一般取s?0.2~1mm取s?0.6mm 2. 油池直径D1
初步计算时，设定 D1?(0.6~0.7)D2?0.7?31.5?22.05mm 3. 中心孔d0、d0'及长度l0
节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔d0'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
?d0'(pb?p1)q? 128?l0K式中 d0、l0——细长管直径、长度； K——修正系数； 'Red0K?1?? 64l01411??1?2.62(')4 '?0.065 d0Red0Re ??2.28 1?0.065 'd0Re把上式带入滑靴泄漏量公式 q???3p1R6?ln2R1 可得 ?d0'(pb?p1)??3p1? R2128?l0K6?lnR14整理后可得节流管尺寸为 'd0128?3K??p R21??bl06?lnR14经多次试算得 d0?1.2mm l0?22.5mm 式中? 为压降系数，??p12。当???0.667时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。pb3为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 ??0.8~0.9。
'd0128?3K??p 公式中可以看出，采用节流管的柱塞-滑靴组合，公式中无从
R21??bl06?lnR14粘度系数? ，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。
6.1 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Py；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力Pf。
6.1.1 压紧力Py
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。
1对于奇数柱塞泵(Z?7)，当有(Z?1)?4个柱塞处于排油区时，压紧力Py1为
2Z?1?2Py1?dZpb?pymax24
7?1????0.0242?31.5?106?57KN241当有(Z?1)?3个柱塞处于排油区时，压紧力Py2为
2
Py2?Z?1?2dZpb?pymin247?1????（20?103）?31.5?106?42.7KN24Py??1?2(Py1?Py2)?ZdZpb28?7?0.0242?31.5?106?49.85KN
平均压紧力Py为
?86.1.2 分离力Pf 分离力有三部分组成。即外封油带分离力Pf1、内封油带分离力Pf2、排油窗高压油对缸体的分离力Pf3 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?0有所扩大。 1 当有(Z?1)?4个柱塞排油时，封油带实际包角?1为 211?1?(Z?1)???0??（7?1）?51??45??198? 221当有(Z?1)?3个柱塞排油时，封油带实际包角?2为 211?2?(Z?3)???0?（7?3）?51??45??147? 22Z平均有个柱塞排油时，平均包角?p为 2111?p?(?1??2)?(Z?2)???0?（7?2）?51??45??175? 2222?式中 ? ― 柱塞间距角 ???51?； Z ?0 ― 柱塞腔通油孔包角 ?0?45? 1. 外封油带分离力Pf1 外封油带上泄流量是源流流动，可得 Pf1??p(R12?R22)4lnR1R2pb??p22R2pb
外封油带泄流量q1为
q1??p?3pbR12?ln1R2
2. 内封油带分离力Pf2
内封油带上泄流量是汇流流动，可得
Pf2??p(?R32?R42)4lnR1R2pb??p2R32pb
内封油带泄流量q2为
q2??p?3pbR12?ln3R4
3. 排油窗分离力Pf3 Pf3??p22(R2?R32)pb 4. 配油盘分离力Pf Pf?Pf1?Pf2?Pf3??pR12?R224(lnR1R22R32?R4?)pb R3lnR4总泄流量ql ?p?3pb1ql?q1?q2?(?R312?lnR435??31.5?106?36（12?0.051)R1lnR2 11?)?1982ml2740.5lnln12.537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： Pf1??p82(D12?D2) 35?31.5?1062236??（81?74）??6.5KN82
Pf2?pb2?p82(D32?D4)pb 235?31.5?1062236 ??（54?25）??13.78KN
82
Pf3??p82(D2?D32)pb
35?31.5?1062236 ??（74?54）??15.4KN
82Pf??p822(D12?D2?D32?D4)pb 235?31.5?106222236 ??（81?74?27?12.5）??67KN 826.1.3 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?Py；剩余压紧力?Py与压紧力Py之比为压紧系数?，它表示压紧程度。即 ??由此可得力平衡方程式 Py?PfPy??PyPy Pf?(1??)Py 一般取??0.05~0.1 取??0.1则 Py?74.4KN 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Pt也可按下式选取 Z?2Pt?(0.03~0.035)dZpb 87? ?0.0325??242?10?6?31.5?106?1.13KN 86.2 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。
6.2.1．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?1大于柱塞腔通油孔包角?0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?pb；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?p0。