【文章內(nèi)容簡介】 （） 帶入數(shù)據(jù)可以求得 式中a為壓降系數(shù)， 。當(dāng)時(shí)，油膜具有最大剛度，承載能力最強(qiáng)。為不使封油帶過寬及阻尼管過長，推薦壓降系數(shù)，（2）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，根據(jù)流體力學(xué)薄壁孔流量q為 （）式中 為流量系數(shù)，一般取 。把上式帶入 中， （） 整理后可得節(jié)流孔尺寸 （）帶入數(shù)據(jù)可以求得以上設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法可以看出，前兩個(gè)方程，節(jié)流管柱塞 拖鞋組合配方的粘度系數(shù)，表明油溫油門效應(yīng)的影響較小，但少拉長孔加工技術(shù)。實(shí)施困難?；ブ行目椎谋”诳椎恼扯认禂?shù)，油的溫度調(diào)節(jié)效果，油壓的穩(wěn)定，也嚴(yán)重影響油門。然而，薄壁孔加工過程中更好。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)。高壓柱塞泵已廣泛應(yīng)用于滑靴柱塞結(jié)構(gòu)。不僅滑靴增加斜板的接觸面，降低接觸應(yīng)力，高壓流體，封油流形成薄膜之間的拖鞋和斜板，這大大降低了相對(duì)運(yùn)動(dòng)之間的摩擦損失，提高機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓和高速的需要 液壓泵工作，有一組方向相仿的作用力。首先，在柱塞底部的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(chǎn)生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄露時(shí)油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。當(dāng)壓緊力和分離力保持平衡時(shí)，封油帶上保持一層穩(wěn)定的油膜，形成靜壓油墊，進(jìn)行分析。(1) 分離力。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)的泄露量的表達(dá)式為 （） 若 ，則 （）式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為r的任一點(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。，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(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 （）(3) 力平衡方程式 當(dāng)滑靴受力平衡時(shí)，應(yīng)滿足下列力的平衡方程式 （）即 （）將上式帶入式,得泄漏量為 （）除了上述的主要作用，滑靴還有其他的作用?；ヅc斜盤之間的摩擦，球窩摩擦引起的離心力帶動(dòng)沿滑靴的旋轉(zhuǎn)斜盤切向力。這些運(yùn)動(dòng)中的一些滑靴產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)，均勻摩擦?；A銷產(chǎn)生偏磨，破壞滑靴密封，應(yīng)注意滑靴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)模。 配油盤受力分析與設(shè)計(jì)配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，可以隔離和分配吸、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。配油盤設(shè)計(jì)主要是確定內(nèi)封油帶尺寸、吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。(1)過渡區(qū)設(shè)計(jì) 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)配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結(jié)構(gòu)，稱正重迭型配油盤。配流盤的結(jié)構(gòu)，柱塞，從高壓室，低壓室連接時(shí)關(guān)閉的石油將是一個(gè)瞬間膨脹的沖擊壓力。高，低壓的影響之交嚴(yán)重降低質(zhì)量流量脈動(dòng)，造成噪音和功耗，以及周期性的沖擊載荷。對(duì)泵的使用壽命有很大影響。為了防止壓力沖擊，我們希望，當(dāng)連接到高，低壓力，柱塞腔，腔壓力可以平滑過渡，以避免壓力沖擊。(2)配油盤主要尺寸確定 配油盤主要尺寸，求的配油盤主要尺寸如下：1) 配流窗口分部圓直徑分布圓直徑等于或者小于柱塞分布圓直徑，即,然后根據(jù)下式驗(yàn)算其表面滑動(dòng)速度： （）取 則 （）所以符合設(shè)計(jì)要求。2) 配油窗口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；配油窗口的寬度應(yīng)按自吸工況吸入液體的許可流速來計(jì)算： （）式中 吸入液體許可流速，一般推薦。 配流窗口外緣 （） （）當(dāng)配油盤受力平衡時(shí)，將壓緊力計(jì)算示于分離力計(jì)算式代入平衡方程式可得 （）聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺,.,故符合要求。不同類型的軸向柱塞泵的配油盤有一定的差異，但具有相同的功能和基本結(jié)構(gòu)。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；配油窗口和風(fēng)又打油膜對(duì)缸體的分離力。1吸油盤 2排油窗 3過渡區(qū) 4減震槽5內(nèi)封油帶 6外封油帶 7輔助支承面 (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，事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 （）當(dāng)有 個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí)，壓緊力為 （）平均壓緊力為 （）(2) 分離力 分離力是由三個(gè)部分力組成。即外封油帶分離力，內(nèi)封油帶分離力，排油窗高壓油對(duì)缸體的分離力。對(duì)于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時(shí)參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實(shí)際包角比配油盤油窗包角有所擴(kuò)大。 封油帶實(shí)際包角的變化當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 （）當(dāng)有個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角為 （）平均有個(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角為 （）式中 柱塞間距角。 柱塞腔通油孔包角 ，這里取。 ① 外封油帶分離力 外封油帶上泄漏量是源流流動(dòng),對(duì)封油帶任意半徑上的壓力從到積分,并以代替，可得外封油帶上的分離力為 （） 外封油帶泄漏量為 （）② 內(nèi)封油帶分離力 內(nèi)封油帶上泄漏量是匯流流動(dòng)，同理可得內(nèi)封油帶分離力為 （） 內(nèi)封油帶泄漏量為 （） ③ 排油窗分離力 （）④ 配油盤總分離力 總泄露量為：、比功為使配油盤的接觸應(yīng)力因盡量減少和缸體和油底殼之間的液體摩擦，配油盤應(yīng)該有足夠的承載面積。為此設(shè)置了輔助支承面。輔助支承面上開有寬度為的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積為 （）式中 輔助支承面通油槽總面積； （通油槽個(gè)數(shù)，為通油槽寬度）；、吸、排油窗口面積根據(jù)估算：配油盤比壓 P為 （） 式中 配油盤剩余壓緊力；中心彈簧壓緊力；根據(jù)資料??；在配油盤和缸體這對(duì)摩擦副材料和結(jié)構(gòu)尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算值，即 （）式中 為平均切線速度 . （） 根據(jù)資料取。 缸體的穩(wěn)定性 在工作過的配油盤表面常看到在高壓區(qū)一側(cè)有明顯的偏磨現(xiàn)象，偏磨會(huì)使缸體與配油盤間摩擦損失增大，泄流增加，油溫升高，油液粘性和潤滑性下降，而影響到泵的壽命。缸體是一個(gè)復(fù)雜的受力體，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸體發(fā)生傾倒1) 缸體高度 （）式中 柱塞最短留孔長度； 柱塞最大行程； 為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短； 缸體厚度，一般 。2) 缸體內(nèi)、外直徑、 與壁厚的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態(tài)下，各方向的變形量一致，應(yīng)盡量使各處壁厚一致（），即，壁厚初值仍由結(jié)構(gòu)尺寸確定。然后進(jìn)行強(qiáng)度和剛度驗(yàn)算。先取，再進(jìn)行校核。缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 （）式中 筒外徑[]。 相鄰柱塞的壁厚。 工作油壓。 缸體材料許用應(yīng)力，對(duì)： 對(duì)： 所以取，當(dāng)缸體材料取用時(shí) 符合要求。則缸體的內(nèi)直徑 （ ) 缸體的外直徑 （） 缸體的受力分析缸體軸驅(qū)動(dòng)與斜盤、滑靴和中心加力裝置驅(qū)動(dòng)活塞，以實(shí)現(xiàn)吸液，力更為復(fù)雜。一個(gè)類型的液壓泵配油盤是關(guān)鍵要素，從操作的結(jié)構(gòu)上來看，希望不會(huì)發(fā)生直接接觸的金屬之間的滑動(dòng)表面的成膜過程中。通常所說的“缸位置”的結(jié)構(gòu)，依靠浮動(dòng)缸體平衡，保持理想的薄膜厚度和油底殼之間，為了獲得一個(gè)容積效率和機(jī)械效率，延長壽命的綜合指數(shù)。因此，缸體的受力是非常重要的。缸體力的作用是：受力包括離心力活塞組和缸體的嚴(yán)重性。油底殼額外的壓縮彈簧力，徑向力（軸或圓筒外徑軸承）。斜盤推力和摩擦力的推力和油底殼的摩擦。計(jì)算這些力，需要經(jīng)過一個(gè)復(fù)雜的理論和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，以及一些需要實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。一般把缸體的受力，按照壁厚進(jìn)行計(jì)算。設(shè)柱塞孔與缸體外圓之間的最小壁厚為、柱塞孔與缸體內(nèi)圓之間的最小壁厚為，柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚為。計(jì)算時(shí)取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為，從圖中可知，則厚壁筒的外徑。在壓力p的作用下，筒內(nèi)壁任一點(diǎn)的最大切向拉應(yīng)力為 （bar） （）最大徑向壓應(yīng)力為 （bar） （）當(dāng)缸體采用塑性材料時(shí)，用第四強(qiáng)度理論計(jì)算應(yīng)力 （bar） （）對(duì)40Cr（經(jīng)鍛打）， (bar)。式（）代入數(shù)據(jù)后是，故符合條件。缸孔的徑向變形量，按下式驗(yàn)算（cm） （）式中 材料的彈性模數(shù)，的 泊桑系數(shù)， ；允許徑向變形量， 。代入數(shù)據(jù)后為 （）最后，為控制油窗孔處的油流速度，還應(yīng)校核通油面積。應(yīng)使通油面積滿足式 （）式中 窗孔處的允許通流速度，m/s。從設(shè)計(jì)圖中得知通油面積，符合要求。直接通過泵的變量機(jī)構(gòu)的直軸軸向柱塞泵用改變斜盤的角度來改變輸出流量的大小。斜盤力矩的分析將對(duì)涉及的變量機(jī)構(gòu)提供了依據(jù)。下面就以偏心結(jié)構(gòu)為例分析斜盤所受的各力矩。對(duì)于無偏心的結(jié)構(gòu)只要令或b為零，推導(dǎo)出的公式仍然適用。圖 在以下的分析中，規(guī)定使斜盤傾角 減小的力矩為正，反之為負(fù)。泵各柱塞受液壓作用力的合力平均值 的合力作用點(diǎn)可以看成是通過球心平面3與缸體軸線2的交點(diǎn)。作用于斜盤轉(zhuǎn)軸的力矩為