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河北科技学院2011届本科生毕业论文（设计）
柱塞直径dx确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径Df，即
4Qtb Df==1.9d5=3mm9 2pdxtggZnb2 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，，为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密封长度，应保证有最小留孔长度l0，一般取：
pb?20Mpa l0?(1.41.dz8 ) pb?30Mpa l0?(22.d 5z)因此，柱塞名义长度l应满足： l?ls0ma+x式中 smax——柱塞最大行程；
lmin——柱塞最小外伸长度，一般取lmin=0.2dz=7.8mm。 根据经验数据，柱塞名义长度常取：
pb￡20Mpa l?(2.73.dz5 ) pb?30Mpa l?(3.24. dz2 )这里取l=3d=117mm 3 柱塞球头直径d1
按经验常取d1?(0.70.8)dz，如图3.4所示。
lm
图3.4 柱塞尺寸图
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ld，一般取ld=(0.40.55)dz，这里取ld=0.5dz=19.5mm。 4 柱塞均压槽
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高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽，起均衡侧向力﹑改善润滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深h=0.3～0.7mm；间距t=2～10mm
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。
3.2.3柱塞摩擦副比压P﹑比功Pv验算
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或缸体。其比压应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
2p12创20.1103 pmax===21Mpa<[p]=30Mpa -3dzl139创1020.4柱塞相对缸体的最大运动速度vmax应在摩擦副材料允许范围内，即
vmax=Rfwtgg=19.5创104.66tg15O?10-3由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功pmaxvmax为 2p1pmaxvmax=Rfwtgg=21?0.55dzl111.55Mpa.m/s<[pv]=60Mpa.m/s
0.55m/s<[v]=8m/s
上式中的许用比压?p?﹑许用速度?v?﹑许用比功?pv?的值，视摩擦副材料而定，可参考表3.2。
许用比压?p? 材料牌号 （Mpa） ZQAL9—4 30 ZQSn10—1 15 10 球磨铸铁
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。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力，不选用铜材料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。
许用滑动速度?v? （m/s） 8 3 5 许用比功?pv? （Mpa.m/s） 60 20 18 表3.2 材料性能
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4 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面﹑减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔d0?和滑靴中心孔d0，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。
4.1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图把滑靴压向斜盘，称为压紧力py；另一是由滑靴面直径为D1的油池产生的静压力pf1与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力pf2，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离pf。当压紧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。下面对这组力进行分析。
4.1.1分离力pf
图1—11为柱塞结构与分离力分布图。根据流体学平面圆盘放射流动可知，油液经滑靴封油带环缝流动的泄漏量q的表达式为
??3(p1?p2) q?
R26?lnR1若pz?0，则
q???3p1R6?ln2R1
式中?为封油带油膜厚度。
封油带上半径为r的任仪点压力分布式为
Rln2pr?(p1?p2)r?P2
Rln2R1若pz?0，则
R2r pr?p1Rln2R1ln从上式可以看出，封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降。封油带上总的
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分离力pf可通过积分求得。
图4.1 滑靴结构及分离力分布
如图4.1，取微环面2?rdr，则封油带分离力pf2为 pR2p1f2??R1pr2?dr??(2R2?21R?)2lnR2R1油池静压分离力pf1为
p2f1??R1p 1总分离力pf为
p(R22p2-R21)(14-11)pf=pf1+pf2=Rp1=?20.16 105(KN)
2ln2R2ln141114.1.2压紧力py
滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力pb引起的，即
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?P21 R1