【文章內(nèi)容簡介】 第三章 受力分析液壓泵將原動機傳遞的轉矩，通過其內(nèi)各部件傳遞，變換以流體壓力能傳輸出去，本章將著重討論斜盤式軸向柱塞泵的主要零部件的受力情況，為第四章各主要零部件的設計奠定理論基礎。柱塞有兩種工作過程：吸入行程和壓排行程，其受力狀況是不同的，下面將分述兩個工作過程：一．吸入行程，即柱塞由中心加力彈簧經(jīng)過壓盤和滑靴拖動，向缸外移動，使其底腔形成負壓吸入吸排油液的過程。所以，中心加力彈簧力FS必須克服下述諸力：柱塞（包括滑靴）的總慣性力∑Fi。柱塞吸入油液所需的總吸入力∑F1。柱寒（位于吸入行程）的總摩擦力∑F3?；ト蚊嫠璧拿芊饬Α艶2?？朔シD所需的推壓力∑F4。中心加力彈簧須滿足下式：FS≥[∑Fi+∑F1+∑F2+∑F3+∑F4] （31）柱塞（包括滑靴）的總慣性力∑Fi單個柱塞（包括滑靴）所受的移動慣性力為Fi=mpsαpi （32）上式中，mps——柱塞與滑靴的總質(zhì)量，這里可以先概略的計算出柱塞與滑靴的總質(zhì)量。上式中k——質(zhì)量系數(shù)，查手冊可得，k=。d——柱塞直徑，由式（12）可知d=22mm。d1——柱塞空腔直徑，d1=10mm。l1——為柱塞空腔長度，l1=51mm。ρ——柱塞和滑靴的所選材料密度，取ρ=將式（26）代入式（32）計算可得， （33）因此所有吸入和壓排油腔相通的柱塞的總慣性力為：上式中當、……等時，亦即達到最大值時，∑Fi達到最大值，則上式可以寫成下述形式： （33）上式中ε——是與柱塞個數(shù)z有關的系數(shù)，其值如下表所示：表31z579111315ε如下圖31所示，z=7時的柱塞的慣性力 Fi以及總慣性力∑Fi同缸體轉角φ的變化關系。圖31慣性力Fi與∑Fi同缸體轉角的變化曲線柱塞吸入油液所需的總吸入力為： (34)上式中Pv——液壓泵吸入管路中的真空度，計算時可取令Pv=。如假定和吸入油腔相通的柱塞個數(shù)為（z+1）/2，則其總吸入力為： （35）滑靴去承面所需的總密封力∑F2為了使滑靴去承面不漏氣，需加力保證其密封，一個滑靴去承面所需的的密封力為： （36）上式中，As——一個滑靴支承面的面積，其中d6=32mm。σk——支承表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓，依經(jīng)驗，計算是可取令σk =～,。與吸入油腔相通的（z+1）/2個柱塞滑靴所需的總密封力為： （37）同時，還應當保證缸體端面與配油盤間的密封性，所需的總密封力為： （38）上式中，Avp——配流盤與缸體相接觸的表面積，取σk=。代入式38可得計算中心加力彈簧裝置時，就滿足式（37）、（38）中的最大值。這里取∑F2=。柱塞位于吸入行程時的摩擦力∑F3 ( 39)上式中，f 1——柱塞與其缸孔之間的滑動摩擦系數(shù)，此次設計的柱塞泵柱塞采用18CrMnTiA,而缸體的材料為ZQA194。查手冊可知。克服滑靴翻轉所需的力矩∑F4如第二章所述，滑靴沿斜盤平面作橢圓運動，其離心慣性力為 （310）上式中，ms——滑靴的質(zhì)量，；ρ——滑靴重心的運動向徑，由式（29）得；ωs——滑靴重心的旋轉角速度，由式（214）得。圖32滑靴部位由圖32可知，滑靴因離心慣性力引起翻轉力矩為：上式中e0——滑靴重心至柱塞球頭中心的距離。要想克服此力矩，須通過壓盤加一力矩Ma，使得：Ma≥M0上式中Ma——為附加力矩。所以，由前述可知，當……時，為最大值，向徑ρ為最小值， 取得最大值為，這樣一來，便為最大值。于是便有：　　 （311）克服（z+1）/2個柱塞翻轉所需的總推壓力為：在以上的計算中，上述諸式中的泵軸角速度均以欲要求的自吸角速度代入。由以上的分析可知：二．壓排行程，即柱塞因缸體拖動，再由斜盤經(jīng)滑靴推壓而壓排油液的過程。柱塞與缸孔間的配合間隙，～,遠遠小于柱塞的直徑d及其含接長度2l。所以，假定無間隙滑動是可行的。再假定滑動摩擦對其接觸比壓的分布無影響；滑靴與球頭之間無相對轉動，柱塞與缸孔壁的接觸長度為： （312） （313）并且，各支反力的合力N1和N2的作用點分別距接觸邊緣為L/4和 L2/4,如圖33所示。圖33 柱塞受力分析圖滑靴與斜盤之間的摩擦力,在據(jù)點述及的問題中，假定與力F5和F6在一個平面內(nèi)，其值為： （314）上式中，——滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù)，考慮到起動等因素，=～；F5——斜盤經(jīng)滑靴對柱塞的作用力。缸孔對柱塞的摩擦力和，其值為： （315）上式中——缸孔對柱塞的摩擦系數(shù)，青銅對鋼，一般取為（有油潤滑的情況）。工作阻力為： （316）上式中，——液壓泵的額定輸出壓力?！獑蝹€柱塞滑靴的最大移動慣性力，令式（32）中的=1，即；——一個柱塞的回程彈簧力，中心加力裝置的情況，在每個柱塞專用一根回程彈簧的情況：（為彈簧的剛度，為彈簧的預壓縮量）將上述各項的值代入式（316）可以得；處于壓排行程的上述諸力應滿足下述力學平衡方程： （317） （318） ( 319)將式（313）、（314）代入上述方程組，得： ( 320) ( 321) （322）由式（321）、（322）聯(lián)立可解得 （323） （324）再將式（322）、（323）代入式（320），略去（因為較?。?，解得 （325）上式左端，上式右端，由上面的計算我們可以得知，即（325）成立。上式中C——結構系數(shù)，其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機械力學可知，為了保證柱塞可靠工作，就C、和有一個最大的傾角。其值為： （326）考慮到實際情況，為了簡化計算，可取，這樣，式（325）中的系數(shù)C可以簡化為下式， （327）C是一個結構系數(shù)，其值直接影響著柱塞的工作狀況。由機械力學可知，為了保證柱塞可靠工作，就C、和有一個最大的傾角。如圖34所示：圖34 傾角與結構參數(shù)C的關系曲線通常，斜盤的傾角取為，由圖34我們可以得知，因而C=(令)，則最小含接長度與柱塞長度之比，而實際上，否則會降低機械效率，增加柱塞的卡塞危險性。 缸體受力缸體由泵軸拖動，借助斜盤、滑靴及中心裝置驅(qū)動柱塞，實現(xiàn)吸排油液，其受力較復雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一，是配油面，從運轉結構的觀點，希望各滑動表面之間不發(fā)生金屬直接接觸，其間形成油膜。對于配流表面間，要想實現(xiàn)上述要求，缸體在運轉過程應與配流盤表面保持平行，即不歪斜而平衡。為此，作用于缸體的諸力必須滿足下述力平衡方程。如圖35圖35缸體受力分析圖 （327） （328） （329） （330）（由于諸力均垂直于X軸，故自然平衡，至于，不影響配流表面）在討論上述方程之前，先逐一討論一下缸體所承受的各個力。缸體在運轉過程中承受著下述諸力：斜盤的推壓力F5；轉子軸承的支反力F7；中心加力彈簧的彈簧國Fs；配流盤與缸體之間壓力場的支承力Fz，以及輔助支承力F8z等。在討論時，我們?nèi)镺點為坐標原點的直角坐標系，如圖35所示，假定力沿坐標軸正向為正，力矩以右旋為下，X軸正負分別為排油邊和吸油邊，亦即假定流盤為零重迭的。斜盤的推壓力F5在討論缸體受力時，摩擦力與慣性力較之工作阻力小得多，為了簡化問題，略去不計，這樣，由式（316）和式（325）我們可知， （330）式中p——柱塞缸內(nèi)的壓力，或為排出壓力，或為吸入邊壓力。該力可沿Y、Z軸線分解為兩個分量：和，力通過柱塞底腔油液將缸體壓向配流盤，與壓排窗口相通的每個柱塞的為 （331）與吸入窗口相通的柱塞的為 （332）而和由圖35可以得出 （333）由第二章我們可以得知，奇數(shù)個柱塞的流量脈小，通常z=9等，為了討論方便起見，假定液壓泵的柱塞個數(shù)為z=2m+1(式中m為正整數(shù))。由于z=7,m=3液壓泵的工作情情況是：當時，有m+1個柱塞壓排窗口相通，有m個與吸入窗口相通；當時，有m個柱塞壓排窗口相通，有m+1個與吸入窗口相通。其中，為柱塞的角距， ；——為缸體的轉角，取一個柱塞缸中心與Y軸線一致時為起點。這樣一來，的總推壓力為：當時 （334）當時， （335）由上式我們可以看出，這兩種狀態(tài)在缸體每轉角交替重復。F5對X軸的力矩為當時將（331）、（332）、（333）、（334）和（335）代入上式，整理得 （336）上式中，L0——滑靴球鉸中心中性面至缸配流表面的距離。同時，當時 （337）F5對Y軸的力矩M5Y為當時 （338）當時 （339）缸體與配流盤之間壓力場的支承力及其力矩缸體與配流盤之間的壓力場區(qū)域，如圖35所示，由于缸體的柱塞窗口使其不限于配流窗口，而有所擴展。若相鄰柱塞缸體窗口間的隔擋非常小，并假定Φs和Φ0分別為配流表面的向壓側與低壓側的壓力分布范圍，為柱塞缸體窗口的開角，則當時， （340）當時， （341）如所周知，油液通過兩平行圓板之間隙成放射流動時，任一點的壓力按對數(shù)衰減，就所述及的情形，當假定泄油槽的壓力為零時，如圖36所示，在區(qū)域式中RR2——內(nèi)密封帶的半徑，P——配油窗口的壓力，或為ps,或為p0。在區(qū)域，p2=p。在區(qū)域,RR4——外密封帶的半徑.壓力場的總支承力為： （342）當時當時輔助支承的支承力用于配流機構中的輔助支承有多種，下面討論的輔助支承均是對稱的，所以，其支承力均沿Z軸線方向，對X、Y軸的力矩亦均為零。現(xiàn)在討論缸體的力平衡方程如圖35所示，沿Y軸就滿足式（326），即 （343）繞Y軸之力矩平衡方程應為： （344） (345)當時當時斜盤是形成和改變工作工作容積的主要部位，改變斜盤傾角便可以改變液壓泵的流量和流向，在工作過程中，斜盤要承受下述諸力，由工作陰力產(chǎn)生的并經(jīng)過滑靴推壓斜盤的力；中心加力彈簧裝置的彈簧力；斜盤支承的支反力、還有調(diào)節(jié)力等。如下圖38所示，圖38斜盤的受力分析圖滑靴推壓斜盤的力，是由工作阻力產(chǎn)生的，其值與前述大小相等，方向相反，并且垂直于余盤平面，垂直于支承軸線，其值為 (346)式中p——柱塞底腔的壓力，或為，或為。諸之合力為，當時，當時，的合力作用點為X坐標為由于（如上圖所示），故斜盤滑動支承的支反力和（如上圖所示），由力矩平衡方程式求得； (347)