柱塞泵设计与计算

目录
第1章绪论
第2章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数斜盘式轴向柱塞泵工作原理
斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数
第3章斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析柱塞运动学分析
柱塞行程s
柱塞运动速度v
柱塞运动加速度a
滑靴运动分析
瞬时流量及脉动品质分析
脉动频率
脉动率
第4章柱塞受力分析与设计
柱塞受力分析
柱塞底部的液压力P
b
柱塞惯性力P
g
离心反力P
l
斜盘反力N
柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P
1和P
2
摩擦力p
1f和P
2
f
柱塞设计
柱塞结构型式
柱塞结构尺寸设计
柱塞摩擦副比压p、比功pv验算第5章滑靴受力分析与设计
滑靴受力分析
分离力P
f
压紧力P
y
力平衡方程式
滑靴设计
剩余压紧力法
最小功率损失法
滑靴结构型式与结构尺寸设计
滑靴结构型式
结构尺寸设计
第6章配油盘受力分析与设计
配油盘受力分析
压紧力P
y
分离力P
f
力平横方程式
配油盘设计
过度区设计
配油盘主要尺寸确定
验算比压p、比功pv
第7章缸体受力分析与设计
缸体地稳定性
压紧力矩M
y
分离力矩M
f
力矩平衡方程
缸体径向力矩和径向支承径向力和径向力矩
缸体径向力支承型式缸体主要结构尺寸的确定
通油孔分布圆半径R
f ′和面积F
α
缸体内、外直径D
1、D
2
的确定
缸体高度H
结论
摘要
斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力零件之一，滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，比径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。

关键词斜盘柱塞泵滑靴缸体
Abstract
The inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system，The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily，Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.
Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crock body
第1章绪论
近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。

轴向柱塞泵主要有结构紧凑，单位功率体积小，重量轻，压力高，变量机构布置方便，寿命长等优点，不足之处是对油液的污染敏感，滤油精度要求高，成本高等。

轴向柱塞泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵，盘式轴向柱塞泵包括斜轴式轴向柱塞泵和斜盘式轴向柱塞泵。

斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构，使柱塞缸体不承受侧向力，所以，缸体对配油盘的倾复可能性小，有利于柱塞副与配油部位工作，另外，允许的倾角大，可是，结构复杂，工艺性差，需要使用大容量止推轴承，因而高压连续工作时间往往受到限制，成本高。

斜盘式轴向柱塞泵，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻等优点，从而使该泵获得了迅速发展，并且由于轴向泵比径向泵结构简单，制造成本低；斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，体积小，重量轻，维修方便；因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他泵在技术经济指标上占很大优势，所以，斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展，其发展方向是：扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声，以适应液压技术不断发展的要求。

斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的。

是容积式液压泵的一种。

柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸体均为圆柱形，加工方便，配合精度高，密封性能好，工作压力高而得到广泛的应用。

轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种。

非通轴式的径向载荷由缸体外周的大轴承所平衡以限制缸体的倾斜，因此传动轴只传递扭矩，轴径小，由于存在缸体的倾斜力矩，因而制造精度较高，否则易损坏配油盘。

但对于通轴式的传动轴穿过斜盘取消了大轴承，径向载荷由传动轴支撑，并且重量轻、体积小、零件种类少，可以串联辅助泵便于集成化，缸体倾斜力矩由主轴承受，因而转动轴径大。

柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要；配油盘设计的好坏也直接影响泵的效率和寿命。

斜盘式轴向柱塞泵被广泛使用与工程机械、起重运输、冶金、航空、船舶等都种领域，在航空中普遍用于飞机液压系统，操纵系统及航空发动机燃油系统中，使飞机上所用的液压泵中最主要的一种形式，尤其是在煤炭行业的高压重载液压系统中，更是得到广泛应用。

第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数
斜盘式轴向柱塞泵工作原理
各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变，因而，它们的运动和动力分析就可以用统一的方程式来描述。

斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图（2-1）。

柱塞的头部安装有滑靴，滑靴低面始终贴着斜盘平面运动。

当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体（xoy面）存在一倾斜角γ，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。

如果缸体按图示n方向旋转，在180o~360o 范围内，柱塞由下死点（对应180o位置）开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至死点（对应0o位置）止。

在这个过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔内，这是吸油过程。

随着缸体继续旋转，在0o~180o范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止。

在这个过程中柱塞腔，
1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘
6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧 图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理
刚好与配油盘排油窗相通，油液通过排油窗排出。

这就是排油过程。

由此可见，缸体每转一周，各个柱塞有半周吸油，半周排油。

如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。

斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数
1.排量、流量与容积效率
轴向柱塞泵排量b q 是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即 不计容积损失时，泵理论流量lb Q 为 式中 Z d ―柱塞外径 mm d z 24=；
Z F ―柱塞横截面积 224.452024.04
4
mm d F z z =⨯=
⨯=
π
π
；
m ax s ―柱塞最大行程 ；
Z ―柱塞数 取Z=7；
b n ―传动轴转速 min /1500r n b =；
从图可知，柱塞最大行程为
式中 f D ―柱塞分布圆直径 mm D f 74=；
γ ―斜盘倾斜角 取 18=γ；
所以，泵的理论流量是 泵的实际输出流量 泵容积效率Vb η为
泵的机械效率为%90=mb η
所以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积，
第三章 斜盘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转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。

柱塞运动学分析
柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。

即分析柱塞与缸体做相对运动是的行程、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。

柱塞行程s
下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。

若斜盘倾角为γ，柱塞分布圆半径为f R ，
缸体或柱塞旋转角为α，并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为0
0 ，则对应于任一旋转角α时，
图3-1 柱塞运动分析
所以柱塞行程s 为
γαγtg R htg s f )cos 1(-== （3-1）
当α=1800时，可得最大行程m ax s 为
柱塞运动速度v
将式（3-1）对时间微分可得柱塞运动速度v 为
αγωsin tg R dt da da ds dt ds v f === （3-2）
当090=α及0270时，1sin ±=α，可得最大运动加速度m ax v 为 式中 α 为缸体旋转角速度，t
α
ω=。

柱塞运动加速度a
将式（3-2）对时间微分可得柱塞运动加速度a 为
da dv dt dv a ==αγωcos 2tg R dt da f = （3-3）
当00=α及0180时，1cos ±=α，可得最大运动加速度m ax a 为
滑靴运动分析
研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘平面的运动规律，也即滑靴中心在斜盘平面
'''y o x 内的运动规律（如图），其运动轨迹是一个椭圆。

椭圆的长、短轴分别为
长轴 mm R b f 38.7718cos 37
2cos 220
=⨯=
=
γ
短轴 mm R a f 7437222=⨯==
设柱塞在缸体平面上 A 点坐标 那么A 点在斜盘平面 '''y o x 的坐标为 如果用极坐标表示则为
矢径 αγ2222cos 1tg R y x R f h +=+= 极角 )cos (cos αγθarctg =
滑靴在斜盘平面'''y o x 内的运动角速度k ω为
由上式可见，滑靴在斜盘内是不等角速度运动，当α=
2π、π2
3
时，k ω最大（在短轴
位置）为
当0=α、π时，k ω最小（在长轴位置）为
由结构可知，滑靴中心绕 点旋转一周（π2）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
瞬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 式中z F 为柱塞截面积，22
24.452024.04
4
mm d F Z Z =⨯=
=
）（π
π。

柱塞数为Z=7,柱塞角距为7
22π
πθ=
=
Z ，位于排油区地柱塞数为Z 0，那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为
……. ……. 泵的瞬时流量为
Z
Z Z Z Z tg R F f Z π
παπγ
ωsin
)1
sin(sin
00-+= （3-4）
由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角α有关，也与柱塞数有关。

对于奇数（Z=7）排油区的柱塞数为Z 0
当70ππα=≤≤Z 时，取42
1
0=+=Z Z ，由 式（3-4）可知瞬时流量为
当7227ππαππ=≤≤=Z Z 时，取32
10=-=Z Z ，由式（3-4）可得瞬时流量 当0=α、Z
π
、Z π2、……时，可得瞬时流量的最小值为
当Z 2πα=、Z
23π、……时，可得瞬时流量的最大值为
奇数柱塞泵瞬时流量规律见图
图3-3 奇数柱塞泵 定义脉动率 0025.0min
max =-=
tp
t t Q Q Q δ
式中tp Q 为平均流量，可由瞬时流量公式在 2
π
周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为
脉动频率
因为奇数柱塞泵，所以21000min /1500722=⨯⨯==r Zn f
脉动率
因为奇数柱塞泵，所以
根据计算值，将脉动率e 与柱塞Z 画成下图的曲线
图3-4 脉动率e 与柱塞数Z 关系曲线
由以上分析可知：
（1）随着柱塞数的增加，无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵，流量脉动率都下降。

（2）相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率。

第四章 柱塞受力分析与设计
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、半周排油。

柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。

柱塞受力分析
图4-1 柱塞受力分析
作用在柱塞上的力有：
图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

4.1.1 柱塞底部的液压力b P
柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力b P 为 式中b p 为泵的排油压力。

柱塞惯性力P g
柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度a ，则柱塞轴向惯性力P g 为 式中m Z 、G Z 为柱塞和滑靴的总质量和总重量 惯性力P g 方向与加速度a 方向相反，随缸体旋转角α按余弦规律变化。

当α=00和1800时，惯性力最大值为
离心反力P l
柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动，有向心加速度a l ，产生的离心反力P l 通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线，是径向力。

其值为
ωf Z
l Z l R g
G a m P =
=2 斜盘反力N
斜盘反力通过柱塞球头
轴向力P 与作用于柱塞底部的液压力b P 及其他轴向力相平衡。

而径向力T 则对主轴形成负载扭矩，使柱塞受到弯矩作用，产生接触应力，并使缸体产生倾倒力矩。

柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P 1和P 2
该力是接触应力p 1 和p 2产生的合力。

考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞在柱塞腔内的接触长度。

因此，由垂直于柱塞轴线的径向力T 和离心力l P 引起的接触应力p 1和p 2可以看成是连续直线分布的应力。

摩擦力P 1f 和 P 2f
柱塞与柱塞腔之间的摩擦力P f 为 式中f 为摩擦系数，常取f=~。

取f=
分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于死点时的位置。

此时N 、P 1、和P 2可以通过如下方程求得： 式中 0l — 柱塞最小接触长度 mm l 540=； l — 柱塞名义长度 mm l 74=; 解放程组得：
式中 82.314.23)4.2354(14.23)4.2354(1)(1)(22
222
2
2
2022220=--+-=--+-=l l l l l l φ 为结构参数 柱塞设计
柱塞结构型式
轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞.根据柱塞头部结构,有三种型式,(1)点接触式柱塞,(2)
线接触式柱塞,(3)带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一个摆动头, 称滑靴,可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,沿滑靴平面泄露,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.目前大多采用这种形式轴向柱塞泵. 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞重量,减小柱塞运动的惯性力.采用空心结构还可以利用柱塞底部的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.空心柱塞内可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位.
柱塞结构尺寸设计
1.柱塞直径 Z
d 及柱塞分布圆直径 D f
柱塞直径Z d 、柱塞分布圆直径D f 、和柱塞数Z 是互相关联的.根据统计资料,在缸体上各柱塞孔直径Z d 所占的弧长约为分布圆周长f D π 的 75% , 即 由此可得 π
75.0Z
d D m Z
f ≈
=
式中m 为结构参数.m 随柱塞数Z 而定.
当泵的理论流量lb Q 和转速b n 根据使用工况条件选定之后,根据流量公式可得柱塞直径Z d 为
柱塞直径 Z d 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 D f , 即 2. 柱塞名义长度L
由于柱塞圆球中心作用有很大的 径向力T,为使柱塞不致被 以及保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取 因为 a MP p 5.31= 所以 mm d l Z 5425.20== 因此,柱塞名义长度 l 应满足:
式中 m ax s — 柱塞最大行程;
min l — 柱塞最小外伸长度,一般取 Z d l 2.0min =.
根据经验数据,柱塞名义长度常取: 同理 mm l 96244)2.4~2.3(=⨯== 3.柱塞球头直径d 1
按经验常取 mm d d Z 18)8.0~7.0(1== 如图
图4-2 柱塞尺寸图
为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 l d ,一般取 4.柱塞均压槽
高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽,起均衡侧向力,改善润滑条件和存贮赃物的作用.如上图
均压槽的尺寸常取:mm mm h 8.08.0~3.0取=;宽mm mm b 6.07.0~3.0取= ; 间距mm mm t 1010~2取=.
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,还容易划伤缸体上柱塞孔壁面.因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽.
柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算
取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则
柱塞相对缸体的最大运动速度 v max 应在摩擦副材料允许范围内, 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 p max v max 为 选用 18CrMnTiA 材料.
第五章 滑靴受力分析与设计
目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构.滑靴不仅增大了与斜盘的接触应力,而且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 '0d 和滑靴中心孔0d ,再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中.由于油液在封油带环缝中的流动.使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜,大大减少了相对运动件间的摩擦损失,提高了机械效率.这种结构能适应高压力和高转速的需要.
滑靴受力分析
液压泵工作时,作用于滑靴上有一组方向相反的力.一是柱塞底部液压力力图把滑靴压向斜盘,称为压紧力y p ;另一是由滑靴面直径为 D 1的油池产生的静压力P f1与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力P f2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为分离力P f .当紧压力与分离力相平衡时,封油带上将保持一层稳定的油膜,形成静压油垫.
分离力P f
图为柱塞结构与分离力分布图.
图4-3 滑靴结构及分布力分布
根据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量q 的表达式为
若02=p ,则
式中 δ 为封油带油膜厚度.
封油带上半径为r 的任一点压力分布式为 若02=p ,则
从上式可以看出
由上式可以看出，封油带上压力 随半径增大而呈对数规律下降。

油池静压分离力P f1为 总分离力P f 为
压紧力y P
滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力b p 引起的，即
力平衡方程式
当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式 得泄流量为
滑靴设计
滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法
最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度，使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损失之和最小，保持最高功率。

泄漏功率损失V N ∆
已知滑靴在斜盘上的泄漏流量q ，。

若不计吸油区的损失，则滑靴在排油区域的泄漏功率损失为
摩擦功率损失m N ∆
滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆，为简化计算，近似认为是柱塞分布圆。

因此滑靴摩擦功率损失为
式中 τF —液体粘性摩擦力， δ
μπτu R R F )(212
2
-=； u —切线速度，ωf R u =
)(212
2
R R -π—滑靴摩擦（支承）面积； δ
μ
u
—液体粘性摩擦应力，μ为液体粘性系数，δ为油膜厚度。

将ωf R u =代入上式中可得
滑靴总功率损失N ∆
令
,0)
(=∂∆∂δ
N 可得最佳油膜厚度0δ为
由上式计算出的油膜厚度，可使滑靴功率损失最小，效率最高。

最佳油膜厚度在
mm 03.0~01.00=δ范围。

滑靴结构型式与结构尺寸设计
滑靴结构型式
滑靴的结构型式如图
图5-1 滑靴结构型式
关于滑靴的结构，应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨，所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带。

这样，即使滑靴出现某些偏磨，也不会破坏滑靴的平衡设计，从而延长了滑靴的寿命。

为了减小对滑靴底面的比压，并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形（这种变形引起松靴），常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带，为了不影响滑靴的支承力，并使密封环带内侧压力迅速伸展，内辅助支承面在圆周上是断开的。

为了提高滑靴的拉脱强度，可以将滑靴的收口部位加厚。

滑靴的球面圆柱度和椭圆度不大于，与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于，与柱塞球头的接触面积不小于70%。

滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造。

要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析，否则容易引起疲劳强度损坏。

结构尺寸设计
1. 滑靴外径D 2
滑靴在斜盘上的布局，应使倾斜角0=γ时，互相之间仍有一定间隙s ，如图
图5-2 滑靴外径D 2的选定
滑靴外径D 2为
一般取mm s mm s 6.01~2.0==取 2. 油池直径D 1
初步计算时，设定 mm D D 05.225.317.0)7.0~6.0(21=⨯== 3. 中心孔0d 、'0d 及长度0l
节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔'0d 作为节流装置，如滑靴结构及分离力分布图所示。

根据流体力学细长孔流量q 为 式中 0d 、0l ——细长管直径、长度； K ——修正系数； 把上式带入滑靴泄漏量公式 1
2
1
3ln 6R R p q μπδ=
可得
整理后可得节流管尺寸为
经多次试算得 mm d 2.10= mm l 5.220= 式中α 为压降系数，b p p 1=
α。

当667.03
2
==α时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。

为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 9.0~8.0=α。

从
b p R R K l d αα
μδ-=1ln 61281
2
304
'0 公式中可以看出，采用节流管的柱塞-滑靴组合，公式中无粘度系数μ ，说明油温对节流效果影响较小，但细长孔的加工工艺性较差，实现起来有困难。

第六章 配油盘受力分析与设计
配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸、排油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。

它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命。

配油盘受力分析
常用配油盘简图如下
图6-1 配油盘基本结构
液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而
生的压紧力P y ；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力P f 。

压紧力y P
压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在 柱塞腔底部台阶面上，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。

对于奇数柱塞泵)7(=Z ，当有4)1(2
1
=+Z 个柱塞处于排油区时，压紧力P y1为
当有3)1(2
1
=-Z 个柱塞处于排油区时，压紧力P y2为
平均压紧力P y 为
分离力P f
分离力有三部分组成。

即外封油带分离力P f1、内封油带分离力P f2、排油窗高压油对缸体的分离力P f3
对奇数柱塞泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同，封油带的包角是变化的。

实际包角比配油盘排油窗包角0φ有所扩大。

当有4)1(21
=+Z 个柱塞排油时，封油带实际包角1ϕ为
当有3)1(21
=-Z 个柱塞排油时，封油带实际包角2ϕ为
平均有2
Z
个柱塞排油时，平均包角p ϕ为
式中 α ― 柱塞间距角 512==Z
π
α； 0α ― 柱塞腔通油孔包角 450=α 1. 外封油带分离力P f1
外封油带上泄流量是源流流动，可得
外封油带泄流量q 1为 2. 内封油带分离力P f2
内封油带上泄流量是汇流流动，可得 内封油带泄流量q 2为 3. 排油窗分离力P f3 4. 配油盘分离力P f 总泄流量l q
考虑到封油带很窄，分离力也可以近似看成线性分布规律，简化计算：
力平衡方程式
为使缸体能与配油盘紧密贴合，保证可靠密封性，应取压紧力稍大于分离力。

设压紧
力与分离力之差为剩余压紧力y P ∆；剩余压紧力y P ∆与压紧力y P 之比为压紧系数ϕ，它表示压紧程度。

即
由此可得力平衡方程式
y f P P )1(ϕ-= 一般取1.0~05.0=ϕ 取1.0=ϕ则 KN P y 4.74=
为保证泵启动时，缸体配油盘仍有一定的预压紧力，常设置一轴向中心弹簧，把缸体紧压在配油盘上。

一般取弹簧力为300~500N 。

弹簧力P t 也可按下式选取
配油盘设计
配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。

过度区设计
为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过度角1α大于柱塞腔通油孔包角0α的结构，称正重迭配油盘。

具有这种结构的配油盘，当柱塞从低压腔接通高压腔时，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲压力b p ∆；当柱塞从高压腔接通低压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力0p ∆。

这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。

对泵的寿命影响很大。

为防止压力冲击，我们希望柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡，从而避免压力冲击。

图6-2 柱塞腔内压力变化
选带卸荷的非对称配油盘 根据式 y b f Z E p p tg R d V 0
2
01)21(21cos -+
-=∆γ
πα 计算出 151=∆α 202=∆α ，
在泵的结构尺寸确定后，取决于吸排有压力差的大小。

在实际工况条件下，泵排油压力常随负载改变而变化。

要避免在新工况条件下的压力冲击，应改变压缩角1α∆和2α∆以。