【文章內(nèi)容簡介】 排量為 （325）式中 ——單個柱塞排量。整個泵的排量為 （326）式中 ——泵的排量； Z——泵的柱塞數(shù)目。泵的理論流量為 （327）式中 ——泵的轉(zhuǎn)速。對于式（322），若令，則 （328）式中 ——排油區(qū)距最高點位置A最近的柱塞位置角； ——相鄰兩柱塞間夾角。經(jīng)數(shù)學(xué)推導(dǎo)（通過純數(shù)學(xué)的推演是可以得出的，這里將推演過程省略），當柱塞為偶數(shù)時， （329） （330）將式（329），式（330）分別代入式（322）可得到瞬時流量的最大值和最小值為 （331） （332）圖33軸向柱塞泵 Axial Piston Pump于是，當柱塞為偶數(shù)時的流量脈動系數(shù)為 （333）流量脈動的頻率 （334）而當柱塞為奇數(shù)時， （335） （336）將式（335），式（336）分別代入式（322）得到瞬時流量的最大值和最小值分別為 （337） （338）于是，當為奇數(shù)時，流量脈動系數(shù)為 （339）流量脈動的頻率 （340）根據(jù)式（333）和（339）可算出不同柱塞時的流量脈動系數(shù)，見表31所示。表31 不同柱塞時的流量脈動表 at the time of the different flow pulsation plunger TableZ345678910111213由表31可以看出，當柱塞為奇數(shù)時，比相鄰的偶數(shù)時的流量脈動系數(shù)小得多；并且柱塞數(shù)愈多，流量脈動系數(shù)就愈小。因此，為減少流量脈動，斜盤泵的柱塞一般選用奇數(shù)，并盡可能取多些，常見的柱塞數(shù)7，9，11。由此可見本設(shè)計的柱塞數(shù)，脈動性較好。4 主要零部件的受力分析與校核在受力分析中經(jīng)常用到的符號意義如下：——柱塞直徑（cm）；——柱塞孔的分布圓半徑（cm）；——斜盤傾角；——柱塞的個數(shù)；——缸體的回轉(zhuǎn)角速度（rad/s）；——柱塞組（柱塞連同滑靴一起）的質(zhì)量；——高壓腔的壓力（bar）；——柱塞與缸孔的靜、動摩擦系數(shù)，鋼對鋁鐵青銅一般分別取和；——滑靴與斜盤的摩擦系數(shù)，一般??；——任一柱塞相對軸的角位移（見圖31）。 柱塞 柱塞的受力分析柱塞隨缸體作圓周運動時，在不同區(qū)域及不同位置時，受力情況是不同的。借助圖41所給定的坐標系oxyz，忽略摩擦力和由離心力引起的摩擦力,柱塞所受的力如下。1 離心力 （41）式中 ——柱塞組的質(zhì)量。對x軸的投影值為零，對y和z軸的投影值為 （42） （43）2 液體壓力P（對圖41所設(shè)方向）忽略低壓腔的液體壓力,對泵，當時 （44）當時圖41柱塞組的受力 Group plunger force3 軸向慣性力（對應(yīng)圖41所設(shè)方向）是由于柱塞與缸體相對移動中的相對加速度引起的，其方向與加速度方向相反。 （45）4 摩擦力柱塞與缸孔的側(cè)壓力的摩擦力分別為 （46） （47）5 斜盤的法向作用力及斜盤通過滑靴作用在柱塞頭上的法向作用力N。法向反力N可分解為沿柱塞徑向方向的分力T和沿柱塞軸向方向的分力S。N力方向與斜盤表面垂直，分力S，T的值分別為 （48） （49）側(cè)向力是由垂直于柱塞軸線的徑向分力T和離心力所引起。均為均布載荷的合力，其方向相反。均布載荷呈線性三角形分布，如圖41所示。通常在不計，情況下，柱塞受力平衡方程可寫為 （410） （411）若在忽略摩擦力,則可見，斜盤作用在柱塞的軸向分力與作用在柱塞尾部的液壓力F是一對平衡力。此外，柱塞在工作中還要分擔中心彈簧的力，斜盤與滑靴的摩擦力對柱塞受力影響很小，可以忽略。 柱塞的校核如圖22所示，應(yīng)滿足下式，以免擠壓應(yīng)力過大 (412)式中 ——滑靴材料的許用比壓，ZQAl94青銅=75M。驗算如下： 符合強度要求。 滑靴如圖42a所示，滑靴除承受來自柱塞球頭中心的壓緊力、彈簧力和斜盤的垂直反力N而外，還要承受離心力和摩擦力。在工作狀態(tài)，作用于滑靴的主要力是柱塞對滑靴的壓緊力?；ズ托北P底部中油壓產(chǎn)生分離力以及壓盤對滑靴的壓緊力。而在滑靴的平衡計算中，通常只考慮壓緊力和分離力，而其余的力數(shù)值較小，一般都忽略不計。在滑靴設(shè)計中已經(jīng)得知，若按壓緊系數(shù)的最大值設(shè)計滑靴，還存在5%的剩余壓緊力由輔助支撐承受。實際的壓緊力較大于上述計算值要求，這是因為柱塞慣性力和回程彈簧力均是將滑靴壓向斜盤的力，稱這個力附加壓緊力。附加壓緊力的最大值相對液壓壓緊力的百分比可用下式估算： （413）式中 G——柱塞及滑靴的重量； R——柱塞分布圓半徑； W——缸體的角速度； f——柱塞和缸孔的摩擦系數(shù)，取。圖42滑靴的受力 The force of slip boots柱塞與滑靴設(shè)計完成后，便可知其質(zhì)量 g通過式（211）可知，壓緊力，則最大斜盤傾角時總的剩余壓緊力為： （414）代入數(shù)據(jù)后得：接觸比壓與比功值的校驗所采用的材料不同，所允許的接觸比壓和比功值也不同。為了使設(shè)計的滑靴具有一定的可靠性和使用壽命，均須對這兩者進行校核。剩余壓緊力造成的比壓為： （415）式中 A——輔助支撐面積?；ピO(shè)計后即知輔助支撐面積為 代入式（415）得：，符合要求。當滑靴沿斜盤平面相對滑動時，運動軌跡為橢圓形，長軸為，短軸為。同時，由于滑靴繞泵軸以角速度w旋轉(zhuǎn)時其接觸面上各點半徑不同，靠外面速度大，靠中心速度小。因此，滑靴將有一附加繞柱塞球頭的自轉(zhuǎn)。實踐證明，自轉(zhuǎn)方向和旋轉(zhuǎn)方向相反，因而滑靴面滑動速度的平均值可用半徑為處的速度代替，即 （416）代入數(shù)據(jù)后得：，符合要求。若計算所得的比功值越大，則克服摩擦副的摩擦而消耗的功就越大，從而引起摩擦部位發(fā)熱以及滑靴式斜盤的磨損迅速。因此，比功值與摩擦副所選用的材料有關(guān)。同時，比功值大小也和壽命長短有關(guān)。在設(shè)計運動摩擦副時需要校驗比功值。計算比功值應(yīng)小于材料允許的比功值，即 （417）代入數(shù)據(jù)后得：，符合要求。表41 滑靴材料的許用壓力、速度和比功 slip boots material allowable pressure, speed, and more than reactivep/MPav/(m)pv/(MPa)ZQA19430860ZQSn10115320耐磨鑄件10518 缸體 缸體的受力分析缸體由泵軸推動，借助斜盤、滑靴及中心加力裝置驅(qū)動柱塞，實現(xiàn)吸排油液，其受力情況較為復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一是配油盤，從運轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)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。通常的“缸體自位式”結(jié)構(gòu)，靠缸體的浮動和平衡來維持它與配油盤間的理想油膜厚度，以取得容積效率和機械效率的綜合指標并延長壽命。故缸體的受力狀況十分重要。作用在缸體上的作用力有：質(zhì)量力，包括柱塞組的離心力和缸體的重力；配油盤的附加壓緊彈簧力；徑向支撐力（由軸或缸外徑向軸承產(chǎn)生）；斜盤推力和摩擦力；配油盤的推力和摩擦力。這些力的計算表達需要經(jīng)過復(fù)雜的理論研究和數(shù)學(xué)推導(dǎo)，有些還需要實驗驗證。這里暫不討論。 缸體的強度校核一般把缸體的受力，按照厚壁筒進行計算。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。計算時取三者之中的最小值作為筒壁厚，令其為，從本設(shè)計圖中可知為柱塞孔與柱塞孔之間的最小壁厚，且，則厚壁筒的外徑。如圖43所示。在壓力p的作用下，筒內(nèi)壁任一點的最大切向拉應(yīng)力為 （bar） （418）最大徑向壓應(yīng)力為 （bar） （419）當缸體采用塑性材料時，用第四強度理論計算應(yīng)力 （bar） （420）對鋁鐵青銅（經(jīng)鍛打），(bar)。式（420）代入數(shù)據(jù)后是，符合條件。圖43缸體校核圖 Checking block diagram缸孔的徑向變形量，按下式驗算 （cm） （421）式中 E——材料的彈性模數(shù)，青銅的 ——泊桑系數(shù)，銅；——允許徑向變形量。代入數(shù)據(jù)后為 （422）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 （） （423）式中 ——窗孔處的允許通流速度， m/s。從設(shè)計圖中得知通油面積，符合要求。 泵軸 泵軸的理論轉(zhuǎn)矩與理論輸入功率理論轉(zhuǎn)矩是，是指不計摩擦的驅(qū)動泵軸、缸體等勻速轉(zhuǎn)動的力矩，也就是說，為克服柱塞工作壓力的轉(zhuǎn)矩所需的力矩，即 （424）通過一系列數(shù)學(xué)推導(dǎo)可以得知，一個柱塞的液體壓力P對缸體的Z軸的轉(zhuǎn)矩將為將式（47）代入上式，得 （425）將（464）與（453）、（454）比較一下，再聯(lián)系（463），便得當時， （426）當時， （427）這樣平均理論轉(zhuǎn)矩便可按下式確定 （428）式中 ——液壓泵的排量，（mL/r）； 分別為壓排側(cè)與吸入側(cè)的壓力，Mpa。代入數(shù)據(jù)可得 Kg cm這樣，理論功率為 Kw 后斜盤式泵的泵軸受力與校核對于斜盤式軸向柱塞泵，存在前斜盤式軸向柱塞泵和后斜盤式軸向柱塞泵。本設(shè)計的泵軸屬于后者。其缸體的徑向力由轉(zhuǎn)子軸承支撐，另外，為了保證配油機構(gòu)有良好的運轉(zhuǎn)條件，泵軸出端又不允許以具有徑向力的傳動連接方式連接，所以，這種泵的泵軸只傳遞轉(zhuǎn)矩，拖動缸體轉(zhuǎn)動，受力最簡單。泵軸為了拖動缸體工作，除了要克服缸體柱塞輸出壓力為的壓力油液所需的理論轉(zhuǎn)矩外，還要克服各工作運動副的摩擦力矩：配油盤與缸體之間的粘性摩擦力矩；柱塞與缸體之間的粘性摩擦力矩；滑靴與斜盤之間的粘性摩擦力矩；缸體與泵殼之間的粘性摩擦力矩；軸承的摩擦力矩；與工作壓力、轉(zhuǎn)速無關(guān)的不變阻力矩等。這些力計算較為復(fù)雜，為了計算簡便，可按下式校核軸的強度： （mm） (429)式中 d——軸徑，mm； N——軸傳遞的功率，KW； n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min； A——隨許用扭應(yīng)力而變化的系數(shù)，依材料而定。45號鋼取A=110； ——空心軸內(nèi)徑與外徑之比，本設(shè)計中為式（429）右面代入計算數(shù)據(jù)為不難得出，泵軸強度符合要求。5 泵的變量機構(gòu)能夠操縱泵的傾盤，使其改變傾角的大小和方向，從而達到改變泵的排量的機構(gòu)，稱為泵的變量機構(gòu)。 變量機構(gòu)的種類目前變量機構(gòu)的種類和名稱十分繁多，有的從泵的功能上來分，諸如“限壓式”、“恒功率式”、恒流量式、恒壓式、雙向（單向）伺服變量式等。有的則從控制信號或力的發(fā)生之形式不同來分類，如手動式、壓力補償式等?？芍^舉步勝舉。從控制的能源和形式出發(fā)將其分成如下三大類：（一）機械式。它不用液壓能驅(qū)動，而直接由機械機構(gòu)通過手動或其它方式控制。（二）自能源液控式。它是由泵自身的能源（多采用差動缸），通過某種控制方式，如手動伺服，壓力程序控制（限壓式、恒功率式等）等控制泵的流量。（三）外能源液壓控制，當泵要雙向無極變量時，用自身能源已無法實現(xiàn)，因當流量經(jīng)過零時無能量輸出，而采用一外液壓能源進行控制。 變量機構(gòu)選擇本設(shè)計選擇機械變量機構(gòu)。如圖51所示，是以機械機構(gòu)直接控制斜盤而改變傾角的變量形式，因力臂L等與常數(shù)，所以機械機構(gòu)的位移Y為 （51）最大位移為 （52）式中 L——斜盤控制力F的臂長。從設(shè)計圖中得知L=，把數(shù)據(jù)代入式（52）得 取圖51所示的機構(gòu)，是一種螺旋機構(gòu)。它是