【文章內容簡介】 靴的壽命。為了減小剩余壓緊力對滑靴底面的比壓，并防止由于壓力沖擊而引起滑靴底面沉凹的變形（這種變形引起松靴），常常在滑靴的密封帶內側加上一個或幾個內輔助支承環(huán)帶（圖52），為了不影響滑靴的支承力，并使密封帶內側壓力迅速伸展，內輔助支承面在圓周上是斷開的。即圖51（c）的結構形式。圖52 滑靴受力分析滑靴在旋轉過程中，由于離心力的作用，滑靴對于斜盤產生的壓緊力將偏離滑靴的軸線。在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在運動中會產生繞自身軸線的旋轉運動，轉動的快慢取決于旋轉摩擦力的大小。但這一自旋可以改善滑靴底部的潤滑，對減小摩擦、改善磨損和提高效率均有利。1) 分離力圖53為柱塞結構與分離力分布圖。根據(jù)流體學平面圓盤放射流動可知，油液經滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄漏量的表達式為： 若，則 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：若，則從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數(shù)規(guī)律下降。封油帶上總的分離力可通過積分求得。圖53 滑靴結構及分離力分布如圖53，取微環(huán)面，則封油帶分離力為： 油池靜壓分離力為： 總分離力為： (51)2) 壓緊力滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即 (52)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： 即 (53)將上式代入式中，得泄漏量為 (54) 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。 帶油膜壓力反饋的靜壓支承液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力；另一是由滑靴面油池產生的靜壓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，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，形成靜壓油墊。滑靴和斜盤之間的運動副平衡設計良好，將有利于改善泵的性能，防止運動副的燒傷，提高泵的壽命。 a b圖54帶油膜壓力反饋的靜壓支承如在圖54a的圓盤底部油腔入口處加上阻尼，其阻尼器的直徑為，長度為（如圖54b），則圓盤底部的壓力將隨外載而變化，若外載P增加，油膜厚度h減小，漏損減小，通過阻尼孔的壓降減小，升高，圓盤底面總推力加大，使油膜厚度恢復至原來的h值；反之，外載荷P減小，h增加，增大，下降，減小，使h又減小，恢復至原始值。這種h和的自動調節(jié)過程稱為油膜的壓力反饋，可用圖55所示的方框圖表示。 圖55圖中為原始油膜厚度，為外加載荷增量。為了達到完全靜壓支承，并使該支承功率損失最小，還應滿足以下條件：1） 力平衡條件：外載荷等于圓盤底部總推力，即 (55)2） 流量連續(xù)性方程：圓盤底部間隙的漏損量等于通過阻尼孔的流量，即 (56)其中式中 ——底部油腔壓力（）。當油腔入口無阻尼時，； ——底部油腔半徑（cm）。 式中 ——阻尼孔直徑（cm）； ——阻尼孔長度（cm）； ——供液壓力()； ——通過阻尼孔后的壓力，即圓盤底部油腔壓力（）； ——油的動力粘度（）。并令，得節(jié)流器的降壓系數(shù)為： (57)式（57）中為與圓盤結構有關的常數(shù)。如果把單位油膜厚度變化所引起的壓降系數(shù)的變化稱為油膜壓力反饋剛度,則： (58)的物理意義是：油膜厚度變化一單位距離，所能承擔的外負載變化量。對式（58）微分，可求出最大油膜剛度的條件： (59)故時油膜剛度最大3） 最小功率損失：要使靜壓支承處于最佳工況下工作，必須使支承的功率損失最小。靜壓支承的功率損失包括漏損功率損失和摩擦力功率損失。當支承間隙的油膜厚度加大時，漏損功率損失增加，摩擦功率損失減小。反之，油膜厚度減小，漏損功率損失減小，而摩擦功率損失增加。因此，必定有一油膜厚度使漏損和摩擦功率損失之和最小，這一油膜厚度稱為最佳油膜厚度。由文獻[5]知最佳油膜厚度為： (510)式中 u——圓盤中心相對于支承面的滑動速度（cm/s）； ——節(jié)流器壓降系數(shù)（無因次）； ——油的動力粘度（）； ——供油壓力（）； ——支承密封面的內、外徑（cm）。 滑靴的平衡設計常用剩余壓緊力法進行滑靴的平衡設計。剩余壓緊力設計法的實質是將柱塞缸中的壓力油直接（沒有阻尼）引入滑靴底部，使滑靴底部的液壓推力平衡液體壓力對柱塞軸向力的95%左右，剩余5%左右的壓緊力使滑靴始終壓向斜盤而不脫開?；サ酌娲嬖诼p，而且任何介質都有一定的油膜強度，能夠形成一定的潤滑條件，使泵的機械效率可以高達95%以上，所以目前壓力為400kgf/cm^2，轉速為3000r/min的斜盤泵的滑靴也仍然采用剩余壓緊力設計法。剩余壓緊力設計法的主要特點是：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)流作用。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等。用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，～?；バ孤┝可?，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?shù)膲壕o系數(shù)，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(shù)滑靴都采用這種方法設計。圖561） 根據(jù)經驗，選取。其中和為滑靴底部封油帶內外半徑，d為柱塞直徑。d=20，所以取，2） 推薦取，其中直徑較大的滑靴取最小值，直徑較小的滑靴取最大值。滿足，即。3） 滑靴底部的總推力 (511) 計算滑靴的平衡系數(shù)： (512)，所以滿足推薦值。對于變量泵，在斜盤角時，可取m=1，則上式變?yōu)椋? (513)這樣，在最大斜盤角時m=cosγ，當時，m=~。用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，一般?。? （或）=～ 此處取=。 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）對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度。此處取h=。節(jié)流器有以下兩種型式： 圖57 滑靴外徑的確定（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56所示。根據(jù)流體力學細長孔流量為： (514)式中 ——阻尼孔直徑（cm）； ——阻尼孔長度（cm）； ——供液壓力()； ——通過阻尼孔后的壓力，即圓盤底部油腔壓力（）； ——油的動力粘度（）。把式（514）代入滑靴泄漏量公式式中 ——底部油腔壓力（）。當油腔入口無阻尼時，； ——底部油腔半徑（cm）?？傻茫? (515)又整理后可得節(jié)流管尺寸為： (516)代入數(shù)據(jù)得： 求得= （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56所示。根據(jù)流體力學薄壁孔流量為： (517)式中 C——為流量系數(shù)，一般取C=～。把上式代入式中 ——底部油腔壓力（）。當油腔入口無阻尼時，； ——底部油腔半徑（cm）。有： (518)整理后可得節(jié)流孔尺寸： (519)代入數(shù)據(jù)得： 求得： 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(shù)，說明油溫對節(jié)流效果影響較小，但細長孔的加工工藝性較差，實現(xiàn)起來有困難。采用滑靴—中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù)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)流器，節(jié)流器孔徑應。為了提高滑靴的拉脫強度，可以將滑靴的收口部位局部加厚（圖52）。，與柱塞球頭的接觸面積不小于70%。要特別注意材料中心不允許有疏松和偏析，否則容易引起疲勞破壞?；ズ托北P相接觸的平面。為了使回程盤壓緊滑靴，工作過程中不產生撞擊。 滑靴和斜盤間的燒傷原因分析斜盤泵的滑靴和柱塞之間，也是一對高速運動的摩擦副，斜盤上也會出現(xiàn)掛銅和燒傷，使泵喪失功能，通常斜盤燒傷的原因有： 滑靴底面外圈偏磨引起斜盤掛銅。其原因有：1） 中心彈簧的預壓力不夠。它可能引起滑靴在離心力作用下產生傾斜，造成滑靴偏磨和斜盤掛銅。2） 柱塞外圓和球頭不同軸。在泵運轉時，由于柱塞和滑靴都要產生自轉，如果兩者不同軸，則滑靴將作偏心運動，必然引起斜盤掛銅。3） 柱塞球頭的不圓度過大。在滑靴自轉時，由于球頭不圓也會引起偏心轉動，造成斜盤掛銅。4） 滑靴的球窩與頸部不同軸，造成滑靴頸部與回程盤孔產生干涉。 滑靴內圈燒傷引起斜盤掛銅。滑靴的內輔助支承面，有時引起燒傷，造成斜盤掛銅。其原因之一是柱塞和滑靴球面只有中心部位接觸，柱塞在液體壓力作用下，引起滑靴內圈燒傷。原因之二是滑靴底面不平，中心部位高，周邊低。此外，斜盤材料和熱處理選擇不當，毛刺和介質污染等也可能引起掛銅。 基于UG的滑靴的三維建?；诘?章的滑靴分析和初定的結構尺寸可以對滑靴進行初步的三維建模，如圖58和59所示.圖58圖59柱塞滑靴副的三維建模如510和511所示.圖510圖511第6章 配流盤受力分析與設計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的缸體傳來的軸向載荷。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。 配流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，但是功用和基本構造則相同。圖61是常用的配油盤簡圖。液壓泵工作時，高速旋轉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生的壓緊力；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力。 1—內封油帶 2—輔助支承面 3—排油窗 4—減振槽 5—過度區(qū) 6—吸油窗 7—外封油帶圖61 配油盤基本構造1）壓緊力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，當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為： (61)當有個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力為： (62)平均壓緊力為：