862 軸向柱塞泵設計

862 軸向柱塞泵設計,軸向,柱塞,設計 攀枝花學院Panzhihua University本科畢業(yè)設計（論文）文獻綜述院 （系）： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機械制造及其自動化二班 學生姓名： 樊俊 學 號: 200310621088 2007 年 4 月 20 日本科生畢業(yè)設計（論文）文獻綜述評價表畢業(yè)設計（論文）題目 軸向柱塞泵設計綜述名稱 軸向柱塞泵設計文獻綜述評閱教師姓名 張勇 職稱 講師評 價 項 目 優(yōu) 良 合格 不合 格綜述結構 01 文獻綜述結構完整、符合格式規(guī)范02 能準確如實地闡述參考文獻作者的論點和實驗結果03 文字通順、精練、可讀性和實用性強綜述內容04 反映題目所在知識領域內的新動態(tài)、新趨勢、新水平、新原理、新技術等05 中、英文參考文獻的類型和數量符合規(guī)定要求，格式符合規(guī)范參考文獻06 圍繞所選畢業(yè)設計（論文）題目搜集文獻成績綜合評語：評閱教師（簽字）： 年 月 日文獻綜述軸向柱塞泵設計1 前言本文介紹了國內外軸向柱塞泵的研制，生產情況。重點敘述了高太低噪聲機電控制式軸向柱塞泵毓產品的結構特點及性能指標，并對該產品的發(fā)展前景與適用場合進行了簡要的分析與展望。隨著科學技術的不斷發(fā)展，現代設備的自動化水平越來越高。而液壓傳動及控制系統以其傳遞功率大、控制精度高、響應速度快、易于實現機電液一體化控制等優(yōu)點，被廣泛應用于各行各業(yè)中。對作為液壓系統動力源——液壓泵的要求也愈來愈高。徑向柱塞泵以其工作壓力高、抗沖擊。壽命長、控制精度高、噪聲低等優(yōu)點，引起國內外液壓泵生產廠家的重視和使用廠家的青睞。它被廣泛應用于冶金、礦山、鍛壓、注塑、船舶、重型等機械設備中。2 正文2．1 國內外軸向柱塞泵的研制和生產現狀軸向柱塞泵可分為閥配流與軸配流兩大類。閥配流軸向柱塞泵存在故障率高、效率低等缺點。國際上 70、80 年代發(fā)展的軸配流軸向柱塞泵克服了閥配流配向柱塞泵的不足。由于軸向泵結構上的特點，軸配流配向柱塞泵耐沖擊、壽命長、控制精度高。使其成為一種優(yōu)良的高壓泵，代表當今國際上液壓泵制造的先進水平。但是，它技術含量高、加工制造難度大，國際上只有博世（ BOSCH）公司、沃依特（ VOITH）公司等少數幾家公司能夠生產。而博世公司只能生產90mL 以下規(guī)格的泵，沃依特公司只生產 110 一 250mL／r 規(guī)格的泵。我國從 80 年代末 90 年代初有很多科研機構與生產廠家開始研究開發(fā)這種產品，但都沒有取得實質性進展。主要因為在理論上有待深化，在實際生產中不能解決轉子與配流軸、滑靴與定子兩對摩擦副燒研的問題。有些生產廠家在柱塞內孔通過澆鑄軸承合金等方法來克服燒研，但效果并不理想，這種辦法在小排量泵中使用，雖然能夠防止摩擦副燒研的問題，但泵的使用壽命不長。由我國著名的液壓專家盧望研究員和材料專家閏秉均教授及其課題組經過多年研究與開發(fā)，取得了“過平衡壓力補償方法及雙排軸向柱塞泵”和“一種新型高壓大排量軸向柱塞泵”兩項技術專利，“合金奧氏體一貝氏體球鐵開發(fā)應用研究”一項國家新材料技術成果。這些技術成果的取得，使我國徑向柱塞泵的研制在設計理論與材料工藝方面取得突破性進展。蘭州永新科技股份有限公司以上述兩項專利與一項新材料技術成果為支持，成功地開發(fā)生產的 JBP 系列機電控制式徑向柱塞泵，是國家科技部“八五”攻關和國家科技部火炬計劃項目。該泵在多家企業(yè)進行了 2—3 年的工業(yè)考核試驗，性能優(yōu)良。泵的技術發(fā)展一如其他產業(yè)的發(fā)展一樣，是由市場需求的推動取得的。如今，歷史已進入到二十一世紀，人們在以環(huán)保、電子等領域高科技發(fā)展及世界可持續(xù)發(fā)展為主所產生的巨大需求的大背景下，對于包括泵行業(yè)在內的許多行業(yè)或領域都帶來了技術的飛速變革和發(fā)展。 2.2 泵的技術發(fā)展趨勢產品的生命力在于市場的需求。如今的市場需求正是要求有各自的特色特點，做到與眾不同；正是這一點，造就了泵產品的多元化趨勢。它的多元性主要體現在泵輸送介質的多樣性、產品結構的差異性和運行要求的不同性等幾個方面。從輸送介質的多樣性來看，最早泵的輸送對象為單一的水及其它可流動的液體、氣體或漿體到現在可輸送固液混合物、氣液混合物、固液氣混合物，直至輸送活的物體如土豆、魚等等。不同的輸送對象對于泵的內部結構要求均不同。除了輸送對象對泵的結構有不同要求外，在泵的安裝形式、管道布置形式、維護維修等方面對泵的內在或外在的結構提出新要求。同時，各個生產廠商，在結構的設計上又加入了各自企業(yè)的理念，更加提高了泵結構的多元化程度?；诳沙掷m(xù)發(fā)展和環(huán)保的總體背景，泵的運行 環(huán)境對泵的設計又提出了眾多的要求，如泄漏減少、噪聲振動降低、可*性增加、壽命延長等等均對泵的設計提出了不同的側重點或幾個著重點并行均需考慮，也必然形成泵的多元化形式。2．2．1 泵設計水平提升與制造技術優(yōu)化的有機結合進入信息時代的今天，泵的設計人員早已經利用計算機技術來進行產品的開發(fā)設計（如 CAD 的利用），大大提高了設計本身的速度，縮短了產品設計的周期。而在生產為主的制造當中，以數控技術 CAM 為代表的制造技術業(yè)已深入到泵的生產當中。但是，從目前國內的情況看，數控技術 CAM 主要應用在批量產品的生產上。對于單件或小批的生產，目前 CAM 技術尚未在泵行業(yè)當中普遍實施，單件小批的生產仍舊以傳統生產設備為主。由于市場要求生產廠商的貨期盡可能縮短，尤其對于特殊產品（針對用戶要求生產的產品）供貨周期縮短，必然要求泵的生產企業(yè)加速利用 CAM 技術，甚至是計算機集成制造系統（CIMS）、柔性制造（FMC 和 FMS）對從設計到制造模具、零件加工等各環(huán)節(jié)協調一致處理，保證一但設計完成，產品零部件的加工也是趨于同期完成，以確?？s短產品的生產周期。與此同時，除利用計算機制圖外，還將在計算機這個載體上實現產品的強度分析、可*性預估和三維立體設計，將原來需要在生產中發(fā)現和解決的工藝問題和局部結構問題及裝配性問題等方面提到生產前進行防范，縮短產品的試制期。2．2．2 產品的標準化與模塊化在產品出現多元化的同時，泵作為通用產品，總體總量依舊巨大。在市場中，除出現技術性競爭外，產品的價格競爭尤其是通用化產品的價格競爭是必然趨勢。在產品出現多元化的趨勢下，要實現產品價格的競爭優(yōu)勢，提高產品零部件的標準化程度，實現產品零部件的模塊化是必須的。在眾多零部件實現模塊化后，通過不同模塊的組合或改變個別零件的特性，以實現產品的多元化。同時，只有當零部件標準化程度提高后才有可能基于產品的多元化基礎上實際規(guī)?；牧悴考a，用以降低產品的生產成本和形成產品的價格競爭優(yōu)勢，也可以在產品多元化的基礎上進一步地縮短產品的交貨周期。2．2．3 泵內在特性的提升與追求外在特性所謂泵的內在特性是指包括產品性能、零部件質量、整機裝配質量、外觀質量等在內的產品固有特性，或者簡稱之為品質。在這一點上，是目前許多泵生產廠商所關注的也是努力在提高、改進的方面。而實際上，我們可以發(fā)現，有許多的產品在工廠檢測符合發(fā)至使用單位運行后，往往達不到工廠出廠檢測的效果，發(fā)生諸如過載、噪聲增大，使用達不到要求或壽命降低等等方面的問題；而泵在實際當中所處的運行點或運行特征，我們稱之為泵的外在特性或系統特性。技術人員在進行產品設計時，為提高某一產品的百分之一效率常?；ㄙM不少心思；而泵運行如果偏離設計的高效點，實際運行的效率遠不止降低百分之一。現在，泵生產廠家同時為用戶配套包括變頻在內的控制設備及成套設備，實際上已介入到泵的外在特性的追求上了。在此基礎上，再關注泵的集中控制系統，提高整個泵及泵站運行效率，則是在泵外特性的追求上更上一層樓。從銷售角度看，推銷產品即是在推銷泵的內在特性；而關注泵的外特性則是生產廠商不僅是推銷產品，而是在推銷泵站（成套項目）。 從使用角度看，好的產品必定是適合運行環(huán)境的產品而非出廠檢測判別的產品。2．2．4 機電一體化的進一步發(fā)展正如科學技術的發(fā)展一樣，現階段科技領域中交叉學科、邊緣學科越來越豐富，跨學科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產品的技術發(fā)展亦是如此。以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問題，必須從電機結構開始，單局限于泵本身是沒有辦法實現的；解決泵的噪聲問題，除解決泵的流態(tài)和振動外，同時需要解決電機風葉的噪聲和電磁場的噪聲；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機內加設諸如泄漏保護、過載保護等措施；提高泵的運行效率，須借助于控制技術的運用等等。這些無一不說明要發(fā)展泵技術水平，必須從配套的電機、控制技術等方面同時著手，綜合考慮，最大限度地提升機電一體化綜合水平。3.總結過去的十多年來，新材料和新工藝的運用是推動泵技術發(fā)展的一個主要的因素。泵用材料從鑄鐵到特種金屬合金，從橡膠制品、陶瓷等典型非金屬材料到工程塑料，在解決泵的耐腐蝕、耐磨損、耐高溫等環(huán)境上都發(fā)揮了突出的作用。同時新工藝的運用，又更好地使新材料運用到泵的零部件仍至整個泵當中。如國外有些廠商已設計 并推出了全部采用工程塑料制成的泵。比用一般金屬材料生產的泵在強度上毫不遜色，在耐蝕耐磨上更勝一籌。又比如利用新的表面涂覆技術和表面處理技術，同樣可解決泵的抗蝕和抗磨問題。新材料的進一步發(fā)展和新工藝的運用深入，在泵領域內的應用將更加廣泛。 該設計主要包括有配油盤的設計，參考資料：《開路式柱塞泵》第四章第 3 節(jié) P70； 缸體的設計，參考資料：《開路式柱塞泵》第四章第 2 節(jié) P67； 柱塞、滑靴的設計，參考資料：《開路式柱塞泵》第四章第 1 節(jié) P63； 軸向柱塞泵尺寸總體設計，參考資料：《新編液壓件使用與維修技術大》第三章第三節(jié) P279；柱塞回程機構設計，參考資料：《液壓元件及系統設計》第四章第 7 節(jié) P73；軸向柱塞泵裝配圖結構，參考資料：《液壓與氣壓傳動》第二章第 4 節(jié) P53。參 考 文 獻〔1〕李培滋﹑王占林主編.《飛機液壓傳動與伺服控制》 （上冊）.國防工業(yè)出版社.1989〔2〕曾祥榮﹑葉文柄﹑吳沛容編著.《液壓傳動》.國防工業(yè)出版社.1980〔3〕何存興主編.《液壓元件》.機械工業(yè)出版社.1982〔4〕張赤誠等編.《液壓傳動》.地質出版社.1986〔5〕齊任賢主編.《液壓傳動和液力傳動》.冶金工業(yè)出版社.1981〔6〕上海煤礦機械研究所編.《液壓傳動設計手冊》.上海人民出版社.1976〔7〕 （日）市川常雄著.雞西煤礦機器廠譯.《液壓技術基本理論》.煤炭工業(yè)出版社.1975〔8〕 （美）H﹒E﹒梅里特著 .陳燕慶譯.《液壓控制系統》.科學出版社.1979〔9〕成大先主編.《機械設計手冊》.化學工業(yè)出版社.2004〔10〕聞德生著.《開路式柱塞泵》.航空工業(yè)出版社.1998〔11〕吉林工業(yè)大學等校編.《工程機械液壓與液力傳動》.機械工業(yè)出版社.1978〔12〕AD 811166.1981.〔13〕馬玉貴、馬治武主編.《新編液壓件使用與維修技術大》.中國建材工業(yè)出版社.1998〔14〕左健民主編. 《液壓與氣壓傳動》.機械工業(yè)出版社.1999〔15〕文懷興主編.《泵的排量設計工況及優(yōu)化設計》. 北京.機械工業(yè)出版社.2005〔16〕成大先主編.《機械設計圖冊》.化學工業(yè)出版社.2000〔17〕沙毅 聞建龍主編.《泵與風機》.中國科學技術大學出版社.2005〔18〕陳允中 曹占文 黃紅梅 鄧國強等譯.《泵手冊》.中國石化出版社.2003〔19〕路甬祥主編.《液壓氣動技術手冊》.北京.機械工業(yè)出版社.2002〔20〕張耀宸.《機械加工設計手冊》.北京.航空工業(yè)出版社,1987攀枝花學院本科畢業(yè)設計（論文）軸向柱塞泵設計學生姓名： 樊 俊 學生學號： 200310621088 院（系）： 機電工程學院 年級專業(yè)： 03 機制 2 班 指導教師： 張勇 講師 二〇〇七年六月攀枝花學院畢業(yè)設計 摘要Ⅰ摘要液壓泵是向液壓系統提供一定流量和壓力的油液的動力元件,它是每個液壓系統中不可缺少的核心元件,合理的選擇液壓泵對于液壓系統的能耗﹑提高系統的效率﹑降低噪聲﹑改善工作性能和保證系統的可靠工作都十分重要本設計對軸向柱塞泵進行了分析,主要分析了軸向柱塞泵的分類,對其中的結構,例如,柱塞的結構型式﹑滑靴結構型式﹑配油盤結構型式等進行了分析和設計,還包括它們的受力分析與計算.還有對缸體的材料選用以及校核很關鍵;最后對變量機構分類型式也進行了詳細的分析,比較了它們的優(yōu)點和缺點.該設計最后對軸向柱塞泵的優(yōu)缺點進行了整體的分析,對今后的發(fā)展也進行了展望.關鍵詞: 柱塞泵,液壓系統,結構型式,今后發(fā)展.攀枝花學院畢業(yè)設計 AbstractⅡAbstractLiquid's pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that the liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquid's pressing a pump can consume a ﹑ exaltation the efficiency ﹑ of the system to lower a Zao voice ﹑ an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of of dependable work all very importantThis design filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytical, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar, as to it's win of structure, for example, the pillar fill of the ﹑ slippery Xue structure pattern ﹑ of the structure pattern went together with the oil dish structure pattern's etc. to carry on analysis and design, also include their is analyze by dint with calculation.The material which still has a body to the urn chooses in order to and school pit very key;Finally measure an organization classification towards change, the pattern also carried on detailed analysis and compared their advantage and weakness.That design end filled the merit and shortcoming of pump to carry on whole analysis toward the pillar to the stalk and also carried on an outlook to aftertime's development.Keyword: The pillar fills a pump, the liquid presses system, structure pattern, will develop from now on.攀枝花學院畢業(yè)設計 目錄- 1 -目 錄摘 要…………………………………………………………………………………………… ⅠABSTRACT ????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????????Ⅱ緒論……………………………………………………………………………………………41 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數……………………………………………… 61.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理……………………………………………………………… 61.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數………………………………………………………… 61.2.3 排量﹑流量與容積效率……………………………………………………………… 71.2.2 扭矩與機械效率 ...................................................................................81.2.3 功率與效率…………………………………………………………………………… 92 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析………………………………………… 102.1 柱塞運動學分析…………………………………………………………………………102.1.1 柱塞行程 S…………………………………………………………………………… 112.1.2 柱塞運動速度分析 v………………………………………………………………… 122.1.3 柱塞運動加速度 a…………………………………………………………………… 132.2 滑靴運動分析…………………………………………………………………………… 142.3 瞬時流量及脈動品質分析……………………………………………………………… 152.3.1 脈動頻率…………………………………………………………………… 152.3.2 脈動率…………………………………………………………………………………163 柱塞受力分析與設計………………………………………………………………………173.1 柱塞受力分析……………………………………………………………………………173.1.1 柱塞底部的液壓力 …………………………………………………………………17bP3.1.2 柱塞慣性力……………………………………………………………………………183.1.3 離心反力 ……………………………………………………………………………18t3.1.4 斜盤反力 N…………………………………………………………………………… 193.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力 和 ………………………………………… 201p23.1.6 摩擦力和 ………………………………………………………………………201fP2f3.2 柱塞設計………………………………………………………………………………… 213.2.1 柱塞結構型式…………………………………………………………………………223.2.2 柱塞結構尺寸設計……………………………………………………………………23攀枝花學院畢業(yè)設計 目錄- 2 -3.2.3 柱塞摩擦副比壓 P﹑比功 驗算……………………………………………………23vP4 滑靴受力分析與設計………………………………………………………………………254.1 滑靴受力分析…………………………………………………………………………… 254.1.1 分離力…………………………………………………………………………………264.1.2 壓緊力 ………………………………………………………………………………27yp4.1.3 力平衡方程式…………………………………………………………………………274.2 滑靴設計………………………………………………………………………………… 284.2.1 剩余壓緊力法…………………………………………………………………………284.3 滑靴結構型式與結構尺寸設計…………………………………………………………294.3.1 滑靴結構型式…………………………………………………………………………294.3.2 結構尺寸設計……………………………………………………………………… 315 配油盤受力分析與設計………………………………………………………………… 325.1 配油盤受力分析………………………………………………………………………… 325.1.1 壓緊力 ………………………………………………………………………………33yp5.1.2 分離力 …………………………………………………………………………… 34fp5.2 配油盤設計……………………………………………………………………………… 355.2.1 過渡區(qū)設計……………………………………………………………………………355.2.2 配油盤主要尺寸確定…………………………………………………………………375.2.3 驗算比壓 p﹑比功 pv………………………………………………………………… 386 缸體受力分析與設計………………………………………………………………………406.1 缸體的穩(wěn)定性……………………………………………………………………………406.2 缸體主要結構尺寸的確定………………………………………………………………406.2.1 通油孔分布圓半徑 和面積 F…………………………………………………… 40fR?6.2.2 缸體內﹑外直徑 ﹑ 的確定…………………………………………………… 421D26.2.3 缸體高度 H…………………………………………………………………………… 437 柱塞回程機構設計…………………………………………………………………………448 斜盤力矩分析……………………………………………………………………………… 468.1 柱塞液壓力矩 ……………………………………………………………………… 461M8.2 過渡區(qū)閉死液壓力矩……………………………………………………………………468.2.1 具有對稱正重迭型配油盤……………………………………………………………468.2.2 零重迭型配油盤………………………………………………………………………478.2.3 帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤……………………………………………………47攀枝花學院畢業(yè)設計 目錄- 3 -8.3 回程盤中心預壓彈簧力矩 ………………………………………………………… 483M8.4 滑靴偏轉時的摩擦力矩 …………………………………………………………… 4848.5 柱塞慣性力矩 ……………………………………………………………………… 4858.6 柱塞與柱塞腔的摩擦力矩 …………………………………………………………4968.7 斜盤支承摩擦力矩 …………………………………………………………………4978.8 斜盤與回程盤回轉的轉動慣性力矩 ………………………………………………5088.9 斜盤自重力矩 ………………………………………………………………………509M9 變量機構……………………………………………………………………………………519.1 手動變量機構……………………………………………………………………………519.2 手動伺服變量機構………………………………………………………………………539.3 恒功率變量機構…………………………………………………………………………559.4 恒流量變量機構…………………………………………………………………………56結論…………………………………………………………………………………………… 57參考文獻………………………………………………………………………………………58致謝…………………………………………………………………………………………… 59攀枝花學院畢業(yè)設計 緒論 4緒論隨著工業(yè)技術的不斷發(fā)展，液壓傳動也越來越廣，而作為液壓傳動系統心臟的液壓泵就顯得更加重要了。在容積式液壓泵中，惟有柱塞泵是實現高壓﹑高速化﹑大流量的一種最理想的結構，在相同功率情況下，徑向往塞泵的徑向尺寸大、徑向力也大，常用于大扭炬、低轉速工況，做為按壓馬達使用。而軸向柱塞泵結構緊湊，徑向尺寸小，轉動慣量小，故轉速較高；另外，軸向柱塞泵易于變量，能用多種方式自動調節(jié)流量，流量大。由于上述特點，軸向柱塞泵被廣泛使用于工程機械、起重運輸、冶金、船舶等多種領域。航空上，普遍用于飛機液壓系統、操縱系統及航空發(fā)動機燃油系統中。是飛機上所用的液壓泵中最主要的一種型式。本設計對柱塞泵的結構作了詳細的研究，在柱塞泵中有閥配流﹑軸配流﹑端面配流三種配流方式。這些配流方式被廣泛應用于柱塞泵中，并對柱塞泵的高壓﹑高速化起到了不可估量的作用?？梢哉f沒有這些這些配流方式，就沒有柱塞泵。但是，由于這些配流方式在柱塞泵中的單一使用，也給柱塞泵帶來了一定的不足。設計中對軸向柱塞泵結構中的滑靴作了介紹，滑靴一般分為三種形式；對缸體的尺寸﹑結構等也作了設計；對柱塞的回程結構也有介紹。柱塞式液壓泵是靠柱塞在柱塞腔內的往復運動，改變柱塞腔容積實現吸油和排油的。是容積式液壓泵的一種。柱塞式液壓泵由于其主要零件柱塞和缸休均為圓柱形，加工方便配合精度高，密封性能好，工作壓力高而得到廣泛的應用。柱塞式液壓泵種類繁多，前者柱塞平行于缸體軸線，沿軸向按柱塞運動形式可分為軸向柱塞式和徑向往塞式兩大類運動，后者柱塞垂直于配油軸，沿徑向運動。這兩類泵既可做為液壓泵用，也可做為液壓馬達用。泵的內在特性是指包括產品性能、零部件質量、整機裝配質量、外觀質量等在內的產品固有特性，或者簡稱之為品質。在這一點上，是目前許多泵生產廠商所關注的也是努力在提高、改進的方面。而實際上，我們可以發(fā)現，有許多的產品在工廠檢測符合發(fā)至使用單位運行后，往往達不到工廠出廠檢測的效果，發(fā)生諸如過載、噪聲增大，使用達不到要求或壽命降低等等方面的問題；而泵在實際當中所處的運行點或運行特征，我們稱之為泵的外在特性或系統特性。正如科學技術的發(fā)展一樣，現階段科技領域中交叉學科、邊緣學科越來越豐富，跨學科的共同研究是十分普遍的事情，作為泵產品的技術發(fā)展亦是如此。攀枝花學院畢業(yè)設計 緒論 5以屏蔽式泵為例，取消泵的軸封問題，必須從電機結構開始，單局限于泵本身是沒有辦法實現的；解決泵的噪聲問題，除解決泵的流態(tài)和振動外，同時需要解決電機風葉的噪聲和電磁場的噪聲；提高潛水泵的可靠性，必須在潛水電機內加設諸如泄漏保護、過載保護等措施；提高泵的運行效率，須借助于控制技術的運用等等。這些無一不說明要發(fā)展泵技術水平，必須從配套的電機、控制技術等方面同時著手，綜合考慮，最大限度地提升機電一體化綜合水平。柱塞式液壓泵的顯著缺點是結構比較復雜，零件制造精度高，成本也高，對油液污染敏感。這些給生產、使用和維護帶來一定的困難。攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數61 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數1．1 直軸式軸向柱塞泵工作原理直軸式軸向柱塞泵主要結構如圖 1.1 所示。柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面始終貼著斜盤平面運動。當缸體帶動柱塞旋轉時，由于斜盤平面相對缸體平面（xoy 面）存在一傾斜角 ，迫使柱塞在柱塞腔內作直線往復運動。如果缸體?按圖示 n 方向旋轉，在 ～ 范圍內，柱塞由下死點(對應 位置)開始180?36180?不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至上死點(對應 位置) 止。在這過程中，0?柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內，這是吸油過程。隨著缸體繼續(xù)旋轉，在 ～ 范圍內，柱塞在斜盤約束下由上死點開始不斷進入?腔內，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。這就是排油過程。由此可見，缸體每轉一跳各個往塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉，泵便連續(xù)地吸油和排油。圖 1.1 直軸式軸向柱塞泵工作原理1.2 直軸式軸向柱塞泵主要性能參數給定設計參數最大工作壓力 max40PM?額定流量 =100L/minQ攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數7最大流量 max20/inQL?額定轉速 n=1500r/min最大轉速 ax3/inr1.2.1 排量﹑流量與容積效率軸向柱塞泵排量 是指缸體旋轉一周，全部柱塞腔所排出油液的容積，即bq2maxmax4bXFsZds??= (19.50)(19.502)9p′′′≈0.84(L)不計容積損失時，泵的理論流量 為tbQ2max4tbbqndsZn??=0.84×1500=1260(L)式中 —柱塞橫截面積；xF—柱塞外徑；d—柱塞最大行程；maxsZ—柱塞數；—傳動軸轉速。bn泵的理論排量 q 為（ml/r）10107.2.5.9vQnh′==為了避免氣蝕現象，在計算理論排量時應按下式作校核計算：13max.pqC￡07.2066p′=<式中 是常數，對進口無預壓力的油泵 =5400；對進口壓力為 5kgf/cm 的油pC攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數8泵 =9100，這里取 =9100 故符合要求。pCpC排量是液壓泵的主要性能參數之一，是泵幾何參數的特征量。相同結構型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。因此，對液壓元件型號命名的標準中明確規(guī)定用排量作為主參數來區(qū)別同一系列不同規(guī)格型號的產品。從泵的排量公式 中可以看出，柱塞直徑 ﹑分布圓直徑24bxfqdDZtg???zd﹑柱塞數 Z 都是泵的固定結構參數，并且當原動機確定之后傳動軸轉速 也fD bn是不變的量。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角來實現。對于直軸式軸向柱塞泵，斜盤最大傾斜角 ～ ，該設計? max15???20?是通軸泵，受機構限制，取下限，即 。15gO=泵實際輸出流量 為gbQ=100-3=97（ml/min）tb??:式中 為柱塞泵泄漏流量。b:軸向柱塞泵的泄漏流量主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之間及柱塞與柱塞腔之間的油液泄漏產生的。此外，泵吸油不足﹑柱塞腔底部無效容積也造成容積損失。泵容積效率 定義為實際輸出流量 與理論流量 之比，即 VB?gbQtb=gbt?97%10軸向柱塞泵容積效率一般為 =0.94～0.98，故符合要求。b??1.2.2 扭矩與機械效率 不計摩擦損失時，泵的理論扭矩 為tbM=2btpq??:6610.841.0(.)Nm′=′式中 為泵吸﹑排油腔壓力差。bp:考慮摩擦損失 時，實際輸出扭矩 為bMgbM=gtb??:6661.0.21.80(.)Nm′+′=′軸向柱塞泵的摩擦損失主要由缸體底面與配油盤之間﹑滑靴與斜盤平面之間﹑柱塞與柱塞腔之間的摩擦副的相對運動以及軸承運動而產生的。泵的機械效率定義為理論扭矩 與實際輸出扭矩 之比，即tbgb攀枝花學院畢業(yè)設計 1 直軸式軸向柱塞泵工作原理與性能參數961.08.9%tbtbm bg fMMh′===+:1.2.3 功率與效率不計各種損失時，泵的理論功率 tbN=2tbtgpQnM??:6150.823()kwp′′=泵實際的輸入功率 為r=12brbgbtmNn?61502.28()0.9kwp′′泵實際的輸出功率 為bc=3gbtbNpQgh=:631.095427()kw′′=定義泵的總 效率 為輸出功率 與輸入功率 之比，即?bcbrN= 12tbcbmrtbpNMghh=:0.89.70.86′上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。對于軸向柱塞泵，總效率一般為 =0.85～0.9,上式滿足要求。bh攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析102 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上任一點的運動軌跡是一個橢圓。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產生的相對缸體繞其自身軸線的自轉運動，此運動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。2.1 柱塞運動學分析柱塞運動學分析，主要是研究柱塞相對缸體的往復直線運動。即分析柱塞與缸體做相對運動時的行程﹑速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質和主要零件受力狀況的基礎。2.1.1 柱塞行程 S圖 2.1 為一般帶滑靴的軸向柱塞運動分析圖。若斜盤傾斜角為 ，柱塞?分布圓半徑為 ，缸體或柱塞旋轉角為 a，并以柱塞腔容積最大時的上死點fR位置為 ，則對應于任一旋轉角 a 時，0?圖 2.1 柱塞運動分析攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析11cosffhRa=-所以柱塞行程 S 為1(s)stgtg-當 時，可得最大行程 為180aO=maxax2ffsRtDt=3918039()tmO′=2.1.2 柱塞運動速度分析 v將式 對時間微分可得柱塞運動速度 v 為1(cos)shtgRtg????.sinsafttdRtgauw=當 及 時， ，可得最大運動速度 為90a??27in1??max?max509.2.189(/)6fRtgtgsupO′=式中 為缸體旋轉角速度， 。watw=2.1.3 柱塞運動加速度 a將 對時間微分可得柱塞運動加速度 a 為.sinsafttdRtg????2.cosafttdRtga????當 及 時， 可得最大運動加速度 為0a??18cos1,?max2max15089219(/)6fRtgswp??÷?=′=è?柱塞運動的行程 s﹑速度 v﹑加速度 與缸體轉角 a 的關系如圖 2.2 所示。a攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析12圖 2.2 柱塞運動特征圖2.2 滑靴運動分析研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面 內的運動規(guī)律（如圖 2.3） ，其運動軌跡是一個橢圓。橢圓的長﹑xoy￠短軸分別為長軸 23940.()cos15fRbmgO==短軸 ()fa設柱塞在缸體平面上 A 點坐標為sincofxRy?如果用極坐標表示則為矢徑 2221coshfxtga???極角 (cos)artga??滑靴在斜盤平面 內的運動角速度 為xoy? h?攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析1322cosinhtdaaqwg=+由上式可見，滑靴在斜盤平面內是不等角速度運動，當 ﹑ 時， 最2??3h?大（在短軸位置）為maxcoshwg=15026(/)radspO′=當 ﹑ 時， 最?。ㄔ陂L軸位置）為0a??h?min150cs2cos152(/)6radspO′由結構可知，滑靴中心繞 點旋轉一周（ ）的時間等于缸體旋轉一周o??的時間。因此，其平均旋轉角速度等于缸體角速度，即7(/)0ap radsw=′=2.3 瞬時流量及脈動品質分析柱塞運動速度確定之后，單個柱塞的瞬時流量可寫成 2sintiztftQFRtga????式中 為柱塞橫截面積， 。zF4zzd?泵柱塞數為 9，柱塞角距（相鄰柱塞間夾角）為 ，位于20.79Z????排油區(qū)的柱塞數為 ，那么參與排油的各柱塞瞬時流量為0Z123sin()i2tzftzfQFRtgatwq=+…………0sin[(1)]tzfQFRtgaZ??????泵的瞬時流量為120ttttzQ? ?攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析14??0100sin(1)siZzftzfFRgaiZt??????????由上式可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉角 a 有關，也與柱塞數有關?！?2∏ ∏ ∏圖 2.3 奇數柱塞泵瞬時流量對于奇數柱塞，排油區(qū)的柱塞數為 。oZ當 時，取 = ，由泵的流量公式可得瞬時流量為0aZ??o1952+=cos2intzfaZQFRtg???????????當 時，取 ，同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為2aZ??012Z?3cos2intzfaZQFRtg???????????攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析15當 a=0﹑ ﹑ ﹑……時，可得瞬時流量的最小值為Z?2min12sintzfQFRtgZ????奇數柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖 2—3我們常用脈動率 和脈動頻率 f 表示瞬時流量脈動品質。?定義脈動率 maxinttpQd-=這樣，就可以進行流量脈動品質分析。2.3.1 脈動頻率 當 Z=9，即為奇數時150294()6fnZHz=′=2.3.2 脈動率當 Z=9，即為奇數時.()0.26%2494tgtgZppd=′=利用以上兩式計算值，可以得到以下內容：表 2.1 柱塞泵流量脈動率由以上分析可知：（1） 隨著柱塞數的增加，流量脈動率下降。（2） 相鄰柱塞數想比，奇數柱塞泵的脈動率遠小于偶數柱塞泵的脈動率。這就是軸向柱塞泵采用奇數柱塞的根本原因。從中還可以看出，奇數柱塞中，當 時,脈動率已小于 1%.因此,從泵13Z?Z（%）?6 13.408 7.6110 4.8912 3.4114 2.6116 1.92攀枝花學院畢業(yè)設計 2 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質分析16的結構考慮,軸向柱塞泵的柱塞數常取 Z=7﹑9﹑11.泵瞬時流量是一周期脈動函數.由于泵內部或系統管路中不可避免地存在有液阻,流量的脈動必然要引起壓力脈動.這些脈動嚴重影響了輸出流量品質,使系統工作不穩(wěn)定,當泵的脈動頻率與液壓油柱及管路的固有頻率相當,就產生了諧振的條件,諧振時壓力脈動可能很高,這時系統的構件有極大的潛在破壞性.在一些極端情況下,幾分鐘之內管路或附件即可達到疲勞破壞極限.液壓油的流量﹑壓力脈動在管路或附件中激勵起高頻率的機械震動將引起導致管路﹑附件及安裝構件的應力.液壓泵的供壓管路,一般是最容易受到破壞的部位.以上,對飛機液壓系統尤其重要.在設計液壓泵和液壓系統時，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。對于壓力脈動的幅值，在航空液壓標準中有嚴格的規(guī)定，例如航標《變量泵通用技術條件》 （HB5839—83）中規(guī)定：在任何情況下，壓力脈動均不超過額定出口壓力的 。實際上 的指標還是偏大，但由于制造工藝上10%?10?的原因，壓力脈動的指標還不能定的很嚴格，但降低泵的壓力脈動無疑是今后液壓技術發(fā)展的一種趨勢。攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計173 柱塞受力分析與設計柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉一周時，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計中討論。3.1 柱塞受力分析圖 3.1 是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。圖 3.1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：3.1.1 柱塞底部的液壓力 bP柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力 為bP236max(01)40125()4bdp N-=′′=式中 為泵最大工作壓力。maxP3.1.2 柱塞慣性力 B攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計18柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度 a，則柱塞軸向慣性力 為BP2cos10()zBzfGPmaRtgNw=- =-式中 ﹑ 為柱塞和滑靴的總質量。zmG慣性力 方向與加速度 a 的方向相反，隨缸體旋轉角 a 按余弦規(guī)律變化。當B和 時，慣性力最大值為0a??18 223max0.6150191543()6ZBfGPRtgtgNwp- O??÷?=′′′=è?3.1.3 離心反力 t柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度 ，產生的離心反力ta通過柱塞質量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為tP243907()15ZtztfGPmaRNgtwO==3.1.4 斜盤反力 N斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力 P 及徑向力即0Tcos12560cos123()inin50PNTNgO=′=軸向力 P 與作用于柱塞底部的液壓力 及其它軸向力相平衡。而徑向力bPT 則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產生接觸應力，并使缸體產生傾倒力矩。3.1.5 柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力 和1p2該力是接觸應力 和 產生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小1p2于柱塞直徑及柱塞腔內的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力 T 和離心力 引起的接觸應力 和 可以看成是連續(xù)直線分布的應力。fp123.1.6 摩擦力 和1fPf柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力 為fp攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計1912()(01582)0.1592.()fPpf N=++′=式中 為摩擦系數，常取 =0.05～0.12，這里取 0.1。f分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點時的位置。此時，N﹑ 和 可以通過如下方程組求得1p20y??12sin0tNp????0zM?12021 12cos33bszztfplldpl fdflg--=??÷??-+--è?è=式中 ——柱塞最小接觸長度，根據經驗 = ，這里取0l 0l(.52)d:= =78mm；0l2d——柱塞名義長度，根據經驗 = ，這里取l l(2.73)d:= =117mm；0l3d——柱塞重心至球心距離， =tl tl0285.620.4m--=以上雖有三個方程，但其中 也是未知數，需要增加一個方程才能求解。2l根據相似原理有1max022pl??又有 1ax0()l2m2zzpd?所以 0122()l?將式 代入 求解接觸長度 。為簡化計算，012()lp?12sin0tNp???2l力矩方程中離心力 相對很小可以忽略，得tP2 20026436784783.19785.6()11260.zlfdl m-′-′-′′===攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計20將式 代入 可得2012()lp??12cos0bsNfpp????1 20(sin)1()1txPplgéùêú=+-??3(570si5.)20.1().57kNO??÷?′′+=è?322 20in710sin83()()(8.6)txNPlgO+=--將以上兩式代入 可得0221 12033zztlldplpffpl??-÷??-+-=è?è1560.78.57()cosincossinbBtPfN KNjgOO+′==--式中 為結構參數。?2202()(785.6)11.78xxllj--++==-3.2 柱塞設計3.2.1 柱塞結構型式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據柱塞頭部結構，可有以下三種形式：①點接觸式柱塞，如圖 3.2（a）所示。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應力大，柱塞頭部容易磨損﹑剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現在很少有應用。② 線接觸式柱塞，如圖 3.2（b）所示。柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接觸，以降低接觸應力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當于普通滑動軸承，其 值必須限制在規(guī)定的范圍內。??pv攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計21③ 帶滑靴的柱塞，如圖 3.2（c）所示。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動?；ヅc斜盤間為面接觸，接觸應力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。（a） ( b ) ( c )圖 3.2 柱塞結構型式 圖 3.3 封閉薄壁柱塞從圖 3.2 可見，三種型式的柱塞大多做成空心結構，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動時的慣性力。采用空心結構還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴張變形補償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果?？招闹麅冗€可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復位。但空心結構無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調節(jié)過程的動態(tài)品質。因此，采用何種型式的柱塞要從工況條件﹑性能要求﹑整體結構等多方面權衡利弊，合理選擇。航空液壓泵通常采用圖 3.3 所式的封閉壁結構。這種結構不僅有足夠的剛度，而且重量減輕 10%～20%。剩余無效容積也沒有增加。但這種結構工藝比較攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計22復雜，需要用電子束焊接。3.2.2 柱塞結構尺寸設計① 柱塞直徑 及柱塞分布塞直徑ZdfD柱塞直徑 ﹑柱塞分布塞直徑 和柱塞數 Z 都是互相關聯的。根據統計資料，在缸體上各柱塞孔直徑 所占的弧長約為分布圓周長 的 75%，即ZdfD?0.75f??由此可得 93.82..fxDmdp=?=式中 為結構參數。 隨柱塞數 Z 而定。對于軸向柱塞泵，其 值如表 3.1 所m示。Z 7 9 11m 3.1 3.9 4.5表 3.1當泵的理論流量 和轉速 根據使用工況條件選定之后，根據流量公式可得fbQbn柱塞直徑 為Zd3420.3tbZQdmzgp=?由上式計算出的 數值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取 20mm.Z柱塞直徑 確定后，應從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑 ，即xd fD241.953tbfxDdmdgZnp==② 柱塞名義長度 l由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力 T， ，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應保證有最小留孔長度 ，一般取：0l20bpMa?(1.48)zd?:3?025zl因此，柱塞名義長度 應滿足：l0maxinlsl3+攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計23式中 ——柱塞最大行程；maxs——柱塞最小外伸長度，一般取 。inl min0.27.8zld=根據經驗數據，柱塞名義長度常取：20bpMa￡(.35)zl?:3?24zd這里取 317ldm=③ 柱塞球頭直徑按經驗常取 ，如圖 3.4 所示。1(0.8)zd?:圖 3.4 柱塞尺寸圖為使柱塞在排油結束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離 ，一般取 ，這里取 。dl(0.45)dzld=:0.519.dzlm=④ 柱塞均壓槽高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環(huán)行均壓槽，起均衡側向力﹑改善潤滑條件和存儲贓物的作用。均壓槽的尺寸常?。荷?h=0.3～0.7mm；間距t=2～10mm實際上，由于柱塞受到的徑向力很大，均壓槽的作用并不明顯，還容易滑傷缸體上柱塞孔壁面。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設均壓槽。3.2.3 柱塞摩擦副比壓 P﹑比功 驗算vP攀枝花學院畢業(yè)設計 3 柱塞受力分析與設計24對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應力不僅會增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應控制在摩擦副材料允許的范圍內。取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則[]31max20.123094zpMpapadl-′==<柱塞相對缸體的最大運動速度 應在摩擦副材料允許范圍內，即axv[]3max19.504.6150.5/8/fvRtgtgmsvswO-=′′=<=由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功 為maxpv[]1max220.51../60./fzpvRtgMspvasdl=′=<=上式中的許用比壓 ﹑許用速度 ﹑許用比功 的值，視摩擦副材料而????v??定，可參考表 3.2。材料牌號 許用比壓 ??p（Mpa ）許用滑動速度 ??v（ m/s）許用比功 ??pv（Mpa.m/s）ZQAL9—4 30 8 60ZQSn10—1 15 3 20球磨鑄鐵 10 5 18表 3.2 材料性能柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。同時在鋼表面噴鍍適當厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計254 滑靴受力分析與設計目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構。滑靴不僅增大了與斜盤的接觸面﹑減少了接觸應力，而且柱塞底部的高壓油液，經柱塞中心孔 和滑靴中0d?心孔 ，再經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，0d使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。這種結構能適應高壓力和高轉速的需要。4.1 滑靴受力分析液壓泵工作時，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 ；另一是由滑靴面直徑為 的油池產生的靜壓yp1D力 與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力 ，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，1fp 2fp稱為分離 。當壓緊力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，f形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。4.1.1 分離力 f圖 1—11 為柱塞結構與分離力分布圖。根據流體學平面圓盤放射流動可知，油液經滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄漏量 q 的表達式為312()6pqRln?????若 ，則0zp?3126pqRln????式中 為封油帶油膜厚度。?封油帶上半徑為 的任儀點壓力分布式為r211ln()rRrpP???若 ，則0zp?攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計2621lnrRp?從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數規(guī)律下降。封油帶上總的分離力 可通過積分求得。fp圖 4.1 滑靴結構及分離力分布如圖 4.1，取微環(huán)面 ，則封油帶分離力 為2rd?2fp2 221111()lnRfrpdRP?????油池靜壓分離力 為1fp攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計27211fpR??總分離力 為fp225112()(41)0.61()lnlnfffRpKN--=+=′=′4.1.2 壓緊力 yp滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 引起的，即bp215603()cos4cosbyzdKNgO==4.1.3 力平衡方程式當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式 yfp?221()4coslnbzRdP???即 211l()coszbpR???將上式代入式 中，得泄漏量為3126qln???32333272610.1.0(91)(/min)()cos(4)cos5bzpdq LR pmg-- O′′===- ′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，由滑靴質量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉的切向力等。這些力有的使滑靴產生自轉，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應該在滑靴結構尺寸設計中予以注意。攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計284.2 滑靴設計滑靴設計常用剩余壓緊力法。4.2.1 剩余壓緊力法剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔 還是滑靴中心孔 ，均不起節(jié)流0d? 0d作用。靜壓油池壓力 與柱塞底部壓力 相等，即1pbp= b將上式代入式 中，可得滑靴分離力為211ln()coszbRdp???22611(41)01253.()lnlnbpNR??????設剩余壓緊力 ，則壓緊系數yfp???，這里取 0.1。0.5.1yp?:滑靴力平衡方程式即為(1)(.)32.79()fy N????用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為 0.008～0.01mm 左右。滑靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當的壓緊系數 ，剩余壓緊力產生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較?長的壽命。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數滑靴都采用這種方法設計。4.3 滑靴結構型式與結構尺寸設計4.3.1 滑靴結構型式滑靴結構有如圖 4.2 所示的幾種型式。圖中（a）所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面。結構簡單，是目前常用的一種型式。攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計29圖 4.2（a）圖中（b）所式滑靴增加了內﹑外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產生的比壓，同時可以克服滑靴傾倒產生的偏磨使封油帶被破壞的情況。圖 4.2（b）圖中（c）所示的滑靴在支承面上開設了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計30液阻。從而實現滑靴油膜的靜壓支承。圖 4.2（c） 滑靴結構型式 4.3.2 結構尺寸設計 下面以簡單型滑靴為例，介紹主要結構尺寸的選擇和計算。① 滑靴外徑 2D滑靴在斜盤上的布局，應使傾角 時，互相之間仍有一定的間隙 s，如圖0??4.3 所示?；ネ鈴?為22sin39sin0.24()fDmZ???????一般取 s=0.2～1，這里取 0.2。② 油池直徑 初步計算時，可設定 ，這里取 0.8.120.68:2.43.2???③ 中心孔 ﹑ 及長度0d?0l如果用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔 和 可以不起節(jié)流作用。為改善0d?加工工藝性能，取攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計31（或 ）=0.8～1.5mm 0d0?如果采用靜壓支承或最小功率損失法設計滑靴，則要求中心孔 （或 ）0d0?對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度 。節(jié)流器有0.1.2m??:以下兩種型式：∏ /圖 4.3 滑靴外徑 的確定2D（a） 節(jié)流器采用節(jié)流管時，常以柱塞中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖 4.1 所0d?示。根據流體力學細長孔流量 q 為 401()28bplK?????式中 ﹑ ——細長管直徑﹑長度；0dlK——修正系數；0164xRdKl????1602.xd???????0.65xdR??.8??0.x??攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計32把上式代入滑靴泄漏量公式 可得3126pqRln????43012()86lnbdpK???整理后可得節(jié)流管尺寸為代入數據可以求得430216lnbdapRl????=1 0d?m08l式中 為壓降系數， 。當 時，油膜具有最大剛度，承載能力a1bpa?2.673?最強。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數 =0.8～0.9，這里取a0.8。（b） 節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔 作為節(jié)流裝置，如圖 4.1 所示。0d根據流體力學薄壁孔流量 q 為201()4bgCpr???式中 C 為流量系數，一般取 C=0.6～0.7。把上式代入 中，有3126pqRln????2 30 112()46lnbdpgCpRr?????整理后可得節(jié)流孔尺寸代入數據可以求得32021...lnbadpRgCr????0m以上提供了設計節(jié)流器的方法。從上兩式中可以看出，采用節(jié)流管的柱塞—滑靴組合，公式中無粘度系數 ，說明油溫對節(jié)流效果影響較小，但細長孔的?攀枝花學院畢業(yè)設計 4 滑靴受力分析與設計33加工工藝性較差，實現起來有困難。采用滑靴—中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數 的影響，油溫對節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。但薄壁孔加?工工藝性較好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)