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。
△△πα△ απ △αα 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 cos??1?1?2(1?2V0pb?p0) 2Ey?dZRftg? cos??2?1?4V0pb?p0 2Ey?dZRftg?计算出??1?15? ??2?20? ， 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??1和??2以适应压力差的变化。简单的方法是在过渡区开设减振槽。
αα10α1α2αα20 图6-3 非对称配油盘 此时，过渡区压缩角，按柱塞腔封闭油液压力升高或降低所必须的体积压缩量?V的50%计算；而减振槽按余下地50%计算。 得 coa??1?1?(1?2V0pb?p0) 2E?dZRftg?y柱塞腔接通减振槽过程中，减振槽两端的压力差?p是变化的。开始?p=0，完全接通1后?p?pb?p0，取近似平均压力差为?p，则通过减振槽的单位时间流量为 2?d04?pQ0? 128?l02而油液通过减振槽的单位时间是??1?，则 ?128?v? ?Ey??1Q0???1?把上式带入Q0式中可得减振槽的设计尺寸为 d04128?V?? l0?Ey??1 经多次验算得d0?2mml0?12mm
减振槽有多种形式，如等截面的沟槽，也有变截面的三角槽
6.2.2 配油盘主要尺寸确定
1. 配油窗尺寸
配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径Df 配油窗口包角?0，在吸排油窗口包角相等时，取
2为避免吸油不足，配油窗口流速应满足
v0??0????1??25??????
7Qlb?[v0] F2式中 Qlb―泵理论流量； F2―配油窗面积，F2?
?022(R2?R32) [v0]―许用吸入流速，[v0]?2~3m/s 2Ql2?94500??561.5mm2 ?0[v0]5??2.57由此可得 2R2?R32?2. 封油带尺寸 设内封油带宽度为b1，外封油带宽度为b2. 考虑到外封油带处于大半径，在加上离心力的作用，泄流量比内封油带泄流量大，取b1略大于b2，即 b1?R1?R2?0.125dZ?3mm b2?R3?R4?(0.1~0.125)dZ?2.7mm 当配油盘受力平衡时，可得 222R32?R4R12?R2?zZdZ(1??)?? R1R32?plnlnR2R4计算出的结果经多次调整得到的为 R1=40.5 R2=37 R3=27 R4=12.5 6.2.3 验算比压p、比功pv 为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如下图中D5，D6。辅助支承面上开有宽度为B的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积F为
F???42(D2?D52?D12?D4)?(F1?F2?F3)
??（1102?902?812?252）?（800?837.7?670.2） 4?5495.8mm2
Φ0 图6-4 配油盘主要尺寸确定 式中 F1―辅助支承面通油槽面积； F1=KB（R-R5）=8?10?（K为通油槽个数，取K=8mm，B为通油槽宽度，（55?45）?800mm2 取B=10mm） F2、F3―吸、排油窗口面积。 5?F2??（372?272）?837.7mm2 12F3?2??6?（372?272）?670.2mm2 配油盘比压p为 p??Py?PtF?74.4?67?1.13?1.55MPa?[p] 5495.8式中 ?Py ―配油盘剩余压紧力 Pt ―中心弹簧压紧力 在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算pv值，即 pv?pvp?1.55?1.48?2.294MPa?[pv]
式中vp为平均切线速度，vp??n2(D4?D)?7?(25?110)?1.48m/s 2第七章 缸体受力分析与设计
7.1 缸体的稳定性
在工作过的配油盘表面常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与配油
盘间摩擦损失增大，泄流增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的寿命。缸体是一个复杂的受力体，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸体发生倾倒。下面就缸体受到的主要力矩进行稳定性分析。
7.1.1 压紧力矩My
液压泵工作时，由于处于排油区的柱塞数量和位置随缸体转角?变化，压紧力Py及合力作用点也随?变化，其相应合力矩My也要随转角?变化。 因为选用九柱塞泵，排油区可能有四个或五个柱塞。下图是五个柱塞排油时柱塞位置。为了便于分析，把每个柱塞的压紧力看成是单位为1的集中载荷。 图7-1 压紧力合力作用点位置 总压紧力矩为 My?Z2DfdZpb87??0.074?0.0242?31.5?106?1174.8N?m28 7.1.2 分离力矩Mf 因为分离力由三个部分组成，在内、外封油带上的压力分布是按对数规律分布的。可认为内、外封油带上的分离力是沿着封油带重心弧线r2 、r1均匀分布的。弧线的包角仍为?p，弧线的半径，如图所示，分别