逯曼直軸式軸向柱塞泵(一)綜述

24、in— —0.2 =15mm（2-7） Z9 一般取s=0.2?1,這里取0.2。 2）油池直徑D1 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 旦=0.6-0.8,這里取0.8. D2 D1 =0.8D20.8 15 = 12mm 3）中心孔d0、dj及長度l0 如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔 d。和d。'可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝 性能，取 d0 （或 d0'）=0.8?1.5=1.0mm 2.4 配油盤設(shè)計(jì) 配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸、排油油液以及承受由高速旋 轉(zhuǎn)的缸體傳來的軸向載荷。它設(shè)計(jì)的好壞直接影響泵的效率和壽命。 配油盤設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)封油帶尺寸、

25、吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。 （1）過渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角a1大于柱塞 腔通油孔包角a。的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。具有這種結(jié)構(gòu)的配油盤，當(dāng)柱塞從低壓腔接 通高壓腔時(shí)，柱塞腔內(nèi)封閉的油液會(huì)受到瞬間壓縮產(chǎn)生沖擊壓力；當(dāng)柱塞從高壓腔接通底 壓腔時(shí)，封閉的油液會(huì)瞬間膨脹產(chǎn)生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴(yán)重降低流量 脈動(dòng)品質(zhì)，產(chǎn)生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓 力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。 (2)配油盤主要尺寸確定 圖2-5配油盤主要尺寸

26、 1)配油窗尺寸 配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑Df 配油窗口包角%,在吸油窗口包角相等時(shí)，取 ：：0 二二 為避免吸油不足，配油窗口流速應(yīng)滿足 % =Qb=2.3 < L0] = 3m/s滿足要求。 F2 式中Qtb一泵理論流量； cp F2 一配油窗面積，F(xiàn)2 =jR； -R2); L0】一許用吸入流速，卜?！慷??3m/s 由此可得 R2 -R> 2Qt ；：0 IVo 1 2)封油帶尺寸 設(shè)內(nèi)封油帶寬度為b2,外封油帶寬度為bi, b和b2確定方法為: 考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內(nèi)封油帶泄漏

27、量大，取n略大 b2 = R3 - R4 =(0.1 -0.125)dz 當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示與分離力計(jì)算示帶入平衡方程式可得 R2—R； R-R2-Zd； (1-中) ln 且lnR32 p (2-8) R2 R4 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸: Ri =50mm, R2 =32mm,R3 = 27mm, R4 = 17mm (3)驗(yàn)算比壓p、比功pv 為使配油盤的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應(yīng)有 足夠的支承面積。為此設(shè)置了輔助支承面，如圖 4-9中的D5、D6。輔助支承面上開有寬 度為B的通油槽，起卸荷作用。

28、配油盤的總支承面積F為 F = 一(D2-D； D2-Dj)-(F1 F2 F3) 4 式中已一輔助支承面通油槽總面積；且：F1 = KB(R-R5) (K為通油槽個(gè)數(shù)，B為 通油槽寬度) F2、F3一吸、排油窗口面積。 根據(jù)估算：F =1034(mm2) 配油盤比壓p為 5 (2-9) Py pt2KB (R - R )…? ==2

29、84 pa p J 式中啊一配油盤剩余壓緊力; pt一中心彈簧壓緊力; Ip 1—根據(jù)資料取300pa； 在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn) 算pv值,即 pv = pvp _ I-pv 1 2 式中 vp—平均切線速度，vp=一（D4 + D）。 二 n pv =2p(D4 D) =458 ￡600Kgf/cm2 n 二 〔pv】根據(jù)資料取600Kgf/cm2。 2.5 缸體設(shè)計(jì) 卜面通過計(jì)算確定缸體主要結(jié)構(gòu)尺寸 圖2-6柱塞腔通油孔尺寸 為減小油液流動(dòng)損失，通常取通油孔分布圓半徑Rf與配油窗口分布圓半徑rf相等。即

30、 Rf = R2 R3 = 26mm 式中R2、R為配油盤配油窗口內(nèi)、外半徑。 通油孔面積近似計(jì)算如下(如圖 2-6所示)。 22、 Fa = laba - 0.215ba = 832(mm ) 式中 "一通油孔長度，la%dz； ba 一通油孔寬度，ba之0.5dz ; (2)缸體內(nèi)、外直徑D1、D2的確定 為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量一致，應(yīng)盡量使各處壁厚一致 (如圖2-7),即露=瓦=又。壁厚初值可由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。 圖2-7缸體結(jié)構(gòu)尺寸 缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 22 DiD2……2、 仃=Pb——27^1 2

31、5 601 4 2kgf /cm ) w 尸］(2-10) Di -D2 式中 D1一筒外徑，且 D1 =dZ +26=100mm。 b】一缸體材料許用應(yīng)力，對 ZQAL9—4: b】=600?800(kgf/cm2) 缸體剛度也按厚壁筒校驗(yàn)，其變形量為 (2-11) d , 一(：, R) = 0.004mm_ L " 2F 式中 E一缸體材料彈性系數(shù)； 材料波桑系數(shù)，對剛質(zhì)材料 R=0.23?0.30,青銅N=0.32?0.35; 丘]一允許變形量，一般剛質(zhì)缸體取必$ ] w 0 .0 0 mm ,青銅則取 1A6 ]<0,0 0mm； 符合要求。 (3)缸體高度

32、H 從圖2-7中可確定缸體高度H為 H =1。 lmax I3 I4 =115mm 式中l(wèi)°一柱塞最短留孔長度； Sm ax-柱塞最大行程； 13一為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短； l4一缸體厚度，一般 14= (0.4?0.6) dz,這里取 0.5dz=11mm。 2.6 柱塞回程機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結(jié)構(gòu)，其作用是在吸油過程中幫助把柱塞從柱塞 腔中提伸出來，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤有良好的貼合。 固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。它的特點(diǎn)是在滑靴頸部裝一回程盤2,如 圖2-8,并用螺紋環(huán)聯(lián)結(jié)在斜盤上。當(dāng)滑靴下表面與回程盤貼緊時(shí)

33、，應(yīng)保證滑靴上表面與 斜盤墊板3之間有一固定間隙，并可調(diào)。 回程盤是一平面圓盤，如圖2-8所示。盤上dh為滑靴安裝孔徑，Dh為滑靴安裝孔分布 圓直徑。這兩個(gè)尺寸是回程盤的關(guān)鍵尺寸，設(shè)計(jì)不好會(huì)使滑靴頸部及肩部嚴(yán)重磨損。下面 主要研究這兩個(gè)尺寸的確定方法。 圖2-8回程盤結(jié)構(gòu)尺寸 如前所述，滑靴在斜盤平面上運(yùn)動(dòng)軌跡是一個(gè)橢圓，橢圓的兩軸是 短軸 a =2 R =2 1 9. 5 319m 長軸 2Rf b = =42(mm) COS max dh和Dh的選擇應(yīng)保證泵工作時(shí)滑靴不與回程盤發(fā)生干涉為原則。因此, Dh取橢圓長 、短軸的平均值較合理，即 c a b -

34、 Rf 、 Dk = = Rf = 61( mm) 2 COS max 從圖2-8中可以看出回程盤上安裝孔中心 1 1一 且為2 emax,因而 O與長、短軸端點(diǎn)A或B的最大偏心距相等, 2Rf emax 廠 (Rf COS max Rf )二22mm COS max (2-12) 1 為了允許滑靴在任一方向偏離 2emax , 而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應(yīng)比滑 靴徑部直徑d大與ax。同時(shí)，考慮到加工、安裝等誤差，應(yīng)在安裝孔與滑靴徑部之間保留 有適當(dāng)間隙J。這樣安裝孔的直徑為 dk =: d emax 2J =32(mm

35、) 式中 d一滑靴頸部直徑； J一間隙，一般取J =0.5?1mm 2.7 變量機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 軸向柱塞泵通過變量機(jī)構(gòu)改變直軸泵斜盤傾斜角或斜軸泵擺缸擺動(dòng)角，以改變輸出流 量的方向和大小。變量機(jī)構(gòu)的型式很多，按照控制方式，可分為手動(dòng)式、機(jī)動(dòng)式、電動(dòng)式、 液動(dòng)式、電液比例控制式等。按照變量執(zhí)行機(jī)構(gòu)可分為機(jī)械式、液壓伺服機(jī)構(gòu)式、液壓缸 式，如圖2-9。按照性能參數(shù)還可分為恒功率式、恒壓式、包流量式等。 圖2-9變量執(zhí)行機(jī)構(gòu) 以上各種型式的變量機(jī)構(gòu)常常組合使用。例如，圖2-9(a)所示，手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)采用杠 桿或采用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠，帶動(dòng)斜盤改變傾斜角，如果用可逆電機(jī)旋轉(zhuǎn)絲杠可實(shí)現(xiàn)電動(dòng)變量。

36、圖2-9(b)所示，在伺服閥C端用手輪或杠桿輸入一位移量，稱手動(dòng)伺服變量式；若以電機(jī) 或液壓裝置輸入位移量時(shí)，則稱電動(dòng)或液動(dòng)伺服變量式；如果輸入的控制信號量使得泵輸 出的功率為常值，則構(gòu)成了壓力補(bǔ)償變量式。再如圖 2-9(c)中，用帶有電磁閥的外液壓源 控制，可成為遠(yuǎn)程液控變量式；如果用伺服閥控制變量缸，并使泵出口壓力為恒值，可成 為恒壓變量型式。 由此可知，變量的型式是多種多樣的，下面介紹其中最常用的幾種變量機(jī)構(gòu)。并予以比 較選擇。 (1)手動(dòng)變量機(jī)構(gòu) 手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)是一種最簡單的變量機(jī)構(gòu)，適用于不經(jīng)常變量的液壓系統(tǒng)。變量時(shí)用手 輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠上的螺母直線運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)斜盤改變傾斜角實(shí)現(xiàn)

37、變量。手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原 理圖及變量特性如圖2-10所示。 圖2-10手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原理及特征 圖中表明手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)雙向變量。流量 Q的方向和大小與變量機(jī)構(gòu)行程 y成 正比。 (2)手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu) 該機(jī)構(gòu)用機(jī)械方式通過伺服閥帶動(dòng)變量缸改變斜盤傾角實(shí)現(xiàn)變量。手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu) 的原理圖和變量特性如圖2-11所示。 圖2-11手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu) 圖中伺服變量機(jī)構(gòu)由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成?？刂崎y的閥套與變量活塞桿相 連，變量缸的缸體與泵體相連。當(dāng)控制閥處于中位時(shí)，斜盤穩(wěn)定在一定的位置上。變量時(shí)， 若控制閥C端向左移動(dòng)，油路1和2連通，變量缸A、B兩腔都是泵出口壓力。由于 B

38、腔 面積大于A腔，變量活塞在液壓力作用下向右移動(dòng)， 推動(dòng)斜盤傾斜角減小，流量隨之減少。 與此同時(shí)，由于閥套與活塞桿相連，閥套也向右移動(dòng)逐步關(guān)閉油路l和2,于是斜盤穩(wěn)定 在新的位置上。 反之，控制閥向右移動(dòng)時(shí)，油路 2和3連通，變量缸B腔與回油路接通，變量活塞在 A腔液壓力作用下向左移動(dòng)，使斜盤傾角增大，流量也增大。同理，由于控制閥閥套的反 饋移動(dòng)，使斜盤穩(wěn)定在新的位置。 這種利用機(jī)械位置反饋的伺服變量機(jī)構(gòu)減少了變量控制力，大大提高了變量的性能和 精度。變量信號輸入可以是手動(dòng)，也可以是電動(dòng)。如用外液壓源可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程無級變量。因 此，這種變量型式廣泛用于頻繁變速的行定車輛、工程機(jī)械、機(jī)床等許

39、多液壓系統(tǒng)中。 (3)恒功率變量機(jī)構(gòu) 恒功率變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)泵出口壓力調(diào)節(jié)輸出流量，使泵輸出流量與壓力的乘積近似保 持不變，即原動(dòng)機(jī)輸出功率大致保持恒定。變量機(jī)構(gòu)原理如圖10-3(a)所示。圖中恒功率變 量機(jī)構(gòu)仍由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成。與手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)不同的是控制閥 C端由彈 簧預(yù)壓調(diào)定，D端用控制油路接通泵出口管路。利用液壓力與彈簧力平衡的關(guān)系控制變量 活塞，改變斜盤傾角。工作原理與手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)類似。 為使泵功率為一包值，理論上，泵出口壓力與輸出流量應(yīng)保持雙曲線關(guān)系，如圖 5-4 所示。但是，實(shí)際泵的變量機(jī)構(gòu)都是采用彈簧來控制的。 因此，只能用一段折線(一根彈簧) 或二

40、段折錢(二根彈簧)來近似替代雙曲線。圖2-11 (a)所示的變量特性就是采用內(nèi)外雙彈 簧和機(jī)械限位裝置控制的恒功率變量特性。 (4)恒流量變量機(jī)構(gòu) 包流量變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)裝于泵出口主油路中的節(jié)流閥兩側(cè)的壓力差調(diào)節(jié)輸出流量，保 持流量為一包值。變量機(jī)構(gòu)原理及變量特性如圖 2-12所示。 圖2-12恒流量變量機(jī)構(gòu)原理及特征 圖中恒流量變量機(jī)構(gòu)由帶有節(jié)流閥的雙邊控制閥 (恒流量閥)和差動(dòng)變量缸組成?？刂? 閥C端預(yù)壓彈簧調(diào)定后，節(jié)流閥兩側(cè)壓力差在控制閥閥芯上產(chǎn)生的液壓力與彈簧力相平衡, 閥芯處于中垃，斜盤傾角固定在某一角度，泵輸出流量為調(diào)定值。 當(dāng)泵轉(zhuǎn)速增加時(shí)，輸出流量也相應(yīng)增加

41、。由于節(jié)流器面積不變，則節(jié)流器兩端壓力差 △p增大，推動(dòng)控制閥閥芯左移，帶動(dòng)變量活塞左移，斜盤傾角減小，流量城少，直至恢復(fù) 到調(diào)定值。此時(shí)，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤傾角穩(wěn)定，泵輸出 流量為恒定值。反之，當(dāng)泵轉(zhuǎn)速減小后，輸出流量減少。類似的分析可知，斜盤傾角會(huì)增 加，流量也隨之增加，仍保持為一恒定值。 包流量變星泵用于對液壓執(zhí)行機(jī)構(gòu)要求速度恒定的設(shè)備中。例如，機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)械等 液壓系統(tǒng)。但是恒流量變量泵恒定流星的精度不高，誤差較大，這也限制了它的應(yīng)用。 綜合比較以上幾種變量機(jī)構(gòu)，本設(shè)計(jì)選擇手動(dòng)伺服變量機(jī)構(gòu)。 3.直軸式軸向柱塞泵主要零件受力分析 3.1 柱塞受力分析

42、 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油、一周排油。 柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過程中 的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設(shè)計(jì)中討論。圖 5-1是帶有滑靴的 柱塞受力分析簡圖。 P1 圖5-1柱塞受力分析 (5-1) (5-2) 作用在柱塞上的力有: (1)柱塞底部的液壓力Pb 柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力R為 二,2 PLIdxpm_125601^ 式中Pmax 一泵最大工作壓力 (2)柱塞慣性力PB 柱塞相對缸體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí)，有直線加速度 a,則

43、柱塞軸向慣性力PB為 Gz2. PB = -mZa = —- Rf tg cosa = -101 g 式中mz、Gz為柱塞和滑靴的總質(zhì)量 慣性力Pb方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)a = 0°和 180。時(shí)，慣性力最大值為 —GZ _ 2 PBmax = —RfCC tg￥ = 243(N)(5-3) g (3)離心反力Pt 柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運(yùn)動(dòng)，有向心加速度Q,產(chǎn)生的離心反力P通過柱塞質(zhì) 量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為 Pt =mzat =907(N)(5-4) (4)斜盤反力N 斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分

44、解為軸向力P及徑向力To即 P = N c o s =1 2 1 3增 v(5-5) T -N si n =3 4 QN) 軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力Pb及其它軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形 成負(fù)載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應(yīng)力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。 (5)柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力 p1和p2 該力是接觸應(yīng)力P1和P2產(chǎn)生的合力。考慮到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小于柱塞直徑 及柱塞腔內(nèi)的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力Pf引起的接觸應(yīng)力P1 和P2可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。 (6)摩擦力Pf和p,f 柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力 Pf

45、為 Pf =(R +P2)f =2 5 9(N)(5-6) 式中f為摩擦系數(shù)，常取f =0.05?0.12 ,這里取0.1。 分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點(diǎn)時(shí)的位置。 此時(shí)，N、P1和P2可以通過如下方程組求得 ' y = 0 N sin - p1p2Pt = 0 -L. Z = 0 工 M0 =0 N cosfp1 - fp2 - pb - ps = 0 (5-7) I0 -I2 pi 1l -I0 , 3 fp2 ~ - Ptlt = 0 2 f dz -fpi-2 式中 I。一柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)l0 = (1

46、.5-2)d ,這里取l° = 2d=44mm； l一柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)l =(2.7-3.7)d ,這里取l° = 3d=189mm； li 一柱塞重心至球心距離,it = |0-12 = 44 - 21 = 23mm 以上雖有三個(gè)方程，但其中12也是未知數(shù)，需要增加一個(gè)方程才能求解 根據(jù)相似原理有 pi m a x_ 1 0 1 0 p2 max 1 2 (5-8) 又有 1 pi — p 1 m alx 0 ) 2 2 1 p2 二一 pz m 2 所以 p1 (10 -12)2 一 .2 p2 l2 將式 2 旦=(M”代入Nsin「小「2

47、+仇=0求解接觸長度12。為簡化計(jì)算，力矩方程中 p2 12 離心力R相對很小可以忽略，得 12 6圖-4102 -3fdz10 121 -6fdz -610 -21mm (5-9) P =( N sin 丁 十 pt) (5-10) 1 = (57 103 sin15 -1 122.5)： 11 2.557 = 20.1(kN) P2 = Nsin Pt 57 103 sin150 122.5 2 (l0」2)2 1 12 ? x 2 (78 一 57.6)2 1 117 = 5823(N) 將以上兩式代入R「1。

48、 3 I- p2 1 l - - I- fp1 曳 + fp2 與-R1t = 0 可得 322 (5-11) (5-⑵ Pb PB f Pt N 二———BL =13(KN) cos - f sin 2 (10-12)2, 1 l2 ■ x 2 (10-12)2.1 l2 x 式中4為結(jié)構(gòu)參數(shù)，且 (78- 57.6)2 + 1 ——117-2= 1.78 (78- 57.6)2 - 1 117 3.2 滑靴受力分析 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤的接觸面、減 少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔d0‘

49、和滑靴中心孔d0,再經(jīng)滑靴 封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動(dòng)，使滑靴與斜盤之間形成一層 薄油膜，大大減少了相對運(yùn)動(dòng)件間的摩擦損失，提高了機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力 和高轉(zhuǎn)速的需要。 液壓泵工作時(shí)，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力圖把滑靴壓 向斜盤，稱為壓緊力py ；另一是由滑靴面直徑為D1的油池產(chǎn)生的靜壓力Pf1與滑靴封油帶 上油液泄漏時(shí)油膜反力Pf2,二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離 Pf 0當(dāng)壓緊力與分 離力相平衡時(shí)，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。下面對這組力進(jìn)行分析。 (D分離力Pf 圖5-4滑靴結(jié)構(gòu)及

50、分離力分布 圖5-4為滑靴結(jié)構(gòu)與分離力，根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動(dòng)可知，油液經(jīng)滑靴封油帶 環(huán)縫流動(dòng)的泄漏量q的表達(dá)式為 二' 3(Pl —P2) 6」lnR2 Ri (5-18) 若pz =0 ,則 二、.3pi 6」lnR2 Ri (5-19) 式中6為封油帶油膜厚度 封油帶上半徑為r的任儀點(diǎn)壓力分布式為 ,R2 In 2 Pr = ( Pi - P2)r-P2 InR2 Ri (5-20)

51、 若pz =0 ,則 ln 2 r ln 一 R 從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。 通過積分求得。如圖4-4,取微環(huán)面2nrdr,則封油帶分離力 R2 Pf2 = R1 Pr2 二 “滯 (R- Ri (5-21) 封油帶上總的分離力pf可 Pf2為 卜中 2R(5-22) 油池靜壓分離力pn為 Pf1 =霆 R Pi 總分離力pf為 Pf = Pf1 Pf2 =6 105(KN) (5-23) (2)分離力Py 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 Pb

52、引起的，即 cPbP “ Py = 二 - dZ cosg 4 2 Pb =12.95(KN ) cosg (5-24) (3)力平衡方程式 當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 Py = Pf ji 一 d 4 2 Pb z cos 二(R2-R2) 21n國 R Pl Pb d2 ln R2 Ri 2(R2 - Ri2 ) cos (5-25)

53、 將上式代入式q = 710 3P1中,得泄漏量為 6」ln艮 Ri q= pd3pbd； 2 2、 12m(R2- RJcosg =3 L/min (5-26) 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴 質(zhì)量引起的離心力，球較摩擦力，帶動(dòng)滑靴沿斜盤旋轉(zhuǎn)的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn) 生自轉(zhuǎn)，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產(chǎn)生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應(yīng)該 在滑靴結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)中予以注意。 3.3 配油盤受力分析 不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的 ，但是功用和基本構(gòu)

54、造則相同。圖5-7 是常用的配油盤簡圖。 液壓泵工作時(shí)，高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱 塞腔中高壓油液作用而產(chǎn)生的壓緊力 Py；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力Pf O 1-輔助支撐面2-外封油帶3-內(nèi)封油帶4-吸油窗5-過渡區(qū)6-減震槽7-排油窗 圖5-7配油盤基本構(gòu)造 (D壓緊力Py 壓緊力是由于處在排油區(qū)是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺(tái)階上，使缸體受到 軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 對于奇數(shù)柱塞泵,當(dāng)有；億+1）個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí),壓緊力P”為 pyi 二 Z 1 二，2 -dzPb =P 2 4 9 1 2

55、尺 2 6 4 392 10 12560 =24150( N) (5-29) 當(dāng)有1（Z -1）個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí), 壓緊力Py2為 Z -1 Py2 =~2~ 2 dz Pb — Py m i n 4 (5-30) 9 一1 二 26 392 1012560 =19320( N) 4 平均壓緊力py為 1 Py =產(chǎn)1Py2)=21 73;N) （2）分離力 分離力由三部分組成。即外封油帶分離力Pf1,內(nèi)封油帶分離力Pf2,排油窗高壓油對 缸體的分離力。 對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時(shí)參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶 的包角是變化的。

56、實(shí)際包角比配油盤油窗包角 Q有所擴(kuò)大，如圖5-8所示。 圖5-8封油帶實(shí)際包角的變化 當(dāng)有中“個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角Q為 1 =1(Z -1)a a。 2 12 二 2 二 (9-1)—— 299 ,.1 當(dāng)有"(Z -1)個(gè)柱塞排油時(shí), 封油帶實(shí)際包角%為 2 =|(Z -3)a a0 12 二 (9 -3)—— 29 8 二 9 平均有Z個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角中為 2p 1 %? ：2) 2 1 = 2(Z -2)a a。 7 二 式中 a一柱塞間距角, a。一柱塞腔通油孔包角，這里取 a。 1)外封油帶分

57、離力pf1 外封油帶上泄漏流量是源流流動(dòng)，對封油帶任儀半徑上的壓力Py從R2到Ri積分，并 以Q代替2n，可得外封油帶上的分離力Pfi為 Pfi ；(R2-R2) *R 41n - R2 Pb tP P 2 萬 R2 pb (5-32) (172 -152) 10一6 4ln17 15 12560--9- 112 10” 12560 2 = 3.4(N) 2)內(nèi)封油帶分離力pf2 內(nèi)封油帶上泄漏流量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力 Pf2為 3）排油窗分離力pf3 配油盤總分離力pf 1 p(-R32 R42) . 匚, Pf 2 - p

58、b pb + ~Z_ R3 Pb _ 5. 2N ) 4」ln0 2 R (5-33) -p 2 2 7 二 2 2 pf3 = —(R2- R 3)pb =—— (15 1 1 ) 1 2 5 6 0N 1.6《5-34) 2 2 9 pf = p1P2 pf3 =3. 4 5. 21.=6 10. 2 第四章總結(jié)與展望 液壓泵是向液壓系統(tǒng)提供一定流量和壓力的油液的動(dòng)力元件 ，它是每個(gè)液壓系統(tǒng)中不 可缺少的核心元件，合理的選擇液壓泵對于液壓系統(tǒng)的能耗、提高系統(tǒng)的效率、降低噪聲 、改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要 . 選擇液壓泵的原則是：根據(jù)主機(jī)工況、

59、功率大小和系統(tǒng)對工作性能的要求 ，首先確定液 壓泵的類型 然后按系統(tǒng)所要求的壓力、流量大小確定其規(guī)格型號 . 一般來說，由于各類液壓泵各自突出的特點(diǎn)，其結(jié)構(gòu)、功用和運(yùn)轉(zhuǎn)方式各不相同，因此應(yīng) 根據(jù)不同的使用場合選擇合適的液壓泵.一般在機(jī)床液壓系統(tǒng)中，往往選用雙作用葉片泵和 限壓式變量葉片泵；而在筑路機(jī)械、港口機(jī)械以及小型工程機(jī)械中，往往選擇抗污染能力比 較強(qiáng)的齒輪泵；在負(fù)載大、功率大的場合往往選擇柱塞泵. 正如科學(xué)技術(shù)的發(fā)展一樣，現(xiàn)階段科技領(lǐng)域中交叉學(xué)科、邊緣學(xué)科越來越豐富，跨學(xué) 科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產(chǎn)品的技術(shù)發(fā)展亦是如此。以屏蔽式泵為例，取 消泵的軸封問題，必須從電機(jī)結(jié)構(gòu)開

60、始，單局限于泵本身是沒有辦法實(shí)現(xiàn)的；解決泵的噪 聲問題，除解決泵的流態(tài)和振動(dòng)外，同時(shí)需要解決電機(jī)風(fēng)葉的噪聲和電磁場的噪聲；提高 潛水泵的可靠性，必須在潛水電機(jī)內(nèi)加設(shè)諸如泄漏保護(hù)、過載保護(hù)等措施；提高泵的運(yùn)行 效率，須借助于控制技術(shù)的運(yùn)用等等。這些無一不說明要發(fā)展泵技術(shù)水平，必須從配套的 電機(jī)、控制技術(shù)等方面同時(shí)著手，綜合考慮，最大限度地提升機(jī)電一體化綜合水平。 參考文獻(xiàn) [1]隗金文，王慧.液壓傳動(dòng)[M].北京：東北大學(xué)出版社，2001. [2]陳榕林，張磊.液壓技術(shù)與應(yīng)用[M].第一版.北京：電子工業(yè)出版社，2002. [3]成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊[M].第三版.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，

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