多排式軸向柱塞液壓馬達(dá)(或液壓泵)設(shè)計(jì)指導(dǎo)書

1、多排式軸向柱液壓馬達(dá)設(shè)計(jì)指導(dǎo)書多排式軸向柱塞液壓馬達(dá)（或液壓泵）設(shè)計(jì)指導(dǎo)書1 緒 論在采用軸向柱塞馬達(dá)和柱塞泵的液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中，通常采用節(jié)流閥或變量等形式實(shí)現(xiàn)流量調(diào)節(jié)。由于調(diào)節(jié)幅度有限、調(diào)速范圍小及變速時(shí)必須改變流量而造成功率浪費(fèi)等限制，在系統(tǒng)供油量不變的情況下無法實(shí)現(xiàn)低速大扭矩、恒功率變速等功能。為解決這一問題，可采用多排式軸向柱塞液壓馬達(dá)或液壓泵。多排式軸向柱塞液壓馬達(dá)，可在系統(tǒng)供油量不變的情況下通過控制多排柱塞的不同組合有效地實(shí)現(xiàn)低速大扭矩和恒功率有級變速等功能。而多排式軸向柱塞泵，可實(shí)現(xiàn)變功率有級變量，大大拓寬了變量范圍。1 . 1 多排式軸向柱塞馬達(dá)（或泵）的結(jié)構(gòu)圖 1 雙排式軸向柱

2、塞馬達(dá)或泵的結(jié)構(gòu)示意圖雙排式軸向柱塞馬達(dá)或柱塞泵是多排式軸向柱塞馬達(dá)或泵中最簡單的一種型式，其基本結(jié)構(gòu)如圖1所示。外殼由左端蓋(1)、右端蓋(14)和殼體(7)組成，左端蓋、右端蓋分別通過螺栓(6)與殼體(7)連接；缸體(8)裝在殼體內(nèi)的馬達(dá)軸或泵軸(17)上，兩者以花鍵相連一起旋轉(zhuǎn)；在缸體(8)不同的同心圓周上設(shè)置多排（此處為兩排）柱塞孔及其柱塞(9、20)，每排柱塞的直徑相同且均布在圓周上，并且不同圓周上的柱塞錯(cuò)位布置；每個(gè)柱塞具有頂?shù)走B通的油道，其頂部有球鉸與滑靴(11)鉸接。在泵的左端設(shè)有配流盤(2)，通過圓柱銷將其固定在缸體(8)和左端蓋(1)之間，配流盤(2)上具有與柱塞排數(shù)相同并

3、分別與之對應(yīng)和連通的腰形油窗孔。同時(shí)，在缸體的內(nèi)圈小孔里設(shè)有多個(gè)均布的中心彈簧(10)，它的彈簧力一方面將缸體(8)推向配流盤(2)，另外通過壓盤鋼球(13)和壓盤(18)使滑靴(11)緊貼斜盤(12)；位于缸體(8)中心的馬達(dá)軸或泵軸(17)由固定在左端蓋和右端蓋的圓錐滾子軸承(3)支撐，并在右端與半聯(lián)軸器(16)相聯(lián)；缸體與左端蓋和右端蓋連接處以及右端圓錐滾子軸承外設(shè)有密封圈(5、15)，并在缸體下部設(shè)有出油孔和油塞(19)。多排式軸向柱塞馬達(dá)或泵與單排式軸向柱塞馬達(dá)或泵在結(jié)構(gòu)上相似，可以簡單地看成是多個(gè)單排式軸向柱塞馬達(dá)或泵的疊加。所以在受力上，也就可以簡單地看成是多個(gè)性能相近(由于柱塞

4、的直徑和所處的位置不同)的單排式軸向柱塞馬達(dá)或泵的疊加。1 . 2 多排式軸向柱塞馬達(dá)和柱塞泵的工作原理多排式軸向柱塞馬達(dá)的工作原理與單排式相似，在圖1中，斜盤(12)和配流盤(2)固定不動(dòng)，柱塞(9、20)可在缸體（8）的柱塞孔內(nèi)移動(dòng)。當(dāng)高壓油經(jīng)配流盤(2)的高壓腰形窗口進(jìn)入缸體（8）的柱塞孔內(nèi)后，處在高壓腔中的柱塞被高壓油頂出，經(jīng)滑靴(11)壓在斜盤(12)上。由于斜盤(12)的中心線與缸體（8）的中心線相交一傾角，故斜盤(12)經(jīng)滑靴(11)作用在柱塞(9、20)上與斜盤(12)平面垂直的反作用力F可分解為兩個(gè)分力：軸向分力Fx和作用在柱塞(9、20)上的液壓推力相平衡，垂直分力Fy將使

5、缸體（8）轉(zhuǎn)動(dòng)，從而帶動(dòng)馬達(dá)軸(17)轉(zhuǎn)動(dòng)，并經(jīng)半聯(lián)軸器（16）輸出。設(shè)某一柱塞i的轉(zhuǎn)角（柱塞全縮時(shí)為轉(zhuǎn)角度量起始位置，即設(shè)為0°，并以柱塞被頂出方向?yàn)檗D(zhuǎn)角正方向）為，則在柱塞上產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩為： (0)式中：R為柱塞在缸體中的分布圓半徑；Fx軸向分力，其中A為柱塞的橫截面積，pe為系統(tǒng)額定工作壓力。全部柱塞產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩之和即為多排式軸向柱塞馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)矩。隨著馬達(dá)的轉(zhuǎn)動(dòng)，被高壓油完全頂出之后的柱塞將在斜盤(12)和滑靴(11)的推動(dòng)下向柱塞孔底部運(yùn)動(dòng)，同時(shí)回油油路被接通，低壓油經(jīng)配流盤（2）的低壓腰形窗口進(jìn)入油箱以完成排油。通過液壓閥等液壓元件可控制各排柱塞副或單獨(dú)、或多排組合動(dòng)作，從而

6、實(shí)現(xiàn)實(shí)現(xiàn)低速大扭矩和恒功率有級變速等功能。多排式軸向柱塞泵的工作原理也與單排式相似，外部動(dòng)力經(jīng)半聯(lián)軸器（16）帶動(dòng)泵軸（17）和缸體（8）一起轉(zhuǎn)動(dòng)，位于低壓區(qū)的柱塞在壓盤(18)和滑靴(11)的聯(lián)合作用下被抽出，低壓油經(jīng)配流盤（2）的低壓腰形窗口進(jìn)入缸孔，完成泵的吸油過程。隨著泵的繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，柱塞將在斜盤(12)和滑靴(11)的聯(lián)合作用下向缸底運(yùn)動(dòng)以擠壓油液，缸孔中的高壓油經(jīng)配流盤（2）的高壓腰形窗口到達(dá)泵的出口，實(shí)現(xiàn)了泵的排油過程。各排每個(gè)柱塞副按一定的次序獨(dú)立完成吸油、排油工作，它們排出的高壓油在泵的出口有序疊加，從而得到連續(xù)均勻的高壓油。各排柱塞副排出的高壓油有各自的油路通向液壓系統(tǒng)，并經(jīng)

7、液壓閥等液壓元件實(shí)現(xiàn)每排液壓油的任意組合。1 . 3 多排式軸向柱塞馬達(dá)和柱塞泵的特點(diǎn)如圖1所示，多排式軸向柱塞馬達(dá)或柱塞泵相當(dāng)于多個(gè)軸向柱塞馬達(dá)或泵并聯(lián)。通過改變參與工作的柱塞副排數(shù)，可實(shí)現(xiàn)低速大扭矩和恒功率有級變速等功能。而多排式軸向柱塞泵，可實(shí)現(xiàn)變功率有級變量，大大拓寬了變量范圍。多排式軸向柱塞馬達(dá)或柱塞泵的特點(diǎn)之二還在于它們完全可逆。所以多排式軸向柱塞馬達(dá)不但繼承了單排式軸向柱塞馬達(dá)的工作壓力高、較大的輸出扭矩和功率、效率高、低速穩(wěn)定性好、啟動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)，更有結(jié)構(gòu)簡單、外形尺寸小，容易實(shí)現(xiàn)低速大排量、恒功率變速及“微動(dòng)”功能，最終達(dá)到無級變量和無級調(diào)速的目的。多排式軸向柱塞馬達(dá)和柱塞

8、泵的特點(diǎn)之三還在于它可以構(gòu)成可變速的靜液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。所謂靜液壓傳動(dòng)，就是以液壓泵和液壓馬達(dá)為主組成、附加各種變量控制單元和傳動(dòng)元件(控制閥或變速箱)，成為一種無級變速的傳動(dòng)裝置。圖2所示的靜液壓系統(tǒng)中，多排式軸向柱塞泵通過控制元件與1、2、3、4通道連接，直接控制多排式軸向柱塞馬達(dá)，由于它們都具有較大的變量范圍，因而調(diào)速范圍寬，經(jīng)過適當(dāng)?shù)脑O(shè)計(jì)，不需變速箱，由液壓馬達(dá)直接驅(qū)動(dòng)負(fù)載，對高速方案和低速方案都適用。由于液壓泵和液壓馬達(dá)均可變量或變速，所以靜液壓傳動(dòng)裝置可調(diào)范圍擴(kuò)大。當(dāng)液壓泵處于最大排量，液壓馬達(dá)處于最小排量時(shí)，傳動(dòng)裝置可以輸出最小扭矩和最高轉(zhuǎn)速；當(dāng)液壓泵處于最小排量，液壓馬達(dá)處于最大排

9、量時(shí)，傳動(dòng)裝置可以輸出最大扭矩和最低轉(zhuǎn)速。這樣，在發(fā)動(dòng)機(jī)功率不變的情況下，可大大擴(kuò)大功率利用范圍。如考慮發(fā)動(dòng)機(jī)油門調(diào)節(jié)之后，可獲得更加理想的動(dòng)力特性曲線。近年來，變量方式采用點(diǎn)比例控制方式的越來越多，與微電子技術(shù)相結(jié)合，實(shí)現(xiàn)智能化控制，根據(jù)不同的工況，選擇不同的工作模式和控制模式，更有利于功率的合理利用和節(jié)約能耗。圖2 多排式軸向柱塞泵(馬達(dá))組成的靜液壓系統(tǒng)2 多排式軸向柱塞馬達(dá)（泵）主要零部件的設(shè)計(jì)指導(dǎo)為保證多排式軸向柱塞馬達(dá)能順利驅(qū)動(dòng)負(fù)載，其設(shè)計(jì)通常以最大額定輸出扭矩作為設(shè)計(jì)要求。在系統(tǒng)供油量不變（恒功率）的情況下，單排式軸向柱塞馬達(dá)只有一種輸出速度和輸出扭矩，而雙排式軸向柱塞馬達(dá)有大、

10、中、小三檔、三排式軸向柱塞馬達(dá)有七檔輸出速度和輸出扭矩。在主要零部件設(shè)計(jì)計(jì)算之前需要初步選定或計(jì)算確定的參數(shù)有：l 系統(tǒng)額定工作壓力pe，低壓系統(tǒng)，取025 MPa；中壓系統(tǒng)，取2580MPa；中高壓系統(tǒng)，取80160MPa；l 系統(tǒng)最高工作壓力pmax，可根據(jù)上述選定的系統(tǒng)額定工作壓力pe確定；l 柱塞的排數(shù)。通常取二排或三排。l 多排式軸向柱塞馬達(dá)的最大額定輸出扭矩T（N-m）。如已知負(fù)載的額定功率P（kW）和轉(zhuǎn)速n（轉(zhuǎn)/分），則最大額定輸出扭矩T可由下式計(jì)算確定： 式中為負(fù)載輸入端至馬達(dá)輸出端之間傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率。如是減速傳動(dòng)則上述公式的結(jié)果還需除以傳動(dòng)比i。至于各檔扭矩的大小，可根據(jù)

11、負(fù)載的具體要求計(jì)算確定或自已選定。例如雙排式軸向柱塞馬達(dá)的最小檔扭矩可取1/3額定輸出扭矩（此時(shí)轉(zhuǎn)速最高），中檔可取2/3額定輸出扭矩。三排式軸向柱塞馬達(dá)各檔扭矩可用類似方法確定。l 每排柱塞副的數(shù)目Z。為便于布置，各排柱塞副的數(shù)目Z相同，一般可根據(jù)輸出扭矩T的大小取7、9、11或13個(gè)。l 斜盤傾角，通常在14°18°范圍內(nèi)選定。該設(shè)計(jì)為三排式軸向柱塞馬達(dá)（泵）的設(shè)計(jì)，每排柱塞數(shù)目取為9個(gè)。系統(tǒng)額定工作壓力pe取值為25MP，斜盤傾角取值為14°，大中小柱塞取值分別為30mm/25mm/20mm。2.1 缸體的設(shè)計(jì)計(jì)算缸體的設(shè)計(jì)計(jì)算要確定的主要結(jié)構(gòu)尺寸有：缸體的

12、外形尺寸外徑Dt和長度Lt，各排柱塞孔的直徑dj和各排柱塞孔中心分布圓直徑Dj等。這些尺寸一般可通過試算方法確定。以下為三排式軸向柱塞馬達(dá)的具體計(jì)算過程：系統(tǒng)額定工作壓力pe取值為25MP，斜盤傾角取值為14°，大中小柱塞取值分別為30mm/25mm/20mm。取值為7。1）內(nèi)中外排柱塞直徑d1、d2、d3和柱塞中心圓直徑D1、D2、D3 。首先試取內(nèi)排小號柱塞孔的直徑d1，并根據(jù)相鄰兩柱塞孔孔壁間的距離不小于某一定值的原則，計(jì)算確定內(nèi)排柱塞孔中心分布圓直徑D1。的大小與缸體強(qiáng)度有關(guān)，通常按經(jīng)驗(yàn)取=47mm（低壓系統(tǒng)取小值，中壓系統(tǒng)取中值，高壓系統(tǒng)取大值），必要時(shí)才由缸體強(qiáng)度計(jì)算確定

13、，或根據(jù)選定值對缸體強(qiáng)度驗(yàn)算。與Dj和dj的關(guān)系可由圖3和下式（2）確定。 按同樣的方法可確定中排中號柱塞孔的直徑d2和中排柱塞孔中心分布圓直徑D2。但在確定D2時(shí)除了要考慮相鄰兩中號柱塞孔孔壁間的距離不小于上述給定值外，還要受到相鄰的中號柱塞孔和小號柱塞孔壁間的距離2的限制。2的取值同，2與d1、d2和D1、D2的關(guān)系可由圖4和式（3）確定。 d3 、D3、3的值的算法同d2 、D2 、2。由以上計(jì)算可求得：dD123 在柱塞孔的直徑dj和柱塞孔中心分布圓直徑Dj確定之后即可計(jì)算各柱塞產(chǎn)生的扭矩。液壓馬達(dá)所產(chǎn)生的扭矩等于所有柱塞所產(chǎn)生的扭矩之和，即 式中：n柱塞排數(shù)，此處n=3；Z每排柱塞副

14、的數(shù)目；斜盤的傾角；ji柱塞的位置角。在0°°范圍內(nèi)選取內(nèi)排（當(dāng)然也可中排或外排）第一個(gè)柱塞的位置角11=a1，則內(nèi)排其余各柱塞的位置角可用下式計(jì)算： 中排各柱塞的位置角可用下式計(jì)算： 外排各柱塞的位置角可用下式計(jì)算： 以下為11取不同值時(shí)扭矩以及內(nèi)中外排各柱塞位置角的情況：柱塞編號一號柱塞二號柱塞三號柱塞四號柱塞五號柱塞六號柱塞七號柱塞八號柱塞九號柱塞全部柱塞 大號柱塞位置角（度）105090130170210250290330中號柱塞位置角（度）30 70 110 150 190 230 270 310 350 小號柱塞位置角（度）1050901301702102502

15、90330各大號柱塞扭矩（N.m）69 304 397 304 69 -2 -3 -3 -2 1133 各中號柱塞扭矩（N.m）107 201 201 107 0 -1 -2 -1 0 612 各小號柱塞扭矩（N.m）16 72 94 72 16 0 -1 -1 0 268 扭矩組合（N.m）268 612 1133 880 1401 1744 2013 一號柱塞二號柱塞三號柱塞四號柱塞五號柱塞六號柱塞七號柱塞八號柱塞九號柱塞全部柱塞 8488812816820824828832828 68 108 148 188 228 268 308 348 84888128168208248288328

16、55 295 396 312 82 -1 -3 -3 -2 1132 101 199 204 113 0 -1 -2 -1 0 611 13 70 94 74 20 0 -1 -1 0 268 268 611 1132 880 1400 1743 2012 柱塞編號一號柱塞二號柱塞三號柱塞四號柱塞五號柱塞六號柱塞七號柱塞八號柱塞九號柱塞全部柱塞 大號柱塞位置角（度）54585125165205245285325中號柱塞位置角（度）25 65 105 145 185 225 265 305 345 小號柱塞位置角（度）54585125165205245285325各大號柱塞扭矩（N.m）35 2

17、80 395 325 103 -1 -3 -3 -2 1128 各中號柱塞扭矩（N.m）91 194 207 123 0 -1 -2 -1 0 609 各小號柱塞扭矩（N.m）8 66 94 77 24 0 -1 -1 0 267 扭矩組合（N.m）267 609 1128 877 1396 1738 2005 一號柱塞二號柱塞三號柱塞四號柱塞五號柱塞六號柱塞七號柱塞八號柱塞九號柱塞全部柱塞 12529213217221225229233232 72 112 152 192 232 272 312 352 12529213217221225229233282 312 396 295 55 -2

18、 -3 -3 -1 1132 113 204 199 101 0 -1 -2 -1 0 611 20 74 94 70 13 0 -1 -1 0 268 268 611 1132 880 1400 1743 2012 柱塞編號一號柱塞二號柱塞三號柱塞四號柱塞五號柱塞六號柱塞七號柱塞八號柱塞九號柱塞全部柱塞 大號柱塞位置角（度）04080120160200240280320中號柱塞位置角（度）20 60 100 140 180 220 260 300 340 小號柱塞位置角（度）04080120160200240280320各大號柱塞扭矩（N.m）0 255 391 343 136 -1 -3

19、-3 -2 1115 各中號柱塞扭矩（N.m）73 185 211 138 0 -1 -2 -1 -1 602 各小號柱塞扭矩（N.m）0 60 93 81 32 0 -1 -1 0 264 扭矩組合（N.m）264 602 1115 867 1380 1718 1982 一號柱塞二號柱塞三號柱塞四號柱塞五號柱塞六號柱塞七號柱塞八號柱塞九號柱塞全部柱塞 15559513517521525529533535 75 115 155 195 235 275 315 355 155595135175215255295335103 325 395 280 35 -2 -3 -3 -1 1128 123

20、207 194 91 0 -1 -2 -1 0 609 24 77 94 66 8 0 -1 -1 0 267 267 609 1128 877 1396 1738 2005 Fxji各柱塞產(chǎn)生的軸向推力。Fxji的計(jì)算式如下： 可求得：Fx1= ,Fx2= ,Fx3= .式中p為柱塞腔內(nèi)的壓力，單位MPa。當(dāng)柱塞腔位于高壓進(jìn)油區(qū)時(shí)，取p=pe（系統(tǒng)額定工作壓力）；當(dāng)柱塞腔位于低壓回油區(qū)時(shí)，取p=p 系統(tǒng)回油壓力，理論值為零，實(shí)際上由于柱塞的推壓作用會有0.51.2MPa的壓力。嚴(yán)格來說，進(jìn)排油區(qū)的范圍應(yīng)根據(jù)配流盤上進(jìn)排油槽的尺寸確定，但當(dāng)柱塞位于全縮（理論上的開始進(jìn)油位置）、全伸（理論上的開

21、始回油位置）位置附近時(shí)，其扭矩為零或很小。因此，為計(jì)算方便，當(dāng)柱塞的位置角ji在0°180°范圍內(nèi)時(shí)，取p=pe；在180360范圍內(nèi)時(shí)，取p=p 。另外，Aj為大號或小號柱塞孔的橫截面積，dj為大號或小號柱塞孔的直徑，單位mm;為了獲得較為精確的計(jì)算結(jié)果，可在0°°范圍內(nèi)選取多個(gè)內(nèi)排（當(dāng)然也可外排）第一個(gè)柱塞的位置角11=a1，再用（4）式進(jìn)行計(jì)算，最后求它們的平均值作為輸出扭矩T的計(jì)算結(jié)果。這里要注意的是，根據(jù)一次試取的內(nèi)外排柱塞直徑d1、d2和柱塞中心圓直徑D1、D2 、D3用式（4）計(jì)算得到的輸出扭矩T通常不可能剛好等于設(shè)計(jì)要求的最大額定輸出扭矩

22、T、而且各檔扭矩在最大額定輸出扭矩T中所占的比例也不一定滿足要求。為設(shè)計(jì)出滿足要求的多排式軸向柱塞馬達(dá)，可根據(jù)上一次計(jì)算結(jié)果，適量變動(dòng)d1、d2、 d3和D1、D2 、D3，再用式（4）計(jì)算輸出扭矩T，直到計(jì)算結(jié)果滿足要求為止。以上計(jì)算如采用手工計(jì)算，這是十分復(fù)繁的。最方便的方法可利用Miceosoft Excel強(qiáng)大的函數(shù)功能和計(jì)算能力，在Excel工作表的單元格中輸入已知條件和相關(guān)的計(jì)算公式，可以十分方便、快捷地得到滿足要求的d1、d2、d3和D1、D2、D3。2）缸體的外徑Dt和長度Lt根據(jù)最后確定的d1、d2、d3和D1、D2 、D3，缸體的外徑Dt可根據(jù)下式的計(jì)算結(jié)果并圓整成標(biāo)準(zhǔn)直徑

23、或整數(shù)。 缸體的長度Lt，等于大號柱塞孔底部的厚度ld3 和大號柱塞孔的長度ld3之和，而大號柱塞孔的長度ld3又等于大號柱塞完全縮進(jìn)時(shí)孔內(nèi)最小空余長度Hd3 、大號柱塞的行程 S3 =D3* tan和大號柱塞完全伸出時(shí)在孔內(nèi)的內(nèi)留長度（也稱留缸長度）lod3之和，即：同理可得中小號柱塞孔長度ld2 和ld1和缸孔底部厚度ld2 和ld1最終可求得大中小柱塞長度及各自缸孔底部厚度如下表所示：大號柱塞中號柱塞小號柱塞柱塞孔長度（mm）缸孔底部厚度（mm）3）缸體中心軸孔的直徑d缸體中心軸孔的直徑d可根據(jù)馬達(dá)軸或泵軸相關(guān)直徑確定。由于馬達(dá)軸的輸出扭矩T或泵軸的輸入扭矩T（泵軸的輸入扭矩T可根據(jù)泵的

24、驅(qū)動(dòng)電機(jī)按式（1）計(jì)算確定，當(dāng)然也可由式（4）計(jì)算確定）已知，故可先用下式初估馬達(dá)軸或泵軸受扭段的最小直徑dmin： 式中T為軸材料的許用應(yīng)力（MPa）,45鋼取T=3040MPa，40Cr、35SiMn、38SiMnMo等合金鋼取T=4052 MPa。若該軸段有鍵槽時(shí)應(yīng)將計(jì)算結(jié)果適當(dāng)加大。當(dāng)有一個(gè)鍵槽時(shí)，加大4%5%；若同一截面上開有二個(gè)鍵槽加大7%10%，如是花鍵可將計(jì)算結(jié)果視為花鍵的平均直徑。然后將上述計(jì)算結(jié)果圓整成標(biāo)準(zhǔn)值，再根據(jù)軸上零件完成馬達(dá)軸或泵軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)即可初步確定缸體中心孔的直徑d。必要時(shí)還需對馬達(dá)軸或泵軸進(jìn)行彎扭合成強(qiáng)度校核或馬達(dá)軸或泵軸疲勞強(qiáng)度校核加以確認(rèn)。這里還需說明的

25、是，過大的缸體中心孔直徑d有可能與內(nèi)排柱塞孔壁發(fā)生干涉或造成中心彈簧無法布置時(shí)，可考慮改用更好的軸的材料以減小缸體中心孔直徑d。如果還不能滿足要求時(shí)只有重新調(diào)正內(nèi)外排柱塞直徑d1、d2、d3和柱塞中心圓直徑和D1、D2、D3。4）缸體柱塞孔底部吸排油窗孔面積S0為清楚起，圖5僅給出了中號柱塞孔底部吸排油窗孔的尺寸關(guān)系。為了盡量減小油壓反推力矩的脈動(dòng)值(具體詳見配流盤的設(shè)計(jì)計(jì)算)，油窗孔的范圍角應(yīng)盡量擴(kuò)大，且油窗孔的最小間隔應(yīng)滿足下式：(mm) 同時(shí)，為了控制油窗孔處的油流速度，通油面積通常應(yīng)滿足下式： () 式中：油窗孔處的允許通流速度，一般 m/s； n 馬達(dá)的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)/分。將式中的d2、D

26、2換成或d1、D1或d3、D3即可求出小號或大號柱塞孔對應(yīng)的和。當(dāng)小號柱塞孔直徑與大號柱塞孔相差不大時(shí)，為加工方便，小號和大號柱塞孔的油窗孔面積可與中號柱塞缸孔相同。5）各排柱塞副的吸排油量Vi和給定流量q下液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速各排柱塞副的理論吸排油量Vi等于單個(gè)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)一次的吸排油量與每排柱塞數(shù)Z的乘積，即： （mm3） 如已知系統(tǒng)的給定流量q（mm3/分），則三排式軸向柱塞馬達(dá)的轉(zhuǎn)速可分為以下七個(gè)檔位：各柱塞副不可能沒有泄漏，因此各排柱塞副的實(shí)際吸排油量將大于它們的理論吸排油量Vi，其大小等于理論吸排油量Vi除以液壓馬達(dá)的容積效率V；液壓馬達(dá)實(shí)際的各檔轉(zhuǎn)速將低于它的理論轉(zhuǎn)速，其大小等于液壓馬

27、達(dá)的理論轉(zhuǎn)速ni乘以液壓馬達(dá)的容積效率V。多排式軸向柱塞馬達(dá)和單排式軸向柱塞馬達(dá)相同，其最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速一般為3050轉(zhuǎn)/分，最高使用轉(zhuǎn)速一般為10003000轉(zhuǎn)/分。為了改善多排式軸向柱塞馬達(dá)的起、制動(dòng)性能，應(yīng)盡量減小缸體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，其方法是盡量將多余的材料去掉。2.2 柱塞的設(shè)計(jì)計(jì)算在三排式軸向柱塞馬達(dá)中，大中小號柱塞的作用主要是利用密封容積完成吸油和排油動(dòng)作以推動(dòng)缸體轉(zhuǎn)動(dòng)，同時(shí)通過柱塞的中心阻尼孔，將一小部分油液注入滑靴以形成靜壓支撐。三排式軸向柱塞馬達(dá)的設(shè)計(jì)與單排式基本相似，主要有柱塞副材料的選擇、柱塞的結(jié)構(gòu)與尺寸，以及柱塞副間隙的確定等問題。1）柱塞副材料的選擇柱塞在缸孔之間做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，

28、其受力復(fù)雜。柱塞副的材料選用，通常有兩種方案可供選擇：（1） 柱塞為硬材料，缸孔為軟材料；（2） 柱塞為軟材料，缸孔為硬材料。當(dāng)采用第一種方案時(shí)，其柱塞的材料通常選用12CrNi、18CrMnTiA、9SiCr、CrMn、T7A、T8A等。上述材料通過整體淬火，或滲碳淬火，或氮化熱處理后均可得到HRC60以上的硬度；而缸體常采用硬度甚軟的QAL9-4鋁青銅等，加工制造較為方便。但運(yùn)行后多為缸孔磨損，修理較為困難。當(dāng)采用第二種方案時(shí)，缸體可采用38CrMoALA氮化鋼，缸孔與配流端面表面氮化硬度高達(dá)HV>900。而柱塞可采用低合金工具鋼CrWMn，并在運(yùn)動(dòng)副表面電鍍鈹青銅。2）柱塞的結(jié)構(gòu)與

29、尺寸柱塞的結(jié)構(gòu)通常如圖6所示，為了減小柱塞的重量，一般將柱塞內(nèi)部淘空，同時(shí)右端做成球頭以方便和滑靴構(gòu)成球鉸。各部尺寸如下： 柱塞的長度柱塞的長度等于柱塞完全伸出時(shí)在孔內(nèi)的內(nèi)留長度（也稱留缸長度）、最小外伸長度和柱塞行程之和，即： i=1，2 ，3 式中 ：，為了減小缸體的總長Lt，應(yīng)盡量取小值。的確定同前，Di為各排柱塞孔中心分布圓直徑。 球頭直徑及注油孔球冠(圖6柱塞右端平面)直徑球頭直徑一般按經(jīng)驗(yàn)選取， 為使柱塞球頭不遮住滑靴的注油孔(如圖9所示，滑靴的注油孔直徑為)，應(yīng)使 式中 的尺寸一般取1.0 mm?？汕蟮茫簽榱吮苊馇蝾^與滑靴的擠壓應(yīng)力過大，必要時(shí)還應(yīng)對球頭強(qiáng)度進(jìn)行校核： （18）式

30、中 滑靴材料的許用比壓，如滑靴的材料選用鉻鋼，其100 MPa。 各排柱塞的直徑 阻尼孔直徑和長度阻尼孔直徑和長度的設(shè)計(jì)詳見2.3節(jié)中滑靴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 空腔直徑及長度為減小柱塞移動(dòng)慣性力和回轉(zhuǎn)部分（缸體、柱塞、滑靴等）的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，通常將柱塞內(nèi)部淘空，或者淘空后鑲嵌其他密度較小的材料，如塑料等。如雙排式軸向柱塞馬達(dá)采用四支撐雙阻尼效應(yīng)（見后）的柱塞副，柱塞內(nèi)部淘空而不鑲嵌其他材料?？涨坏闹睆綉?yīng)綜合考慮柱塞的強(qiáng)度和柱塞的重量，通常??；而空腔的長度應(yīng)根據(jù)柱塞頸部的強(qiáng)度和阻尼孔長度要求共同決定，通常取。 四支撐雙阻尼孔的直徑及距柱塞底面的距離lp1，lp2。圖7表示柱塞位于全伸附近并向柱塞孔底部推進(jìn)（

31、液壓馬達(dá)開始排油、液壓泵開始壓油位置）時(shí)柱塞的受力示意圖。當(dāng)柱塞的最小外伸長度過大、柱留缸長度過小且柱塞副間隙過小或過大時(shí)，F(xiàn)n的軸向分力Fn·cos有可能不足以克服圖中向左諸力而使柱塞無法向柱塞孔底部推進(jìn)。這種現(xiàn)象被稱為卡缸現(xiàn)象。為了避免卡缸現(xiàn)象的出現(xiàn)，必要時(shí)可采用所謂的“四支撐（或三支撐）雙阻尼孔結(jié)構(gòu)”的柱塞副。這種結(jié)構(gòu)的柱塞在其長度方向的兩個(gè)橫截面上沿圓周均勻開有四個(gè)（或三個(gè)）直徑足夠小的圓孔阻尼孔。當(dāng)液壓馬達(dá)或液壓泵工作時(shí)，從阻尼孔中流出的壓力油可以形成靜壓支撐柱塞，以保持柱塞副的油膜厚度，從而改善柱塞的受力狀況，避免卡缸現(xiàn)象的出現(xiàn)。在圖7中，F(xiàn)1和F2為柱塞孔壁對柱塞分布壓

32、力的合力。為獲得最好的“靜壓支撐”效果，四支撐（或三支撐）雙阻尼孔的位置通常定在這兩個(gè)合力位置處，即取在距柱塞底面，處。即： 式中l(wèi)1、l2的表達(dá)式可根據(jù)圖7導(dǎo)出： 分別將小號柱塞、大號柱塞的參數(shù)代入式（23）和（24）即可計(jì)算出小號柱塞的l11、l21、大號柱塞的l12、l22、再代入式（21）和（22）即可計(jì)算出小號柱塞的lp11、lp21及大號柱塞的lp12、lp22。事實(shí)上，尺寸lp1、lp2，根據(jù)上述分析和圖7，是很容易用圖解法確定的。為避免液壓油泄漏過多降低液壓馬達(dá)或液壓泵的容積效率，四支撐（或三支撐）雙阻尼孔的直徑應(yīng)盡可能的小，但過小阻尼孔的直徑有可能被液壓油中的污物堵塞。為防止

33、這一現(xiàn)象的發(fā)生，阻尼孔的直徑通常取0.50.6 mm。當(dāng)液壓馬達(dá)的柱塞位于全伸附近并向柱塞孔底部推進(jìn)時(shí)，馬達(dá)開始排油，其柱塞底部的油壓較低；而液壓泵此時(shí)開始壓油，其柱塞底部的油壓較高。相對而言，當(dāng)結(jié)構(gòu)尺寸相同時(shí)，液壓泵較液壓馬達(dá)更容易“卡缸”。因此，這種“四支撐（或三支撐）雙阻尼孔結(jié)構(gòu)”的柱塞副通常只在液壓泵中應(yīng)用。3）柱塞副的間隙柱塞副的間隙，是軸向柱塞馬達(dá)或泵中極其重要的參數(shù)。間隙過大，會使馬達(dá)或泵的容積效率顯著降低，損失過大而發(fā)熱；間隙過小，有可能由于發(fā)熱以致使柱塞卡缸。這樣，就有一個(gè)既能保證正常運(yùn)轉(zhuǎn)，又能使能耗為最少的間隙，稱為最優(yōu)間隙。最優(yōu)間隙的大小理論上可通過對柱塞副進(jìn)行熱平衡計(jì)算

34、得到，但計(jì)算復(fù)繁且結(jié)果也不一定理想，故實(shí)用上一般可以經(jīng)驗(yàn)或類比的方法確定。例如柱塞副常采用G6/f5或G7/f5配合。當(dāng)柱塞直徑>1018mm時(shí)，若采用G6/f5配合，孔的公差+0.006+0.017，柱塞的公差為-0.024-0.016。此時(shí)柱塞副的最大間隙為0.048mm，最小間隙為0.022mm。當(dāng)批量生產(chǎn)時(shí)，約有75%的柱塞副可獲得0.035mm左右的平均間隙。實(shí)際生產(chǎn)中，為了獲得最優(yōu)配合間隙，常采用配對加工的方法，即先將缸體柱塞孔按圖紙要求加工并編號，然后再對有一定加工余量（0.050.07mm）的柱塞與柱塞孔配磨外徑并編號，以使各柱塞副均具有最優(yōu)的配合間隙，例如，當(dāng)柱塞直徑為

35、14mm時(shí)，最優(yōu)配合間隙為0.0150.022mm。4）柱塞零件圖示例圖8給出的是某液壓馬達(dá)的大號柱塞零件圖，由圖可見，柱塞的主要精度部位位于圓柱和球頭部位，以及球面與外圓柱面的同軸度要求。加工外圓柱面時(shí)可以中孔作為定位基準(zhǔn)，加工球面時(shí)以外圓柱面為基準(zhǔn)，以保證兩者的同軸度。2.3 滑靴與中心彈簧預(yù)壓力設(shè)計(jì)斜盤通過滑靴副推壓柱塞，使之吸油排油。在吸油排油的過程中，滑靴副要承受柱塞的工作阻力、柱塞與滑靴的慣性力，缸孔對柱塞的摩擦力、柱塞回程彈簧力等壓緊力以及斜盤的推力（參閱圖7）。因此，滑靴副的接觸比壓大，是軸向柱塞馬達(dá)中非常重要的一對摩擦副。實(shí)踐表明，滑靴副的失效是導(dǎo)致液壓馬達(dá)或泵失效的主要原因

36、之一。通常，為了減小滑靴副的摩擦，一方面應(yīng)合理設(shè)計(jì)滑靴的結(jié)構(gòu)，另一方面，還應(yīng)合理設(shè)計(jì)油膜的厚度。中心加力彈簧設(shè)在缸體與壓盤之間，它一方面將缸體壓向配流盤，另一方面通過壓盤把滑靴壓向斜盤。液壓馬達(dá)或液壓泵工作時(shí)，如中心加力彈簧的預(yù)壓力設(shè)計(jì)不當(dāng)，有可能造成滑靴副和缸體配流盤接觸副瞬間消失“分離”和瞬間恢復(fù)“撞擊”。為了避免這種現(xiàn)象，必須根據(jù)多排式軸向柱塞馬達(dá)或泵的特點(diǎn)，確定多排式軸向柱塞馬達(dá)或泵的中心加力彈簧最優(yōu)預(yù)壓力的大小。1）滑靴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)斜盤滑靴副的設(shè)計(jì)一般采用剩余壓緊力法和完全靜壓支承法。所謂剩余壓緊力法就是將柱塞腔內(nèi)的高壓油通過柱塞中心孔進(jìn)入滑靴底部，產(chǎn)生一定的液壓反推力。這樣，滑靴和斜

37、盤間的作用力不是柱塞的總作用力，而是柱塞總作用力與滑靴底部的液壓反推力之差，即剩余壓緊力。按照這種思路設(shè)計(jì)滑靴的方法，稱為剩余壓緊力法，并將這種滑靴稱為剩余壓緊力滑靴。剩余壓緊力滑靴與斜盤之間只能形成邊界油膜，屬半液體半固體摩擦，磨損嚴(yán)重，有時(shí)還會出現(xiàn)“燒靴”現(xiàn)象。為了克服剩余壓緊力滑靴的不足，通常采用阻尼管型靜壓支撐滑靴，即在柱塞腔和滑靴底部加設(shè)一阻尼孔（常稱進(jìn)口阻尼），以保證滑靴和斜盤間的摩擦為純液體摩擦。多排式軸向柱塞馬達(dá)和柱塞泵通常采用阻尼管型靜壓支撐滑靴，其大體結(jié)構(gòu)如下圖（圖9）所示。圖 9 滑靴的受力與結(jié)構(gòu)示意圖滑靴的內(nèi)油室直徑及外徑根據(jù)滑靴的力平衡模型可推得（具體的推導(dǎo)從略）滑靴

38、內(nèi)油室直徑 式中：d柱塞直徑，mm；壓降系數(shù)，通常在0.80.90范圍內(nèi)選取；與大小相關(guān)的一個(gè)系數(shù)。在用上述公式確定時(shí)，可先假定=C，然后查出代入上式即可計(jì)算出并圓整。在求出滑靴內(nèi)油室直徑之后，滑靴外徑可由=C的條件求得，即： 為了減小滑靴與斜盤的接觸比壓，還可采用所謂的輔助支承結(jié)構(gòu)。采用輔助支承結(jié)構(gòu)的滑靴底面，如圖10所示，有兩個(gè)油室，兩圈密封帶（圖中的陰影部分）。為保證有足夠的反推力，兩個(gè)油室的總面積不得小于由式（23）求得的確定的內(nèi)油室面積，即。具體設(shè)計(jì)時(shí)，可先選取一個(gè)適當(dāng)大小的和輔助支承的內(nèi)外直徑、，然后計(jì)算兩個(gè)油室的面積之和，再和原油室面積進(jìn)行比較，使它們相等或接近相等即可。計(jì)算最佳

39、油膜厚度，選定設(shè)計(jì)油膜厚度 所謂最佳油膜厚度，是以功率損失最小為目標(biāo)得出的油膜厚度。其計(jì)算式如下： (mm) 式中：液壓油的粘度， Pa； 液壓馬達(dá)或泵的轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)/分；、d6、d3、pe同前，見式（24）、（23）和圖9；Di柱塞孔中心分布圓直徑，mm。由于滑靴是通過承受中心彈簧力的壓盤使之與斜盤配合的，因此，大小號柱塞滑靴的油膜厚度應(yīng)該一致。求得的大小號柱塞滑靴的最佳油膜厚度通常會有差異。若選用上述計(jì)算結(jié)果中的小值作為設(shè)計(jì)油膜厚度，則具有大值的滑靴將處于半液體半固體的臨界摩擦狀態(tài)，滑靴容易磨損；而若選用大值作為設(shè)計(jì)油膜厚度，則具有小值的滑靴將形成宏觀油膜，會造成過多的流量泄漏。因此，設(shè)計(jì)油膜

40、厚度應(yīng)綜合考慮上述因素，根據(jù)計(jì)算結(jié)果選定。確定阻尼管直徑及長度尺寸同樣對滑靴的力平衡方程和支撐特性方程稍加變化可得如下關(guān)于阻尼管長度尺寸和的相關(guān)方程 ：經(jīng)驗(yàn)證明，經(jīng)過粗精過濾后的液壓油液，當(dāng)>0.3 mm時(shí)，通常不會引起細(xì)管堵塞，因此應(yīng)選擇一個(gè)大于0.3 mm的值。確定后， 則可由上述計(jì)算結(jié)果求出，是否合理，還應(yīng)考慮細(xì)長管的結(jié)構(gòu)工藝性和加工可能性。確定包球直徑包球直徑一般略小于柱塞的直徑，可以使滑靴頸部有一部分進(jìn)入缸孔中，從而縮短軸向尺寸，同時(shí)綜合考慮包球的強(qiáng)度。滑靴零件圖示例圖11給出的是某液壓馬達(dá)滑靴的零件圖。一般情況下，滑靴用青銅制造，以利于球鉸副耐磨。但也有的將滑靴改用高強(qiáng)度結(jié)構(gòu)

41、鋼30CrMnSiA制造，可避免球鉸副配合間隙容易增大的傾向，但要給止推面C和內(nèi)球面鍍青銅，在銅鍍層上再鍍銀。青銅有減磨作用，銀鍍有減磨和散熱良好的作用?；?yīng)在一次裝夾下加工諸外徑和端面C，然后以端面C和外徑為定位基準(zhǔn)加工球窩以保證它們的位置精度。2）中心彈簧預(yù)壓力的設(shè)計(jì)中心彈簧的預(yù)壓力必須保證在任何情況下滑靴與斜盤間有一定的接觸比壓，其大小可通過對壓盤（參考圖1，件18）受力分析求出。為簡單起見，壓盤的受力只考慮中心彈簧的壓力和多個(gè)柱塞拉力的作用。如圖12所示，壓盤在低壓側(cè)（液壓馬達(dá)為排油側(cè)，液壓泵為吸油側(cè)）受到柱塞的拉力，中心彈簧壓力施于它的中部，對過高壓側(cè)（液壓馬達(dá)為進(jìn)油側(cè)，液壓泵為排

42、油側(cè)）最靠邊的滑靴邊緣點(diǎn)的軸取矩，則0 式中：彈簧最小預(yù)壓緊力(N)；為保持滑靴與斜盤間一定接觸比壓所需的力(N)，可用下式計(jì)算： 式中為滑靴接觸比壓的最小值，可取0；A為滑靴的承壓面積；的力臂(mm) ，由圖12知：，其中是柱塞分布半徑(對大號柱塞：D2/2，小號柱塞：D1/2)，是滑靴的摩擦半徑，；低壓側(cè)柱塞數(shù)；第個(gè)滑靴對壓盤上軸的力矩()為了求出，首先求低壓側(cè)第個(gè)滑靴對壓盤作用力的軸向分量。 柱塞與滑靴的軸向慣性力 （N） 式中： mz柱塞與滑靴的質(zhì)量，kg；柱塞的位置角，在0°180°范圍內(nèi)取值，具體確定方法用前面所有公式計(jì)算中的位置角；缸體的回轉(zhuǎn)角速度，rad/s

43、。 壓油力或吸油力液壓馬達(dá)的壓油力F2用下式計(jì)算： 式中：p 系統(tǒng)回油壓力；液壓泵的吸油力F2用下式計(jì)算： 式中： 吸油腔真空度，可取0.05 MPa。 因離心力而產(chǎn)生的柱塞缸體間摩擦力 式中：摩擦系數(shù)，f = 0.100.15。由滑靴離心力反轉(zhuǎn)力矩引起的對壓盤作用力的軸向分量F4i由滑靴離心力反轉(zhuǎn)力矩引起的對壓盤作用力的軸向分量F4i由下式給出： 式中：滑靴重心到柱塞球頭中心的距離(mm)；mh滑靴的質(zhì)量（kg）。 假設(shè)、共線，且設(shè) 。如果取彈簧對壓盤作用力方向?yàn)檎?，?yīng)為負(fù)值。如果計(jì)算得到，說明該滑靴的合力壓在壓盤上，即可認(rèn)為0。在計(jì)算力臂時(shí)，假定支點(diǎn)固定在點(diǎn)不動(dòng)，此時(shí)，第個(gè)滑靴對壓盤的諸作

44、用力對求矩，得 將上式和代入力矩平衡方程式中，可得： 將小號柱塞和大號柱塞的數(shù)據(jù)一起代入上式即可求出所需的中心彈簧預(yù)壓力。也可分別對小號柱塞和大號柱塞計(jì)算，然后將計(jì)算結(jié)果相加得到中心彈簧預(yù)壓力。從以上分析知，這是一個(gè)十分復(fù)繁的計(jì)算過程，為簡單起見，實(shí)際設(shè)計(jì)時(shí)常常用類比方法或經(jīng)驗(yàn)方法確定中心彈簧預(yù)壓力。2.4 配流盤設(shè)計(jì)多排式軸向柱塞馬達(dá)或泵的配流部位是整個(gè)馬達(dá)或泵最關(guān)鍵的部位之一，對液壓馬達(dá)或液壓泵的可靠性和壽命影響很大。配流盤的設(shè)計(jì)，主要是確定配流盤的內(nèi)、外密封帶，配流孔與其間隔角，輔助支承等有關(guān)尺寸，這些尺寸設(shè)計(jì)是否適當(dāng)，對馬達(dá)或泵的壽命、效率、噪聲等影響極大。1）配流盤型式的選擇配流盤的

45、型式主要有：封閉加(減)壓型配流盤、減振孔型配流盤和減振槽型配流盤等多種。封閉加(減)壓型配流盤主要是通過合理設(shè)計(jì)間隔角參數(shù)使封閉容積中的液壓油按照既定的方式增壓(充滿低壓油的柱塞液壓缸，使它在下閉止角內(nèi)進(jìn)行體積壓縮，使油壓上升至壓油壓力，再和壓油腔接通)和減壓(充滿高壓油的柱塞液壓缸，使它在下閉止角內(nèi)進(jìn)行體積膨脹，使油壓下降至吸油壓力，再和吸油腔接通)，以防止或消除液壓沖擊。這種方式對工作壓力的變化沒有適應(yīng)性，因此，它適用于定量泵配流盤的設(shè)計(jì)。減振孔型配流盤和減振槽型配流盤的工作原理相似，可使柱塞液壓缸在閉止升(釋)壓過程中，同時(shí)通過減振孔(槽)，向缸中慢慢引入(出)部分高壓油，使缸中油壓逐

46、漸向待接通的油腔過渡。此外，減振孔(槽)可以使配流盤的抗沖擊性能適應(yīng)于變工況，如果按最優(yōu)方法設(shè)計(jì)，可在變工況情況下完全消除配流沖擊及由此而引起的噪音。與減振槽(三角槽)型配流盤不同，減振孔型配流盤無法像減振槽配流盤通過按恒定變化規(guī)律變化的變過流截面實(shí)現(xiàn)減振，它只是一種恒過流截面的減振裝置，但是，減振孔的設(shè)計(jì)較三角槽簡單，加工也方便易行。雖然這里討論的多排式軸向柱塞馬達(dá)或柱塞泵屬于定量系統(tǒng)，但由于多排式軸向柱塞馬達(dá)或柱塞泵在工作過程中要應(yīng)用排數(shù)的組合實(shí)現(xiàn)變速或變量，這種變速或變量將會在一定程度上影響工作壓力的變化。為了適應(yīng)這種速度或壓力變化，多排式軸向柱塞馬達(dá)或柱塞泵選用減振孔型配流盤較為合適。

47、2）間隔角及減振阻尼孔尺寸設(shè)計(jì) 兩腰形槽之間的間隔角的設(shè)計(jì)設(shè)柱塞腔油液的容積為，壓力由升至(允許壓力在額定壓力范圍內(nèi)波動(dòng))所需的壓縮量為，對應(yīng)的柱塞位移量為，缸體的回轉(zhuǎn)角(加壓范圍角)為，如圖13所示(為了清楚表示大號柱塞與小號柱塞間隔角等角度的不同，將大小號配流窗孔各顯示一部分)。則 又 而 所以式中 柱塞在下死點(diǎn)處（全縮時(shí)）柱塞腔內(nèi)殘留的容積，mm3 ，用下式計(jì)算： 式中 為柱塞包含將缸體腰形孔體積折算后的死容積長度，mm ； 油液的彈性模量(Pa)，(1.42)×109 Pa； 低壓腔的壓力(Pa)； 高壓腔的壓力(Pa)。同理可得減壓范圍角為由于采用減振孔型配流盤以消除油擊時(shí)，通常假定機(jī)械封閉升壓和阻尼孔升壓各起一半作用，因此，計(jì)算時(shí)用代替式(33)中的，。分別用小號、大號柱塞的數(shù)據(jù)代入上式即可求得對應(yīng)的。配流盤上大小號柱塞各自兩腰形槽之間的間隔角可用下式計(jì)算： 式中的確定方法詳見下面討論。減振阻尼孔尺寸的確定經(jīng)推導(dǎo)，減振阻尼孔的直徑和長度（參閱圖13）有以下關(guān)系： 式中：柱塞上死點(diǎn)處(柱塞全伸時(shí))柱塞腔的容積，mm3 ； 減振阻尼孔直徑，mm ； 減振阻尼孔長度mm