斜盤軸向柱塞泵設計,軸向,柱塞,設計 斜盤式軸向柱塞泵設計 摘要 現(xiàn)代液壓傳動中，柱塞泵是使用最廣的液壓動力元件之一，其性能好壞是影響液壓系統(tǒng)工作性能的關鍵。相對于日益提高的高壓、大流量、高功率密度、高集成度、多樣的控制形式等要求，我國的柱塞泵設計和制造已遠遠落后于世界先進水平。 本論文在詳細分析國內外軸向柱塞泵結構類型及其特點的基礎上，設計了一種斜盤式軸向柱塞泵，結構緊湊合理、變量控制靈活多樣、集成性好。完成斜盤式軸向柱塞泵總裝圖及主要零件圖，并利用三維軟件Pro/E進行三維建模，用UG完成指定零件加工仿真及數(shù)控編程。對今后進行軸向柱塞泵的研究和設計具有較高的參考價值。 關鍵詞：斜盤式軸向柱塞泵；加工仿真；UG Abstract Modern hydraulic transmission, piston pump is the most widely used in hydraulic components, its performance is one of the hydraulic system is the effect of the key work performance. Relative to the rising high pressure, big flow, high power density, high level of integration, various control requirements, our form of piston pump design and manufacturing has lags behind the world advanced level. This thesis on detailed analysis of domestic and international axial piston pump structure based on the types and characteristics, design a kind of swash-plate axial piston pump, compact structure, variable control agile diversity, integration. Complete swash-plate axial piston pump assembly figure and main parts graph, and using three-dimensional software Pro/E 3-d modeling, complete with UG designated parts processing simulation and CNC programming. In axial piston pump research and design is of high reference value. Keywords: swash-plate axial piston pump; Machining simulation; UG目 錄 摘要 2 Abstract 3 第1章 前言 1 1.1課題背景 1 1.2液壓技術發(fā)展歷史 1 1.3 課題提出的意義 2 1.4 國內外研究開發(fā)水平及發(fā)展趨勢 2 第2章 斜盤式軸向柱塞泵設計方案 5 2.1 液壓泵的原理與分類 5 2.1.1液壓泵的傳動和工作原理 5 2.1.2 液壓泵的分類 6 2.2 斜盤式軸向柱塞泵主體設計方案的確定 6 2.2.1 斜盤式軸向柱塞泵的的基本分類及其特點 6 2.2.2主體設計方案的確定 8 2.3 斜盤式軸向柱塞泵的性能參數(shù) 8 2.3.1 壓力p（單位Pa） 8 2.3.2 排量和流量 8 2.3.3 功率和效率 9 2.4斜盤式軸向柱塞泵的工作原理 10 第3章 斜盤式軸向柱塞泵基本設計及計算 13 3.1斜盤泵柱塞回程機構的基本設計 13 3.2整體基本結構選定 14 3.3柱塞泵的主要技術指標及設計計算 15 3.3.1柱塞泵主要參數(shù) 15 3.3.2柱塞的直徑、行程及理論與實際排量的計算 15 3.3.3配流盤的設計計算 16 3.3.4滑靴的設計計算 24 3.3.5泵的容積效率分析 26 3.3.6缸體計算和柱塞強度計算 27 3.3.7定心彈簧計算 31 3.3.8傳動軸計算 32 3.3.9軸承（7008C）壽命計算中心 32 3.3.10手動變量機耕的設計計算 33 3.4泵的噪音來源與改進 35 3.4.1 噪音來源分類 35 3.4.2 摩擦副的影響因素 37 3.4.3零件材料的選擇 39 3.4.4 引發(fā)摩擦副噪聲的原因 39 3.4.5 怎樣減小摩擦來降低噪聲 40 第四章 零部件的加工仿真 41 4.1NX CAM簡介 41 4.2 CAM與CAD關系 41 4.3 NX6.0 CAM編程步驟 42 4.3.1創(chuàng)建幾何體 43 4.3.2創(chuàng)建方法 43 4.3.3創(chuàng)建刀具 44 4.3.4創(chuàng)建程序 45 4.3.5創(chuàng)建操作 45 4.4 NX6.0 CAM后處理 46 4.5零件加工仿真實例題 46 4.5.1泵外殼型腔銑加工 46 4.5.2泵體法蘭的孔加工 48 總 結 51 參考文獻 52 致 謝 53 54 第1章 前言 1.1課題背景 隨著科學技術的高速發(fā)展，液壓傳動在航空航天、起重機械、礦山機械和船舶等各個領域中，都得到了日．益廣泛的應用。作為液壓系統(tǒng)中應用最廣泛的動力元件，斜盤式軸向柱塞泵是整個液壓系統(tǒng)的核心。提高斜盤式軸向柱塞泵的性能、壽命和可靠性，是改善液壓系統(tǒng)工作性能的關鍵。 當前，斜盤式軸向柱塞泵的發(fā)展趨勢是：高壓、大流量、低噪聲、高功率密度、高集成度、多樣的控制形式以及優(yōu)良的動態(tài)性能。例如：由于大型液壓挖掘機每單位土石方費用遠低于中小型挖掘機，因此得到迅速發(fā)展，相應地對斜盤式軸向柱塞泵的高壓、高速和大流量要求就日益提高，而且為達到節(jié)能等要求，還需要斜盤式軸向柱塞泵的變量機構能夠進行靈活、可靠的控制。在容積式斜盤式軸向柱塞泵中，現(xiàn)在只有柱塞泵是能夠同時實現(xiàn)上述要求的最理想的斜盤式軸向柱塞泵。相對于當前的應用需求和前景，我國的柱塞泵設計和制造技術40年來卻鮮有變化，結構老化、控制方法單一，已遠遠落后于國外的先進水平。按所搜集的統(tǒng)計資料來看，盡管進口斜盤式軸向柱塞泵價格不菲，卻由于性能優(yōu)良、可靠性高，占據(jù)了我國一半以上的市場份額。研制我們自己的高性能柱塞泵，不僅本身具有巨大的市場前景，而且對改變國外產(chǎn)品一統(tǒng)天下的現(xiàn)狀，提高我國工程機械從整機到零部件的國產(chǎn)化率，降低我國工程機械的制造成本并提高其在國際市場上的競爭力，都有著深遠的意義。 1.2液壓技術發(fā)展歷史 液壓技術應用開始于十八世紀末，它是隨著流體力學理論的發(fā)展而建立起來的一門新技術。早在公元前250年，希臘的著名學者阿基米德就發(fā)表了“論浮體”的論文。其后發(fā)展緩慢，直到公元1612年意大利著名科學家伽利略發(fā)表了“潛體的沉浮原理”，1643年托里西里導出了孔口出流公式，1650年帕斯卡發(fā)現(xiàn)了壓力傳遞原理。1686年牛頓提出了粘性流體的內磨擦定律才為流體力學的進一步發(fā)展奠定了新的基礎。此后，十八世紀中葉，丹尼爾-伯努利發(fā)現(xiàn)了流動液體的能量守恒定律。十九世紀初納維一斯托克斯建立了粘性流體的運動方程、泊肅葉進行了管內液體流動實驗雷諾提出了兩種流態(tài)：層流和紊流。二十世紀伯拉修測定管內液流磨擦系數(shù)，詹尼分析水擊現(xiàn)象的體質，普朗特進行邊界層流的研究等，使液體力學有了很大的發(fā)展，成為許多門學科的基礎理論。 液壓技術的發(fā)展、應用和完善主要是在近幾十年。很早以前人們就己經(jīng)利用流體來驅動簡單的機械。水壓機是工業(yè)上第一次應用液壓傳動技術。隨著各種液壓元件的研制、發(fā)明液壓技術進入了一個廣泛應用、快速發(fā)展的階段。近年來，為了適應各種場合的需要，液壓技術己逐步形成為一門有著廣泛的應用領域和發(fā)展比較完善的應用科學。 1.3 課題提出的意義 當今國內的工業(yè)社會，尚處于發(fā)展階段，所以中、重型工業(yè)占主導地位。而液壓傳動因其自身獨特的特點被大量應用于各中、重型業(yè)中。斜盤式軸向柱塞泵作為液壓傳動的一個主要動力結構，自然對其的需求量很大。CY14-1型軸向柱塞泵是目前國內使用較多的一類斜盤式軸向柱塞泵。因其市場廣闊，所以對其有開發(fā)研究有著不錯的前景。首先廣泛收集和查閱柱塞泵的相關資料，并進行詳細分析和歸納總結，以確定所設計柱塞泵的基本結構類型；再利用液壓系統(tǒng)設計手冊和柱塞泵設計相關參考資料等對柱塞泵進行具體的結構尺寸設計本次設計。對CY14-1型泵的設計，就是從加工工藝方面，提高性能來著手，以提高公司泵的質量，提高市場競爭力。 1.4 國內外研究開發(fā)水平及發(fā)展趨勢 機械傳動、電氣傳動、液壓傳動及氣壓傳動是目前工業(yè)中最常用的幾種傳動方式。而液壓傳動因其工作壓力高、傳輸功率與執(zhí)行機構的重量比較大、可以無級變速等特點，現(xiàn)在被廣泛地應用于各種工程機械之中。而液壓傳動中一個很重要的能量轉化元件——斜盤式軸向柱塞泵，更是應用之廣泛。邵陽維克液壓有限責任公司是全國最大產(chǎn)量的軸向柱塞泵公司，去年的泵的銷售額達七八千萬，并不斷的提高，今年預計銷售額達到近一億。可見現(xiàn)在工業(yè)市場對于泵的需求量是相當大的。但是，每年返回三包的泵的數(shù)量也不少，公司泵的在三包服務在一年以內。而國外的進口泵（主要以美國和德國為主），一般三包時間都在三四年以內，有的甚至更長。這也就是，為什么進口泵能夠在價格上高于國內價格的幾倍，甚至十倍的原因所在。另外在外型上來講，進口泵更加美觀、更加輕巧便利。因此，在國內，對于泵的改進是必需的，而且還有相當長的路要走。同行業(yè)中，北京華德液壓由于引進了德國進口低噪音和高性能泵技術，在泵的生產(chǎn)及銷售中跑到了前面，他們生產(chǎn)的泵雖然價格昂貴，但是以低噪音、高性能以及外表美觀而著稱[1]。在國外，美國PVB輕型高性能泵與西德的CY系列低噪音及高性能泵，處在世界領先地位，我們國內的很多液壓廠家，都各自的引進了相關的技術，發(fā)展生產(chǎn)。但由于技術力量的薄弱，在質量與外觀上，缺乏競爭力。據(jù)了解，現(xiàn)在國內有很多私營企業(yè)，寧愿花高價從國外購置高價的進口泵，也不愿意嘗試國內的“本土泵”。所以，國內泵的發(fā)展趨勢就是低噪、輕型及高性能。誰能更快更早的掌握這種技術，誰就能在同行業(yè)中擁有最強的競爭力，最廣的市場，最高的利潤。液壓傳動的高壓、大流量趨勢，使柱塞泵尤其是軸向柱塞泵的應用日益廣泛。軸向柱塞泵主要分為斜盤式和斜軸式兩大類。兩種類型的泵各有所長，從上世紀初先后出現(xiàn)以來，就相互競爭，各自都在不斷改進和發(fā)展。 目前世界上生產(chǎn)斜軸泵的公司主要有三家：德國力士樂(Rcxroth)公司、林德(Linde)公司和瑞典的VOAC公司。如上所述，斜軸泵由于其結構上的缺點和限制，排量在250ml／r以下的變量泵正逐步喪失競爭優(yōu)勢，但大排量泵還非其莫屬。如力士樂公司生產(chǎn)的A7V系列泵，排量可達1000ml／r。至于斜盤泵，目前世界上則有多家公司生產(chǎn)。其中比較著名的有美國伊頓(Eaton)公司、丹尼遜(Denison)公司、德國的力士樂公司、林德公司等。斜盤式軸向柱塞泵由于配油盤與缸體、滑靴與柱塞這兩對運動副都采用了靜壓支承，具有結構緊湊、零件少、工藝性好、成本低、體積小、重量輕等優(yōu)點，從而得到了迅速發(fā)展。 軸向柱塞泵是高技術含量的液壓元件，結構、品種繁多，制造工藝復雜，在當今許多液壓元件結構發(fā)展相對穩(wěn)定的情況下，軸向柱塞泵的結構、材料、變量控制方式等方面卻仍在繼續(xù)發(fā)展。目前，關于軸向柱塞泵的研究主要集中在兩方面。 其一是關于滑靴和斜盤之間、配流盤和缸體之間這兩對關鍵摩擦副的研究。 一方面從材料入手，改變材料成份或其表面處理方式，以提高材料的耐磨性和減小摩擦副的摩擦、磨損。另一方面利用靜壓支承原理對摩擦副處進行分析，對斜盤或配流盤的結構進行改進以期改善其潤滑狀態(tài)，減小振動，降低噪聲。例如：我國蘭州理工大學的那成烈教授對斜盤式軸向柱塞泵的配流原理進行了改進和創(chuàng)新，并且在此基礎上研究出了于1994年獲國家發(fā)明專利的“低噪聲軸向柱塞泵的配流盤”，通過設置配流盤的錯配角以及采用不同的減振槽形狀等，可以同時減弱或消除配流過程中的液壓沖擊和氣蝕現(xiàn)象，并能使柱塞油缸預升、預卸壓力梯度極值的絕對值最小。 其二是變量控制方式的研究。由于電液比例閥制造成本低，對液壓油污染不敏感，使用可靠，維護簡單，已在大部分領域取代了電液伺服閥。由電液比例閥控制的變量泵以及由它們組成的液壓系統(tǒng)完美地體現(xiàn)了電子信息技術和液壓技術的結合。如：圖1-1所示的Rexroth公司生產(chǎn)的DFE電路閉環(huán)控制柱塞泵。該泵靠兩個單作用的柱塞3和4驅動斜盤，即相當于一個雙作用變量柱塞驅動斜盤。斜盤1位置由一個螺旋角傳感器7感應以檢測泵的排量，實時系統(tǒng)壓力值由一個壓力傳感器感應，而電液比例控制閥閥芯9的位置由位置傳感器6感應。響應控制器將斜盤位置及壓力實際值與輸入命令值相比較后形成反饋信號，再根據(jù)反饋信號改變螺線管8的電流大小以改變閥芯9的位置，從而改變泵的輸出流量以及系統(tǒng)壓力，使其趨于輸入命令值。這種控制能滿足復雜的工作要求，不但快速、準確，而且可靠性高。該泵集傳感器、放大器、電液比例閥于一身，比較典型地反映了軸向柱塞泵與電子技術的結合。 圖1-1 Rexroth公司生產(chǎn)的DFE電路閉環(huán)控制柱塞泵 第2章 斜盤式軸向柱塞泵設計方案 2.1 液壓泵的原理與分類 2.1.1液壓泵的傳動和工作原理 液壓傳動原理：液壓傳動技術的發(fā)展與流體力學的理論研究有著密切的關系，液壓傳動技術的工作原理就是流體力學中的一個原理，稱為巴斯噶原理。巴斯噶原理。內容如下： (1)作用在密封容器中的靜止液體的一部分上的壓力，以相等的壓力傳遞到液體的所有部分 (2)壓力總是垂直作用于液體內的任意表面的 (3)液體中各點的壓力在所有的方向上都相反 液壓泵是液壓系統(tǒng)的主要元件，同時也是液壓傳動一個不可缺少的能量轉換裝置。斜盤式軸向柱塞泵是將原動機的機械能轉換成工作液體的壓力能，在液壓系統(tǒng)中，斜盤式軸向柱塞泵作為動力源提供液壓傳動所需的流量和壓力。它的工作原理是：靠密封的工作容積發(fā)生變化而進行工作，屬于容積式泵。斜盤式軸向柱塞泵的工作原理如圖2-1所示： 1-缸體 2-偏心輪 3-柱塞 4-彈簧 5-吸油閥 6-排油閥 A-偏心輪下死點 B偏心輪上死點 圖2-1 斜盤式軸向柱塞泵的工作原理圖 該泵體由缸體1、偏心輪2、柱塞3、彈簧4、吸油閥5和排油閥6等組成。缸體1固定不動；柱塞3和柱塞孔之間有良好的密封，而且可以在柱塞孔中作繭自縛軸向運動；彈簧4總是使柱塞頂在偏心輪2上。吸油閥5的右端（即斜盤式軸向柱塞泵的進口）與油箱相通，左端與缸體內的柱塞孔相通，左端（即斜盤式軸向柱塞泵的出口）與液壓系統(tǒng)相連。當柱塞處偏心輪的下死點A時，柱塞底部的密封容積最??；當偏心輪按圖示方向（順時針）旋轉時，柱塞不斷外伸，密封容積不斷擴大，形成真空，油箱中的油在大氣壓的作用下，推開吸油閥內的鋼球而進入密封容積，這就是泵的吸油過程，此時排油閥內的鋼球在彈簧的作用下，將出口關閉；當偏心輪轉至上死點B點時，柱塞但出缸體最長，柱塞底部的容積最大，吸油過程結束。偏心輪繼續(xù)旋轉，柱塞不斷壓縮，密封容積不斷縮小，其內的油液受壓，吸油閥關閉，并打開排油閥，將油液排到斜盤式軸向柱塞泵出口，輸入液壓系統(tǒng)；當偏心輪轉至下死點A與柱塞接觸時，柱塞底部密封容積最小，排油過程結束。偏心輪不斷的旋轉，就能讓斜盤式軸向柱塞泵不斷進行吸油與排油的動作，從而為液壓系統(tǒng)提供所需的流量與壓力[2]。 通過上述的工作過程的分析,可以得出所有斜盤式軸向柱塞泵工作的必要條件： (1)吸油腔與壓油腔要互相分隔開，并且有良好的密封性。當柱塞上移時，排油閥6以右為吸油腔，以左為壓油腔，兩腔由排油閥隔開；當柱塞下移時，吸油閥5以左為壓油腔，以右為吸油腔，兩腔由吸油閥5隔開。 (2)由吸油閥容積擴大吸入液體；靠壓油腔容積縮小排出（相同體積的）液體。即靠“容積變化”進行工作。 (3)吸油腔容積擴大到極限位置后，先要與吸油腔切斷，然后再轉移到壓油腔中來；壓油腔容積縮小到極限位置后，先要與壓油腔切斷，然后再轉移到吸油腔中來。 2.1.2 液壓泵的分類 按液壓泵中主要運動構件的形狀和運動方式來分，有齒輪泵、螺桿泵、葉片泵、軸向柱塞泵、徑向柱塞泵等類型。本論文主要研究討論CY14-1型軸向柱塞泵。 2.2 斜盤式軸向柱塞泵主體設計方案的確定 斜盤式軸向柱塞泵自1902年出現(xiàn)以來，至今其結構形式和變量控制方式仍處在不斷研究和發(fā)展之中。本節(jié)旨在分析歸納其基本結構類型，以確定所設計斜盤泵的主體結構方案。 2.2.1 斜盤式軸向柱塞泵的的基本分類及其特點 斜盤式軸向柱塞泵按其缸體的支承方式不同可分為兩大類：軸承支承缸體的非通軸式和軸支承缸體的通軸式。 圖2-2所示即為軸承支承缸體的非通軸式軸向柱塞泵的結構圖。傳動軸8不穿過斜盤，懸臂帶動缸體轉動。其優(yōu)點是：斜盤作用在柱塞上側向力的合力，通過大軸承的中心平面，使大軸承作為缸體的支點，柱塞上的側向力對缸體不產(chǎn)生傾復力矩，泵的傳動軸只傳遞扭矩而不傳遞彎矩，有效地保證了缸體和配流盤之間接觸良好。但傳動軸懸臂布置，剛度有所降低，而且還需裝置一個轉子軸承以支承缸體，同時傳動軸另外一端封閉，不能帶輔助泵，不能用于閉式回路液壓系統(tǒng)，也不利于提高液壓泵的集成化。 圖2-1 通軸式軸向柱塞泵結構 圖2-2所示為通軸式軸向柱塞泵。采用通軸結構，傳動軸穿過斜盤，兩端支承，提高了泵軸的剛度，缸體靠傳動軸支承定位，省去了轉子軸承，不僅有利于提高轉速，以滿足大輸油率的要求，而且還能在另一端設置輔助泵，適應了現(xiàn)在液壓系統(tǒng)集成化的要求。另外，通軸式柱塞泵可以采用大小不同的兩個活塞實現(xiàn)變量控制，控制方式靈活多樣，便于控制件的集成。其缺點是：傳動軸支承缸體，不僅要傳遞扭矩，而且要承受柱塞側向力所產(chǎn)生的彎矩，因此不易保證泵在高壓時，缸體和配油盤能夠接觸良好。 圖2-2 通軸式軸向柱塞泵結構 2.2.2主體設計方案的確定 綜合分析兩種結構的斜盤式軸向柱塞泵，考慮通軸式軸向柱塞泵適用范圍的局限性，以及現(xiàn)在液壓系統(tǒng)對集成化的要求日益提高，最后確定本次設計的主體結構方案采用非通軸式軸向柱塞泵結構。至于由采用這種結構而導致的缸體和配油盤不易保證良好接觸的缺點可以在后續(xù)設計中通過其它結構措施予以考慮修正。 2.3 斜盤式軸向柱塞泵的性能參數(shù) 2.3.1 壓力p（單位Pa） (1)吸入壓力：泵進口的壓力。 (2)額定壓力：在正常工作條件下，按試驗標準連續(xù)運轉的最高壓力。 (3)最高允許壓力：按試驗標準規(guī)定，超過額定壓力允許短暫運行的最高壓力。 (4)工作壓力：泵實際工作的壓力。在實際工作中，泵的壓力是隨負載而定的。 2.3.2 排量和流量 (1)排量V：泵每轉一弧度，由幾何尺寸計算而得到的排出液體的體積，稱為泵的排量（m3/rad 或ml/rad） (2)泵的理論流量qt：在不考慮泄漏的情況下，泵在單位時間內排出的液體體積，稱為泵的理論流量。設泵的角速度為ω(rad/s)[轉速為n(r/min)],則 qt =ωV (m3/s) (2.1a) 或 qt = 2πnV/60 (m3/s) (2.1b) (3)泵的瞬時流量qsh：每一瞬時的流量，稱為泵的瞬時流量(m3/s)。一般指泵的瞬時理論流量。 (4)實際流量q：泵工作時實際排出流量，稱為泵的實際流量。它等于泵的理論流量qt減去泄漏、壓縮等損失的流量△q(m3/s)，即 q = qt - △q (m3/s) (2.2) 通常稱為容積損失，它與工作油的粘度、泵的密封性及工作壓力等因素有關，如圖2-3所示[3~4]。 (5)額定流量qn：泵在額定壓力和額定轉速下輸出的實際流量，稱為泵的額定流量（m3/s）。 2.3.3 功率和效率 (1)理論輸入功率Prt：用理論流量qt (m3/s)與泵的進出口壓差△p（N/ m3）乘積來表示，即 Prt = qt· △p （N·m/s） (2.3) 圖2-3 泵的流量q與工作壓力p的關系 (2)實際輸入功率Pr：實際驅動泵軸所需的機械功率，稱為泵的實際輸入功率。設實際輸入轉矩為T（N·m），輸入角速度為ω（1/s）[轉速為n（r/min）]，則 Pr = ωT （N·m/s） （2.4a） 或 Pr = 2πnT/60 （N·m/s） （2.4b） (3)理論輸出功率Pt：用理論流量qt與泵的進出口壓力差△p的乘積來表示，即 Pt = qt· △p （N·m/s） （2.5） (4)實際輸出功率P：用實際流量q與泵的進出口壓力差的乘積來表示，即 P = q· △p （N·m/s） （2.6） (5)容積效率ηv：泵經(jīng)過容積損失（△q）后的實際輸出功率與理論功率之比，稱為容積效率，即 ηv = P / Pt = q· △p / qt· △p = q / qt = 1 - △q / qt （2.7a） 或 q = qtηv （2.7b） (6)機械效率ηm：泵的理論輸出功率與實輸出功率之比,稱為泵的機械效率,即 ηm = Pt / Pr = qt· △p / Pr （2.8） ηm與相對運動零件間和零體與流體間的摩擦損失有關。 (7)總機械效率η：泵的實際輸出功率與實際輸入功率之比，稱為總機械效率，即 η = P/ Pr = q· △p / Pr = qtηv· △p / Pr = qt（ηv· △p / Pr） = ηv·ηm （2.9） 由上式可知，泵的總效率等于其容積效率和機械效率的乘積。 泵的容積效率ηv、機械效率ηm、總效率η、理論流量qt、實際流量q和實際輸入功率Pr與工作壓力p的關系曲線如圖2-4所示。這種性能曲線是對應一定品種的工作液體、某一轉速和某一溫度下作出的。由圖可知，容積效率ηv（實際流量q）隨壓力增高而減??；機械效率ηm開始時迅速上升，而后變緩；總效率η始于零，且有一個最大值[5]。 總上所述及介紹，本設計的斜盤式軸向柱塞泵，其主要技術參數(shù)：額定壓力：31.5MPa；額定轉速：1500r/min；公稱排量：63mL/r；變量形式：手動。 2.4斜盤式軸向柱塞泵的工作原理 斜軸式機構是一種容積式設備, 缸體內柱塞的排列與驅動軸成某一角度。因此成為“斜軸式”。 對于CY14-1型軸向柱塞泵來說，它的工作原理與本章開頭所講類似，但由于其結構的特殊性，其工作原理也有其特性。CY14-1型軸向柱塞泵是采用配油盤配油，缸體旋轉（與以上缸體不動相反）的軸向柱塞泵。由于滑靴與變量頭之間，配油盤與缸體之間采用了液壓靜力平衡結構，因而與其它類型的泵相比較，它具有結構簡單、體積小、效率高、壽命長、重量輕，自吸能力強等優(yōu)點。此類型的泵，更換馬達配油盤后，還可以作液壓馬達使用。 圖2-4 泵的性能曲線 下面就CY14-1型軸向柱塞泵工作原理與以上所講的斜盤式軸向柱塞泵對照說明一下。 如圖2-5所示，CY14-1型軸向柱塞泵同樣也有缸體、柱塞、吸油口、排油口，另外還有傳動軸、配油盤、變量頭、滑靴等結構。 此泵，缸體不是固定不動的，而是在電機帶動傳動軸轉動，傳動軸再通過花鍵與缸體配合，帶動缸體旋轉因為滑靴緊貼著變量頭，所以柱塞不被拉伸和壓縮，柱塞底部的密封容積就能不斷變化，由于大氣壓力的作用使得吸油口（通過一條吸油管與油箱相連）從油箱吸油和把吸入的液壓油排出泵體送入液壓系統(tǒng)[7]。 對比一下以上泵的工作原理， CY14-1型軸向柱塞泵的優(yōu)點比較實出, 在國內有很廣闊的市場。 圖2-5 斜軸式軸向柱塞泵工作原理簡圖 第3章 斜盤式軸向柱塞泵基本設計及計算 3.1斜盤泵柱塞回程機構的基本設計 在斜盤式軸向柱塞泵的吸入行程中，柱塞移向缸外，使其底腔因容積增大而形成負壓以吸入油液。為使柱塞不因吸入力作用而脫離斜盤，需要有一個與吸入力作用方向相反的壓緊力使其緊貼斜盤表面，比較常用的有以下兩種方法： 圖3-1 圖3-2 圖3-1所示為在每一個柱塞腔底部都設置一根回程彈簧，缺陷在于缸體每轉一周，彈簧就要被壓緊放松一次，在長期交變應力的作用下容易引起彈簧的疲勞失效，一旦失效還可能造成柱塞卡死于腔內。 圖3-2所示結構則只在傳動軸上用一個中心加力彈簧，通過壓盤(回程盤)將滑靴頂在斜盤表面，該彈簧預壓力還同時使配油盤和缸體之間保持預封。只要吸入力不超出設計范圍，中心彈簧就不會壓緊。圖3-1和圖圖3-2所示結構中所采用的都是這種設計。由上分析可見，圖3-2所示只用一個中心加力彈簧的方案，結構簡單而且利于延長彈簧壽命，所以確定為本次設計方案。 3.2整體基本結構選定 通過上述對于柱塞泵結構設計的分析，在經(jīng)過對多種方案的篩選后，基本確定了所設計斜盤式軸向柱塞泵的整體結構，泵基本結構如圖3-3所示。其中變量控制機構部分的結構設計采用手動，如圖3-4所示 圖3-3柱塞泵整基本結構 圖3-4 手動控制變量機構 3.3柱塞泵的主要技術指標及設計計算 液壓泵的主要參數(shù)，是指其泵軸單轉的理論排量(或稱為理論容積常數(shù))、工作轉速、以及額定壓力與峰值壓力等，是進行泵結構尺寸設計的依據(jù)。本節(jié)將根據(jù)有關資料和公式確定斜盤式柱塞泵設計的主要技術指標和參數(shù)。 3.3.1柱塞泵主要參數(shù) 根據(jù)市場需求和我國的應用現(xiàn)狀，確定所設計柱塞泵的主要技術指標如下：設計一斜盤式軸向柱塞泵，其主要技術參數(shù)：額定壓力：31.5MPa；額定轉速：1500r/min；公稱排量：63mL/r；變量形式：手動。 3.3.2柱塞的直徑、行程及理論與實際排量的計算 柱塞的運動原理見圖3-5，當柱塞沿斜盤每一周，完成一次吸壓油過程。 圖3-5柱塞運動原理圖 取柱塞直徑d=22毫米，柱塞分布圓半徑R=60毫米，斜盤的最大擺角γ=18°。 則柱塞的最大行程 Lmax=2RtgγCosωt=2×60×tg18°Cos180°=37.6毫米 柱塞相對于缸體的最大速度 Vmax= RωtgγSinωt =60×104.5×tg18°Sin90° =1970毫米/秒=1.98米/秒 柱塞運動的最大加速度 amax=Rω2tgγCosωt =60×104.5×tg18°Cos0° =210000毫米/秒2=210米/秒2 泵的每轉理論排量 q=Lmax z =63.25mL/r 理論流量 Qo==253升/分 實際流量 Q=Qonv=＝236升/分 傳動功率 N===138千瓦 傳動扭矩 M=102=102=134公斤力/米 3.3.3配流盤的設計計算 1． 設計方法的選擇 配流盤過去是采用剩余壓緊力設計法，由于剩余壓緊力很大，配流盤與缸體間不能形成必要的油膜厚度，壓力每超過20MPa，往往引起燒盤。現(xiàn)改用間歇注油的油膜擠壓效應設計法，即從高壓腔向配流盤輔助支承面上的壓力平衡油槽（見圖3—6）間歇注油，在注油期間使配流盤和缸體間形成0。03毫米左右的油膜厚度。而在不注油的停油周期內，則利用已形成的油膜的擠壓效應，來承受缸體的剩余壓緊力，并使油膜擠薄到不小于0。01毫米以前，進行下一次注油。這樣，就可以保持缸體和配流盤間始終在0.01~0.03毫米油膜厚度范圍內浮動，從而實現(xiàn)該磨擦副的純液體磨擦。這就有可能挫根本上解決燒盤現(xiàn)象，提高泵的工作壽命。 圖3-6配流盤結構示意圖 1.吸油腔 2.壓油腔 3.壓力角平衡油槽 4.阻尼槽 5.通油孔 2． 配流盤的受力分析 （1）在三個柱塞壓油時的壓緊力與推開力 壓緊力F壓=3P==9110公斤力 推開力F推=[-]P=[-] 式中R4R3—壓油腔外密封帶的外、內半經(jīng) R2R1—壓油腔內密封帶的外、內半經(jīng) C—考慮壓油腔包角及一個柱塞剛跨入壓油腔時的包角和ψ=132°+12°=144°的修正系數(shù)，此時C=0.8。 壓緊系數(shù)m=F壓/F推==1.12 剩余壓緊力F=9110-8100=1010公斤力 (2)在四個柱塞壓油時的壓張力與推動力 F’壓=9110=12100公斤力 F’推=F推=×8100=10600公斤力 式中C’——考慮當四個柱塞進入壓油區(qū)時的最大包角ψ’=4×柱塞壓油窗口包角+3×柱塞壓油窗口間的包角=4×36°+3×15.4°=190°的修正系數(shù),此時C’=1.05。 壓緊系數(shù)m’==1.14 剩余壓緊力F’剩=12100-10600=1500公斤力 (3)平均剩余壓緊力 平均剩余壓緊系數(shù)m均=1.13 平均剩余壓緊力F剩、均=1250公斤力 3．壓力平衡油槽的計算 上述剩余壓緊力，用在輔助支承面上開設壓力平衡油槽來實現(xiàn)液體靜壓平衡。為了使大專生產(chǎn)銷同槽所產(chǎn)生的推開力的合力作用點，盡可能能接近缸體緊力的合力作用點，該槽宜盡量接近配流高低壓腔間的中心線；又考慮到原輔助支承面的寬度較窄，故壓力平衡油槽做成細長的月牙形。 采取試算法，取壓油側兩壓力平衡油槽的包角各為60°，共為120°，并取槽寬為3.0毫米，槽兩側密封帶寬度各為4.0毫米，同時油進入壓力平衡油槽前經(jīng)過阻尼槽產(chǎn)生壓降，取壓降系數(shù)=0.25，則壓力平衡油槽及其兩側密封所產(chǎn)生的推開力為 F推= [ - ]Pα = [ - ]×320×0.25 =945公斤力 此推開力接近于在三個柱塞壓同時的剩余壓緊力(1010公斤力)，基本上達到了靜壓平衡，因而上列尺寸選擇是合適的。須要說明的是，這里致所以取與三個柱塞壓油工況的剩余壓緊力相平衡。是因為向壓力平衡油槽注油期間，有三分之二是處在三個柱塞壓油工況。 4． 阻尼槽及其他尺寸的決定 設在注油期間希望形成的油膜厚度為0。03毫米（理由見“最佳油膜厚度分析”一節(jié)），為了保證這個油膜厚度的形成，高壓油進入壓力平衡油槽前，必須有適當?shù)淖枘?。為簡化工藝。預防堵塞，采用在配流盤上開設60°三角形斷面的阻尼槽?，F(xiàn)計算阻尼槽的尺寸。 通過阻尼槽的流量為△Q=× 式中b、L——三角阻尼槽的邊寬和長度； p、pS——泵的工作壓力和壓力平衡油槽中的壓力； μ——油的動力粘態(tài)； Cp——考慮阻尼槽層流起始段效應的修正系數(shù)。 從一側壓力平衡油槽排出的流量為 △Q=[ + ] =PS 式中 C1——一側壓力平衡油槽包角（60°），以弧度計，C1=1.05 K1=[ +]=39.2 按流量連續(xù)性原理，△Q=△Q1。兩式聯(lián)立整理后可得 = 令Ps/P=α（稱為降壓系數(shù)），在設計壓力平衡油槽時已經(jīng)選定等于0.25;并已選取注油期間形成的油膜厚度δ=0.03毫米,代入上式,即可求得 Cq =174毫米-3 為了決定阻尼槽尺寸和b,必先求出修正系數(shù)Cq。該值與阻尼槽中液流雷諾數(shù)Re有關，或與修正雷諾數(shù)Se有關，按實驗總結的經(jīng)驗公式［1］，對60°三角阻尼槽 　　Cq=14.27+0.3936Se 而 Se=()Re Re= 中式 X——三角阻尼槽過流斷面濕潤， X=3b； h——三角阻尼槽的平均高度； μ——阻尼槽中的平均流速； ν——油的運動粘度。 因此 Se=× =× 而上式通過阻尼槽的流量 △ Q==× =× =24.8×103毫米3/秒 所以 Se==×= 取單側阻尼槽長度L=40毫米,相應包角φ=28°， 則 Se=1120/40=28 故得 Cq=14.7+0.936×28=25 由此可求得阻尼槽的邊寬 S=(CqL/174)1/4=(5×40/174)1/4=5.31/4=1.54毫米 取單側阻尼槽長L=40毫米(包角28°)，邊寬b=1.5毫米。 為了在注油期間通過阻尼槽向壓力平衡油槽注入高壓油，從高壓腔打斜孔至配油盤表面，此通油孔無須阻尼，取直徑為ψ2.0毫米，孔邊緣距阻尼槽邊緣為1.0毫米。在缸體底面打盲孔21個，在圓周上均勻分布（見圖3-7），當盲孔轉到與配流盤上通油孔重合時，高壓油方能進入阻尼槽，是為注油期間；當不重合時，是為停油期間。盲孔直徑應能同時蓋住通油孔和阻尼槽，此處取為φ6.0毫米，盲孔深度亦取為6.0毫米。盲孔的中心線應位于M=78.0毫米處。 圖3-7缸體盲孔位置圖 為了適應雙向工作的需要，配流盤吸油腔一側的尺寸，按壓油側對稱處理。為使高低壓側的壓力平衡油槽不接通，間隙包角為4°。 5． 擠壓后的油膜厚度驗算 在注油期間通過阻尼槽和壓力平衡油槽的油流形成的初始油膜厚度δ0=0.03毫米，在停止注油間將會受到壓薄，我們希望壓薄后的油漠厚度能0.01毫米左右，其值按下公式計算： 1 δ= 2Ft μπ[R84-R54-2R8R5(R82-R52)] ÷ 式中 F——停油期間配油盤承受的平均剩余壓緊力，前已算得F=F剩、均=1250公斤力。 μ——油的動力粘度?？紤]到當泵入口油溫50℃時，配流盤磨擦到處的油約為70℃左右。30#油在70℃時的粘度μ=15×10-8公斤力·秒/厘米。 t——停油周期，即壓緊力的作用時間?？紤]到此泵轉速較低，取每轉注油21次。即為柱塞的三倍，則t==2.9×10-3秒 將已知數(shù)據(jù)代入上式，得 δ==1.1×10-3厘米=0.011毫米 可見,缸體與配流盤間的油膜厚度將波動在0.011~0.03毫米左右。但實際上，當泵在沖擊載荷下工作，在超負荷下工作，在高溫（高于50℃）下工作，在卸荷工況下工作，都仍然會產(chǎn)生缸體與配流盤的接觸，仍會有一定的磨損，因此選用耐磨的磨擦副材料是必要的。 6． 最佳油膜厚度的分析 配流盤處按漏損功率損失與磨擦功率損失之和為最小時求得的油膜厚度，稱為最佳油膜厚度。其計算公式為[4]。 δ佳=[]1/4[]1/2 式中 p——泵的工作壓力，p=320公斤力/厘米2 ω——泵的旋轉角速度，ω=104.5弧度/秒 μ——油的動力粘度，30#油70℃時μ=15×10-8公斤力·秒/厘米2 α——壓降系數(shù)，α=0.25 C——油腔包角修正系數(shù)，C=0.8 K1=+=39.2 K2=+=23.5 K3=[R84-R14-C（R34-R24）]=6180 將以上數(shù)據(jù)代入上式。得δ佳=[]1/4[]1/2 =2.8×10-3厘米=0.028毫米 此值在0.011~0.03毫米范圍內，說明實際工作的油膜厚度與最佳值是接近的。 7． 推開力及合力作用點的計算 以下計算均按四個柱塞進入壓油區(qū)的最大值來考慮。 （1） 推開力 前已算得壓油腔及其密封帶的推開力為 F腔=8987公斤力 壓力平衡油槽及密封帶的推開力為F 槽=811公斤力 總推開力F推=F腔+F槽=8987+811=9798公斤力 （2） 推開力繞中心線的力矩 F腔所產(chǎn)生的力矩按下式[1]計算 M腔=[ - ]P =[ - ]×320=48800公斤力·厘米 F槽所產(chǎn)生的力矩為 M槽=·[ - ]P×α =[ - ]×320×0.25=1690公斤力·厘米 總推力繞中線的力矩 M推M腔+M槽=48844+1690=50490公斤力·厘米 （3）總推力合力作用點距中心線距離L推===4.4厘米=44毫米 8．吸壓油腔中的最大流速計算 V== ==274厘米/秒=2.74米/秒 式中 R2、R3——吸、壓油腔的內、外半徑 ψ1——吸或壓油腔的包角，ψ1=132° ψ2——吸或壓油腔中加強筋所占包角，ψ2=12° γ——吸或壓油腔兩端的曲率半徑，γ=7毫米 Q——吸或壓油的最大流量，Q=250升/分 以上算出的最大平衡流速V=2.74米/秒，在一般的推薦值（2~3米/秒）的范圍內。 9． 封油角及節(jié)流孔計算 為了減少缸體孔中的油從低壓轉向高壓時（從高壓轉向低壓時也一樣）所引起的壓力沖擊，降低泵的噪音，將配流量相對于斜盤沿泵的旋轉方向偏轉一角度α=6°，并在高、低壓腔的過渡區(qū)開一節(jié)流孔，其直徑為dA。（見圖3-8） 圖3-8配流量封油角及節(jié)流孔位置圖 圖中M——M為斜盤的中心線。N——N為配流盤的中心線。A為節(jié)流孔。B為設想的缸體進油孔，當B孔從對稱于M——M中心線的位置轉到與壓出腔接通的位置的過程中，在B孔中的油，一方面由于預壓縮而使壓力升高，另一方面由于泵體壓出腔的油亦通過節(jié)流孔A進入B腔使壓力升高。當兩者壓力升高的總和等于壓出腔的壓力時，沖擊引起的噪音將會最小。 首先來計算預壓縮使柱塞腔內的壓力升高值△P1，設柱塞直徑d=35毫米，柱塞分布圓半徑M=58毫米，液壓油的壓縮系數(shù)β=6×10-5厘米2/公斤力，根據(jù)計算，柱塞腔內存油體積V=60厘米3，斜盤擺角γ=18°，則當B孔轉到與壓出腔剛接通，亦即轉過 α1=12°時，預壓縮使柱塞腔內的壓力角升高值 △ p1=== =110公斤力/厘米2 但當B腔轉過α’=12°的過程中.同時又有壓出腔的高壓油經(jīng)過阻尼孔向B腔充油，使B腔壓力升高△p2當B腔與壓出腔剛一接通時，壓出腔的壓力p壓應滿足下條件，則沖擊最小。即p壓=△p1+△p2 由于降低噪音的效果只能對應某一工作壓力，考慮至此泵目前多數(shù)使用單位使用的工作壓力在200~320公斤力/厘米2之間，此處取p壓=250公斤力/厘米2作為消除噪音的設計最佳點。由此得p2=p壓+△p1=250-110=140公斤力/厘米2 按以上要求來決定節(jié)流孔的大小。令通過節(jié)流孔的瞬時流量為dQ，B腔中的瞬時壓力為p，節(jié)流孔的面積f，流量系數(shù)為C，完成預壓縮全過程所需的時間為t。油的壓縮系數(shù)為β油密度為ρ，柱塞孔中的存油體積為V。則 △ p2== 為了簡化計算，設B腔中壓力p隨時間t的變化呈線性關系，即p=p壓 將此代入上式并積分得△p2=√··t0 式中 t0=·=·=0.002秒 以△p2公斤力/厘米2，p壓=250公斤力/厘米2，β=6×10-5厘米2/公斤力，δ=90×10-8公斤力·秒2/厘米4，V=60厘米3，C=0.785[5]，代入上式，求得節(jié)流孔的面積 f=0.021厘米2 直徑 dA=0.16厘米(取dA=1.5毫米)。 3.3.4滑靴的設計計算 1．設計方法及改進措施 本設計仍按剩余壓緊力設計法，但考慮到過去的滑靴處磨擦副易于產(chǎn)生磨損和咬死現(xiàn)象，為提高壽命和工作可靠性，設計時采取以下改進措施： (1)低壓緊系數(shù)，盡可能減小剩余壓緊力。在斜盤擺角γ=0°時，使壓緊系數(shù)為1或稍小于1。 (2)減小密封帶寬度，以便在密封帶下面的液體壓力場得到充分伸展，避免油流不暢 導致反推力的減小和潤滑條件的惡化。 (3)增加輔助支承面的面積，以減小接觸比壓。 (4)適當放大柱塞頭部和滑靴中心的通油孔直徑，使其不起阻尼（節(jié)流）作用。因為在采用剩余壓緊力設計法中，這種阻尼作用是無益的。 (5)采用耐磨性較好的磨擦副材料。 2.靴密封帶的計算 圖3-9滑靴結構示意圖 1.外輔助支承 2.通油孔 3.卸荷槽4.密封帶 5.連通槽 6.內輔助支承 取密封帶外徑為φ38.2毫米，內徑為φ31.8毫米(見圖3-9)。則滑靴底 面產(chǎn)生的液壓推開力的軸向分量為： F推=（）2pcosγ =（）2×320×cosγ =3080 cosγ 當γ=0°時，F(xiàn)推=3080公斤力 當γ=18°時，F(xiàn)‘推=3080con18°=2930公斤力 柱塞產(chǎn)生的液壓壓緊力　　 　　　　　　　　　　　　　　　　　 F壓=·p=×320=3080公斤力　 因此，在γ=0°時的壓緊系數(shù) MO===1.00 剩余壓緊力 F剩=F壓- F推=3080-3080=0 在γ=18°時的壓緊系數(shù)MO’===1.05 剩余壓緊力 F’剩=3080-2930=150公斤力 事實由于彈簧力的存在,在在γ=0°時,每個柱塞仍受有=17.3公斤力的壓緊力,不會脫開。 在γ=18°時，除存在如前述的5%的剩余壓緊力外，尚有柱塞因離心而產(chǎn)生的軸向磨擦力、柱塞運動的慣性力，以及柱塞因受徑向力而產(chǎn)生的軸向磨擦力。這些力都使柱塞產(chǎn)生附加壓緊力，其數(shù)值占柱塞壓緊力的百分比，可按下式估算： ε=+0.03=+0.03≈4% 式中 G —— 柱塞及滑靴的重量， G = 0.8公斤。 R —— 柱塞分布圓半徑， R= 58 毫米。 ω—— 缸體旋轉速度， ω= 104.5弧度/秒。 這樣，在γ=18ο 時的實際剩余壓緊力，約占柱塞壓緊力的9%，即M‘=1.09，其絕對值為277公斤力。 3.輔助支承面的設計 為盡可能減小接觸比壓，設計中盡可能嗇輔助支承面的面積。為此，在密封帶內側加工二道環(huán)輔助支承面。在外側加一道環(huán)狀輔助支承面，它們之間則留有寬為1.0毫米的連通槽，為防止輔支承面起密封帶作用，每一環(huán)狀支承帶必須有一處斷開（見圖3-9）。 現(xiàn)驗算滑靴底面的最大接觸比壓。 輔助支承面及密封帶的面積共有 A= π4（4.92-4.022+3.822-3.182+2.982-2.02+1.82-1.02）=15.2厘米2 在γ=18ο 時，按剩余壓緊力占9%的最大接觸比壓為 p==18公斤力/厘米2 滑靴中心的圓周線速度V===6.1米/秒。 因此,pv=18×6.1=110公斤力·米/秒·厘米2 此值稍大于ZQAL9-4青銅的許用[pv]=100公斤力·米/秒·厘米2 4.通油孔直徑的確定 為使通油孔不產(chǎn)生阻尼作用，取柱塞頭部通油孔直徑為φ3.0毫米（原為φ1.5），滑靴中心通油孔直徑為φ1.5毫米（原為φ1.0）；滑靴選用ZQAL9-4青銅，斜盤止推板選用QT600-3球鐵，過去的實踐表明，這對磨擦副材料具有較好的耐磨性。 3.3.5泵的容積效率分析 采用在缸體和配流盤間形成一定油膜厚度的設計方法，就會帶來一定的泄漏。但這種泄漏還會引起容積效率的顯著降低，卻有利于降低泵的溫升，有利于提高泵的機械效率和總效率，有利于減少磨損和提高泵的工作壽命?，F(xiàn)對此容積效率估算如下： 1.配流盤壓油腔處的泄漏流量 按平均油膜厚度為0.02毫米，在進口油溫為50℃，戌流盤摩擦副處油溫為70℃，30#液壓油的動力粘度μ=15×10-8公斤力·秒/厘米2，可得泄漏流量。 △ q1=Ck2P=0.8×23.5×320=84厘米3/秒 2.壓力平衡油槽處的泄漏流量 △ q1=2C1k2P×α×=2×1.05×39.2×320× 0.25=51.0厘米3/秒 式中 C1=1.05，k1=39.2，均系取自以前的計算結果。t0——缸體每轉一圈21個盲孔向壓力平衡油槽注油的總計時間，經(jīng)計算得t0=31.4×10-3T秒。 3.輔助支承面的擠壓泄漏流量 △ q3=π（R83-R52）=π（8.42×7.32）=37.2厘米3/秒 式中 dt——停油周期。前已算得dt=2.9×10-3秒, dδ——被擠出的油膜厚度，dδ=0.003-0.001=0.002厘米 4.柱塞處的泄漏流量 柱塞直徑d=35毫米，柱塞在缸孔內的平均密封長度L=103毫米，配合間隙為0.035毫米，考慮當進口油溫為50℃時，柱塞磨擦副處油溫為70℃，30#油的粘度為μ=15×10-8公斤力·秒/厘米2；又因柱塞受徑向力在缸孔內系偏心放置，則按個柱塞的總泄漏流量為： △ q4= 2.5p=3.5×2.5××320=8.9厘米3/秒 5.滑靴處的泄漏流量 由于采用剩余壓緊力設計法，理論上的泄漏流量為零。實際上滑靴底面和球窩處總有少量泄漏，但難以估算。此處忽略不計。 6.泵的總泄漏流量及容積效率 總泄漏流量△q=△q1+△q2+△q3+△q4=84+51+37.2+8.9=181.1厘米3/秒=10.86升/分 泵的容積效率nv=1-=1-=1-0.043=0.957=95.7% 考慮到由于滑靴處和配流盤背面總會有一些漏損，因此按容積效率為95%計。 3.3.6缸體計算和柱塞強度計算 1.缸體柱塞孔窗口的流速驗算 設柱塞孔窗口的內、外半徑為R1、R2，窗口的包角α0=36°，柱塞直徑D=35毫米柱塞運動的。 最大速度前已算得Vmax=1.97米/秒，則窗口處的最大流速： Umax===395厘米/秒=3.95米/秒 窗口的平均流速： Umax===130厘米/秒=1.30米/秒 以上數(shù)值在一般推薦值的范圍以內。 2.缸體穩(wěn)定性計算 缸體在四個柱塞或三個柱塞壓油時，其壓緊力的全力大小和作用點是變化的，現(xiàn)分別計算其合力作用點的位置軌跡（見圖3-10）。 當O≤ωt≤J時，為四個柱塞壓油，其合力對y軸的力矩為： ∑My=4px=p[Rcosωt+Rcos（ωt+）]+ Rcos（ωt+）+ Rcos（ωt+） 圖3-10 缸體穩(wěn)定計算圖 化簡得合力作用點沿X軸的坐標 x=（0.4979Cosωt-2.19069Sinωt） (3-1) 同理可得合力作用點沿y軸坐標 y=（00.49979Sinωt+2.19069Cosωt） (3—2) 當≤ωt≤時，為三個柱塞壓油，其合力作用點 沿X軸的坐標為 x=（1.40074Cosωt-1.75677Sinωt） (3-3) 合力作用點沿y軸坐標為 y= （1.40074Sinωt+1.75677Cosωt） (3-4) 令ωt=0和ωt=π7代入式（3—1）和式（3—2），可得四柱塞壓油時合力作用點O1和O2的坐標O1 O2 令ωt=和ωt=代入式(3—3)和式（3—4），可得三柱塞壓油合力作用點O和O的坐標 O3 O4 這樣，柱塞對缸體的合力作用點如圖3-11中的箭頭呈“8”字形變化，其平均值B2點位于y軸上。OB=3