图与工程图 . 42 体的三维图与工程图 . 43 向柱塞泵的装配体 . 44 结论 . 45 参考文献 . 46 致谢 . 47 1 1 绪论 言 轴向柱塞泵 /马达是液压系统中重要的动力元件和执行元件，广泛地应用在工业液压和行走液压领域，是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。 轴向柱塞泵是利用与传动轴平行的柱塞在柱塞孔内往复运动所产生的容积变化来进行工作的。 轴向柱塞泵的优点是结构紧凑， 运转平稳，流量均匀性好，噪声低 ， 径向尺寸小，转动惯量小，工作压力高 ， 效率高 ， 并易于实现变量 。 此外，由于轴向柱塞泵 /马达结构复杂，对制造工艺、材料的要求非常高，因此它又是技术含量很高的液压元件之一。 近年来，随着材料、制造、电子 等技术的发展，轴向柱塞泵 /马达的新技术层出不穷，例如荷兰 司开发的 构轴向柱塞泵，丹麦的 司为工程机械量身定做的 列的多功能泵，德国 司推出的电子智能泵等等。而我国自 20 世纪六、七十年代开发了 列和引进 术的泵 /马达后，轴向柱塞泵 /马达技术进展缓慢。近年来，随着我国经济的腾飞，在工业现代化和大规模城市化进程中，工程机械、塑料机械、冶金、机床和农业机械等领域对轴向柱塞泵 /马达的需求十分旺盛，因此提高我国轴向柱塞泵 /马达的性 能显得十分迫切，对轴向柱塞泵 /马达技术革新的要求也十分紧迫！纵览国内外轴向柱塞泵 /马达技术的发展演变对认识轴向柱塞泵/马达的发展趋势和加快我国轴向柱塞泵 /马达技术的发展都有着重要的指导意义和现实意义。 向柱塞泵国内外研究现状与发展方向 对轴向柱塞泵的研究可谓历史悠久，其中为了改善轴向柱塞泵流量脉动，减小振动和噪声，国内外液压界科技工作者作了大量的研究和实验工作，研究表明：轴向柱塞泵的实际流量受到各种因数的影响，其流量脉动远远大于理论流量脉动，且脉动系数与柱塞数的奇偶性无关。 就轴向柱塞泵柱塞数的奇偶 选择问题，中国学者王意在 1982年提出了“偶数泵可以和奇数泵工作一样好”的观点，并在 1984年，选择九柱塞泵与他设计的八柱塞泵进行流量脉动对比测试，实验表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。 1985年，德国 柱塞泵在受力、噪声方面优于九柱塞泵，模拟实验装置上测得结果是八桩塞泵的压力脉动约为九柱塞泵的 122。叶敏则考虑配油盘的偏转安装，并对传统公式进行了修正，已看不出奇数泵的流量脉动远远小于偶数泵。在“流体控制与机器人” 96学术年会上，北京理工大学的张百海教授就通常工况下， 带有预压缩角的轴向柱塞泵流量脉动作了分析，认为其流量脉动系数远远大于其固有流量脉动系数，且 2 偶数泵和奇数泵具有相同的流量脉动频率，但他没有给出实验证明。邹骏则在九柱塞泵的基础上，设计并制造出一个八柱塞泵，对八、九柱塞泵作了仿真分析及实验对比，认为八柱塞泵的总体性能优于九柱塞泵。此外，北京航空航天大学的王占林教授与博士生从柱塞泵的计算机辅助设计入手，对斜盘式轴向柱塞泵作了运动学分析，给出了柱塞分别处于预升压过渡区和预减压过渡区柱塞腔中油液的压力分布及求解方法，对柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶数柱塞泵的流量脉动 相差无几的结论。 目前，国内对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数研究较多的是甘肃工业大学的那成烈教授和安徽理工大学的许贤良教授，他们以各自不同的角度对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数进行了较深入的研究。 那成烈教授在国家自然科学基金资助项目“轴向柱塞泵噪声控制”的研究中，指出轴向柱塞泵流量脉动不仅决定于供油质量，也是流体噪声控制的主要因素之一。他主要从配油盘的结构上对流量脉动进行了全面的分析研究。他的多位学生在他的指导下，对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数做了大量的研究。 兰州理工大学的那焱青针对轴向柱塞泵的流量脉 动是工程噪声控制的主要因素之一，找出了轴向柱塞泵瞬时流量的影响因素，并运用计算机仿真分析给出了减小流量不均匀系数的方法。 西南交通大学的邓斌在配油过程流量仿真中，对瞬时理论流量和倒灌流量分别进行了仿真，提出了倒罐流量引起的流量脉动比柱塞泵的几何流量脉动大，因此对于柱塞水压泵的流量脉动应从减小倒灌流量入手，即减小柱塞腔内压力的脉动。在对实际流量进行分析仿真时，利用 b 紊流模型和 示了流量变 化及柱塞腔和配流窗口中的流速分布规律，并指出转速和负载压力对水压轴向柱塞泵的流量脉动有较大影响。 甘肃工业大学的刘淑莲通过对对称偏转配油盘的轴向柱塞泵流量脉动形成机理进行理论分析，提出了计算流量脉动的修正公式。并用计算机仿真研究轴向柱塞裂流量脉动与柱塞奇偶数、阻尼形式及通油比例等影响因素的关系。同时对带有横向倾角减振机构的斜盘酌两种结构形式的泵流量进行了分析与仿真。 兰州理工大学的尹文波主要从几何因数，即配油盘的结构对实际流量的影响进行分析和仿真，指出轴向柱塞泵瞬时流量脉动系数比工作介质不可压缩时大一个数量 级，且与柱塞数的奇偶性无关。同时指出流量脉动系数最大的影响因素是油液的弹性模量和油泵静工作压力，其次是柱塞数。 安徽理工大学的许贤良教授从几何角度分析了配流结构与流量脉动之间的关系，提出了偶数柱塞的流量特性及流量脉动是由 (两相邻柱塞间夹角 )、f， (缸孔腰形角）、p（配油 盘腰形角 )的组合确定的。他的学生，安徽理工大学刘小华对影响轴向柱塞泵的几何因素和非 几何因素 (包括泄漏 )进行了理论分析，同时对实际流量脉动进行了计算 3 仿真和动态测试，最后得出结论：流量脉动剧烈，且流量脉动频率只与柱塞数有关，与奇偶性无关。中国矿业大学的刘利国则考虑配油盘实际几何参数，根据柱塞实际排液状况，得出八柱塞泵流量脉动和七柱塞泵流量脉动相差不大的结论。 就轴向柱塞泵的泄漏问题，国外的研究者更感兴趣于柱塞和缸体间因摩损而引起的泄漏。英国密苏里大学哥伦比亚分校的 重考虑了柱塞和缸体间各种磨损所带来的泄漏及泵在预升压过渡区的油液倒灌，得到了七 、八、九柱塞泵的实际流量与理论流量的比较图，结果显示：泵的实际流量脉动远远大于理论脉动，且偶数泵在数据显示上好于奇数泵。 加拿大萨省大学的李泽良在研究轴向柱塞泵中柱塞与缸体间的泄漏时，用一个压力控制伺服阀以一个高频率响应用来模拟轴向柱塞泵的柱塞与缸体间的磨损，并采用控制运算法模仿各种不同程度的柱塞磨损，测出其泄漏量。实验结果指出实验系统与有真正磨损的柱塞泵相比，其流壁脉动、压力脉动相当一致，这就为进一步的深入研究提供了一定的数据依据。 德国汉堡技术大学的 对斜盘式轴向柱塞泵柱塞与缸体的间隙进行了较为详尽的分析，从柱塞所受摩擦力角度：要求间隙取大者；从泄漏量对流壁的影响角度：要求间隙越小越好。作者通过计算和实验，得到了此间隙的最优化处理模式。 综上所述，轴向柱塞泵的实际流量脉动异常复杂，传统理论力所难及。由于柱塞泵的流量、压力脉动相当复杂，涉及若干几何因素和非几何因素，至今还没有人能够定性地、更没有人定量地给出哪些几何因素和非几何因素在轴向柱塞泵的流量、压力中所起的作用和地位。业界更多地偏向于从配油盘结构的角度去分析轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数，而且形成了 较为完善的分析计算体系；至于泄漏对实际流量及脉动系数的影响，虽进行了一定的研究，但还没一个较为完整的分析计算，更无计算公式。 轴向柱塞泵在发展中，基本结构保持了稳定，高速高压以及良好的控制方法是其发展的方向。 2 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 轴式轴向柱塞泵工作原理 轴向柱塞泵是将多个柱塞配置在一个共同缸体的圆周上 ,并使柱塞中心线和缸体中心线平行的一种泵。轴向柱塞泵有两种形式 ,直轴式 (斜盘式 )和斜轴式 (摆缸式 ),如图2示为直轴式轴向柱塞泵的工作原理 ,这种泵主体由缸体 1、配油盘 2、柱塞 3 和斜盘 4 组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸体内。斜盘轴线与缸体轴线倾斜一角度 ,柱塞靠机械装置或在低压油作用下压紧在斜盘上 (图中为弹簧 ),配油盘 2和斜盘 4固定不转 ,当原 4 动机通过传动轴使缸体转动时 ,由于斜盘的作用 ,迫使柱塞在缸体内作往复运动 ,并通过配油盘的配油窗口进行吸油和压油。如图 2当缸体转角在 2范围内 ,柱塞向外伸出 ,柱塞底部缸孔的密封工作容积增大 ,通过配油盘的吸油窗口吸油 ;在 0范围内 ,柱塞被斜盘推入缸体 ,使缸孔容积减小 ,通过配油盘的压油窗口压油。缸体每转一周 ,每个柱塞各完成吸、压油一次 ,如改变斜盘倾角 ,就能改变柱塞行程的长度 ,即改变液压泵的排量 ,改变斜盘倾角方向 ,就能改变吸油和压油的方向 ,即成为双向变量泵。 图 2 1 轴向柱塞泵的工作原理 1 缸体 2 配油盘 3 柱塞 4 斜盘 5 传动轴 6 弹簧 轴式轴向柱塞泵主要性 能参数 给定设计参数 最大工作压力 0p 定流量 100Q L/r 最大流量 200QL/r 额定转速 1500n r/大转速 000n r/ 排量、流量、容积效率与结构参数 轴向柱塞泵几何排量部柱塞腔所排出油油液的容积，即 22m a x t a d Z S d Z D 式中 d 柱塞直径； Z 柱塞数； 柱塞分布圆直径； 斜盘倾角。 5 泵的理论流 量 q 为 1000n 式中： 油泵的容积效率，计算 时一般去 文中取= 1 0 0 0 1 0 0= = 7 0 . 2 ( m l / r )1 5 0 0 0 q 为了避免气蚀现象，在计算 q 值之后，需按下式做校核计算： 13pn q C式中： 常数，对进口无预压力的油泵400；对进口压力为 25/油泵 100。 13 0 . 2 = 2 0 6 . 2 所以主参数排量符合设计要求。 从泵的 几何 排量公式22m a x t a d Z S d Z D 可以看出，柱塞直径 d ，分布圆直径 塞数 且当原动机确定 之后传动轴转速 n 也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角 来实现。 对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角 15 18 之间 ， 该设计是非通轴泵，受结构限制，取上限，即 =18 。 d、 柱塞数 般半周 型多取 Z=7，通轴型多取 Z=9，能使结构较为紧凑。 由此 这里取 Z=7。 初算时，可取 ，则可按下式试算 3 3q 3 . 5 c m = 3 5 m 1 2 5 t a R （ ） （ ）（ 2 再由排量公式确定柱塞直径： 2 2 . 3 9 c m = 2 3 . 9 m mt a （ ） （ ）由于上式计算出的 d=要圆整化，并按有关标准选取标准直径，应选 d=24排量是 液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的特征量。相同结构型式的系列泵中，排量越大，做功能力也越大。因此对液压元件型号命名的标准中明确规定用排量作为主要参数来区别同一系列不同规格型号的产品。 222 扭矩与机械效率 6 不计摩擦损失时泵的理论扭矩 6 61 2 0 . 0 2 4 6 1 0 0 . 0 4 7 1 0 /2 2 3 . 1 4 m 式中油腔压力差。 考虑摩擦损失际输出扭矩 6 6 60 . 0 4 7 1 0 0 . 0 0 5 1 0 0 . 0 4 3 1 0 /g b t b M N m 轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间、滑靴斜盘平面之间、柱塞与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。泵的机械效率定义为实际输出扭矩 660 . 0 4 3 1 0 0 . 9 10 . 0 4 7 1 0 轴向柱塞泵的机械效率以此泵符合设计要求。 率与效率 不计各种损失时，泵的理论功率b b t b g hN p Q n M 615002 3 . 1 4 0 . 0 4 7 1 0 7 3 7 960k w 泵的实际输入功率12b r g b n M 61 5 0 0 12 3 . 1 4 0 . 0 4 3 1 0 7 4 1 96 0 0 . 9 1k w 定义泵的总效率 为输出功率 0 . 9 5 0 . 9 1 0 . 8 6tb v b 上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。对于轴向柱塞泵，总效率一般为0 0 ，上式满足要求。 3 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品 质分析 泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成，使柱塞轴线上任何一点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自传运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。 塞运动学分析 7 柱塞的运动学分析主要是研究柱塞相对于缸体的往复直线运动。即分析柱塞与缸体做相对运动时的行程、速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础。 塞行程 S 图 3 1为一般带滑靴 的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为 ， 柱塞分布圆半径体或柱塞旋转角为 ， 并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为 0，则对应于任意旋转角 如图示 图 3 1 柱塞运动分析 c o R 所以柱塞行程 1 c o h t g R t g 当 180 时，可得最大行程m a x 2 2 3 5 1 8 2 4 t g t g m m 塞运动速度分析 V 将式 1 c o h t g R t g 对时间微分可得柱塞运动速度 v s i ns s v ft v td d d R t gd d d 当 90 及 270时， ，可得最大运动速度 m a x 1500v 3 5 2 3 . 1 4 1 8 1 7 8 5 /60fR t g t g m m s 式中 为缸体旋转角速度，t。 塞运动加速度 a 8 将 v s i ns s v ft v td d d R t gd d d 对时间微分可得到柱塞运动加速度 a 为 2 c o sv v a ft a td d t gd d d 当 =0或 180时， ,可得最大运动加速度 22m a 2 1 8 2 8 0 /60 t g t g m s 柱塞运动的行程 s、速度 v、加速度 2 所示。 图 3 2 柱塞运动特征图 靴运动分析 研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘 平面的运动规律，即滑靴中心在斜盘平面图 3 3所示。 图 3 3 滑靴运动规律分析图 其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长，短轴分别为 9 长轴 22 7 4c o s m m短轴 2 2 7 0 m m如果用极坐标表示 在 斜盘 平面 上 旋转 角时的柱塞头部坐标 则为 矢径 2 2 21 c o t g 极角 a n c o s t a n （ ） 滑靴在斜盘平面 内的运动角速度h为 2 2 2d c o sc o s c o s s i nh 由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当2 时， h 最 大（在短轴位置）为 m a 60 1 6 5 /c o s c o s 1 8h r a d s （ ） 当 0 或 时，h最小（在长轴位置）为 h m a x 1500c o s 2 c o s 1 8 1 4 9 /60 r a d s （ ）由结构可知，滑靴中心绕 o 点旋转一周的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其平均旋转角速度等于缸 体角速度，即 1500 2 1 5 7 /60h r a d s 时流量及脉动品质分析 柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 s i nt i z R t g 式中 24。 泵柱塞数为 Z=7，柱塞角距为 227z ，位于排油区的柱塞数为么参与排油的各柱塞瞬时流量为 1 s i R t g 2 s i nt z R t g 3 s i n 2t z R t g 1t m Z f R t g z 泵的瞬时流量为 10 12t t t t Q Q 112s i n 1 = s i n 1f z t g i F R t g i Z 由以上可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角 有关，也与柱塞数 图 3 4 奇数柱塞泵瞬时流量 对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为 当 02时，取 1 7 1 422m ,由泵的流量公式可得瞬时流量为 c o s 22 s i n 2t z R t 当2 时，流量脉动取 1 =32m ,同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 3c o s i n 2t z R t 当 0 、2、 、 时，可得瞬时流量的最小值为 m i n1 t a n2 t a 而当4、 34、 54、 时，可得瞬时流量的最大值为 m a x1 t a n2 s i z 我们常用脉动率 和脉动频率 义脉动率 11 m a x m v 这样，就可以 进行动品质分析。 动频率 当 Z=7，即为奇数时 15002 2 7 3 5 060f n Z H z 动率 当 Z=7，即为奇数时 0 . 0 2 5 32 4 2 7 4 7t g t 当 2 利用以上两式计算值，可以得到以下内容： 表 3 1 脉动率的计算值 Z 5 6 7 8 9 10 11 （） 以上分析可知： 量脉动率下降。 数柱塞泵的脉动率远小于偶数柱塞泵的脉动率，这就是轴向柱塞泵采用奇数柱塞的根本原因。 泵瞬时流量是一周期脉动函数。由于泵内部或系统管路中不可避免的存在有液阻，流量的脉动必然要引起压力脉动。在设计液压泵和液压系统时，要考虑采取措施抑制或吸收压力脉动，避免引起谐振。 4 柱塞泵主要部件的设计与受力分析 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。 单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油，一周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下面主要讨论柱塞在排油过程中的受力分析，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。 塞设计与受力分析 塞结构形式 12 轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。根据柱塞头部结构，可有以下三种形式： 点接触式柱塞，如图 a）所示。这种柱塞头部为一球面，与斜盘为点接触，其零件简单，加工方便。但由于接触应力大，柱塞头部容易磨损剥落和边缘掉块，不能承受过高的工作压力，寿命较低。这种点接触式柱塞在早期泵中 可见，现在很少有应用。 线接触式柱塞，如图 b）所示。柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞球窝中心摆动。摆动头上部是球面或平面与斜盘或面接触，以降低接触应力，提高泵工作压。摆动头与斜盘的接触面之间靠壳体腔的油液润滑，相当于普通滑动轴承，其 必须限制在规定的范围内。 带滑靴的柱塞，如图 c）所示。柱塞头部同样装有一个摆动头，称滑靴，可以绕柱塞球头中心摆动。滑靴与斜盘间为面接触，接触应力小，能承受较高的工作压力。高压油液还可以通过柱塞中心孔及滑 靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持与斜盘之间有一层油膜润滑，从而减少了摩擦和磨损，使寿命大大提高。目前大多采用这种轴向柱塞泵。 （ a） ( b ) ( c ) 图 柱塞结构型式 图 闭薄壁柱塞 从图 种型式的柱塞大多做成空心结构，以减轻柱塞重量，减小柱塞运动时的惯性力。采用空心结构还可以利用柱塞底部高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之 间的间隙，取得良好的密封效果。空心柱塞内还可以安放回程弹簧，使柱 13 塞在吸油区复位。 但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效容积。在高压泵中，由于液体可压缩性能的影响，无效容积会降低泵容积效率，增加泵的压力脉动，影响调节过程的动态品质。 因此，采用何种型式的柱塞要从工况条件性能要求整体结构等多方面权衡利弊，合理选择。 航空液压泵通常采用图 种结构不仅有足够的刚度，而且重量减轻 10% 20%。剩余无效容积也没有增加。但这种结构工艺比较复杂，需要用电子束焊接。 本设计即采用带滑 靴的柱塞形式进行设计。 塞结构尺寸设计 （ 1）柱塞直径 d 及柱塞分部圆半径中我们已经求出： 柱塞直径 24d 柱塞分部圆半径 35fR 2) 柱塞名义长度 L 如图 4 1所示，应选定下列主要参数： 柱塞 的最大 行程（ 柱塞最小外伸长度（ 0l 柱塞最小接触长度（ L 柱塞名义长度（ 定，一般在 m a x 1 1 围内，而 值一般可按经验数 据来取： 0 0 2 2 0 2 8l d m m 而 m a x m i n 0 2 . 7 3 . 7L S l l d 这里取 m a x 0 m i n+ l + l = 7 7L S m m(3) 柱塞球头直径1 .7 d = 1 7 m m为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔，应使 2 1 m a x 4s i nd d d依经验取4 1(2 14 则 2 1 7 s i n 1 8 1 6 m 为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 24dl d m m(4) 柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形均压槽，起均衡侧压力、改善润滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深 宽 间距 2 10t 本文取槽深 宽 距 t=10 实际上，由于柱塞受到的径向力很大，均压槽的作用并不明显，还容易滑伤缸体上柱塞孔壁面。因此，目前许多高压柱塞泵中的柱塞不 开设均压槽。 塞受力分析 图 4 1是带有滑靴的柱塞受力简图。 图 4 1 柱塞受力简图 作用在柱塞上的力有： (1) 柱塞底部的液压力用于柱塞底部的轴向液压力 2m a 1 0 4 0 1 0 1 8 0 8 6 . 4 1 8 0 8 64d 式中 (2) 斜盘对柱塞的法向力 N 15 法向力 及柱塞的轴向分力 F, s N c o N (3) 缸孔对柱塞的正压力为 1 2性力、滑履与斜盘间的摩擦力和柱塞与缸孔的配合间隙，并假定柱塞与缸孔间的比压按直线分布，则可列出下列四个力的平衡方程式： f 摩擦系数，可取 。 ） 0，12s i n 0N F F ） 0，21c o s 0PN f F f F F ) 0M , 02 21 0 2 1 2 03 3 2 2ll l l l F l f F f F ）由相似原理 2021222 。 解上列方程式可得： 20 0 0206 4 3 = 2 0 m 6 6l l l f d f d l 令 20222202221= = 3 . 1 m （ ） 则 c o s s i 18086 21531c o s 1 8 0 . 1 2 3 . 1 s i n 1 8 1 202221s i n 11 112 1 5 3 1 s i n 1 8 1 1 3 1 8 81 . 9 6 1 2 20222s i 22 1 5 3 1 s i n 1 8 67281 . 9 6 1 16 (4) 缸孔与柱塞间的摩擦力为11 0 . 1 2 1 3 1 8 8 1 5 8 3f F N 2 0 . 1 2 6 7 2 8 8 0 7f F N (5) 柱塞惯性力直线加速度 a ，则柱塞轴向惯性力2 c o F m a R t 式中 m 、 惯性力方向与加速度的方向相反，随缸体旋转角 按余弦规律变化。当 0o 和180o 时，惯性力最大值为 2231 . 0 1 5 0 01 8 3 5 1 0 2 1 8 2 81 0 6 0m a R t g t g (6) 柱塞与缸孔间比压 P、平均比功 对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的磨损， 而且有可能压伤柱塞活缸体。其比压控制在摩擦副材料允许的范围内。取 柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值，则 1m a 2 3 p a = 3 0 p M p 柱塞相对缸体的最大运动速度 m a x 15003 5 2 1 8 1 . 7 9 / 8 /60v R t g t g m s v m s 平均比功可按下式计算： m a x m a x 2 3 1 . 7 9 1 0 . 2 9 6 02 2 2 2a v g v M p a p v M p a 上式中的许用比压 p 、 许用速度 v 、许用比功 值，以摩擦副材料 而定，可参考表 4 1 表 4 1 材料牌号 许用比压 p 许用滑动速度 v /均许用比功 /m s 194 30 8 60 10 1 15 3 20 球 磨铸铁 10 5 18 柱塞与缸体这一对摩擦副，不宜选用热变形相差很大的材料，这对于油温高的泵更重要。同时在钢
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