3906 軸向柱塞泵設(shè)計2

3906 軸向柱塞泵設(shè)計2,軸向,柱塞,設(shè)計 I軸向柱塞泵設(shè)計摘要液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液的動力元件，它是每個液壓系統(tǒng)中不可缺少的核心元件，合理的選擇液壓泵對于降低液壓系統(tǒng)的能耗、提高系統(tǒng)的效率、降低噪聲、改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要。本次設(shè)計對軸向柱塞泵進行了分析，主要分析了軸向柱塞泵的分類，對其中的結(jié)構(gòu)，如柱塞的結(jié)構(gòu)型式、滑靴結(jié)構(gòu)型式、配油盤結(jié)構(gòu)型式等也進行了分析和設(shè)計，還包括它們的受力分析與計算。同時缸體的材料選用以及校核也很關(guān)鍵，本文對變量機構(gòu)分類型式也進行了分析，最后利用 Solidworks 制圖軟件繪制零件圖與組裝成裝配圖,并進行干涉檢驗，無誤后出圖。本文對柱塞泵今后的發(fā)展也進行了展望。關(guān)鍵詞：軸向，柱塞泵，設(shè)計計算，Solidworks IIDESIGN OF AXIAL PISTON PUMPABSTRACTHydraulic pump is the power components which can Provide a certain discharge and pressure of the oil for Hydraulic system. It is indispensable core components for each hydraulic system. It is very important to select a reasonable hydraulic pump, because it can effectively Reduce the energy consumption of the hydraulic system, improve system efficiency, reduce noise, improve performance and ensure reliable operation of the system.This design analysis axial piston pump. It mainly analyzed the classification of axial piston pump, on which the structure, such as the structure type of the plunger, the structure type of slipper and oil pan structure type carried out analyzed and designed, including stress analysis and calculation of their too. At the same time, the selection of materials and checking the cylinder is also critical, the type of variable institutional classification was also analyzed in this paper, finally, Drawing parts drawing and installing Assembly body use the drawing software of solidworks, and drawing them after interference testing. The future development of piston was also discussed in this paper.KEYWORDS: axial, piston pump, design and calculation, solidworksi目錄摘要（中文） ..............................................................I摘要（英文） .............................................................II1 緒論.....................................................................i1.1 引言 ...............................................................11.2 軸向柱塞泵國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向 .................................12 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù).......................................32.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理 ...........................................32.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù) .......................................42.2.1 排量、流量、容積效率與結(jié)構(gòu)參數(shù)................................4扭矩與機械效率 ...............................................52?2.2.3 功率與效率....................................................63 直軸式軸向柱塞泵運動學(xué)及流量品質(zhì)分析.....................................63.1 柱塞運動學(xué)分析 .....................................................63.1.1 柱塞行程 S....................................................73.1.2 柱塞運動速度分析 V............................................73.1.3 柱塞運動加速度 a..............................................73.2 滑靴運動分析 .......................................................83.3 瞬時流量及脈動品質(zhì)分析 .............................................93.3.1 脈動頻率.....................................................113.3.2 脈動率.......................................................114 柱塞泵主要部件的設(shè)計與受力分析..........................................124.1 柱塞設(shè)計與受力分析 ................................................124.1.1 柱塞結(jié)構(gòu)形式.................................................124.1.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計.............................................124.1.3 柱塞受力分析.................................................134.2 滑靴受力分析與設(shè)計 ................................................164.2.1 滑靴受力分析.................................................164.2.2 滑靴設(shè)計.....................................................184.2.3 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計...................................194.3 配油盤受力分析與設(shè)計..............................................224.3.1 配油盤設(shè)計...................................................224.3.2 配油盤受力分析...............................................23ii4.3.3 驗算比壓 、比功 .........................................26Pv4.4 缸體設(shè)計 ..........................................................274.4.1 缸體的穩(wěn)定性 ................................................274.4.2 缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定.......................................274.5 斜盤力矩分析 ......................................................294.5.1 柱塞液壓力矩 ..............................................301M4.5.2 過渡區(qū)閉死液壓力矩 .......................................3024.5.3 回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩 ....................................3234.5.4 滑靴偏轉(zhuǎn)時的摩擦力矩 ....................................3244.5.5 柱塞慣性力矩 .............................................3354.5.6 柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 ...................................3364.5.7 斜盤支承摩擦力矩 .........................................337M4.5.8 斜盤與回程盤回轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動慣性力矩 ...........................3384.5.9 斜盤自重力矩 .............................................3395 柱塞回程機構(gòu)設(shè)計與變量機構(gòu)..............................................345.1 柱塞回程機構(gòu)設(shè)計 ..................................................345.2 變量機構(gòu)..........................................................356 SolidWorks 三維制圖.....................................................366.1 Solidworks 簡 介 ..................................................366.2 主要零件三維圖與工程圖............................................376.2.1 柱塞的三維圖與工程圖 ........................................376.2.2 滑靴的三維圖與工程圖 ........................................386.2.3 配油盤的三維圖與工程圖 ......................................396.2.4 缸體的三維圖與工程圖 ........................................406.3 軸向柱塞泵的裝配體................................................41結(jié)論 .....................................................................42參考文獻 .................................................................43致謝 .....................................................................4411 緒論1.1 引言軸向柱塞泵/馬達是液壓系統(tǒng)中重要的動力元件和執(zhí)行元件，廣泛地應(yīng)用在工業(yè)液壓和行走液壓領(lǐng)域，是現(xiàn)代液壓元件中使用最廣的液壓元件之一。軸向柱塞泵是利用與傳動軸平行的柱塞在柱塞孔內(nèi)往復(fù)運動所產(chǎn)生的容積變化來進行工作的。軸向柱塞泵的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，流量均勻性好，噪聲低，徑向尺寸小，轉(zhuǎn)動慣量小，工作壓力高，效率高，并易于實現(xiàn)變量。此外，由于軸向柱塞泵/馬達結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對制造工藝、材料的要求非常高，因此它又是技術(shù)含量很高的液壓元件之一。 近年來，隨著材料、制造、電子等技術(shù)的發(fā)展，軸向柱塞泵/馬達的新技術(shù)層出不窮，例如荷蘭 Innas 公司開發(fā)的 Float Cup 結(jié)構(gòu)軸向柱塞泵，丹麥的 Saur-Danfoss 公司為工程機械量身定做的 H1 系列的多功能泵，德國 Rexroth 公司推出的電子智能泵等等。而我國自 20 世紀六、七十年代開發(fā)了 CY 系列和引進 Rexroth 技術(shù)的泵/馬達后，軸向柱塞泵/馬達技術(shù)進展緩慢。近年來，隨著我國經(jīng)濟的騰飛，在工業(yè)現(xiàn)代化和大規(guī)模城市化進程中，工程機械、塑料機械、冶金、機床和農(nóng)業(yè)機械等領(lǐng)域?qū)S向柱塞泵/馬達的需求十分旺盛，因此提高我國軸向柱塞泵/馬達的性能顯得十分迫切，對軸向柱塞泵 /馬達技術(shù)革新的要求也十分緊迫！縱覽國內(nèi)外軸向柱塞泵/馬達技術(shù)的發(fā)展演變對認識軸向柱塞泵/馬達的發(fā)展趨勢和加快我國軸向柱塞泵 /馬達技術(shù)的發(fā)展都有著重要的指導(dǎo)意義和現(xiàn)實意義。1.2 軸向柱塞泵國內(nèi)外研究現(xiàn)狀與發(fā)展方向?qū)S向柱塞泵的研究可謂歷史悠久，其中為了改善軸向柱塞泵流量脈動，減小振動和噪聲，國內(nèi)外液壓界科技工作者作了大量的研究和實驗工作，研究表明：軸向柱塞泵的實際流量受到各種因數(shù)的影響，其流量脈動遠遠大于理論流量脈動，且脈動系數(shù)與柱塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。就軸向柱塞泵柱塞數(shù)的奇偶選擇問題，中國學(xué)者王意在1982年提出了“偶數(shù)泵可以和奇數(shù)泵工作一樣好”的觀點，并在1984年，選擇九柱塞泵與他設(shè)計的八柱塞泵進行流量脈動對比測試，實驗表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德國Achen大學(xué)流體動力研究所從理論上得出：八柱塞泵在受力、噪聲方面優(yōu)于九柱塞泵，模擬實驗裝置上測得結(jié)果是八樁塞泵的壓力脈動約為九柱塞泵的122％。葉敏則考慮配油盤的偏轉(zhuǎn)安裝，并對傳統(tǒng)公式進行了修正，已看不出奇數(shù)泵的流量脈動遠遠小于偶數(shù)泵。在“流體控制與機器人”96學(xué)術(shù)年會上，北京理工大學(xué)的張百海教授就通常工況下，帶有預(yù)壓縮角的軸向柱塞泵流量脈動作了分析，認為其流量脈動系數(shù)遠遠大于其固有流2量脈動系數(shù)，且偶數(shù)泵和奇數(shù)泵具有相同的流量脈動頻率，但他沒有給出實驗證明。鄒駿則在九柱塞泵的基礎(chǔ)上，設(shè)計并制造出一個八柱塞泵，對八、九柱塞泵作了仿真分析及實驗對比，認為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵。此外，北京航空航天大學(xué)的王占林教授與博士生從柱塞泵的計算機輔助設(shè)計入手，對斜盤式軸向柱塞泵作了運動學(xué)分析，給出了柱塞分別處于預(yù)升壓過渡區(qū)和預(yù)減壓過渡區(qū)柱塞腔中油液的壓力分布及求解方法，對柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶數(shù)柱塞泵的流量脈動相差無幾的結(jié)論。目前，國內(nèi)對軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數(shù)研究較多的是甘肅工業(yè)大學(xué)的那成烈教授和安徽理工大學(xué)的許賢良教授，他們以各自不同的角度對軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數(shù)進行了較深入的研究。那成烈教授在國家自然科學(xué)基金資助項目“軸向柱塞泵噪聲控制”的研究中，指出軸向柱塞泵流量脈動不僅決定于供油質(zhì)量，也是流體噪聲控制的主要因素之一。他主要從配油盤的結(jié)構(gòu)上對流量脈動進行了全面的分析研究。他的多位學(xué)生在他的指導(dǎo)下，對軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數(shù)做了大量的研究。蘭州理工大學(xué)的那焱青針對軸向柱塞泵的流量脈動是工程噪聲控制的主要因素之一，找出了軸向柱塞泵瞬時流量的影響因素，并運用計算機仿真分析給出了減小流量不均勻系數(shù)的方法。西南交通大學(xué)的鄧斌在配油過程流量仿真中，對瞬時理論流量和倒灌流量分別進行了仿真，提出了倒罐流量引起的流量脈動比柱塞泵的幾何流量脈動大，因此對于柱塞水壓泵的流量脈動應(yīng)從減小倒灌流量入手，即減小柱塞腔內(nèi)壓力的脈動。在對實際流量進行分析仿真時，利用b— 紊流模型和SIMPLEST算法對水壓軸向柱塞泵配油過程?中的流場進行了三維模擬，揭示了流量變化及柱塞腔和配流窗口中的流速分布規(guī)律，并指出轉(zhuǎn)速和負載壓力對水壓軸向柱塞泵的流量脈動有較大影響。甘肅工業(yè)大學(xué)的劉淑蓮?fù)ㄟ^對對稱偏轉(zhuǎn)配油盤的軸向柱塞泵流量脈動形成機理進行理論分析，提出了計算流量脈動的修正公式。并用計算機仿真研究軸向柱塞裂流量脈動與柱塞奇偶數(shù)、阻尼形式及通油比例等影響因素的關(guān)系。同時對帶有橫向傾角減振機構(gòu)的斜盤酌兩種結(jié)構(gòu)形式的泵流量進行了分析與仿真。蘭州理工大學(xué)的尹文波主要從幾何因數(shù)，即配油盤的結(jié)構(gòu)對實際流量的影響進行分析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時流量脈動系數(shù)比工作介質(zhì)不可壓縮時大一個數(shù)量級，且與柱塞數(shù)的奇偶性無關(guān)。同時指出流量脈動系數(shù)最大的影響因素是油液的彈性模量和油泵靜工作壓力，其次是柱塞數(shù)。安徽理工大學(xué)的許賢良教授從幾何角度分析了配流結(jié)構(gòu)與流量脈動之間的關(guān)系，提出了偶數(shù)柱塞的流量特性及流量脈動是由 (兩相鄰柱塞間夾角)、 ，(缸孔腰形?f?角）、 （配油 盤腰形角 )的組合確定的。他的學(xué)生，安徽理工大學(xué)劉小華對影響軸向p?3柱塞泵的幾何因素和非幾何因素(包括泄漏)進行了理論分析，同時對實際流量脈動進行了計算仿真和動態(tài)測試，最后得出結(jié)論：流量脈動劇烈，且流量脈動頻率只與柱塞數(shù)有關(guān)，與奇偶性無關(guān)。中國礦業(yè)大學(xué)的劉利國則考慮配油盤實際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞實際排液狀況，得出八柱塞泵流量脈動和七柱塞泵流量脈動相差不大的結(jié)論。就軸向柱塞泵的泄漏問題，國外的研究者更感興趣于柱塞和缸體間因摩損而引起的泄漏。英國密蘇里大學(xué)哥倫比亞分校的Noah D.Manring 在討論泵的實際流量時，著重考慮了柱塞和缸體間各種磨損所帶來的泄漏及泵在預(yù)升壓過渡區(qū)的油液倒灌，得到了七、八、九柱塞泵的實際流量與理論流量的比較圖，結(jié)果顯示：泵的實際流量脈動遠遠大于理論脈動，且偶數(shù)泵在數(shù)據(jù)顯示上好于奇數(shù)泵。加拿大薩省大學(xué)的李澤良在研究軸向柱塞泵中柱塞與缸體間的泄漏時，用一個壓力控制伺服閥以一個高頻率響應(yīng)用來模擬軸向柱塞泵的柱塞與缸體間的磨損，并采用控制運算法模仿各種不同程度的柱塞磨損，測出其泄漏量。實驗結(jié)果指出實驗系統(tǒng)與有真正磨損的柱塞泵相比，其流壁脈動、壓力脈動相當(dāng)一致，這就為進一步的深入研究提供了一定的數(shù)據(jù)依據(jù)。德國漢堡技術(shù)大學(xué)的RolfLasaar分別從柱塞受力角度和泵的實際流量角度對斜盤式軸向柱塞泵柱塞與缸體的間隙進行了較為詳盡的分析，從柱塞所受摩擦力角度：要求間隙取大者；從泄漏量對流壁的影響角度：要求間隙越小越好。作者通過計算和實驗，得到了此間隙的最優(yōu)化處理模式。綜上所述，軸向柱塞泵的實際流量脈動異常復(fù)雜，傳統(tǒng)理論力所難及。由于柱塞泵的流量、壓力脈動相當(dāng)復(fù)雜，涉及若干幾何因素和非幾何因素，至今還沒有人能夠定性地、更沒有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起的作用和地位。業(yè)界更多地偏向于從配油盤結(jié)構(gòu)的角度去分析軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數(shù)，而且形成了較為完善的分析計算體系；至于泄漏對實際流量及脈動系數(shù)的影響，雖進行了一定的研究，但還沒一個較為完整的分析計算，更無計算公式。軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結(jié)構(gòu)保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。2 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數(shù)2.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理軸向柱塞泵是將多個柱塞配置在一個共同缸體的圓周上,并使柱塞中心線和缸體中心線平行的一種泵。軸向柱塞泵有兩種形式,直軸式(斜盤式)和斜軸式(擺缸式),如圖2-1 所示為直軸式軸向柱塞泵的工作原理,這種泵主體由缸體 1、配油盤 2、柱塞 3 和斜4盤 4 組成。柱塞沿圓周均勻分布在缸體內(nèi)。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度,柱塞靠機械裝置或在低壓油作用下壓緊在斜盤上(圖中為彈簧),配油盤 2 和斜盤 4 固定不轉(zhuǎn),當(dāng)原動機通過傳動軸使缸體轉(zhuǎn)動時,由于斜盤的作用,迫使柱塞在缸體內(nèi)作往復(fù)運動,并通過配油盤的配油窗口進行吸油和壓油。如圖 2-1 中所示回轉(zhuǎn)方向,當(dāng)缸體轉(zhuǎn)角在π～2π 范圍內(nèi),柱塞向外伸出,柱塞底部缸孔的密封工作容積增大,通過配油盤的吸油窗口吸油;在 0～π 范圍內(nèi),柱塞被斜盤推入缸體,使缸孔容積減小,通過配油盤的壓油窗口壓油。缸體每轉(zhuǎn)一周,每個柱塞各完成吸、壓油一次,如改變斜盤傾角, 就能改變柱塞行程的長度,即改變液壓泵的排量,改變斜盤傾角方向,就能改變吸油和壓油的方向,即成為雙向變量泵。圖 2—1 軸向柱塞泵的工作原理1—缸體 2—配油盤 3—柱塞 4—斜盤 5—傳動軸 6—彈簧2.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數(shù)給定設(shè)計參數(shù)最大工作壓力 MPamax40p?額定流量 L/r1Q最大流量 L/rax=2額定轉(zhuǎn)速 r/min5n最大轉(zhuǎn)速 r/minmax30?2.2.1 排量、流量、容積效率與結(jié)構(gòu)參數(shù)軸向柱塞泵幾何排量 是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即bq22maxtan4b fdZSD???式中 d——柱塞直徑；Z——柱塞數(shù)；5Df——柱塞分布圓直徑；——斜盤傾角。?泵的理論流量 為q10vQn???式中： ——油泵的容積效率，計算時一般去0.92～0.97。本文中取 =0.95 。?? ??=7.2(ml/r)150.9q?為了避免氣蝕現(xiàn)象，在計算 值之后，需按下式做校核計算：q13maxpnC??式中： ——常數(shù)，對進口無預(yù)壓力的油泵 =5400；對進口壓力為 的油泵pCpC25/kgfcm=9100。13p07.2=06.6?所以主參數(shù)排量符合設(shè)計要求。從泵的幾何排量公式 可以看出，柱塞直徑 ，分布22maxtan4b fqdZSD??? d圓直徑D f,柱塞數(shù)Z都是泵的固定結(jié)構(gòu)參數(shù)，并且當(dāng)原動機確定之后傳動軸轉(zhuǎn)速 n 也是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角 來實現(xiàn)。?對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角 在 之間，該設(shè)計是非通軸泵，max?15~8??受結(jié)構(gòu)限制，取上限，即 = 。?18?Rf、d、Z的確定柱塞數(shù)Z根據(jù)實踐經(jīng)驗取定：一般半周型多取Z=7，通軸型多取Z=9，能使結(jié)構(gòu)較為緊湊。由此這里取Z=7。初算時，可取 ，則可按下式試算 Rf：0.752fdR??（2-2）33q.cm=351.tanfZ??（ ） （ ）再由排量公式確定柱塞直徑：2qd=.9c=2.tanfZR???（ ） （ ）由于上式計算出的 需要圓整化，并按有關(guān)標準選取標準直徑，應(yīng)選 d3.4m排量是液壓泵的主要性能參數(shù)之一，是泵幾何參數(shù)的特征量。相同結(jié)構(gòu)型式的系列泵中，排量越大，做功能力也越大。因此對液壓元件型號命名的標準中明確規(guī)定用6排量作為主要參數(shù)來區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號的產(chǎn)品。2?扭矩與機械效率不計摩擦損失時泵的理論扭矩 為tbM??66120.40.471/3btpqMNm?????式中 為泵吸、排油腔壓力差。b考慮摩擦損失 時，實際輸出扭矩 為b gb??6660.471.05.4310/gt??軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間、滑靴斜盤平面之間、柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產(chǎn)生的。泵的機械效率定義為實際輸出扭矩 與理論扭矩 之比，即gbMtb60.4310.97gbmt????軸向柱塞泵的機械效率 0.88～0.93。所以此泵符合設(shè)計要求。bm?2.2.3 功率與效率不計各種損失時，泵的理論功率 tbN2tbtbghNpQnM????61503.4.471396t kw???泵的實際輸入功率 為br2brgmn?????615013.4.4374960.rNk???定義泵的總效率 為輸出功率 與輸入功率 之比，即bcNbr.9.8tbvmr?上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效率一般為 ，上式滿足要求。0.85~.9b?3 直軸式軸向柱塞泵運動學(xué)及流量品質(zhì)分析泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復(fù)直線運動。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上任何一點的運動軌跡是一個橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對缸體繞其自身7軸線的自傳運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。3.1 柱塞運動學(xué)分析柱塞的運動學(xué)分析主要是研究柱塞相對于缸體的往復(fù)直線運動。即分析柱塞與缸體做相對運動時的行程、速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質(zhì)和主要零件受力狀況的基礎(chǔ)。3.1.1 柱塞行程 S圖 3－1 為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。若斜盤傾斜角為 ，柱塞分布圓半?徑 ，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為 ，并以柱塞腔容積最大時的上死點位置為 0°，則對應(yīng)fR?于任意旋轉(zhuǎn)角 如圖示圖 3－1 柱塞運動分析cosffhR???所以柱塞行程 S 為??ftgtg??當(dāng) 時，可得最大行程 為180?? maxSmax2351824fRtt????3.1.2 柱塞運動速度分析 V將式 對時間微分可得柱塞運動速度 v 為??1cosfShtgtg????vsinsvfttdR???當(dāng) 及 270°時， ，可得最大運動速度 為90??i1??maxV??max50323.41875/6ftgtgs?????8式中 為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， 。?t???3.1.3 柱塞運動加速度 a將 對時間微分可得到柱塞運動加速度 a 為vsinsvfttdRtg???2cosvafttdt?????當(dāng) =0°或 180°時， ,可得最大運動加速度 為?cos1?max??22max503180/6fRtgtgs???????????柱塞運動的行程 s、速度 v、加速度 a 與缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系如圖 3—2 所示。圖 3—2 柱塞運動特征圖3.2 滑靴運動分析研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面 xoy 內(nèi)的運動規(guī)律，如圖 3—3 所示。9圖 3—3 滑靴運動規(guī)律分析圖其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長，短軸分別為長軸 ??274cosfRbm???短軸 0fa如果用極坐標表示在斜盤平面上旋轉(zhuǎn) 角時的柱塞頭部坐標則為?矢徑 221csfRtg???極角 -tano??（ ）滑靴在斜盤平面 內(nèi)的運動角速度 為xy? h?22dcsiht ????由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運動，當(dāng) 時， 最大（在2????h?短軸位置）為??max150265/cos8h rads???????（ ）當(dāng) 或 時， 最?。ㄔ陂L軸位置）為0??hhax102cos149/6rs?（ ）由結(jié)構(gòu)可知，滑靴中心繞 點旋轉(zhuǎn)一周的時間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時間。因此，o?其平均旋轉(zhuǎn)角速度等于缸體角速度，即??15027/6h rads?????3.3 瞬時流量及脈動品質(zhì)分析柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成sintizfQFRtg???式中 為柱塞橫截面積 , 。z 24zd?泵柱塞數(shù)為 Z=7，柱塞角距為 ，位于排油區(qū)的柱塞數(shù)為 ，那么參與7z???mZ排油的各柱塞瞬時流量為 1sintZfQFRtg??????2z?3i2tft?? ?? ?10??1tmZf mQFRtgz???????????泵的瞬時流量為 12ttttQ? ?????1 12sin=sinm mZ Zzf zft tgiFRgiZ??????????????????????由以上可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉(zhuǎn)角 α 有關(guān)，也與柱塞數(shù) Z 有關(guān)。圖 3—4 奇數(shù)柱塞泵瞬時流量對于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為 。mZ當(dāng) 時，取 ,由泵的流量公式可得瞬時流量為02???172mZ???cos2intzf zQFRtg???????????當(dāng) 時，流量脈動取 ,同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為2???1=3mZ?cos2intzfQFRtgZ???????????當(dāng) 、 、 、 時，可得瞬時流量的最小值為0??2?? min1ta2ntZf???而當(dāng) 、 、 、 時，可得瞬時流量的最大值為4??35?11max1tan2sitzfQFRZ?????我們常用脈動率 和脈動頻率 f 來表示瞬時流量脈動品質(zhì)。定義脈動率 ?maxinttvg?這樣，就可以進行動品質(zhì)分析。3.3.1 脈動頻率當(dāng) Z=7，即為奇數(shù)時??1502736fnZHz???3.3.2 脈動率當(dāng) Z=7，即為奇數(shù)時0.2532474tgtgz????????????當(dāng) Z 為偶數(shù)時tz?利用以上兩式計算值，可以得到以下內(nèi)容：表 3—1 脈動率的計算值Z 5 6 7 8 9 10 11（％）?4.89 13.9 2.53 7.8 1.53 4.98 1.23由以上分析可知：1.隨著柱塞數(shù)的增加，流量脈動率下降。2.相鄰柱塞數(shù)相比，奇數(shù)柱塞泵的脈動率遠小于偶數(shù)柱塞泵的脈動率，這就是軸向柱塞泵采用奇數(shù)柱塞的根本原因。泵瞬時流量是一周期脈動函數(shù)。由于泵內(nèi)部或系統(tǒng)管路中不可避免的存在有液阻，流量的脈動必然要引起壓力脈動。在設(shè)計液壓泵和液壓系統(tǒng)時，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。4 柱塞泵主要部件的設(shè)計與受力分析柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時，半周吸油，一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在12排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設(shè)計中討論。4.1 柱塞設(shè)計與受力分析4.1.1 柱塞結(jié)構(gòu)形式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)柱塞頭部結(jié)構(gòu)，可有以下三種形式：①點接觸式柱塞，如圖 3.2（a）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應(yīng)力大，柱塞頭部容易磨損﹑剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應(yīng)用。② 線接觸式柱塞，如圖 3.2（b）所示。柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接觸，以降低接觸應(yīng)力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當(dāng)于普通滑動軸承，其 值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。??pv③ 帶滑靴的柱塞，如圖 3.2（c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動?；ヅc斜盤間為面接觸，接觸應(yīng)力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。（a） ( b ) ( c )13圖 3.2 柱塞結(jié)構(gòu)型式 圖 3.3 封閉薄壁柱塞從圖 3.2 可見，三種型式的柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu)，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動時的慣性力。采用空心結(jié)構(gòu)還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴張變形補償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果?？招闹麅?nèi)還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。但空心結(jié)構(gòu)無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調(diào)節(jié)過程的動態(tài)品質(zhì)。因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件﹑性能要求﹑整體結(jié)構(gòu)等多方面權(quán)衡利弊，合理選擇。航空液壓泵通常采用圖 3.3 所式的封閉壁結(jié)構(gòu)。這種結(jié)構(gòu)不僅有足夠的剛度，而且重量減輕 10%～20%。剩余無效容積也沒有增加。但這種結(jié)構(gòu)工藝比較復(fù)雜，需要用電子束焊接。本設(shè)計即采用帶滑靴的柱塞形式進行設(shè)計。4.1.2 柱塞結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計（1）柱塞直徑 及柱塞分部圓半徑dfR在 2.2.1 中我們已經(jīng)求出：柱塞直徑 24m?柱塞分部圓半徑 35fR(2) 柱塞名義長度 L 如圖 4—1 所示，應(yīng)選定下列主要參數(shù)：——柱塞的最大行程（mm）maxS——柱塞最小外伸長度（mm）inl——柱塞最小接觸長度（mm）0——柱塞名義長度（mm）L值在結(jié)構(gòu)計算中已經(jīng)確定，一般在 范圍內(nèi)，而 及 值一般maxS ??max1~.5Sd?minlL可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)來取：min0.2ld?當(dāng) PH≥30MPa時， 取??~5?02.48l而??maxin0.7~3LSld??這里取 +=14(3) 柱塞球頭直徑 1d按經(jīng)驗常取 0.7=m?為使柱塞球頭不遮住滑靴的注油孔，應(yīng)使依經(jīng)驗取 (2-9)21ax4sindd???41md?則 7816???為使柱塞在排油結(jié)束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離 ，取dl24m?(4) 柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)形均壓槽，起均衡側(cè)壓力、改善潤滑條件和存儲贓物的作用。均壓槽的尺寸常取：深 ，寬 ，間距0.35m:0.37:2~10tm?本文取槽深 0.5mm 槽寬 0.5mm，間距 t=10mm。實際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設(shè)均壓槽。4.1.3 柱塞受力分析圖 4—1 是帶有滑靴的柱塞受力簡圖。圖 4—1 柱塞受力簡圖作用在柱塞上的力有：(1) 柱塞底部的液壓力 PF15柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力 為pF????2max2364104180.46pFd N???????式中 為泵的最大工作壓力。maxP(2) 斜盤對柱塞的法向力 N法向力 N 可分為柱塞的側(cè)向分力 T 及柱塞的軸向分力 F,??sinT???coF(3) 缸孔對柱塞的正壓力為 與??1F2如忽略柱塞的離心力、慣性力、滑履與斜盤間的摩擦力和柱塞與缸孔的配合間隙，并假定柱塞與缸孔間的比壓按直線分布，則可列出下列四個力的平衡方程式：—摩擦系數(shù)，可取 。f 0.f??。?，0yF?12sinNF???ⅱ） ，xco0Pf?ⅲ) , M021 12033lldfFf???????????????ⅳ）由相似原理。??2012lF??解上列方程式可得：2002643=m1lfdl令??202=3.1ll???（ ）則cosinpFNf?????18062153.23sN??????1 20sin1FNl???????????16??1 1253sin838.96FN??????????????20Nl????2153sin867.9FN????(4) 缸孔與柱塞間的摩擦力為 與1fF210.3f??26780?(5) 柱塞慣性力 B柱塞相對缸體往復(fù)直線運動時，有直線加速度 ，則柱塞軸向慣性力 為aBF2cosGFmaRtg?????式中 m 、 G 為柱塞和滑靴的總質(zhì)量。慣性力方向與加速度的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角 α 按余弦規(guī)律變化。當(dāng) 和0o??時，慣性力最大值為180o??2231.01508186o oBGFmaRtgtgN?????????????(6) 柱塞與缸孔間比壓 P、平均比功 驗算??avgp對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應(yīng)力不僅會增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞活缸體。其比壓控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。取柱塞伸出最長時的最大接觸應(yīng)力作為計算比壓值，則 ????1max02=3pa0dFPMpal??柱塞相對缸體的最大運動速度 應(yīng)在摩擦副材料允許方位內(nèi)，即maxv??ax5218.79/8/6vRtgtgmsvs????????平均比功可按下式計算：??max3.0.602avgpMpapa??上式中的許用比壓 、許用速度 、許用比功 的值，以摩擦副材料而定，????v??v可參考表 4—1表 4—1材料牌號 許用比壓 ??p??Ma許用滑動速度 ??v??/ms平均許用比功 ??pv??/Mams?1ZQA94?30 8 601710nZQS?15 3 20球磨鑄鐵 10 5 18柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。同時在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。4.2 滑靴的設(shè)計與受力分析 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤得接觸面、減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔 和滑靴中心孔 ，再4d0d經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環(huán)縫中流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。4.2.1 滑靴受力分析 液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力 ；另一是由滑靴面直徑為 的油池產(chǎn)生的靜壓力 與滑yp1D1fP靴封油帶上油液泄露時油膜反力 ，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離 。2f p當(dāng)壓緊力與分離想平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。(1) 分離力圖 4—2 為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄露量 q 的表達式為??2136lnRF?????若 ，則20F213lRq式中 為封油帶油膜厚度。?封油帶上半徑為 r 的任一點壓力分布式為??211lnrrPFR???若 ，則20F1821lnrRPF?從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力 可通過積分求得。fP圖 4—2 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布如圖 4—2，取微環(huán)面 。則封油帶分離力 為rd?2fp??21 2111lnRfrFpPR????油池靜壓分離力 為1f21f?總分離力 為fP19??????221 7123041382.910lnlnfffRpFN?????????(2) 壓緊力 yP滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 引起的，即p??1806937cospyFN????(3) 力平衡方程式 當(dāng)滑靴受力平衡時，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 yfp??2124coslnbzRpdP????即 ??211lncosPdR???將上式帶入式 ，得泄漏量為3126lnpq?????????3 3202 821.40160.4./mincos cos18PdF LR???????? ?除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉(zhuǎn)的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產(chǎn)生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應(yīng)該在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計中予以注意。4.2.2 滑靴設(shè)計 滑靴設(shè)計常用剩余壓緊力法剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔 還是滑靴中心孔 ，均不起節(jié)流作用。4d0d靜壓油池壓力 與柱塞底部壓力 相等，即1ppFP?將上式帶入式 中，可得滑靴分離力為 ??211lncosPRF??20??????226113.401804.1lnlnPRpFN???????設(shè)剩余壓緊力 ，則壓緊系數(shù)yf?,這里取 0.10.5~.1yp??滑靴力平衡方程式即為?????1.40.36f N???用剩余壓緊力法設(shè)計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 0.008-0.01mm 左右。滑靴泄漏量少，容積效率較高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。剩余壓?緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計。4.2.3 滑靴結(jié)構(gòu)型式與結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(1) 確定滑靴結(jié)構(gòu)型式滑靴結(jié)構(gòu)有如圖 a 所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面，結(jié)構(gòu)簡單，是目前常用的一種型式。圖 a 滑靴結(jié)構(gòu)圖中（b）所式滑靴增加了內(nèi)﹑外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產(chǎn)生的比壓，同時可以克服滑靴傾倒產(chǎn)生的偏磨使封油帶被破壞的情況。21圖 4.2（b）圖中（c）所示的滑靴在支承面上開設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。圖 4.2（c） 滑靴結(jié)構(gòu)型式 22(2) 結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計1.包球直徑 一般略小于柱塞直徑 d，可以使滑靴頸部有一部分進入缸孔中，從3d而縮短軸向尺寸。取 2.0cm。?32.滑靴外徑 2D滑靴在斜盤上的布局，應(yīng)使傾角 時，互相之間仍有一定的間隙 S ，如圖 4—0?4 所示。圖 4—4 滑靴外徑的確定滑靴外徑 為2D??180sin7sin.53SmZ???????一般取 ，這里取 0.5.0.~1S3. 油池直徑初步計算時，可設(shè)定 ，這里取 0.8120.6~D??1.834???4. 中心孔 、 及長度0do?0l如果用剩余壓緊力法設(shè)計滑靴，中心孔 和 可以不起節(jié)流作用。為改善加工工0do?藝性能，?。ɑ?）0o?.8~15m?本文取 d4= =1mm如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計滑靴，則要求中心孔 （或 ）對油液0do?有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度 ，節(jié)流器有以下兩種型式：0.1??① 節(jié)流器采用截留管時，常以柱塞中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖 4—2 所示。od?根據(jù)流體力學(xué)細長孔流量 q 為23??40128bdpqlk????式中 、 ---細長管直徑、長度 ； K---修正系數(shù)。0dl0164xoRkl???1602.xd????????0.65oxdR??.8?0.x??把上式帶入滑靴泄漏量公式 可得3126lnFqR??????301128lPdlk??整理后可得節(jié)流管尺寸為帶入數(shù)據(jù)可以求得430216lnpdkaFR????0m? 08lm?式中 為壓降系數(shù)， 。當(dāng) 時，油膜具有最大剛度，承載能a1PaF.673a力最強。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數(shù) ，這里取 0.80.8~9a?② 節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖 5—1 所示，根0d據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量 q 為??2014PdgcFr???式中 C 為流量系數(shù)，一般取 。.6~07C把上式帶入 中，有3126lnqR????30 11246lnPdFgRr??????整理后可得節(jié)流孔尺寸24帶入數(shù)據(jù)可以求得32021lnPadFRgCr???????0m以上提供了設(shè)計節(jié)流器的方法。從上兩式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞—滑靴組合，公式中無粘度系數(shù) ，說明油溫對節(jié)流效果影響較小，但細長孔的加工工藝性較差，實現(xiàn)起來有困難。采用滑靴—中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù) 的影響，油?溫對節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。但薄壁孔加工工藝性較好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng) 0.4m?4.3 配油盤受力分析與設(shè)計配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，可以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋轉(zhuǎn)的鋼鐵傳來的軸向載荷。它設(shè)計的好壞直接影響泵的效率和壽命。4.3.1 配油盤設(shè)計配油盤設(shè)計主要是確定內(nèi)封油帶尺寸、吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。(1)過渡區(qū)設(shè)計 為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角 大1a于柱塞腔通油孔包角 的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞0?從低壓腔接通高壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。(2)配油盤主要尺寸確定25圖 4—5 配油盤主要尺寸如圖 4—5 所示，求的配油盤主要尺寸如下：① 配流窗口分部圓直徑 0D配油盤窗口分布圓直徑一般取等于或者小于柱塞分布圓直徑 。即 ，然后根D0?據(jù)下式驗算其表面滑動速度： ??06nvv?????式中： ——配油盤許用表面滑動速度 ，推薦??? ??/ms?4~6/vms??取 。8Dm?則??3.146850.3//vsvs?? ????:所以符合設(shè)計要求。② 封油帶尺寸設(shè)內(nèi)封油帶寬度為 ，外封油帶寬度為 ， 和 確定方法為：2b1b2考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏量大，取 略大于 ，即1b2??120.153Rdm???234~.2?當(dāng)配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示于分離力計算式代入平衡方程式可得??23412lnlpzR????聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸： , ,14Rm?238, .30m?47③ 配油窗口(長腰形)的長度與寬度配油窗口長度至少可占其分布圓周圍長度的 75﹪，即 ；10.75????配油窗口的寬度 應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來計算：??23SR????130fnqcmvD??式中： ——吸入液體許可流速 ，一般推薦 。??v/s??2~3/vms?570.2.8.1c3S????所以符合要求4.3.2 配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的，但是功用和基本構(gòu)造則相同。26圖 4—6 是常用的配油盤簡圖。液壓泵工作時，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力 ；配油窗口和風(fēng)又打油膜對缸體的分離力yp。fp1—吸油盤 2—排油窗 3—過渡區(qū) 4—減震槽5—內(nèi)封油帶 6—外封油帶 7—輔助支承面圖 4—6 配油盤基本構(gòu)造(1) 壓緊力 壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。對于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 為??12Z?1yp??21max71.4806374ypyzpdFN????????當(dāng)有 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 為??2?2yp??2min.1454ypyZ??平均壓緊力 為????123710253862yyp N?????(2) 分離力 f分離力由三個部分組成。即外封油帶分離力 ，內(nèi)封油帶分離力 ，排油窗高1fp2fp27壓油對缸體的分離力。對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角 有所擴大，如圖 4—7 所示。0?圖 4—7 封油帶實際包角的變化當(dāng)有 個柱塞排油時，封油帶實際包角 為??12Z?1???1012877a?????????當(dāng)有 個柱塞排油時，封油帶實際包角 為?? 2??20 6332Z?平均有 個柱塞排油時，平均包角 為 p???12867p??????????式中： ---柱塞間距角， ;aaZ---柱塞腔通油孔包角 ，這里取 。o 027a?① 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏量是源流流動,對封