【正文】 n19fPN? ?? ???? ? ? ? ? ? ?? 內封油帶泄漏量 2q 為 ? ?3 32 734 01 808 1062112 2 10 l n12 l n19pp Fq m lRR?? ?? ???? ? ?? ? ? ③ 排油窗分離力 3fP ? ? ? ? ? ?2 2 2 2 63 2 3 2 7 2 1 1 0 8 0 8 3 . 4 3 . 622pfpP R R F N? ? ?? ? ? ? ? ? ? ④ 配油盤總分離力 fP ? ?1 2 3 0 .9 0 .5 3 .6 5f f f fP P p p N? ? ? ? ? ? ? 總泄露量 q為 ? ?12 14 8 10 6 25 4q q q m l? ? ? ? ? 驗算比壓 P 、比功 Pv 為使配油盤的接觸應力盡可能減少和 使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。本文先取 5mm?? ，再進行校核。 在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算 pv 值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv 為平均切線速度 ? ?42pv D Dn???. ? ? ? ? 242 2 2 8 4 1 8 2 0 4 5 8 6 0 0 /1 5 0 0 3 . 1 4pP V D D k g f c mn ? ?? ? ? ? ? ? ?? ? ?PV 根據(jù)資料取 2600 /Kgf cm . 缸體設計 缸體的穩(wěn)定性 在工作過的配油盤表面上常看到在高壓區(qū)一側有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄露增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸體外力矩不平衡，使缸體發(fā)生傾倒。封油帶的包角是變化的。 ② 封油帶尺寸 設內封油帶寬度為 2b ，外封油帶寬度為 1b ， 1b 和 2b 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，泄漏量比內封油帶泄漏量大，取1b 略大于 2b ，即 ? ?1 1 2 0 .1 2 5 2b R R d m m? ? ? ? ? ?2 3 4 0. 1 ~ 0. 12 5 2b R R d d m m? ? ? ? 當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示于分離力計算式代入平衡方程式可得 ? ?2222 23412132 412ln ln pRRRR zdRRR R?????? ? ? ? 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸：1 29R mm? , 2 27R mm? , 3 21R mm? , 4 19R mm? . ③ 配油窗口 (長腰形 )的長度與寬度 配油窗口長度至少可占其分布圓周圍長度的 75﹪，即 12 2????； 配油窗口的寬度 ? ?23S R R?? 應按自吸工況吸入液體的許可流速來計算： ? ? ? ?13000 fnqS c mvD?? 式中： ??v —— 吸入液體許可流速 ? ?/ms，一般推薦 ? ? 2 ~ 3 /v m s? 。 (1)過渡區(qū)設計 為使配油盤吸排油窗口之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤采用過渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的結構，稱正重迭型配油盤。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數(shù) ~ ? ，這里取 ② 節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔 0d 作為節(jié)流裝置，如圖 5— 1所示，根據(jù)流體力學薄壁孔流量 q為 ? ?20124 Pd gq c F Fr??? 式中 C 為 流量系數(shù)，一般取 ~ ? 。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設計。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。當壓緊力與分離想平衡時，封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊。去柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則 ? ?? ?1m a x 12 FP p M p alD?? ? ? ? ?m a x 2 9 6 5 9 2 4 . 1 3 01 . 3 4 5P M p a p M p a?? ? ? ?? 柱塞相對缸體的最大運動速度 maxv 應在摩擦副材料允許方位內，即 ? ?m a x 15002 5 2 2 0 1 . 4 3 / 8 /60fv R tg tg m s v m s? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? 平均比功可按下式計算： 16 ? ? ? ?m a x m a x 2 4 . 1 1 . 4 3 8 . 6 6 02 2 2 2a v g pvp v M p a p v M p a? ? ? ? ? ? ? 上式中的許用比壓 ??p 、 許用速度 ??v 、許用比功 ? ?pv 的值，以摩擦副材料而定，可參考表 4— 1 表 4— 1 材料牌號 許用比壓 ??p ? ?Mpa 許用滑動速度 ??v ? ?/ms 平均許用比功 ? ?pv ? ?/Mpa m s? 1ZQA 94? 30 8 60 10 1nZQS ? 15 3 20 耐磨鑄鐵 10 5 18 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。 柱塞受力分析 圖 4— 1 是帶有滑靴的柱塞受力簡圖。擺動頭上部是球面或平面或面接觸，已降低接觸應力，提高泵工作壓力。 12 4 柱塞泵主要部件的設計與受力分析 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。 圖 3— 4 奇數(shù)柱塞泵瞬時流量 對于奇數(shù)柱塞，排油區(qū)的柱塞數(shù)為 0Z 。 柱塞運動加速度 a 8 將 s ins s vft v td d du R tgd d d ? ? ?? ? ? ?對時間微分可得到柱塞運動加速度 a 為 2 c o sv v aft a td d da R tgd d d ? ? ?? ? ? ? 當 ? =0176。這兩個運動的合成，使柱塞軸線上任何一點的運動軌跡是一個橢圓。因此對液壓元件型號命名的標準中明確規(guī)定用排量作為主要參數(shù)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 22m a x ta n44q d Z S d Z D?? ???可以看出，柱塞直徑 d ，分布圓直徑 D,柱塞數(shù) Z都是泵的固定結構參數(shù)，并且當原動機確定之后傳動軸轉速 n 也是不變的量。如圖 21 中所示回轉方向 ,當缸體轉角在π～ 2π范圍內 ,柱塞向外伸出 ,柱塞底部缸孔的密封工作容積增大 ,通過配油盤的吸油窗口吸油 。 綜上所述，軸向柱塞泵的實際流量脈動異常復雜，傳統(tǒng)理論力所難及。他的學生，安徽理工大學劉小華對影響軸向柱塞泵的幾何因素和非 幾何因素 (包括泄漏 )進行了理論分析，同時對實際流量脈動進行了計算 3 仿真和動態(tài)測試，最后得出結論：流量脈動劇烈，且流量脈動頻率只與柱塞數(shù)有關，與奇偶性無關。 西南交通大學的鄧斌在配油過程流量仿真中，對瞬時理論流量和倒灌流量分別進行了仿真，提出了倒罐流量引起的流量脈動比柱塞泵的幾何流量脈動大，因此對于柱塞水壓泵的流量脈動應從減小倒灌流量入手，即減小柱塞腔內壓力的脈動。在“流體控制與機器人” 96學術年會上，北京理工大學的張百海教授就通常工況下， 帶有預壓縮角的軸向柱塞泵流量脈動作了分析，認為其流量脈動系數(shù)遠遠大于其固有流量脈動系數(shù)，且 2 偶數(shù)泵和奇數(shù)泵具有相同的流量脈動頻率，但他沒有給出實驗證明。 此外，由于軸向柱塞泵 /馬達結構復雜，對制造工藝、材料的要求非常高，因此它又是技術含量很高的液壓元件之一。 I 軸向柱塞泵設計 摘要 液壓泵是向液壓系統(tǒng)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(tǒng)中不可缺少的核心元件，合理的選擇液壓泵對于降低液壓系統(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。 近年來，隨著材料、制造、電子 等技術的發(fā)展，軸向柱塞泵 /馬達的新技術層出不窮，例如荷蘭 Innas 公司開發(fā)的 Float Cup 結構軸向柱塞泵，丹麥的 SaurDanfoss 公司為工程機械量身定做的 H1 系列的多功能泵，德國 Rexroth 公司推出的電子智能泵等等。鄒駿則在九柱塞泵的基礎上，設計并制造出一個八柱塞泵，對八、九柱塞泵作了仿真分析及實驗對比，認為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵。在對實際流量進行分析仿真時，利用 b— ? 紊流模型和 SIMPLEST算法對水壓軸向柱塞泵配油過程中的流場進行了三維模擬，揭示了流量變 化及柱塞腔和配流窗口中的流速分布規(guī)律，并指出轉速和負載壓力對水壓軸向柱塞泵的流量脈動有較大影響。中國礦業(yè)大學的劉利國則考慮配油盤實際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞實際排液狀況，得出八柱塞泵流量脈動和七柱塞泵流量脈動相差不大的結論。由于柱塞泵的流量、壓力脈動相當復雜，涉及若干幾何因素和非幾何因素，至今還沒有人能夠定性地、更沒有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起的作用和地位。在 0～π范圍內 ,柱塞被斜盤推入缸體 ,使缸孔容積減小 ,通過配油盤的壓油窗口壓油。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(xiàn)。 222?? 扭 矩與機械效率 6 不計摩擦損失時泵的理論扭矩 tbM 為 ? ?6 61 2 0 . 0 2 4 6 1 0 0 . 0 4 7 1 0 /2 2 3 . 1 4btb pqM N m? ??? ? ? ?? 式中 bp 為泵吸、排油腔壓力差。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傳運動，此運 動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的?；?180176。 當 0 2???? 時，取0 1 7 1 422ZZ ??? ? ?,由泵的流量公式可得瞬時流量為 c os 22 sin 2t z fzQ F R tgz???? ????????? 當 2? ????時，流量脈動取0 12ZZ ??,同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為 3c os22 sin 2t z fzQ F R tgz???? ????????? 當 0?? 、 2? 、 ? 、 時，可得瞬時流量的最小值為 3m i n 1 1024t Z fQ F R tg c tg ??? ?? ? ? 11 而當4???、 34?、 54?、 時，可得瞬時流量的最大值為 3m a x 1 c s c 1 024t z fQ F R tg ??? ?? ? ? ? 油泵的平均流量 tavgQ 可按下式計算： 232 1 04t a v g fQ n d R Z tg? ? ?? ? ? ? 級數(shù)柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖 3— 4 我們常用脈動 率 ? 和脈動頻率 f來表示瞬時流量脈動品質。單個柱塞隨缸體旋轉一周時，半周吸油，一周排油。 ?帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動。 圖 4— 1 柱塞受力簡圖 作用在柱塞上的力有： (1) 柱塞底部的液壓力 PF 柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力 pF 為 14 ? ? ? ?2m a x23641 6 1 0 4 0 1 0 8 0 3 8 .44ppF d pFN?? ??? ? ? ? ? ? 式中 maxP 為泵的最大工作壓力。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。下面對這組力進行分析。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。 滑靴結構型式與結構尺寸設計 (1) 確定滑靴結構型式 滑靴結構有如圖 43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。 把上式帶入 3 1216 lnFqRR???? 中，有 ? ?2 30 11 2124 6 l nPd FgC F FRrR? ????? 整理后可得節(jié)流孔尺寸 320 2121213 l n PadFR gaCR r??? ? ? ?? 帶入數(shù)據(jù)可以求得 0 1d mm? 以上提供了設計節(jié)流器的方法 。具有這種結構的配油盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，封閉