【文章內(nèi)容簡介】 o sc o s[c o s2 ????? R t gmF psi ? ? ??????? ???? 2c o s)c o s ( 7 上式當(dāng) 0?? 、2?、 ? 、??等時，亦即當(dāng) ? ? ? ? ? ? ? ? ?????????? ??????????? ???? 2c o sc o s2c o sc o sc o s 達(dá)到最大值時 ?iF 亦即達(dá)到最大值，則上式可以寫成下述形式： ? ? ??? R tgmF psi 2m a x ?? 式中 ? —— 與柱塞個數(shù) Z有關(guān)的系數(shù)，其值如表 31； psm —— 柱塞副質(zhì)量 （ kg ） ； R —— 柱塞在缸體中分布圓半徑 ， 查參考文獻(xiàn) [1]表 129 得? ； ? —— 斜盤傾角 取 =18? 。 ? ? ? ? 2m a x ??????? ?tgF i 表 21 ? — 與柱塞個數(shù)有關(guān)的系數(shù)表 Z 5 7 9 11 13 15 ? 如圖 23所示，為 Z=7 的柱塞慣性力 iF 以及總慣性力 ?iF 同缸體轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。 8 圖 23慣性力 F1與 ∑ F1同缸體轉(zhuǎn)角的關(guān)系 柱塞吸入油液所需的總吸入力 移動單個柱塞所需的吸入力為 ： vpdF 21 4?? 式中 vp —— 液壓泵吸入管路中的真空度，計算時可取令 a5 ??vp 。 如 果假定和吸入油腔相同的柱塞個數(shù)為（ Z+1） /2，則其總吸入力為： 121 2 142 1 FZpdZF v ????? ? 式中 Z —— 柱塞個數(shù)， 取 7Z? 。 ? ? 2 51 71 0 . 0 3 2 0 . 5 1 0 1 6 0 N24F ??? ? ? ? ? ?? 滑靴支承面所需的總密封力 為了使滑靴支承面不漏氣，需加力保證其密封，一個滑靴支承面所需的密封力為： 9 ?? cosA ks2 ?F （ 23） 式中 sA —— 滑靴支承面積 （ 2m ） ； k? —— 支撐表面為阻止吸入空氣所需的接觸比壓，依經(jīng)驗，計算時可以取令 ?? ～ ? 。 如果假定與吸入油腔相同的（ Z+1） /2 個柱塞滑靴支承面 所需的總密封力為： βσAZF ks c os2 12? ?? （ 24） 52 71 0 . 0 0 0 7 0 6 0 . 8 1 0 c o s 1 8 2 1 5 N2F ?? ? ? ? ? ?? 同樣，還應(yīng)當(dāng)保證缸體端面與配油盤間的氣密性，所需的密封力為： ? ? k2F ?upA （ 25） 式中 upA —— 配油盤與缸體相接觸的表面積 ( 2m )。 ? ? ? ? ? ? ? ?22230212415612526 180 RRRRbRRZRRA up ???????? ???? （ 26） 圖 24配油盤 10 如圖 24由參考文獻(xiàn) [1]表 44 給出配 油盤的主要尺寸參數(shù) ： 1 ? , 2 ? , 3 ? , 4 ? , 5 ? 6 ? 根據(jù)以上的數(shù)據(jù)可以算出配油盤與缸體相接觸的表面積 ： ? ? ? ?? ? ? ?2 2 2 22 2 2 22 12 180upA ???? ? ? ?? ? ? ? ?? 那么缸體端面與配油盤間所需的密封力為： 0 8 2 1 5k2 ?????? ?upA 柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力 柱塞（位于吸入行程）的總摩擦力 ： ? ?RmtgFfZF ps 2m a x213 2 1 ?? ???? ? ?23 71 54 18 104 195 NF tg?? ? ? ? ? ??? 式中 1f —— 柱塞與其缸孔之間的滑動摩擦系數(shù)，鋼對青銅的滑動摩擦系數(shù)?f psm —— 柱塞的質(zhì)量（ kg ） 。 克服滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力 如前所述，滑靴沿斜盤平面作橢圓運動，其離心慣性力為 ： 11 20 ssmF ??? （ 27） 式中 sm —— 滑靴的質(zhì)量 （ kg ） ； ? —— 滑靴的重心的運動向頸； s? —— 滑靴重心的旋轉(zhuǎn)角速度（ rad/s ） 。 由圖 25可知，滑靴因離心慣性力引起的翻轉(zhuǎn)力矩為 ： 圖 25 滑靴部位 02020 emeFM ss???? （ 28） 式中 e—— 滑靴重心到柱塞球頭中心的距離 （ m ） 。 要想克服此力矩 0M ，必須通過壓盤加以力矩 aM ，方向相反，且大于 等 于 0M 即 0MMa? 式中 aM —— 附加力矩 12 2cos 64 dFM a ?? 所以 ： 0264 2c os emdF ss??? ? 由前述可知，當(dāng) 時，、 ????? 232? ??? ss ? 為最大值，向徑 ? 便為最大值，將式 (315)及 R?? 代入上式，整理得 ： m ax6024 cos Re2 ??dmF s? （ 29） 克服（ Z+1） /2 個吸油柱塞的滑靴翻轉(zhuǎn)所需的推壓力為 ： ? ?? m a x6 024 c os Re)1( ??dmZF s 式中 sm —— 滑靴的質(zhì)量 （ kg ） ； R —— 柱塞分布圓半徑 （ m ） ； 0e —— 滑靴重心到柱塞球頭中心距離 （ m ） 。 查文獻(xiàn) [1]表 42 取? ? ? ? ? N5118c ?? ??????? ??F 即： 中心加緊力彈簧須滿足 ： ? ?? ?? ?N1450 4321m a x??????????? ? ? ??FFFFFFFFsis 順便指出，在計算中心加力彈簧力時，上述諸式的泵軸角速度 ? 均應(yīng)以 13 欲要求的自吸角速度（即泵軸的轉(zhuǎn)速）代入。 壓排 過 程 即柱塞因缸體拖動，再由斜盤經(jīng)過滑靴推壓而壓 排油液的過程 柱塞與其缸孔之間的配合間隙，一般為 ，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于柱塞直徑d 及其含接長度 2l，所以，假定無間隙滑動時可行的。再假定滑動摩擦對其接觸比壓的分布無影響；滑靴與柱塞頭之間無相對轉(zhuǎn)動，柱塞與缸孔壁的接觸長度為 ： ? ? ? ? 221 342 llLlLlL ?????? （ 210） ? ? ? ? 222 342 llLlLlL ?????? （ 211） 并且，各支反力的合力 1N 和 2N 的作用點分別距接觸邊緣為 41L 和 42L ，如圖 26所示。 圖 26 柱塞受力分析 14 滑靴與斜盤之間的摩擦力 /F ，在所述及的問題中，假定 /F 與力 5F 和 6F 在一個平面內(nèi)，其值為： 5/ fFF ? （ 212） 式中 f —— 滑靴與斜盤之間的摩擦系數(shù)，考慮到啟動等因素，假定為半 摩擦， ??f 5F —— 斜盤經(jīng)滑靴對柱塞的作用力 （ N） 。 通過平面圓盤縫隙流： ? ?21221 212 lnf rrF r r???? （ 213） 如圖 22所示 10 2dr? ， 31dr? ， ?r ， ?r 代入上式 ? ? 226 ???? ?fF 即 ： 5FFf ? 缸孔對柱塞的摩擦力 /1F 和 /2F 22/211/1 NfF NfF ?? 式中 1f —— 缸孔對柱塞的摩擦系數(shù)，青銅對鋼，一般取為 ?f ， 工作阻 力 6F : 15 /22/m a x26 44 spssis FR tgmpdFFpdF ?????? ???? （ 214） 式中 sp —— 液壓泵的額定輸出壓力 （ Pa ） ； maxiF —— 單個柱塞滑靴的最大移動慣性力 （ N ） ； /sF —— 一個柱塞的回程彈簧力 (N )。 ? ? ? ? 2626 ????????? ?tgF ? 處于壓排 行程柱塞所受的 力 諸力 ( 21/2/1/5 NNFFFF 、、 和 6F 等 )應(yīng)滿足下述力學(xué)方程 ： 0442220c o ss i n0s i nc o s/1122/2/121/5/6/1/25???????? ???????? ?????????????slFLLNLlLNdFdFNNFFFFFFF???? （ 215） 將式（ 314）代入上述方程組，得 ? ?? ?021421420c o ss i n0s i nc o s5111122215622115???????? ???????? ????????????FfldfLLNdfLlLNNNfFFNfNffFs???? 上式聯(lián)立解得 ? ?? ? 51125121c o ss i n214320c o ss i n214232FflfdfLLlNFflfdfLlLlNss?????? ???????? ?????????? ???????? ???????? 16 再將上述兩式聯(lián)立，略去 sfl （因為 f 很?。?， 解得 ? ? ? ?CfffFF ???? c oss i ns i nc os 156 ???? （ 216） 式中 C —— 結(jié)構(gòu)參數(shù)，其值為 ： 128234212234 1 ??????? ??????????? ??? ldflLC 將 C 值代入 (216)式 ? ? ? ? i i os291725643 ????? ???? ? 由上式可知柱塞受力滿足要求 ， 并且最小含接長度與柱塞長度之比 Ll2 ，要大于 ，否則會降低機(jī)械效率，增加卡塞危險性。 即： ???Ll 缸體受力 缸體由泵軸拖動，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，其受力較復(fù)雜。該型液壓泵的主要環(huán)節(jié)之一，是配油面，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。對于配油面間，要想實現(xiàn)上述要求，缸體在運轉(zhuǎn)過程應(yīng)與配油盤表面保持平行，即不歪斜而平衡。 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(zhuǎn)過程承受下述力（取包括柱塞滑靴在內(nèi)的平衡力） ：斜盤的推壓力 5F ；轉(zhuǎn)子軸承的支反力 7F ；中心加力彈簧的彈簧力 sF ；配有盤與缸體之間壓力場的支 17 承力 ZF ，以及輔助支承的支承力 8F 等。在討論時，我們?nèi)?O 點為坐標(biāo)原點的直角坐標(biāo)系，假定力沿著坐標(biāo)軸正向為正，力矩以右旋為正， X 軸正負(fù)分別為排油與吸油邊，亦即假定配油盤為零重迭的。 斜盤的推壓力 在討論缸體受力時，摩擦力與慣性力較之工作阻力小的多，為了簡化問題，略去不計，這樣，由式 21 216 得： ?? cos4 25 pdF i ? （ 217） 式中 p —— 柱塞缸內(nèi)的壓力，或為排出壓力 sp ，或為吸入邊的壓力 op ； ? —— 斜盤傾角 （度） 。 該力可沿著 Y 、 Z 軸線