【導(dǎo)讀】低噪聲﹑改善工作性能和保證系統(tǒng)的可靠工作都十分重要。本設(shè)計對軸向柱塞泵進(jìn)行了分析,設(shè)計最后對軸向柱塞泵的優(yōu)缺點進(jìn)行了整體的分析,對今后的發(fā)展也進(jìn)行了展望。軸向柱塞泵可分為閥配流與軸配流兩大類。閥配流軸向柱塞泵存在故障率。配向柱塞泵的不足。使其成為一種優(yōu)良的高壓泵，代表當(dāng)今國際上液壓泵制造的先。品，但都沒有取得實質(zhì)性進(jìn)展。主要因為在理論上有待深化，在實際生產(chǎn)中不能。解決轉(zhuǎn)子與配流軸、滑靴與定子兩對摩擦副燒研的問題[3]。泵中使用，雖然能夠防止摩擦副燒研的問題，但泵的使用壽命不長。這些技術(shù)成果的取得，使我國徑向柱塞泵的研制在設(shè)計理論與材。料工藝方面取得突破性進(jìn)展。蘭州永新科技股份有限公司以上述兩項專利與一項。向柱塞泵設(shè)計和優(yōu)化的效率大大提高。不同的輸送對象對于泵的內(nèi)部結(jié)構(gòu)要求均不同。維護(hù)維修等方面對泵的內(nèi)在或外在的結(jié)構(gòu)提出新要求。同時，各個生產(chǎn)廠商，在。有很大的推動作用。國際先進(jìn)水平，甚至后來居上[6]。

　　

【正文】 4）斜盤反力 N 斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力 P及徑向力0T 即 c o s 1 2 5 6 0 c o s 1 5 1 2 1 3 2 ( )s in 1 2 5 6 0 s in 1 5 3 2 5 0 ( )P N NT N N????? ? ? ?? ? ? ? （式 265） 軸向力 P 與作用于柱塞底部的液壓力 bP 及其它軸向力相平衡。而徑向力 T則對主軸形成負(fù)載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應(yīng)力，并使缸體產(chǎn)生傾倒力矩。 （ 5）柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力 1p 和 2p 該力是接觸應(yīng)力 1p 和 2p 產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠(yuǎn)小于柱塞直徑及柱塞腔內(nèi)的接觸長度。因此，由垂 直于柱塞腔的徑向力 T和離心力fp 引起的接觸應(yīng)力 1p 和 2p 可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)力。 （ 6）摩擦力 1fP 和 2fP 柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力 fp 為 12( ) ( 2 0 1 0 0 5 8 2 3 ) 0 .1 2 5 9 2 .3 ( )fP P p f N? ? ? ? ? ? （式 266） 式中 f 為摩擦系數(shù)，常取 f =～ ，這里取 。 分析柱塞受力，應(yīng)取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點時的位置。此時， N﹑ 1p 和 2p 可以通過如下方程組求得 0y?? 12sin 0tN p p p? ? ? ? ? 000zM???? 1202 21 0 2 12c os 03 3 202bszzttN fp fp p pll ldp l l p l fpdfp p l? ? ? ? ? ???? ??? ? ? ? ?????????? ? ? （式 267） 式中 0l — 柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗 0l =()d ，這里取 0l =2d =78mm； l — 柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗 l =()d ，這里取 0l =3d =117mm； tl — 柱塞重心至球心距離， tl =0l 2 78 m m = = 以上雖有三個方程，但其中 2l 也是未知數(shù)，需要增加一個方程才能求解。 根據(jù)相似原理有 31 1max 0 02max 2p l lpl?? （式 268） 又有 1 1m ax 0 21 ()2p p l l?? 2 max 212 zzp p l d? 所以 2021222()llppl?? 將式 2021222()llppl??代入 12sin 0tN p p p? ? ? ? ?求解接觸長度 2l 。為簡化計算，力矩方程中離心力 tP 相對很小可以忽略，得 20 0 02026 4 312 6 66 78 117 4 78 3 39 78 ( )12 117 6 39 6 78zzl l l fd lll fd lmm?????? ? ? ? ? ? ? ???? ? ? ? ? ? （式 269） 將式 2021222()llppl??代入12c os 0bsN fp fp p p? ? ? ? ? ?可得 1 202231( si n ) 1()11( 57 10 si n 15 122 .5 ) 1 ( )txP N plllkN??????? ? ?????????? ? ? ? ? ? ????? （式 270） 32 2202 2sin 5 7 1 0 sin 1 5 1 2 2 .5 5 8 2 3 ( )( ) ( 7 8 5 7 .6 ) 11117txNPPNlll? ?? ? ? ?? ? ??? ?? 將以上兩式代入 02 21 0 2 1 2 03 3 2 2zz ttll l d dp l l p l fp fp p l??? ??? ? ? ? ? ? ? ????? ????可得 c o s sin1 2 5 6 0 1 0 1 0 .1 1 .7 8 1 2 2 .5 5 7 ( )c o s 1 5 0 .1 1 .7 8 sin 1 5b B tP P f PNfKN?? ? ???????? ? ? ????? （式 271） 式中 ? 為結(jié)構(gòu)參數(shù)，且 32 2 202222022() ( 78 )1 1117 ( ) ( 78 ) 11117xxllllllj + += = = （式 272） 滑靴受力分析 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結(jié)構(gòu)?；ゲ粌H增大了與斜盤的接觸面﹑減少了接觸應(yīng)力，而且柱塞底部的高壓油液，經(jīng)柱塞中心孔 0d? 和滑靴中心孔 0d ，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環(huán)縫中的流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機(jī)械效率。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的 需要。 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圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力 yp ；另一是由滑靴面直徑為 1D 的油池產(chǎn)生的靜壓力 1fp 與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力 2fp ，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離 fp 。當(dāng)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。下面對這組力進(jìn)行分析。（ 1）分離力 fp 圖 18 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布 Fig18. Slipper force distribution structure and separation 33 圖 18 為 滑靴 結(jié)構(gòu)與分離力，根據(jù)流體學(xué)平面圓盤放射流動可知，油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動的泄漏量 q的表達(dá)式為 3 1221()6ppqRlnR????? （式 273） 若 0zp? ，則 3 1216pqRlnR???? （式 274） 式中 ? 為封油帶油膜厚度。 封油帶上半徑為 r 的任儀點壓力分布式為 21 2 221ln()lnrRrp p p PRR? ? ? （式 275） 若 0zp? ，則 2121lnlnrRrppRR? （式 276） 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 fp 可通過積分求得。如圖 44，取微環(huán)面 2 rrd? ，則封油帶分離力 2fp 為 2 2 2 212 2 1 1 11 212 ( )2 l nRf r rR pp p d R R P RRR???? ? ? ?? （式 277） 油池靜壓分離力 1fp 為 21 1 1fp R p?? 總分離力 fp 為 22211 2 121()2 l nf f fRRp p p pRRp = + = （式 278） 2 5(14 11 ) 6 10 ( )142 l n11KN??? ? ? ? 34 （ 2）分離力 yp 滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力 bp 引起的，即 2 12560 1 3 ( )c o s 4 c o s c o s 1 5bbyzppp d K Npgg O= = = = （式 279） （ 3）力平衡方程式 當(dāng)滑靴受力平衡時，應(yīng)滿足下列力平衡方程式 yfpp? 222 21121()4 c os 2 lnbzp RRdPRR????? 即 2 2112221ln2( ) c oszbRdpRp R R ?? ? （式 280） 將上式代入式 3 1216pqRlnR????中，得泄漏量為 3222211 2 ( ) c o sbzpdq RRpdmg= （式 281） 3 3 3 27 2 2 60 . 0 0 1 2 0 . 1 1 0 ( 3 9 1 0 ) 3 ( / m in )1 2 2 1 0 ( 1 4 1 1 ) 1 0 c o s 1 5 L??? ? ?? ? ? ???? ? ? ? ? ? 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)計中予以注意 。 配油盤受力分析 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 57 是常用的配油盤簡圖。 液壓泵工作時，高速旋轉(zhuǎn)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(chǎn)生的壓緊力 yp ；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力 fp 。 35 圖 19 配油盤基本構(gòu)造 1輔助支撐面 2外封油帶 3內(nèi)封油帶 4吸油窗 5過渡區(qū) 6減震槽 7排油窗 Fig19. Basic structure of oil pan 1Auxiliary support surface 2 With foreign oil sealing 3 Oil sealed with 4 Oil window 5 Transition zone 6 Damping slots 7 Discharge of oil window （ 1）壓緊力 yp 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(dāng)有 1( 1)2 Z? 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 1yp 為 21 m a x1 .24y z b yZp d p p???? （式 282） 2691 3 9 1 0 1 2 5 6 0 2 4 1 5 0 ( )24 N? ??? ? ? ? ? ? 當(dāng)有 1( 1)2 Z? 個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力 2yp 為 22 m in1 .24y z b yZp d p p???? （式 283） 2691 3 9 1 0 1 2 5 6 0 1 9 3 2 0 ( )24 N? ??? ? ? ? ? ? 平均壓緊力 yp 為 1211( ) ( 2 4 1 5 0 1 9 3 2 0 ) 2 1 7 3 5 ( )22y y yp p p N? ? ? ? ? （ 2）分離力 分離力由三部分組成。即外封油帶分離力 1fp ，內(nèi)封油帶分離力 2fp ，排油窗高壓油對缸體的分離力。 對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉(zhuǎn)過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數(shù)量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角 0? 有所擴(kuò)大，如圖 20 所示。 36 圖 20封油帶實際包角的變化 Fig20. Seal oil changes with the angle of the actual package 當(dāng)有 1( 1)2 Z? 個柱塞排油時，封油帶實際包角 1? 為 101 ( 1)2 Z a a? ? ? ? 1 2 2(9 1)2 9 9??? ? ? ? ? 23?? 當(dāng)有 1( 1)2 Z? 個柱塞排油時，封油帶實際包角 2? 為 201 ( 3)2 Z a a? ? ? ? 1 2 2(9 3 )2 9 9??? ? ? ? ? 89?? 平均有 2Z 個柱塞排油時，平均包角 p? 為 121 ()2p? ?