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1、摘 要斜盘轴向柱塞泵是液压系统中被广泛使的动力元件，用于各类工程机械中。其本身结构的特殊性工作柱塞存在着剩余容积、缸体与柱塞加工修配等相对困难，并且维护成本高、以及缸套加工成本高等问题。 针对上述问题进行以下几方面改进；（1）柱塞内放入填充物；（2）在缸孔内加入内套；（3）采用带内圈轴承改善加工条件。通过上述的措施可有效的提高斜盘轴向柱塞泵的容积效率、降低维护成本提高了性能品质、节约缸套加工成本；在上述改进的基础上设计一款额定压力： ；额定转速： ；额定排量： ml/r的手动伺服变量斜盘轴向柱塞泵，并进行柱塞与滑靴、缸体、斜盘、泵轴的受力分析以及强度校核，结果满足相应的设计要求。 关键词 轴向
2、柱塞泵 斜盘 缸体 柱塞AbstractWobble-axial piston pump is dynamic components which are widely used in various construction machinery in hydraulic system. Because its own special structure 、there is a plunger residual volume、processing and fixing of the cylinder plunger are relatively difficult, the costs of m
3、aintaining and the processing of cylinder is highTo address the above issues carrying on following aspectses improvements: (1) Add cramming in plunger; (2) adding inner sleeve in the cylinder hole; (3) improve the processing conditions with bearing inner ring.Passage of these measures can effectivel
4、y improve the Wobble-axial piston pump volumetric efficiency, reduce the costs of maintaining and enhanced the quality and performance, saving cylinder processing costs; In improving on the basis of the design pressure rated :; Rated Speed : ; Rated Displacement : ml/r manual servo variable axial pi
5、ston pump ramp site, and with the plunger Slipper, block, catch basin, Analysis of the shaft and strength check, the results meets the corresponding design requirements. Keywords Axial piston pump Slanting Cylinder Plunger 目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 国内CY系列轴向柱塞泵发展概况11.2 国外轴向柱塞泵发展概况21.3 CY系列轴向柱塞泵的主要用途和
6、应用领域21.4 主要参数3第2章 受力分析42.1柱塞与滑靴的受力42.1.1柱塞（包括滑靴）的移动惯性力62.1.2柱塞吸入油液所需的总吸入力82.1.3滑靴支承面所需的总密封力82.1.4柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力102.1.5克服滑靴翻转所需的推压力102.1.6压排过程132.1.7处于压排行程柱塞所受的力152.2 缸体受力162.2.1斜盘的推压力172.2.2缸体与配油盘之间压力场的支撑力及其力矩202.2.3辅助支撑的支撑力232.3 斜盘受力分析272.3.1柱塞作用于斜盘的压力不平衡力矩292.3.2斜盘滑动支承的摩擦力矩312.3.3球铰的摩擦力力矩312.3.4柱
7、塞与滑靴在改变倾角时的惯性力矩322.4 泵轴受力332.4.1泵轴的理论转矩与理论功率332.4.2后斜盘轴向柱塞泵的泵轴受力35第3章 运动分析363.1计算柱塞轴线的分布圆半径和柱塞直径363.2 运动学373.3 输油率及其脉动42第4章 主要部位设计与校核464.1 柱塞副464.2 球铰副514.3 滑靴副524.4 配油部位554.5 泵轴604.5.1花键部分与缸体的连接强度604.5.2与联轴节的连接强度624.5.3泵轴薄弱部位的强度核算63结论64致谢65参考文献66附录168附录277 第1章 绪论1.1 国内CY系列轴向柱塞泵发展概况我国目前大量使用的CY系列轴向柱塞
8、泵，2003年全国的总产量达到了20万台1-2。这类泵的最大特点是采用大轴承支承缸体，具有压力高、工艺性好、成本低、维修方便等优点，比较适合国情，因此，成为当今我国应用最广的开式油路轴向柱塞泵。CY型轴向泵从1966年开始设计以来，经过CY14-I，CYI4-lA，CYI4-IB几个发展阶段，每一个发展阶段泵的性能、寿命都得到提高，品种也不断增长。但是，从1982年CY14-1B轴向泵定型以来，已经过去20余年的时间，该泵发展停滞、变化不大。近年来，世界上柱塞泵技术已有长足进步，加上国内对使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要对CY14-1B轴向泵进行更新，开发一种噪声更低、自吸性能更好、节
9、能、省料、使用更可靠的轴回柱塞泵，这就是Q*CY14-1BK轴向柱塞泵3-7。早期的斜盘式轴向泵的压力都只有7MPa，但现代液压传动系统均要求更高的压力。目前定量斜盘式轴向柱塞泵的压力已达21-48 MPa，这是因为我们在各自的发展过程中，突破了一些关键技术8-10。2003年产量估计有近20万台，被我国各行各业广泛采用，特别是应用于开式油路固定式机械设备CY14-1 B轴向泵从1972年开始设计研制，1982年定型，但此后20多年的时间，变化不大，有些厂家生产20余年，没有任何改。但是世界上的柱塞泵发展有了长足的进步，然而CY14-1 B轴向泵的使用中也发现不少问题，柱塞在压排油液终了时，柱
10、塞底腔仍有一些油液未排除，当柱塞进入吸入行程时，这样便损失一部分吸入容积，降低了容积效率。进行改进，往柱塞腔填入尼龙，减小柱塞腔的残留空间，提高容积效率11-13。 以及缸体外套使用轴承钢，加工非常不方便，从加工制造角度考虑变换其他材料。对CYI4-1 B轴向泵进行更新的改造。这就是研制CY系列轴向泵的目的。1.2 国外轴向柱塞泵发展概况国外从上世纪80年代以来，轴向柱塞泵的结构、材料、工艺上虽然都有不少进步，但一个最重要的动向是向着个性化发展，即针对不同的需要，发展专用类型的泵。例如闭式油路用泵、开式油路用泵。这类泵的发展主要是为了满足行走机械静液压传动的需求，行走机械要求所使用的泵液压装置
11、体积小、重量轻、转速高，而静液压传动系统又实现了系统标准化，因此发展闭式油路用集成化的油泵静液传动装置就成为必然的趋势之一，这种装置将闭式系统的所有元件(有的甚至包括过滤器)都集成在泵和马达上，用户使用时只要装上油箱联接两根管道，就可以使系统运转14-15。开式系统大多数用于固定式机械，它的主要需求是噪声低、自吸能力好、节能。因此进出油口不对称的开式系统用泵、新的节能和与电子技术相结合的变量型式就应运而生。为了满足系统对于不同压力的需求，又出现了开式油路用重型泵(压力25 MPa以上)和轻型柱塞泵(压力25 MPa以下)，但从近期发展动向看，又有重型泵轻量化，轻型泵参数重型化的趋势。在轴向泵的
12、使用中，闭式油路用泵和马达主要是解决系统集成化问题，以满足工程机械和建设机械静液压传动的要求；而开式油路用泵主要需求是降低噪声、提高自吸能力，开发新的节能和与电子技术相结合的变量型式，以满足固定式机械的多种要求。开式油路用泵又分为重型泵(压力25MPa)和轻型泵(压力25MPa)，其发展趋势是重型泵轻量化，参数重型化。据有关资料介绍，国外对闭式油路用泵和马达与开式油路用泵分别进行了个性化设计，以发挥各自的优点16-17。1.3 CY系列轴向柱塞泵的主要用途和应用领域斜盘式轴向柱塞泵，由于体积小，重量轻，液压伺服变量机构简，惯性小，故较适合用于移动设备与自动控制系统，作为液压动力源。斜盘式轴向柱
13、塞泵是现代液压传动系统中广泛使用的动力元件也是可实现无级变量的两类泵。1906年斜盘式轴向泵第一次使用于军舰的炮塔上到现在已有近90年的历史;从H. F. Vickers先生1925年发明叶片泵到现在也有70余年了。几十年来，这类泵一直在不断地改进、发展、竞争。现在，斜盘式轴向泵已占领液压系统大部分的变量泵市场和部分高压(20 MPa以上)定量泵和液压马达市场，丧失了绝大部分中高压(20 MPa)以下定量泵和液压马达市场。1.4 主要设计参数额定排量： ml/r额定压力： 额定转速： 斜盘最大摆角： 变量方式： 手动伺服第2章 受力分析液压泵将原动机输给的转矩，通过其内各机件传递、变换以流体压
14、力能传输出去。下面将讨论柱塞于滑靴、缸体、斜盘及泵轴等受力情况。2.1柱塞与滑靴的受力柱塞有两种工作过程：吸入行程和压排行程，其受力状况是不同的，论述如下：吸入行程，即柱塞由中心加力弹簧经过压盘和滑靴拖动，向缸外移动，使其低腔形成负压而吸入油液的过程。所以，中心加力弹簧的弹簧力必须克服下述诸力：柱塞（包括滑靴）的总惯性力；柱塞吸入油液的总吸入力；滑靴支撑面所需的密封力；柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力；克服滑靴翻转所需的推压力。中心加力弹簧必须满足下式： （2-1）在计算受力分析之前我们先估算一下柱塞副的质量，在算惯性力用到。估算柱塞的尺寸如（2-1）图所示。图2-1 柱塞简图L=0.128，d
15、=0.032，L1=0.088，d1=0.022，d2=0.024估算柱塞的体积： 柱塞的整个体积V为： 材料密度：柱塞的粗略质量为：一般为了简化问题结构参数C取处的值：如果球杯高度过大会增加摩擦面积，增加损耗，接触面积过小会使柱塞于滑靴脱落，所以应稍小一些就可以取根据经验给出 。图2-2 滑靴简图如图2-2所示粗算滑靴的体积： 柱塞和滑靴总质量：2.1.1柱塞（包括滑靴）的移动惯性力单个柱塞（包括滑靴）的移动惯性力为：式中 柱塞与滑靴的质量（）；第i个柱塞的相对加速（）。将（3-6）式代入上式，得到 （2-2）因此，所有与吸入和压排油腔相同的柱塞得总惯性力为： 上式当、等时，亦即当达到最大值
16、时亦即达到最大值，则上式可以写成下述形式：式中 与柱塞个数Z有关的系数，其值如表3-1； 柱塞副质量（）； 柱塞在缸体中分布圆半径，查参考文献1表1-29得； 斜盘倾角 取。表2-1 与柱塞个数有关的系数表Z5791113151.622.252.883.514.154.78如图2-3所示，为Z=7的柱塞惯性力以及总惯性力同缸体转角的变化关系。图 2-3惯性力F1与F1同缸体转角的关系2.1.2柱塞吸入油液所需的总吸入力移动单个柱塞所需的吸入力为：式中 液压泵吸入管路中的真空度，计算时可取令。 如果假定和吸入油腔相同的柱塞个数为（Z+1）/2，则其总吸入力为： 式中 柱塞个数，取。2.1.3滑靴
17、支承面所需的总密封力为了使滑靴支承面不漏气，需加力保证其密封，一个滑靴支承面所需的密封力为： （2-3） 式中 滑靴支承面积（）；支撑表面为阻止吸入空气所需的接触比压，依经验，计算时可以取令。如果假定与吸入油腔相同的（Z+1）/2个柱塞滑靴支承面所需的总密封力为： （2-4）同样，还应当保证缸体端面与配油盘间的气密性，所需的密封力为： （2-5）式中 配油盘与缸体相接触的表面积()。 （2-6）图2-4配油盘如图2-4由参考文献1表4-4给出配油盘的主要尺寸参数：, , , 根据以上的数据可以算出配油盘与缸体相接触的表面积：那么缸体端面与配油盘间所需的密封力为：2.1.4柱塞（位于吸入行程）的
18、总摩擦力柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力：式中 柱塞与其缸孔之间的滑动摩擦系数，钢对青铜的滑动摩擦系数 柱塞的质量（）。2.1.5克服滑靴翻转所需的推压力如前所述，滑靴沿斜盘平面作椭圆运动，其离心惯性力为： （2-7）式中 滑靴的质量（）；滑靴的重心的运动向颈； 滑靴重心的旋转角速度（）。由图2-5可知，滑靴因离心惯性力引起的翻转力矩为：图2-5 滑靴部位 （2-8）式中 e滑靴重心到柱塞球头中心的距离（）。要想克服此力矩，必须通过压盘加以力矩，方向相反，且大于等于即式中 附加力矩所以： 由前述可知，当为最大值，向径便为最大值，将式(3-15)及代入上式，整理得： （2-9）克服（Z+1）/2个
19、吸油柱塞的滑靴翻转所需的推压力为：式中 滑靴的质量（）； 柱塞分布圆半径（）； 滑靴重心到柱塞球头中心距离（）。查文献1表4-2取即：中心加紧力弹簧须满足： 顺便指出，在计算中心加力弹簧力时，上述诸式的泵轴角速度均应以欲要求的自吸角速度（即泵轴的转速）代入。2.1.6压排过程即柱塞因缸体拖动，再由斜盘经过滑靴推压而压排油液的过程柱塞与其缸孔之间的配合间隙，一般为0.01-0.05mm，远远小于柱塞直径d及其含接长度2l，所以，假定无间隙滑动时可行的。再假定滑动摩擦对其接触比压的分布无影响；滑靴与柱塞头之间无相对转动，柱塞与缸孔壁的接触长度为： （2-10） （2-11）并且，各支反力的合力和的
20、作用点分别距接触边缘为和，如图2-6所示。图 2-6 柱塞受力分析滑靴与斜盘之间的摩擦力，在所述及的问题中，假定与力和在一个平面内，其值为： （2-12）式中 滑靴与斜盘之间的摩擦系数，考虑到启动等因素，假定为半摩擦， 斜盘经滑靴对柱塞的作用力（N）。通过平面圆盘缝隙流： （2-13）如图2-2所示， 代入上式即：缸孔对柱塞的摩擦力和 式中 缸孔对柱塞的摩擦系数，青铜对钢，一般取为，工作阻力: （2-14）式中 液压泵的额定输出压力（）；单个柱塞滑靴的最大移动惯性力（）； 一个柱塞的回程弹簧力()。2.1.7处于压排行程柱塞所受的力诸力(和等)应满足下述力学方程： （2-15）将式（3-14）
21、代入上述方程组，得上式联立解得再将上述两式联立，略去（因为很小），解得 （2-16） 式中 结构参数，其值为：将值代入(2-16)式由上式可知柱塞受力满足要求，并且最小含接长度与柱塞长度之比，要大于0.46，否则会降低机械效率，增加卡塞危险性。即：2.2 缸体受力缸体由泵轴拖动，借助斜盘、滑靴及中心加力装置驱动柱塞，实现吸排油液，其受力较复杂。该型液压泵的主要环节之一，是配油面，从运转结构的观点，希望各滑动表面之间不发生金属直接接触，其间形成油膜。对于配油面间，要想实现上述要求，缸体在运转过程应与配油盘表面保持平行，即不歪斜而平衡。在讨论上述方程之前，先逐一讨论一下缸体所承受的各个力。缸体在运
22、转过程承受下述力（取包括柱塞滑靴在内的平衡力）：斜盘的推压力；转子轴承的支反力；中心加力弹簧的弹簧力；配有盘与缸体之间压力场的支承力，以及辅助支承的支承力等。在讨论时，我们取 点为坐标原点的直角坐标系，假定力沿着坐标轴正向为正，力矩以右旋为正，轴正负分别为排油与吸油边，亦即假定配油盘为零重迭的。2.2.1斜盘的推压力在讨论缸体受力时，摩擦力与惯性力较之工作阻力小的多，为了简化问题，略去不计，这样，由式2-14、2-16得： （2-17）式中 柱塞缸内的压力，或为排出压力，或为吸入边的压力； 斜盘倾角（度）。该力可沿着、 轴线分解为两个分量：和，力通过柱塞底油液将缸体压向配油盘，与压排窗口相同的
23、每个柱塞的力为：我们默认吸油窗口压力为0，即为0，而和可以得出 （2-18）由前章可知，奇数个柱塞得输油率脉动小，通常5、7、9等，为了讨论方便起见，假定液压泵得柱塞个数为式中 m正整数。液压泵得配油工作情况是：当时，有个柱塞与压排窗口相通，有m个与吸入窗口相通；而当时，有m个与压排窗口相通，有个与吸入窗口相通，其中a柱塞得角距，；缸体转角，取一个柱塞缸中心与Y轴线一致时为起点，这样一来，得总推压力为：当时： （2-19） =当时： （2-20）由上式可以看出这两种状态在缸体每转角交替重复。对X轴得力矩为：当时： （2-21） 整理得出； 式中 滑靴球铰中心中性面至缸体配油表面的距离()，取。
24、同理当时： 式中 正整数，取； 斜盘最大倾角，； 工作压力，； 吸油窗口压力，取。对Y轴的力矩为当时： （2-22） 当时： （2-23） 2.2.2缸体与配油盘之间压力场的支撑力及其力矩缸体与配油盘之间的压力场区域，由于缸体得柱塞口使其不限于配油窗口，而有所扩展。若相邻柱塞缸体窗口间得隔档非常小，并假定和分别为配油表面得高压侧与低压侧得压力分布范围，为柱塞缸体窗口得开角，则当时： ， 弧度 （2-24）当时： ， 弧度 （2-25）众所周知，油液通过两平行圆板之间隙成放射流动时，任一点的压力按对数衰减，就所述及得情形，当假定泄油槽得压力为零时，在区域 （2-26） 式中 、内密封带得半径(m
25、)。当区域：当区域： （2-27）式中 、外密封带得半径(m)。压力场得总支撑力： （2-28） 式中 、外密封带的半径（）； 、内密封带的半径（）；压力分布范围，。 当时： （2-29） 当时： （2-30） 式中 H力矩矢量得模，其值为： （2-31） 由上式可以看出，压力场所产生得力矩矢量得模H，是和得函数，有两种不同得数值，并以缸体同一转速，同一方向回转，交替反复。当时；由于，所以： （2-32） 当时：， （2-33）H之变化值为： （2-34） H之平均值为： 由以上可以看出，力矩得变化取决于，只有当时才能达到理想得平衡，所以，从平衡角度，在设计柱塞缸体窗口时，要尽可能地使其开角大
26、一些，同时还要顾及到容积效率。2.2.3辅助支撑的支撑力用于配油机构中得辅助支撑由多种，下面讨论得辅助支撑均是对称的，所以，其支撑力均沿Z轴线方向，对X、Y轴得力矩亦均为零。现在回头讨论缸体得力平衡方程，沿Y轴应满足式，即： （2-35） 绕Y轴之力矩方程应为： （2-36） ，（），（）则由以上可以看出，,是一个矢量模与转角无关得力矩矢得两个分量，其模为： （2-37）而.,在、或内亦均是一个矢量模与转角无关的力矩矢得两个分量，其模分别为： （2-38） 除此之外，还可以看出，与的作用轴线重合一致，方向相反，可是由于M得模为双值，因而未能达到良好得平衡。现取令M得模为，代入，整理得： （2-
27、39） 这是配油部位须满足得方程之一。 绕X轴得力矩方程式应为： （2-40） 图 2-7力矩图式中 转子轴承到配油面得安装距离（）。当时： （2-41）当时： （2-42）代入两式，则可合写成下述形式：由式3-23，3-27则上式可知为下述形式： 当时：当时：所以： （2-43）式（2-43）表明，在运转过程中，之合力作用点在附近移动，其范围为。为了使对X轴得力矩不致反映到配油盘表面，欲使得作用点落在转子轴承滚动体长度之内，这样，首先应将转子轴承中心安设在处，并且滚动体长度须满足下式： 除此之外，对于转子轴承得间隙还要加以控制，这两项措施已由某液压泵厂得经验证实（当将轴承中心移至中性面，轴承
28、间隙由0.1mm减至0.060.07mm，配油盘研损情况大为减少）。除了上述措施外，还有加长缸体花键配合长度等方法。2.3 斜盘受力分析斜盘是形成和改变工作容积的主要部位，改变斜盘倾角便可以改变泵的输油率和流向。在工作过程中，斜盘主要承受下述力：有工作阻力产生的并经过滑靴推压斜盘力；中心加力装置的弹簧力；斜盘支反力、。 图2-8斜盘受力分析滑靴推压斜盘的力，是由工作阻力产生的，其值与前述的数值相等，方向相反，并且垂直于斜盘平面，垂直于支承轴线，其值为： （2-44） 式中 P柱塞底腔的压力，或为,或为。在时： 当时：斜盘滑动的支反力和,由力矩平衡方程求得： （2-45）式中 斜盘支承跨度一半(
29、)。 2.3.1柱塞作用于斜盘的压力不平衡力矩压力不平衡力矩与泵的配油机构的结构参数关系很大。一个柱塞对斜盘的作用力矩。 （2-46） 由得（因为），再由得，则，因而，上式可表示下述形式：将式3-40代入上式，得 （2-47）由上式可以看出，每个柱塞压力对斜盘的绕x轴之力矩，与柱塞底腔压力有关，目前，对称正重迭的，非对称正重迭的和零重迭的（有时为了减少噪音，采用负重迭的，但其值甚小，故可认为是零重迭的）。所有柱塞对x轴的力矩为：当或者时： （2-48）当或者时： （2-49） 当或者时： （2-50） 当或者时： （2-51） 式中 柱塞在重迭区困于其腔内的压力，对称正重迭的配有机构，由于柱塞
30、通过上死点，即时，当时，跃至，而在下死点，即时， 可以看出，是随缸体转角周期变化的，假定缸体的每分钟转数为n，则变化频率将为。其力矩可由下式求定： （2-52） 式中 额定工作压力，； 柱塞分布圆半径（）； 斜盘倾角； 柱塞个数。 2.3.2斜盘滑动支承的摩擦力矩 （2-53）式中 滑动支承的半径()；滑动支承的滑动摩擦系数，青铜对淬火钢，。2.3.3球铰的摩擦力力矩在改变斜盘倾角是，滑靴与柱塞之间的夹角亦随之变化，这样便产生摩擦力矩，其一个球铰的摩擦力矩为： （2-54） 式中 球铰的滑动摩擦系数，由于润滑充分，青铜对淬火钢，一般可取为球头半径 。平均力矩为： （2-55） 2.3.4柱塞与
31、滑靴在改变倾角时的惯性力矩 由前述可知，柱塞与滑靴相对缸体的运动方程为： （2-56）式中 （为缸体的角速度）将上式对求二次导数，便得在改变倾角时柱塞滑靴相对缸体的加速度。一个柱塞与滑靴的惯性力矩为： （2-57）式中 柱塞与滑靴的质量（）；柱塞滑靴在变倾角时的加速度（）；柱塞分布圆的半径()。总力矩为： （2-58）斜盘与压盘的转动惯性力矩： （2-59）式中 斜盘与压盘绕斜盘支承轴线的转动惯性矩变量时斜盘与压盘的倾角的角加速度。2.4 泵轴受力泵轴是支承缸体且拖动其转动的机件。前、后斜盘轴向柱塞泵的泵轴，受力是个不相同的。2.4.1泵轴的理论转矩与理论功率理论转矩，仍是不计摩擦的驱动泵轴、
32、缸体等匀速转动的力矩，换言之，为克服柱塞工作压力的转矩所需的力矩，即： = （2-60）可以得出，以个柱塞的作用力对缸体的Z轴之转矩将为： （2-61）而，因此： （2-62）综合比较可变得：当时： = （2-63）当时： = （2-64）由上式可以看出，理论转矩是以与的变化完全一样的形式变化的。平均理论转矩可按下式确定 （2-65）式中 理论容积常数（）；、分别为压排侧与吸入边的压力()。这样，理论功率为： （2-66） 2.4.2后斜盘轴向柱塞泵的泵轴受力后斜盘轴向柱塞泵，其缸体的径向力由转子轴承支承，另外为保证配油机构有良好的运转条件，泵轴的初端又不允许以具有径向力的传动连接方式连接，所
33、以，这种泵的泵轴只传递转矩，拖动缸体转动，受力最简单。泵轴为了拖动缸体工作，除了要克服缸体柱塞输出压力为的压力油液所需的理论转矩外，还要克服各工作运动副的摩擦力矩：配油盘与缸体之间的粘性摩擦力矩；柱塞与缸体之间的粘性摩擦力矩；滑靴与斜盘之间的粘性摩擦力矩；缸体与泵壳之间的粘性摩擦力矩；轴承的摩擦力矩；与工作压力、转速无关的不变阻力矩等 。对于设计计算，泵轴所传递的转矩可取为： （2-67） 式中 泵的机械效率，可取为0.90。 平均理论转矩（）第3章 运动分析斜盘轴向柱塞泵，在工作使其柱塞和滑靴做两个主运动：一个是沿缸体轴线的相对缸体的往复运动；一个是与缸体一起旋转。3.1计算柱塞轴线的分布圆半径和柱塞直径由图21分析可得： （3-1） 式中 max斜盘最大摆角（度），Z柱塞个数，Z=7 ；d柱塞直径（）。柱塞轴线在缸体中的分布圆半径为： （3-2）查参考文献1表1-29取按下式确定柱塞直径：查参考文献1表1-27取综上所得：柱塞直径d=0.032m,柱塞轴线的分布圆半径m3.2 运动学如图3-1所示，当柱塞由最大外伸转到角时，柱塞球头中心即由A点到B点。柱塞沿缸体轴线的相对（缸体）位移Sp,由直角三角形ABC得： (3-3)式中 斜盘倾角（度）。图3-1 柱塞滑靴的运动分析由图3-1可以得出，AC=AF=AO-FO=R-FO再由直角三角形得。 将上述
