軸向柱塞泵設(shè)計

1、1 緒論1.1 國內(nèi)CY系列軸向柱塞泵發(fā)展概況就市場發(fā)展需求來看，我國目前大量使用的CY系列軸向柱塞泵，2003年全國的總產(chǎn)量達(dá)到了20萬臺1-2。這類泵的最大特點(diǎn)是采用大軸承支承缸體，具有壓力高、工藝性好、成本低、維修方便等優(yōu)點(diǎn)，比較適合國情，因此，市場需求量大，也成為當(dāng)今我國應(yīng)用最廣的開式油路軸向柱塞泵。CY型軸向泵從1966年開始設(shè)計以來，前人總結(jié)經(jīng)驗摸索，經(jīng)過CY14-I，CYI4-lA，CYI4-IB幾個發(fā)展階段，每一個發(fā)展時期泵的性能、壽命都得到提高，品種也不斷豐富。但是，從1982年CY14-1B軸向泵定型以來，已經(jīng)過去20余年的時間，該泵的結(jié)構(gòu)發(fā)展依舊停滯、變化不大。由于近年來

2、，世界上各家公司的柱塞泵技術(shù)已有長足進(jìn)步，加上國內(nèi)市場經(jīng)濟(jì)的蓬勃發(fā)展，對使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要符合市場經(jīng)濟(jì)的軸向柱塞泵，因此對CY14-1B軸向泵進(jìn)行更新，開發(fā)一種噪聲更低、自吸性能更好、節(jié)能、省料、使用更可靠的軸回柱塞泵就顯得迫在眉睫，這就是CY14-1BK軸向柱塞泵3-7。早期的斜盤式軸向泵的壓力都只有7MPa，但現(xiàn)代液壓傳動系統(tǒng)注重效率和經(jīng)濟(jì)，均要求更高的壓力。目前市場上的定量斜盤式軸向柱塞泵的壓力均已達(dá)21-48 MPa，這是因為我們在各自的發(fā)展過程中，工業(yè)在進(jìn)步，突破了一些關(guān)鍵技術(shù)8-10。2003年產(chǎn)量估計有近20萬臺，各行各業(yè)中應(yīng)用非常廣泛，特別是應(yīng)用于CY14

3、-1B斜盤型開式軸向柱塞泵。從1972年開始設(shè)計研制，到1982年定型，但是從此之后的20多年的時間里，泵的結(jié)構(gòu)基本是沒有什么變化，甚至出現(xiàn)有些廠家生產(chǎn)20余年，沒有任何改進(jìn)。但是世界上的柱塞泵發(fā)展不會因為國內(nèi)的不進(jìn)步發(fā)展而停止不前的，柱塞泵的各個方面有了長足的進(jìn)步，然而CY14-1 B軸向泵的使用中也依然發(fā)現(xiàn)不少的問題，柱塞在工作是壓排油液終了之余，柱塞底腔仍有一些油液未排除，當(dāng)柱塞進(jìn)入吸入行程時，這樣便導(dǎo)致?lián)p失了一部分吸入容積，降低了容積效率。進(jìn)而進(jìn)行改進(jìn)，往柱塞腔填入尼龍，減小柱塞腔的殘留空間，提高容積效率11-13。以及缸體外套使用軸承鋼，使加工非常不方便，因而從加工制造角度考慮變換其

4、他材料。對CYI4-1 B軸向泵進(jìn)行更新的改造，符合市場需求。是研制CY系列軸向泵的主要目的。1.2 國外軸向柱塞泵發(fā)展概況從上世紀(jì)80年代以來，國外在軸向柱塞泵的結(jié)構(gòu)、材料、工藝上雖然都有不少進(jìn)步，但一個最重要的動向是向著個性化發(fā)展，即針對不同的需要，設(shè)計出專用類型的泵。例如閉式油路用泵、開式油路用泵以及混合式油路泵。這類泵的設(shè)計主要是為了滿足行走機(jī)械靜液壓傳動的需求，符合行走機(jī)械要求所使用的泵液壓裝置均體積小、重量輕、轉(zhuǎn)速高，而靜液壓傳動系統(tǒng)又實現(xiàn)了系統(tǒng)標(biāo)準(zhǔn)化，因此在發(fā)展閉式油路用集成化的油泵靜液傳動裝置就成為必然的途經(jīng)趨勢之一，這種結(jié)構(gòu)裝置將閉式系統(tǒng)的所有元件(甚至包括過濾器)都集成在泵

5、和馬達(dá)上，因而用戶在使用時只要裝上油箱聯(lián)接兩根管道，就可以使系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)14-15，降低了難度。開式系統(tǒng)大多數(shù)用于固定式機(jī)械，它的主要功能需求是噪聲低、自吸能力好、節(jié)能。這樣進(jìn)出油口不對稱的開式系統(tǒng)用泵、新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式泵就應(yīng)運(yùn)而生。又如為了滿足系統(tǒng)對于不同壓力的需求，又出現(xiàn)了開式油路用重型泵(壓力25 MPa以上)和輕型柱塞泵(壓力25 MPa以下)這一分水嶺，但是從近期發(fā)展動向看，重型泵輕量化，輕型泵參數(shù)重型化的趨勢也是漸漸盛行。在軸向泵的使用中，開式油路用泵和閉式油路用泵分別解決不同問題：閉式油路用泵和馬達(dá)主要是解決系統(tǒng)集成化問題，以滿足工程機(jī)械和建設(shè)機(jī)械靜液壓傳動的要求

6、；而開式油路用泵主要需求是降低噪聲、提高自吸能力，因此開發(fā)新的節(jié)能和與電子技術(shù)相結(jié)合的變量型式泵，以滿足固定式機(jī)械的多種要求。在這其中的分支重型泵，其發(fā)展趨勢是重型泵輕量化，參數(shù)重型化。據(jù)有關(guān)資料顯示，國外對閉式油路用泵和馬達(dá)與開式油路用泵分別進(jìn)行了針對性個性化的設(shè)計，以發(fā)揮它們各自的優(yōu)點(diǎn)16-17。1.3 CY系列軸向柱塞泵的主要用途和應(yīng)用領(lǐng)域斜盤式軸向柱塞泵，由于體積小，重量輕，液壓伺服變量機(jī)構(gòu)簡單，慣性小，因此在移動設(shè)備與自動控制系統(tǒng)中，作為液壓動力源。斜盤式軸向柱塞泵是現(xiàn)代液壓傳動系統(tǒng)中被廣泛使用的動力元件也是可實現(xiàn)無級變量的兩類泵。在1906年斜盤式軸向泵第一次使用于軍艦的炮塔上到現(xiàn)

7、在已有近90年的進(jìn)程;從H. F. Vickers先生1925年發(fā)明葉片泵到現(xiàn)在也已有70余年的歷史。在這幾十年以來，斜盤式軸向柱塞泵是一直在不斷地改進(jìn)、發(fā)展、競爭?，F(xiàn)在，市面上的斜盤式軸向泵已占領(lǐng)液壓系統(tǒng)大部分的變量泵市場和部分高壓(20 MPa以上)定量泵和液壓馬達(dá)市場，也因此喪失了絕大部分中高壓(20 MPa)以下定量泵和液壓馬達(dá)市場。1.4 主要設(shè)計參數(shù)額定排量： ml/r額定壓力：PS=32MPa額定轉(zhuǎn)速： 斜盤最大擺角： 變量方式： 手動伺服2受力分析液壓泵是將原動機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩，通過其內(nèi)各機(jī)件傳遞、變換以流體壓力能的方式傳輸出去。下面就此討論柱塞于滑靴、缸體、斜盤及泵軸等受力情況。

8、2.1柱塞與滑靴的受力柱塞的工作過程分為兩種：吸入行程和壓排行程，其受力狀況是不同的，論述如下：吸入行程：即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過壓盤和滑靴拖動，向缸外移動，使其低腔形成負(fù)壓而吸入油液的過程。所以，中心加力彈簧的彈簧力必須克服下述諸力：柱塞（包括滑靴）的總慣性力；柱塞吸入油液的總吸入力；滑靴支撐面所需的密封力；柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力；克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力。其中中心加力彈簧必須滿足下式： （2-1）在計算受力分析之前我們可以先估算一下柱塞副的質(zhì)量，會在算慣性力中用到。估算柱塞的尺寸如（2-1）圖所示。圖2-1 塞簡圖L=0.128，d=0.032，L1=0.088，d1=0.022，

9、d2=0.024估算柱塞的體積： 柱塞的整個體積V為： 材料密度：柱塞的粗略質(zhì)量為：一般為了簡化問題結(jié)構(gòu)參數(shù)C取處的值：如果說球杯高度過大會增加摩擦面積，增加損耗，接觸面積過小又會使柱塞于滑靴脫落，所以應(yīng)稍小一些就可以，取。根據(jù)經(jīng)驗給出 。圖2-2 靴簡圖如圖2-2所示粗算滑靴的體積： 柱塞和滑靴總質(zhì)量：2.1.1柱塞（包括滑靴）的移動慣性力單個柱塞（包括滑靴）的移動慣性力為：式中柱塞與滑靴的質(zhì)量（）；第i個柱塞的相對加速（）。將（3-6）式代入上式，得到 （2-2）因此，所有與吸入和壓排油腔相同的柱塞得總慣性力為： 上式當(dāng)、等時，亦即當(dāng)達(dá)到最大值時亦即達(dá)到最大值，則上式可以寫成下述形式：式中

10、 與柱塞個數(shù)Z有關(guān)的系數(shù)，其值如表3-1； 柱塞副質(zhì)量（）； 柱塞在缸體中分布圓半徑，查參考文獻(xiàn)1表1-29得； 斜盤傾角 取。表2-1 與柱塞個數(shù)有關(guān)的系數(shù)表Z5791113151.622.252.883.514.154.78如圖2-3所示，為Z=7的柱塞慣性力以及總慣性力同缸體轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。圖 2-3 力F1與F1同缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系2.1.2柱塞吸入油液所需的總吸入力移動單個柱塞所需的吸入力為：式中 液壓泵吸入管路中的真空度，計算時可取令。如果假定和吸入油腔相同的柱塞個數(shù)為（Z+1）/2個，其總吸入力為： 式中 柱塞個數(shù)，取。2.1.3滑靴支承面所需的總密封力為了使滑靴支承面不漏氣，還需加

11、力保證其密封性，一個滑靴支承面所需的密封力為： （2-3） 式中 滑靴支承面積（）；支撐表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓，根據(jù)經(jīng)驗，計算時可以取令。如果假定與吸入油腔相同的（Z+1）/2個柱塞滑靴支承面所需要的總密封力為： （2-4）同樣，在應(yīng)當(dāng)保證缸體端面與配油盤間的氣密性中，所需求的密為： （2-5）式中 配油盤與缸體相接觸的表面積()。 （2-6）圖2-4 配油盤如圖2-4由參考文獻(xiàn)1表4-4給出配油盤的主要尺寸參數(shù)：, , , 根據(jù)以上的數(shù)據(jù)可以算出配油盤與缸體相接觸的表面積：那么缸體端面與配油盤間所需的密封力為：2.1.4柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力：

12、式中 柱塞與其缸孔之間的滑動摩擦系數(shù)，鋼對青銅的滑動摩擦系數(shù)取 柱塞的質(zhì)量（）。2.1.5克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力據(jù)上所述，滑靴沿斜盤平面是作橢圓運(yùn)動，離心慣性力為： （2-7） 滑靴的質(zhì)量（）；滑靴的重心的運(yùn)動向頸； 滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度（）。由圖2-5可知，滑靴因離心慣性力而引起的翻轉(zhuǎn)力矩為：圖2-5 滑靴部位 （2-8）e滑靴重心到柱塞球頭中心的距離（）。要想克服此力矩，需通過壓盤加以力矩，使其方向相反，且大于等于即式中 附加力矩所以： 由前述可知，當(dāng)為最大值，向徑便為最大值，將式(3-15)及代入上式，進(jìn)而整理得： （2-9）因此克服（Z+1）/2個吸油柱塞的滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力為：式

13、中 滑靴的質(zhì)量（）； 柱塞分布圓半徑（）； 滑靴重心到柱塞球頭中心距離（）。查文獻(xiàn)1表4-2取所以：中心加緊力彈簧須滿足：在這里需要指出的是，在計算中心加力彈簧力時，上述諸式的泵軸角速度均應(yīng)以欲要求的自吸角速度（即泵軸的轉(zhuǎn)速）代入。2.1.6處于壓排行程柱塞所受的力諸力(和等)應(yīng)滿足下述力學(xué)方程： （2-15）式（3-14）代入上述方程組，得聯(lián)立解得兩式聯(lián)立，省略去（因為很小，可以忽略），解得 （2-16）式中 結(jié)構(gòu)參數(shù)，值為：將值代入(2-16)式，得由上式可知道柱塞受力滿足設(shè)計要求，并且最小含接長度與柱塞長度之比，需要大于0.46，否則會降低機(jī)械效率，增加卡塞危險性。即：2.2 缸體受力缸

14、體由于需要泵軸的拖動，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置的驅(qū)動柱塞，來實現(xiàn)吸排油液動作，其受力較復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一，是配油面，從運(yùn)轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的觀點(diǎn)出發(fā)，希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸的情況，在其間形成油膜。對于配油面之間，要想實現(xiàn)上述設(shè)計要求，缸體在運(yùn)轉(zhuǎn)過程應(yīng)就必須與配油盤表面保持平行才能保持平衡。在討論上述方程之前，我們先逐一討論一下缸體各個部分所承受的力。缸體在運(yùn)轉(zhuǎn)過程會承受下述力（取包括柱塞滑靴在內(nèi)的平衡力）：斜盤的推壓力；轉(zhuǎn)子軸承的支反力；中心加力彈簧的彈簧力；配有盤與缸體之間壓力場的支承力，輔助支承的支承力。在討論時，我們可以取 點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)的直角坐標(biāo)系，先假定力沿著坐標(biāo)軸正

15、向為正，力矩以右旋為正，軸正負(fù)分別為排油與吸油邊，亦即假定配油盤為零重迭的。2.2.1斜盤的推壓力在討論缸體受力時，其中摩擦力與慣性力和工作阻力相比要小的多，為了簡化問題，可以略去不計，這樣，根據(jù)2-14、2-16可以得出： （2-17）式中 柱塞缸內(nèi)的壓力，或為排出壓力，或為吸入邊的壓力； 斜盤傾角（度）。該力可以沿著、 軸線分解為兩個分量：和，力通過柱塞油液將缸體壓向配油盤，進(jìn)而與壓排窗口相同的每個柱塞的力為：可以默認(rèn)吸油窗口的壓力為0，即為0，從和可以得出 （2-18）由之前數(shù)據(jù)可知，奇數(shù)的柱塞的輸油率脈動小，通常5、7、9等，在這里為了討論方便起見，假定液壓泵得柱塞個數(shù)為式中 m正整數(shù)

16、。液壓泵的配油工作情況是：當(dāng)時，有個柱塞與壓排窗口相通，有m個與吸入窗口相通；當(dāng)時，有m個與壓排窗口相通，有個與吸入窗口相通；其中a柱塞得角距；缸體轉(zhuǎn)角，取一個柱塞缸中心與Y軸線一致時為起點(diǎn)，這樣一來，得總推壓力為（分兩種情況討論）：當(dāng)時： （2-19）=當(dāng)時： （2-20）由上式可以看出的這兩種狀態(tài)在缸體每轉(zhuǎn)角時是交替重復(fù)的。對X軸得力矩為：當(dāng)時： （2-21）整理可以得出； 式中 滑靴球鉸中心中性面至缸體配油表面的距離()，取。同理當(dāng)時： 式中 正整數(shù)，??； 斜盤最大傾角，； 工作壓力，PS=32MPa； 吸油窗口壓力，取。對Y軸的力矩為當(dāng)時： （2-22）當(dāng)時： （2-23）2.2.2缸

17、體與配油盤之間壓力場的支撐力及其力矩缸體與配油盤之間會形成壓力場區(qū)域，由于缸體的柱塞口使其不會限制于配油窗口，進(jìn)而有所擴(kuò)展。若相鄰柱塞缸體窗口間得隔檔非常小，并且假定和分別為配油表面的高壓側(cè)與低壓側(cè)的壓力分布范圍值，為柱塞缸體窗口得開角，則當(dāng)時：， 弧度 （2-24）當(dāng)時：， 弧度 （2-25）眾所周知，油液通過兩平行圓板之間隙成放射流動時，任何一點(diǎn)處的壓力按對數(shù)衰減來算，以及所述及的情形，當(dāng)假定泄油槽的壓力為零時，在區(qū)域 （2-26）式中 、內(nèi)密封帶得半徑(m)。當(dāng)區(qū)域：當(dāng)區(qū)域： （2-27）式中 、外密封帶的半徑(m)。壓力場的總支撐力： （2-28） 式中 、外密封帶的半徑（）； 、內(nèi)密

18、封帶的半徑（）；壓力分布范圍，。當(dāng)時： （2-29） 當(dāng)時： （2-30） 式中 H力矩矢量的模，其值為： （2-31） 據(jù)上式可以看出，壓力場所產(chǎn)生的力矩矢量的模H，是和的函數(shù)，有兩種不同的數(shù)值，并且缸體以同一轉(zhuǎn)速，同一方向回轉(zhuǎn)，交替反復(fù)。當(dāng)時；由于，所以得出： （2-32）當(dāng)時：， （2-33）H之變化值為： （2-34） H之平均值為： 由以上可以看出，力矩的變化取決于，只有當(dāng)時才能達(dá)到理想的平衡，所以，從平衡角度出發(fā)，在設(shè)計柱塞缸體窗口時，需要盡可能地使其開角大一些，同時還要顧及到容積效率。2.2.3輔助支撐的支撐力用于配油機(jī)構(gòu)中的輔助支撐結(jié)構(gòu)有多種，下面討論的輔助支撐均是對稱的，所以

19、，它的支撐力均沿Z軸線方向，對X、Y軸得力矩亦均為零?，F(xiàn)在回頭討論缸體得力平衡方程，沿Y軸應(yīng)滿足式，即： （2-35）繞Y軸之力矩方程為： （2-36），（），（）則由以上可以看出，,是一個矢量模與轉(zhuǎn)角無關(guān)的力矩矢的兩個分量，其模為： （2-37）而.,在、或內(nèi)亦均是一個矢量模與轉(zhuǎn)角無關(guān)的力矩矢的兩個分量參數(shù)，其模分別為： （2-38） 除此之外，還可以看出，與的作用軸線重合一致，方向相反，可是由于M的模為雙值的原因，因而未能達(dá)到良好得平衡?？梢粤頜得模為，代入，整理得： （2-39） 繞X軸得力矩方程式應(yīng)為： （2-40） 圖 2-7 力矩圖式中 轉(zhuǎn)子軸承到配油面的安裝距離（）。當(dāng)時： （2

20、-41）當(dāng)時： （2-42 ）代入，合寫成下述形式：由式3-23，3-27變換為下述形式： 當(dāng)時：當(dāng)時：所以： （2-43）由此可以看出，在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，的合力作用點(diǎn)在附近移動，其范圍為。為了使對X軸的力矩不會反映到配油盤表面，為了使的作用點(diǎn)落在轉(zhuǎn)子軸承滾動體長度之內(nèi)，首先應(yīng)將轉(zhuǎn)子軸承中心安設(shè)在處，并且滾動體長度必須滿足下式： 除此之外，對于轉(zhuǎn)子軸承的間隙還要加以控制，這事很有必要的，因為這兩項措施已由某液壓泵廠得經(jīng)驗證實（當(dāng)將軸承中心移至中性面，軸承間隙由0.1mm減至0.060.07mm，配油盤研損情況大為減少）。除了上述措施外，加長缸體花鍵配合長度是個不錯的辦法。2.3 斜盤受力分析斜盤是

21、形成和改變工作容積的主要部位，要求就顯的更加重要，改變斜盤傾角便可以改變泵的輸油率和流向。在工作過程中，斜盤主要承受下述力：有工作阻力產(chǎn)生的并經(jīng)過滑靴推壓斜盤力；中心加力裝置的彈簧力；斜盤支反力、。 圖2-8 斜盤受力分析滑靴推壓斜盤的力，是由工作阻力產(chǎn)生的，其值與前述的數(shù)值相等，方向相反，并且垂直于斜盤平面，垂直于支承軸線，其值為： （2-44） 上式中 P柱塞底腔的壓力，或為,或為。在時：當(dāng)時：斜盤滑動的分支反力和,根據(jù)力矩平衡方程求的： （2-45）式中 斜盤支承跨度一半()。 2.3.1柱塞作用于斜盤的壓力不平衡力矩壓力不平衡力矩與泵的配油機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)關(guān)系很大。一個柱塞對斜盤的作用力

22、矩。 （2-46）由得（因為）；再由得，則，因而，上式可簡述下述形式：將式3-40代入上式，得 （2-47）由上式可以看出，每個柱塞壓力對斜盤的繞x軸之力矩，與柱塞底腔壓力有關(guān)，目前，主要的分為對稱正重迭的，非對稱正重迭的和零重迭的（有時為了減少噪音，采用負(fù)重迭的，但其值甚小，故可認(rèn)為是零重迭的）。所有柱塞對x軸的力矩為：當(dāng)或者時： （2-48）當(dāng)或者時： （2-49） 當(dāng)或者時： （2-50） 當(dāng)或者時： （2-51） 式中 柱塞在重迭區(qū)困于其腔內(nèi)的壓力，對稱正重迭的配有機(jī)構(gòu)，由于柱塞通過上死點(diǎn)，需要分別來討論 。即時，當(dāng)時，躍至，而在下死點(diǎn)，即時， 可以看出，是隨缸體轉(zhuǎn)角周期變化的，假定缸

23、體的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)為n，則變化頻率將為。其力矩可由下式求定： （2-52） 式中 額定工作壓力，PS=32MPa； 柱塞分布圓半徑（）； 斜盤傾角； 柱塞個數(shù)。2.3.2斜盤滑動支承的摩擦力矩 （2-53）式中 滑動支承的半徑()；滑動支承的滑動摩擦系數(shù)，青銅對淬火鋼，取。2.3.3球鉸的摩擦力力矩在改變斜盤傾角時，滑靴與柱塞之間的夾角也會隨之變化，這樣便產(chǎn)生摩擦力矩，其中一個球鉸的摩擦力矩為： （2-54） 式中 球鉸的滑動摩擦系數(shù)，由于潤滑充分，青銅對淬火鋼，一般可取為球頭半徑 。平均力矩為： （2-55） 2.3.4柱塞與滑靴在改變傾角時的慣性力矩 由前述可知，柱塞與滑靴之間的相對缸體的運(yùn)動

24、方程為： （2-56）式中 （為缸體的角速度）對求二次導(dǎo)數(shù)，便得出改變傾角時柱塞滑靴相對缸體的加速度。一個柱塞與滑靴的慣性力矩為： （2-57）式中 柱塞與滑靴的質(zhì)量（）；柱塞滑靴在變傾角時的加速度（）；柱塞分布圓的半徑()?？偭貫椋?（2-58）斜盤與壓盤的轉(zhuǎn)動慣性力矩： （2-59）式中 斜盤與壓盤繞斜盤支承軸線的轉(zhuǎn)動慣性矩變量時，為斜盤與壓盤的傾角的角加速度。2.4 泵軸受力泵軸是支承缸體且拖動其轉(zhuǎn)動的機(jī)件。前、后斜盤軸向柱塞泵的泵軸，受力是個不相同的。2.4.1泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論功率理論來說轉(zhuǎn)矩，仍是不計摩擦的驅(qū)動泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動的力矩，換個說法來說，就是為了克服柱塞工作壓力的

25、轉(zhuǎn)矩所需的力矩，即：= （2-60）可以得出，1個柱塞的作用力對缸體的Z軸的轉(zhuǎn)矩將為： （2-61）而，因此： （2-62）綜合比較可變得：當(dāng)時：= （2-63）當(dāng)時：= （2-64）由上式可以看出，理論轉(zhuǎn)矩是根據(jù)的變化完全一樣的形式變化的。平均理論轉(zhuǎn)矩： （2-65）式中 理論容積常數(shù)（）；、分別為壓排側(cè)與吸入邊的壓力()。理論功率為： （2-66） 2.4.2后斜盤軸向柱塞泵的泵軸受力后斜盤軸向柱塞泵，它的缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支承，另外為了保證配油機(jī)構(gòu)有良好的運(yùn)轉(zhuǎn)條件，泵軸的初端又不允許以具有徑向力的傳動連接方式來連接，所以，這種泵的泵軸只能傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動缸體轉(zhuǎn)動，受力最為簡單。泵軸為了

26、拖動缸體工作，除了要克服缸體柱塞輸出壓力為的壓力油液所需的理論轉(zhuǎn)矩之外，還需要計算各個運(yùn)動副的摩擦力矩，進(jìn)而克服這些力矩：例如配油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩；柱塞與缸體之間的粘性摩擦力矩；滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩；缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩；軸承的摩擦力矩；與工作壓力、轉(zhuǎn)速無關(guān)的不變阻力矩等 。對于設(shè)計計算，泵軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩可根據(jù)公式得出： （2-67） 式中 泵的機(jī)械效率，可取為0.90。 平均理論轉(zhuǎn)矩（）3 主要部位設(shè)計與校核在所述及的這種液壓泵中，能夠直接影響工作性能的部位有：柱塞副、球鉸副、滑靴副、泵軸，現(xiàn)在就對這幾個問題進(jìn)行設(shè)計、討論。3.1 柱塞副柱塞直徑d，不僅是柱塞的主要

27、參數(shù)，而且還是液壓機(jī)械的主要參數(shù)，該參數(shù)要由既定的輸油率等諸因素確定，一般在35mm以下，否則，會因為其移動慣性力和離心慣性力過大，進(jìn)而影響降低其機(jī)械效率與吸入能力。柱塞的長度L及含接長度，之比無論從防止柱塞卡塞，還是從柱塞與缸孔之接觸強(qiáng)度角度來看，都是希望該值越大越好。但過大會致使液壓泵的軸向尺寸過大。一般地，現(xiàn)按經(jīng)驗取定：最小外伸長度；柱塞行程；最小含接長度。這樣一來，柱塞的長度可以為由第3章可知柱塞的直徑可取為0.032m查參考文獻(xiàn)1表1-29取在選取柱塞長度L及最小含接長度2l時，要顧及到前面提及的對結(jié)構(gòu)參數(shù)C的要求，在后面須要驗算柱塞與缸孔的接觸比壓和值。圖3-1 滑靴與柱塞假定柱塞

28、的最小外伸長度較之其長度可以略去，那么，柱塞的最大外伸長度便為柱塞的行程，在任何一位置的外伸長度將為： （4-1）將式（3-4）、（3-5）代入上式，得 （4-2）由式2-22、2-23比較得知，大于，所以，只討論處的狀況就可以了。當(dāng)柱塞為任意一位置時，的式3-23可以改寫為下式 （4-3） （4-4）缸孔外緣與柱塞的平均接觸比壓，由機(jī)械力學(xué)可知： （4-5）式中 柱塞與缸孔外緣的接觸長度（）。 (3-11)、(4-3)代入上式，省略去其中、項（因、很小，省略不計），變換得： （4-6）上式中那么，式（4-6）變換為：由上式可以看出，處的接觸的壓正比于、和并且隨著斜盤傾角增大而增大。當(dāng)、時便達(dá)

29、到最大值： （4-7）式中 柱塞分布圓半徑,斜盤最大傾角。 并且該值不應(yīng)超過滑動副中最小的材料許用比壓，即 （4-8）式（4-8）中缸孔（或柱塞）材料的許用比壓；青銅的材料許用值取經(jīng)過比較滿足設(shè)計要求。柱塞相對缸體的最大滑動速度，也應(yīng)該小于材料的許用值，由得： （4-9） 式中 缸孔（或柱塞）材料的許用滑動速度，經(jīng)手冊青的材料許用值取。 由于在制造與運(yùn)轉(zhuǎn)時的溫度差別（一般運(yùn)轉(zhuǎn)溫度為4065，而制造溫度為標(biāo)準(zhǔn)溫度），即為20；再者，柱塞與缸體的材料線脹系數(shù)不等等原因，會使間隙變化。例如包容件的線脹系數(shù)大于被包容件的，會導(dǎo)致運(yùn)轉(zhuǎn)時會增大間隙。當(dāng)缸體材料為青銅，柱塞為鉻鋼時，會因為溫差與線脹系數(shù)不等

30、進(jìn)而引起的間隙變化量為：式中 包容件（缸體）材料的線脹系數(shù)，青銅為，被包容件（柱塞）材料的線脹系數(shù)，鉻鋼為，運(yùn)轉(zhuǎn)溫度與制造溫度之差，柱塞直徑d=3.2mm，則可由上式（4-24）可得T=4.6。另外還存在材料金相組織穩(wěn)定的問題，眾所周知，鋼在淬火后總是會有殘余的奧氏體，該體長時間會轉(zhuǎn)變成密度小的馬氏體。這樣一來，會使零件尺寸變形，減少間隙。這個因素基本是估計不到的。所以，從這個觀點(diǎn)來看，柱塞采用刃量具鋼為好，或者說采用時效或者冷處理，來穩(wěn)定金相組織。這個問題在間隙小時就顯得尤為重要了。從零件磨損角度來看，制造間隙應(yīng)該要偏小一些 。間隙減少量可取為（-柱塞表面的不平度平均高度；-缸孔表面的不平度

31、平均高度）?？偟膩砜?，柱塞副的制造間隙對于轉(zhuǎn)速n1500r/min，工作壓力=140320的情況，一般取為0.010.015mm；工作壓力140的情況，取為0.0150.025mm；當(dāng)轉(zhuǎn)速n1500r/min，必須按上述方法取定。柱塞副表面上的密封環(huán)槽有兩種開法，一種是開在柱塞表面上，一種是開在缸孔，因為側(cè)向力的作用使其邊緣的潤滑條件變差，易發(fā)生液壓固著，如果將環(huán)槽開在缸孔邊緣的內(nèi)表面上，這樣不僅可以改善潤滑條件，而且還可以消除液壓固著。密封環(huán)槽除了可以改善潤滑條件，消除液壓固著外，還可以儲存污物以及起到密封作用。環(huán)槽的尺寸，一般取為深度0.30.8mm，寬度0.30.7mm,間距210mm。

32、在這里順便指出，柱塞的圓柱表面與諸端面（包括環(huán)槽側(cè)面）交成的邊棱不得倒圓，否則可能發(fā)生污物楔入，以致于磨損柱塞副。柱塞及其缸孔的幾何精度，對其工作狀況影響非常大，必須嚴(yán)加控制其不圓柱度（圓錐度和橢圓度）在最小間隙的1/4之內(nèi)（通常為0.0020.005mm）。柱塞副的材料一般分為兩種方案：一種是柱塞為硬的，缸孔為軟的；另一種則相反；柱塞為軟材料，缸孔為硬材料。柱塞的材料，通常選用：GCr15、18CrMnTiA、9SiCr、CrMn和T7A、T8A等。為了提高柱塞工作表面的抗咬能力以及耐磨性，應(yīng)熱處理提高柱塞的硬度，對于軸承鋼，一般采用整體淬火的方式，硬度為HRC5663。例如CrMn和9Si

33、Cr工具鋼，熱處理變形很小，金相組織相較穩(wěn)定，這是非?？扇〉男阅?，它的淬火硬度為HRC5664；18CrMnTiA滲碳鋼，需要表面滲碳，滲碳深度為0.81.2毫米，淬火硬度須要達(dá)到HRC5662才可以。除此之外，還要采用氮化鋼，如38CrMoALA，氮化硬度可以達(dá)到HV9001000。缸孔的材料，通常為錫鉛 青銅、銻鉛青銅、ZQSn10-1青銅、ZQSn11-4-3青銅、ZQAL9-4青銅等。為了節(jié)省銅，通常制成鑲青銅缸套的組合式缸體，其基體材料為20Cr、12CrNi3A和GCr15等合金鋼。通過上面的分析比對：柱塞材料取18CrMnTiA滲碳鋼；缸體材料取QAL9-4青銅；缸體內(nèi)套材料取Q

34、AL9-4青銅。3.2 球鉸副從結(jié)構(gòu)緊湊角度來看，滑靴的球杯外徑應(yīng)稍小于柱塞直徑d，以確保球杯可以進(jìn)入柱塞缸孔內(nèi)。這樣，不僅減少了軸向尺寸，而且改善了缸孔壁的受力狀（使市柱塞的最小外伸長度近于零）。球鉸副的配合直徑,須滿足下述條件 （4-10）式中 滑靴材料的許用比壓ZQAL9-4青銅；、滑靴球窩尺寸（）；柱塞與缸孔之間滑動摩擦系數(shù)，鋼對青銅，；滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù)，。=符合所需要求球鉸副的球度粗糙度的選擇，由于柱塞的材料為淬鋼，硬度高，加工方便，所以，柱塞球頭的圓度與粗糙度均應(yīng)比滑靴球窩的高一些。通常，球頭的圓度公差為0.002-0.005mm，粗糙度0.1。至于球窩，一般為軟質(zhì)耐磨材料

35、，其球度和表面粗糙度可以適當(dāng)?shù)牡鸵恍?，圓度公差時采用著色接觸斑點(diǎn)方法來接觸面積來控制，接觸面積應(yīng)處于70-75%這一標(biāo)準(zhǔn)。3.3 滑靴副斜盤是借助滑靴副推壓柱塞，進(jìn)而壓排油液?；ジ痹趬号胚^程需要承受柱塞的工作阻力、柱塞與滑靴的慣性力、缸孔對柱塞的摩擦力以及柱塞回程彈簧力等押金力，還有斜盤的推力。滑靴副所承受的總壓緊力，由下式可得： （4-11）該力在滑靴副工作過程中會隨著與變化的。如假定，結(jié)構(gòu)參數(shù)，那么其最大、最小和平均值分別為： （4-12）式中 額定壓力（）； 滑靴副質(zhì)量（）； 一個柱塞的回程彈簧力（N）。 （4-13） （4-14） 圖4-2 滑靴在剩余壓緊力設(shè)計的算法中： （4-15

36、） （4-16）式中 柱塞直徑（），； 靜壓支承的密封帶的內(nèi)經(jīng)（）； 靜壓支承的密封帶的外經(jīng)（）。得出：、 式中 最低能耗系數(shù),取?；レo壓支承面的粗糙度為，不平行度公差為0.002mm,當(dāng)液壓泵轉(zhuǎn)速高于1500r/min時，為了減少摩擦和改善散熱條件，滑靴靜壓支承面需要鍍一層銀，減小摩擦力（因為銀的摩擦系數(shù)小，導(dǎo)熱性好。鍍銀厚度為0.040.06mm，或者鍍一些鍍錫鉛合金來代替銀。該表面不得采用磨料，因為磨料會嵌入而磨損斜盤表面。斜盤的材料，通常采用耐磨合金鋼，如GCr15、20Cr、18CrMnTi等，與滑靴相配合表面須處理使它們的硬度一致。隨著本地額發(fā)展，為了改善斜盤表面的摩擦狀況，通常

37、采用了止推板結(jié)構(gòu)，其材料為氮化鋼，例如38CrMoAl，經(jīng)過氮化處理，這樣不僅改善了磨損狀況，便于更換，而且提高了它的壽命?；サ拇植诙葹椋矫娑裙顬?.0020.005mm。除此之外，還需要注意到，為了使中心加力彈簧的力均勻地加到各個滑靴上，對滑靴的凸肩面也是有嚴(yán)格的要求，一臺泵的滑靴，最大與最小的尺寸之差應(yīng)小于0.010.02mm,而且得成組加工。3.4 配油部位在盤式配油的軸向柱塞泵中，配油部位是最關(guān)鍵部位之一，它直接影響著液壓泵的可靠性和壽命。配油機(jī)構(gòu)有平面和球面兩種，通常所說的的柱塞泵，多采用平面配油機(jī)構(gòu)。配油機(jī)構(gòu)的設(shè)計以工作可靠，漏損最少，滑動表面的磨損最少為目標(biāo)設(shè)計。這樣，會使

38、缸體與配油盤平面之間形成一定厚度的油膜，防止金屬直接接觸，保護(hù)好機(jī)械零件。同時，還要使油膜為最低能耗的油膜厚度。早期的泵的平面配油機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)，是在缸體與配油盤之間安設(shè)一枚止推球軸承，力圖強(qiáng)制人為的構(gòu)成必要的間隙。可是，在實踐指出，由于平面的配油機(jī)構(gòu)的載荷不均勻（一側(cè)幾乎沒有什么載荷），缸體歪斜，威爾漏損非常嚴(yán)重，不能保證同一的潤滑條件。因此導(dǎo)致磨損也是不均勻的。這樣，在設(shè)計時就必須考慮到在載荷的不均勻性，但是試驗結(jié)果事與愿違，還是發(fā)生不能允許的磨損和漏損。針對漏損，人們試圖安設(shè)端面機(jī)械密封而設(shè)計出的配油機(jī)構(gòu)，結(jié)果并未因此能有效的減少漏損，由于類似的端面密封的經(jīng)驗可以得出這樣一個結(jié)論：在配油機(jī)構(gòu)

39、中采用機(jī)械端面密封方法是不太可能的，必須重新設(shè)計研究按液壓原理設(shè)計的密封。順著這個思路，在配油口的內(nèi)外緣采用了密封帶，又在七內(nèi)外設(shè)置了相同的動壓楔輔助支承，使缸體浮起來，進(jìn)而形成油膜。實際運(yùn)轉(zhuǎn)表明，這種配油機(jī)構(gòu)是有效可用的。但由于動壓楔的斜面加工不方便反而催生出另一種平面輔助支承，這種支承系是由溫度梯度產(chǎn)生的支承力。配油盤的結(jié)構(gòu)簡單，是由下述幾部分組成：兩個配油窗口、內(nèi)外密封帶、輔助支承和泄油槽道等。這種結(jié)構(gòu)的配油盤現(xiàn)已經(jīng)在成批生產(chǎn)的液壓泵中使用，但是研損現(xiàn)象還是常有發(fā)生。因而，在實際上要需要特別注意，除了結(jié)構(gòu)尺寸外，對于配油盤的材質(zhì)、精度也要注意。目前的設(shè)計思路往往是帶有半經(jīng)驗性質(zhì)，因為有些

40、問題是要經(jīng)過實踐摸索改進(jìn)。實際運(yùn)行時配油盤的運(yùn)轉(zhuǎn)還欠可靠，濟(jì)南鑄造機(jī)械研究所針對CY14-1型軸向柱塞泵的這種配油盤易燒損的故障，在CY14-1B型泵中設(shè)計了一種新型配油機(jī)構(gòu)。就是在柱塞腔換向時易燒損的輔助支承處引入壓力油液，進(jìn)行強(qiáng)制潤滑，這樣缸體的盲孔A當(dāng)與B孔接通時，立即充滿壓力油液，進(jìn)行潤滑輔助支承，同時還起一定的靜壓支承作用，減少了燒盤故障。另外，人們又想到早期的配油機(jī)構(gòu)，這一循環(huán)是上升到靜平壓平衡的基礎(chǔ)上，滾動體只承受很小一部分載荷。隨著靜壓支承技術(shù)的進(jìn)展，進(jìn)而發(fā)展了一種靜壓支承配油盤，在配油盤配油窗口的外周（或內(nèi)周）專門開設(shè)了一組靜壓支承，在缸體與配有盤平面之間形成一層穩(wěn)定的油膜。

41、在配油機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)的配油面間是要承受很高的壓力和相當(dāng)高的相對滑動速度。所以，配油部位的直徑就需要盡可能?。ㄅ溆痛翱诘闹袕娇梢孕∮谥姆植紙A直徑），還要避免金屬直接接觸。這樣一來，配油窗口、內(nèi)外密封帶的半徑便不可隨意選取（避免組裝時的不統(tǒng)一）。如果內(nèi)外密封帶或配油窗口過寬，就會將缸體推開，漏損劇增，甚至不能工作。反之，內(nèi)外密封帶或者配油窗口過窄，金屬接觸比壓會過高，增加研損的危險，這其中必然存在著一簇適宜值，它保證配油間隙為適宜間隙，通常認(rèn)為微米左右。但是，由于配油結(jié)構(gòu)的配油窗口壓力場的支承力與配油間隙之間沒有關(guān)系，只靠該支承力與柱塞的壓緊力相平衡是不能獲得所需要的穩(wěn)定的油膜，甚至出現(xiàn)不能運(yùn)轉(zhuǎn)。所

42、以，為了實現(xiàn)上述設(shè)計要求，使該壓力場支承力能夠平衡大部分壓緊力，而剩余壓緊力將由配油部位的輔助支承承受，力圖維持所需穩(wěn)定的適宜油膜厚度。柱塞對缸體的平均壓緊力由（2-19）、(2-20)可得： （4-17）配油窗口壓力場的平均支承力由式（3-25）可得： （4-18）現(xiàn)假定柱塞對缸體的平均壓緊力與配油窗口壓力場的平均支承力的關(guān)系以下式確定 （4-19）式中 平均系數(shù)，通常取為0.8-0.95，則得： （4-20） 配油窗口的油液流速，也即缸體柱塞和配油盤的配油窗口的流速，應(yīng)當(dāng)分別不大于許流速u。缸體柱塞配油窗口處的流速計算公式 （4-29）式中 缸體柱塞配油窗口處的過流斷面積，可近似取為： （

43、4-30） 單個柱塞的平均輸油率（）。 （4-31）由上述知道的柱塞相對缸體的平均速度為： （4-32）將上式代入式（4-31）便得； （4-33）式中 缸體出液口的開角，取主軸轉(zhuǎn)速（）； （4-34）式中 液壓泵的平均理論輸油率()；配油窗口的過流斷面積，近似取為()。 （4-35）（其中配油窗口的開角度；連筋的張角）將式（2-1）代入上式，整理可得： （4-36）式中 配油窗口的開角， 連筋的張角。配油窗口的許用流速u，從減少油液流動損失角度來看，流速u越小越好，可是從結(jié)構(gòu)緊湊角度看卻又希望流速u盡量大些，這是相互矛盾的，這就需要設(shè)計者根據(jù)具體條件確定，就斜盤式軸向柱塞泵來講，通常取u=2

44、3m/s。足以滿足設(shè)計要求。綜上所述，配油部位的各尺寸應(yīng)當(dāng)滿足相關(guān)的方程組，即： （4-37）式中 、外密封帶半徑（）； 、內(nèi)密封帶半徑（）； 缸體柱塞孔的開角（度）； 配油盤吸排窗口的開角（度）。該方程左端： 該方程右端： 現(xiàn)在配油窗口的靜壓壓力場平衡了由柱塞推壓缸體繞Y軸的力矩，這足以表明該組參數(shù)已經(jīng)良好的滿足了繞Y軸的力矩平衡方程。 為了減少隔擋處的磨損，就需要設(shè)置幾個盲孔，該盲孔在與一個壓油柱塞缸相通時，充滿壓力油液，在緊接著切斷時，孔內(nèi)的油液這時就起著類似彈簧的作用，從而使配油盤接觸表面卸荷和改善潤滑條件。盲孔的尺寸設(shè)計通常取為：直徑1.52.0毫米，深度68毫米。配油盤表面的精度與

45、光潔度對其工作可靠性影響很大。兩個密封帶的不同心度允差誤差必須控制在0.05毫米以內(nèi)；兩個配油表面的不平度允差必須嚴(yán)格控制在0.005毫米以內(nèi)。并且，為了減少漏損，防止研損，兩表面均是不許外凸的，只許內(nèi)凹。配油表面的光潔度過低更是當(dāng)然不行的，這是顯而易見的見?？墒沁^高也是不好的，因為過高會顯著地減少油膜厚度，惡化了潤滑條件，因而摩擦損失和研損的可能性大大增加了。配油機(jī)構(gòu)的兩個配油表面的材料和柱塞副必須是一樣，但是也有軟對硬、硬對硬這樣兩種材料方案。這其中，在軟對硬的材料偶中，軟質(zhì)材料常用青銅，而硬質(zhì)材料為合金鋼，如表4-3所示。在這些材料偶中QA19-4青銅雖然與均較高，可是由于會有鐵相而易發(fā)

46、生咬合現(xiàn)象，并不是十分好的材料，較好的材料偶擇是QSn10-1青銅與Cr12MoV鋼。大家知道，銅現(xiàn)在已成為一種貧缺材料資源，在機(jī)械設(shè)計中少用或不用銅材已經(jīng)是一個基本用料原則之一。在配油機(jī)構(gòu)中少用或不用銅的材料偶中，是以鑄鐵或CuFe粉末冶金材料來代替，另外還有在配油盤表面需涂貼一層耐磨塑料作為軟質(zhì)材料。在小功率液壓泵中，還出現(xiàn)用石墨作為軟質(zhì)材料制作配油盤。實驗結(jié)果指出，在配油機(jī)構(gòu)的軟對硬材料偶中，硬質(zhì)材料的磨損反而要比軟質(zhì)材料快23倍。所以，為了使硬質(zhì)材料具有高的耐磨性能和抗咬合能力，都會進(jìn)行熱處理至高硬度HRC60，或采用氮化鋼，如38CrMoAl鋼，經(jīng)過氮化處理。為了保持鋼制配油盤的平面

47、在使用過程不發(fā)生瓢曲、變形，熱處理后還須經(jīng)過冷處理和時效處理，以穩(wěn)定起金相組織，消除多余應(yīng)力。對于青銅制的缸體配油表面，有時為了改善其跑合性，或者選擇鍍很薄一層耐磨性腐蝕材料，如底層鍍鉛，上層鍍銦，或只鍍一層鉛等方式。另外，在硬對硬的材料方案中，配油盤與缸體的配油表面均以采用淬火鋼或氮化鋼的材料，并將其中一個表面（如缸體的）再經(jīng)過磷化處理（降低摩擦力）。在這里順便指出，除了上述提及的方面外，影響配油機(jī)構(gòu)工作狀況的還有下述的幾種幾何精度：配油盤兩平面的不平行度誤差;轉(zhuǎn)子軸承孔的軸線對配油盤坐落端面的不垂直度誤差；缸體花鍵孔對其配油表面的不垂直度誤差；缸體的轉(zhuǎn)子軸承跑道對配油表面的不垂直度誤差等等

48、，另外，還有轉(zhuǎn)子軸承的內(nèi)隙。在實際制作過程中需對上述精度均應(yīng)加以控制。3.5 泵軸設(shè)計的斜盤式開路型軸向柱塞泵，由前述可知，只需傳遞轉(zhuǎn)矩，所以，軸可以相應(yīng)的細(xì)一些。一般只需核算軸與花鍵的連接強(qiáng)度，軸與聯(lián)軸節(jié)的連接強(qiáng)度，以及軸本身的薄弱部分的強(qiáng)度。校核如下：3.5.1花鍵部分與缸體的連接強(qiáng)度花鍵表面的擠壓強(qiáng)度計算公式： （4-38）其中 泵軸的傳遞轉(zhuǎn)矩（Nm）； 不均勻系數(shù), ??；花鍵的鍵數(shù)；?。换ㄦI的側(cè)面地工作高度()。 （4-39）花鍵的工作長度（）；花鍵的平均半徑（）。 （4-40）、花鍵的內(nèi)徑與外徑()；花鍵的倒角；花鍵的根圓半徑()。連接偶中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力：花鍵軸的抗扭強(qiáng)度計算

49、公式： （4-41） 花鍵軸的抗扭斷面系數(shù)，取； 泵軸傳遞轉(zhuǎn)矩，（）。 花鍵的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：3.5.2與聯(lián)軸節(jié)的連接強(qiáng)度鍵的擠壓強(qiáng)度公式： （4-42） 式中 連接處的軸徑，取。連接偶中最弱材料的許用擠壓力，取鍵的抗剪強(qiáng)度計算公式： （4-43）式中 鍵的寬度，取0.009。鍵許用剪切力，取。3.5.3泵軸薄弱部位的強(qiáng)度核算 （4-44）式中 軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取由上可知泵軸的校核滿足要求4 結(jié)論柱塞在壓排結(jié)束時，柱塞底腔內(nèi)仍舊會殘存一些為出口壓力的油液，在柱塞進(jìn)入吸入行程時，首先開始膨脹，壓力降至吸入壓力，這樣便損失一部分吸入容積。因此采用了充填尼龍的柱塞，可以有效的減少柱塞底腔的殘留空間，從而減少油液壓彈性容積損失，提高容積效率。傳統(tǒng)設(shè)計中缸套所使用的材料基本都是軸承鋼，從經(jīng)濟(jì)的角度考慮來說是比普通鋼材要貴的，并且這種材料硬度高十分不好加工，所以我這次選用的是40Cr，即經(jīng)濟(jì)又便于加工。一般泵的壽命與配油盤和柱塞與缸體之間的滑動部分的擦傷等是有關(guān)，所以給缸體增加缸套，如果有擦傷的情況發(fā)生，只需更換一個缸套就