【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 靴的壽命。為了減小剩余壓緊力對(duì)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(nèi)側(cè)加上一個(gè)或幾個(gè)內(nèi)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(nèi)側(cè)壓力迅速伸展，內(nèi)輔助支承面在圓周上是斷開的。即圖51（c）的結(jié)構(gòu)形式。圖52 滑靴受力分析滑靴在旋轉(zhuǎn)過程中，由于離心力的作用，滑靴對(duì)于斜盤產(chǎn)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(yùn)動(dòng)中會(huì)產(chǎn)生繞自身軸線的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)動(dòng)的快慢取決于旋轉(zhuǎn)摩擦力的大小。但這一自旋可以改善滑靴底部的潤(rùn)滑，對(duì)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(jié)構(gòu)與分離力分布圖。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)的泄漏量的表達(dá)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(diǎn)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(duì)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(jié)構(gòu)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(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)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(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，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。 帶油膜壓力反饋的靜壓支承液壓泵工作時(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把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力；另一是由滑靴面油池產(chǎn)生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄漏時(shí)油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。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?；ズ托北P之間的運(yùn)動(dòng)副平衡設(shè)計(jì)良好，將有利于改善泵的性能，防止運(yùn)動(dòng)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(zhǎng)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(fù)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(fù)至原始值。這種h和的自動(dòng)調(diào)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(dá)到完全靜壓支承，并使該支承功率損失最小，還應(yīng)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(dāng)油腔入口無阻尼時(shí)，； ——底部油腔半徑（cm）。 式中 ——阻尼孔直徑（cm）； ——阻尼孔長(zhǎng)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(dòng)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(jié)構(gòu)有關(guān)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(dān)的外負(fù)載變化量。對(duì)式（58）微分，可求出最大油膜剛度的條件： (59)故時(shí)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(dāng)支承間隙的油膜厚度加大時(shí)，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(xiàn)[5]知最佳油膜厚度為： (510)式中 u——圓盤中心相對(duì)于支承面的滑動(dòng)速度（cm/s）； ——節(jié)流器壓降系數(shù)（無因次）； ——油的動(dòng)力粘度（）； ——供油壓力（）； ——支承密封面的內(nèi)、外徑（cm）。 滑靴的平衡設(shè)計(jì)常用剩余壓緊力法進(jìn)行滑靴的平衡設(shè)計(jì)。剩余壓緊力設(shè)計(jì)法的實(shí)質(zhì)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(duì)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(zhì)都有一定的油膜強(qiáng)度，能夠形成一定的潤(rùn)滑條件，使泵的機(jī)械效率可以高達(dá)95%以上，所以目前壓力為400kgf/cm^2，轉(zhuǎn)速為3000r/min的斜盤泵的滑靴也仍然采用剩余壓緊力設(shè)計(jì)法。剩余壓緊力設(shè)計(jì)法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時(shí)，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時(shí)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(shè)計(jì)的滑靴，油膜厚度較薄，～。滑靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機(jī)械效率會(huì)降低。若選擇適當(dāng)?shù)膲壕o系數(shù)，剩余壓緊力產(chǎn)生的接觸應(yīng)力也不會(huì)大，仍有較高的總效率和較長(zhǎng)的壽命。剩余壓緊力法簡(jiǎn)單適用，目前大多數(shù)滑靴都采用這種方法設(shè)計(jì)。圖561） 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，選取。其中和為滑靴底部封油帶內(nèi)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(jì)算滑靴的平衡系數(shù)： (512)，所以滿足推薦值。對(duì)于變量泵，在斜盤角時(shí)，可取m=1，則上式變?yōu)椋? (513)這樣，在最大斜盤角時(shí)m=cosγ，當(dāng)時(shí)，m=~。用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。為改善加工工藝性能，一般取： （或）=～ 此處取=。 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔 （或）對(duì)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(shí)，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(xué)細(xì)長(zhǎng)孔流量為： (514)式中 ——阻尼孔直徑（cm）； ——阻尼孔長(zhǎng)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(dòng)力粘度（）。把式（514）代入滑靴泄漏量公式式中 ——底部油腔壓力（）。當(dāng)油腔入口無阻尼時(shí)，； ——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(shí)，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(xué)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(dāng)油腔入口無阻尼時(shí)，； ——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(shè)計(jì)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(duì)節(jié)流效果影響較小，但細(xì)長(zhǎng)孔的加工工藝性較差，實(shí)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(duì)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(yīng)。為了提高滑靴的拉脫強(qiáng)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(chǎn)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(duì)高速運(yùn)動(dòng)的摩擦副，斜盤上也會(huì)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(yù)壓力不夠。它可能引起滑靴在離心力作用下產(chǎn)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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于柱塞和滑靴都要產(chǎn)生自轉(zhuǎn)，如果兩者不同軸，則滑靴將作偏心運(yùn)動(dòng)，必然引起斜盤掛銅。3） 柱塞球頭的不圓度過大。在滑靴自轉(zhuǎn)時(shí)，由于球頭不圓也會(huì)引起偏心轉(zhuǎn)動(dòng)，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(chǎn)生干涉。 滑靴內(nèi)圈燒傷引起斜盤掛銅?；サ膬?nèi)輔助支承面，有時(shí)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(nèi)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(dāng)，毛刺和介質(zhì)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(jié)構(gòu)尺寸可以對(duì)滑靴進(jìn)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(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(gòu)造則相同。圖61是常用的配油盤簡(jiǎn)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(duì)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；配油窗口和封油帶油膜對(duì)缸體的分離力。 1—內(nèi)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(gòu)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(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(duì)于奇數(shù)柱塞泵，當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為： (61)當(dāng)有個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為： (62)平均壓緊力為：