将以上两式代入可得式中为结构参数，且滑靴受力分析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和滑靴中心孔，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。液压泵工作时，作用于滑靴上有组方向相反的力。是柱塞底部液压力图把滑靴压向斜盘，称为压紧力另是由滑靴面直径为的油池产生的静压力与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离。当压紧力与分离力相平衡时，封油带上将保持层稳定的油膜，形成静压油垫。下面对这组力进行分析。分离力图滑靴结构及分离力分布图为滑靴结构与分离力，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的表达式为若，则式中为封油带油膜厚度。封油带上半径为的任仪点压力分布式为若，则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。封油带上总的分离力可通过积分求得。如图，取微环面，则封油带分离力为油池静压分离力为总分离力为分离力滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力引起的，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即将上式代入式中，得泄漏量为除了上述主要力之外，滑靴上还作用有其他的力。如滑靴与斜盘间的摩擦力，由滑靴质量引起的离心力，球铰摩擦力，带动滑靴沿斜盘旋转的切向力等。这些力有的使滑靴产生自转，有利于均匀摩擦有的可能使滑靴倾倒而产生偏磨，并破坏了滑靴的密封，应该在滑靴结构尺寸设计中予以注意。配油盘受力分析不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是有差别的，但是功用和基本构造则相同。图是常用的配油盘简图。液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有对方向相反的力即缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力。辅助支撑面外封油带内封油带吸油窗过渡区减震槽排油窗图配油盘基本构造压紧力压紧力是由于处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶上，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，当有个柱塞处于排油区时，文怀兴主编泵的排量设计工况及优化设计北京机械工业出版社成大先主编机械设计图册化学工业出版社沙毅闻建龙主编泵与风机中国科学技术大学出版社陈允中曹占文黄红梅邓国强等译泵手册中国石化出版社路甬祥主编液压气动技术手册北京机械工业出版社张耀宸机械加工设计手册北京航空工业出版社,紧力为当有个柱塞处于排油区时，压紧力为平均压紧力为分离力分离力由三部分组成。即外封油带分离力，内封油带分离力，排油窗高压油对缸体的分离力。对于奇数泵，在缸体旋转过程中，每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。实际包角比配油盘油窗包角有所扩大，如图所示。图封油带实际包角的变化当有个柱塞排油时，封油带实际包角为当有个柱塞排油时，封油带实际包角为平均有个柱塞排油时，平均包角为式中柱塞间距角，柱塞腔通油孔包角，这里取。外封油带分离力外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任仪半径上的压力从到积分，并以代替，可得外封油带上的分离力为内封油带分离力内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力为排油窗分离力配油盘总分离力结论液压泵是向液压系统提供定流量和压力的油液的动力元件，它是每个液压系统中不可缺少的核心元件，合理的选择液压泵对于液压系统的能耗﹑提高系统的效率﹑降低噪声改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。选择液压泵的原则是根据主机工况﹑功率大小和系统对工作性能的要求,首先确定液压泵的类型,然后按系统所要求的压力﹑流量大小确定其规格型号。般来说,由于各类液压泵各自突出的特点,其结构﹑功用和运转方式各不相同,因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵。般在机床液压系统中，往往选用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵而在筑路机械﹑港口机械以及小型工程机械中，往往选择抗污染能力比较强的齿轮泵在负载大﹑功率大的场合往往选择柱塞泵。该泵的特点是在柱塞头部加滑靴，改点接触为面接触，并为液体摩擦。将分散布置在柱塞底部的弹簧改为集中弹簧，并通过压盘使柱塞紧贴斜盘。将传动轴改为半轴，悬臂端通过缸体外大轴承支承。由于采用上述这些结构措施，使得泵的结构比较复杂，使用和维护要求都较高。而且缸体外大轴承不宜用于高速，使它的流量提高比较困难。参考文献李培滋﹑王占林主编飞机液压传动与伺服控制上册国防工业出版社曾祥荣﹑叶文柄﹑吴沛容编著液压传动国防工业出版社何存兴主编液压元件机械工业出版社张赤诚等编液压传动地质出版社齐任贤主编液压传动和液力传动冶金工业出版社上海煤矿机械研究所编液压传动设计手册上海人民出版社日市川常雄著鸡西煤矿机器厂译液压技术基本理论煤炭工业出版社美﹒﹒梅里特著陈燕庆译液压控制系统科学出版社成大先主编机械设计手册化学工业出版社闻德生著开路式柱塞泵航空工业出版社吉林工业大学等校编工程机械液压与液力传动机械工业出版社马玉贵马治武主编新编液压件使用与维修技术大中国建材工业出版社左健民主编液压与气压传动机械工业出版社通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。配油盘主要尺寸确定图配油盘主要尺寸配油窗尺寸配油窗口分布圆直径般取等于或小于柱塞分布圆直径配油窗口包角，在吸油窗口包角相等时，取为避免吸油不足，配油窗口流速应满足满足要求。式中泵理论流量配油窗面积，许用吸入流速，。由此可得封油带尺寸设内封油带宽度为，外封油带宽度为，和确定方法为考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取略大于，即当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸，验算比压比功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，如图中的﹑。辅助支承面上开有宽度为的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积为式中辅助支承面通油槽总面积且为通油槽个数，为通油槽宽度﹑吸﹑排油窗口面积。根据估算配油盘比压为式中配油盘剩余压紧力中心弹簧压紧力根据资料取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，应验算值，即式中平均切线速度，。根据资料取。缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸通油孔分布圆和面积图柱塞腔通油孔尺寸为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径与配油窗口分布圆半径相等。即式中﹑为配油盘配油窗口内﹑外半径。通油孔面积近似计算如下如图所示。式中通油孔长度，通油孔宽度，缸体内﹑外直径﹑的确定为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量致，应尽量使各处壁厚致如图，即。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。图缸体结构尺寸缸体强度可按厚壁筒验算式中筒外径，且。缸体材料许用应力，对缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为式中缸体材料弹性系数材料波桑系数，对刚质材料，青铜允许变形量，般刚质缸体取，青铜则取符合要求。缸体高度从图中可确定缸体高度为式中柱塞最短留孔长度柱塞最大行程为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短缸体厚度，般，这里取。柱塞回程机构设计直轴式轴向柱塞泵般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装回程盘，如图，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板之间有固定间隙，并可调。回程盘是平面。因此，只能用段折线根弹簧或二段折钱二根弹簧来近似替代双曲线。图所示的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量特性。恒流量变量机构恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力差调节输出流量，保持流量为恒值。变量机构原理及变量特性如图所示。图恒流量变量机构原理及特征图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀恒流量阀和差动变量缸组成。控制阀端预压弹簧调定后，节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中垃，斜盘倾角固定在角度，泵输出流量为调定值。当泵转速增加时，输出流量也相应增加。由于节流器面积不变，则节流器两端压力差增大，推动控制阀阀芯左移，带动变量活塞左移，斜盘倾角减小，流量城少，直至恢复到调定值。此时，阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀芯处于中位，斜盘倾角稳定，泵输出流量为恒定值。反之，当泵转速减小后，输出流量减少。类似的分析可