【正文】 將傳動(dòng)軸改為半軸，懸臂端通過(guò)缸體外大軸承支承。一般在機(jī)床液壓系統(tǒng)中，往往選用雙作用葉片泵和限壓式變量葉片泵 。 圖 58封油帶實(shí)際包角的變化 當(dāng)有 1( 1)2 Z? 個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)際包角 1? 為 Settings of My Documents Created by Wlz 101 ( 1)2 Z a a? ? ? ? 1 2 2(9 1)2 9 9??? ? ? ? ? 23?? 當(dāng)有 1( 1)2 Z?個(gè)柱塞排油時(shí)，封油帶實(shí)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(gè)柱塞排油時(shí)，平均包角 p? 為 121 ()2p? ? ??? 01 ( 2)2 Z a a? ? ? 79?? 式中 a— 柱塞間距角， 2a Z?? ； 0a — 柱塞腔通油孔包角，這里取0 29a ??。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(duì)缸體的分離力。圖 57是常用的配油盤(pán)簡(jiǎn)圖。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???? ? ? ?? (522) 油池靜壓分離力 1fp 為 21 1 1fp R p?? 總分離力 fp 為 )(106 521 KNPPP fff ???? (523) Settings of My Documents Created by Wlz (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 )(c os4c os 2 KNgPdPgPP bZby ??? (524) (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 yfpp? 222 21121()4 c os 2 lnbzp RRdPRR????? 即 2 2112221ln2( ) c oszbRdpRp R R ?? ? (525) 將上式代入式 3 1216pqRlnR????中，得泄漏量為 3222211 2 ( ) c o sbzpdq RRpdmg= =3 L/min (526) 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。下面對(duì)這組力進(jìn)行分析。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要。 根據(jù)相似原理有 1max 0 02max 2p l lpl?? (58) 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(zhǎng)度 2l 。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。其值為 )(907 NamP tZt ?? (54) (4)斜盤(pán)反力 N 斜盤(pán)反力通過(guò)柱塞球頭中心垂直于斜盤(pán)平面，可以分解為軸向力P 及徑向力 0T 即 Settings of My Documents Created by Wlz )(3462s in )(1213 2c os NNT NNP ?? ?? ?? (55) 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。 圖 51 柱塞受力分析 作用在柱塞上的力有： (1)柱塞底部的液壓力 bP Settings of My Documents Created by Wlz 柱塞位于排油區(qū)時(shí)，作用于柱塞底部的軸向液壓力 bP 為 )(125604 m a x2 Npdp xt ?? ? (51) 式中 maxP — 泵最大工作壓力。單個(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，半周吸油﹑一周排油。例如，機(jī)床、運(yùn)輸機(jī)械等液壓系統(tǒng)。此時(shí)，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤(pán)傾角穩(wěn)定，泵輸出流量為恒定值。 圖 212恒流量變量機(jī)構(gòu)原理及特征 圖中恒流量變量機(jī)構(gòu)由帶有節(jié)流閥的雙邊控制閥 (恒流量閥 )和差動(dòng)變量缸組成。因此，只能用一段折線 (一根彈簧 )或二段折錢(qián) (二根彈簧 )來(lái)近似替代雙曲線。利用液壓力與彈簧力平衡的關(guān)系控制變量活塞，改變斜盤(pán)傾角。 (3)恒功率變量機(jī)構(gòu) 恒功率變量機(jī)構(gòu)是根據(jù)泵出口壓力調(diào)節(jié)輸出流量，使泵輸出流量與壓力的乘積近似保持不變，即原動(dòng)機(jī)輸出功率大致保持恒定。 這種利用機(jī)械位置反饋的伺服變量機(jī)構(gòu)減少了變量控制力，大大提高了變量的性能和精度。由于 B腔面積大于 A腔，變量活塞在液壓力作用下向右移動(dòng)，推動(dòng)斜盤(pán)傾斜角減小，流量隨之減少。 圖 211 手動(dòng)伺服變量 機(jī)構(gòu) 圖中伺服變量機(jī)構(gòu)由雙邊控制閥和差動(dòng)變量缸組成。 Settings of My Documents Created by Wlz 圖 210手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)原理及特征 圖中表明手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)雙向變量。并予以比較選擇。例如，圖 29(a)所示，手動(dòng)變量機(jī)構(gòu)采用杠桿或采用手輪轉(zhuǎn)動(dòng)絲杠，帶動(dòng)斜盤(pán)改變傾斜角，如果用可逆電機(jī)旋轉(zhuǎn)絲杠可實(shí)現(xiàn)電動(dòng)變量。變量機(jī)構(gòu)的型式很多，按照控制方式，可分為手動(dòng)式、機(jī)動(dòng)式、電動(dòng)式、液動(dòng)式、電液比例控制式等。因此，hD 取橢圓長(zhǎng)﹑短軸的平均值較合理，即 )(61c os2 m a x mmRfRbaD fk ????? ? 從圖 28中可以看出回程盤(pán)上安裝孔中心 O 與長(zhǎng)﹑短軸端點(diǎn) A或 B的最大偏心距相等，且為max12e，因而 mmRRRfe ff 22)c os(c os2m a xm a xm a x???? ?? (212) 為了允許滑靴在任一方向偏離max12e，而不與回程盤(pán)干涉，回程盤(pán)的安裝孔徑應(yīng)比滑靴徑部直徑 d 大 maxe 。盤(pán)上 hd 為滑靴安裝孔徑， hD 為滑靴安裝孔分布圓直徑。 固定間隙式回程結(jié)構(gòu)使用于帶滑靴的柱塞。 Settings of My Documents Created by Wlz 圖 27缸體結(jié)構(gòu)尺寸 缸體強(qiáng)度可按厚壁筒驗(yàn)算 ][/(1421256 0 222212221 ?? ?????? ）cmk gfDD DDp b (210) 式中 1D— 筒外徑，且 ?21 ?? ZdD =100mm。 通油孔面積近似計(jì)算如下 (如圖 26所示 )。 根據(jù)估 算： )(1034 2mmF ? 配油盤(pán)比壓 p 為 Settings of My Documents Created by Wlz ? ?ppaF RRKBF ppp ty ??????? 284)(2 5 (29) 式中 yp? — 配油盤(pán)剩余壓緊力； tp — 中心彈簧壓緊力； ??p — 根據(jù)資料取 300pa； 在配油盤(pán)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(guò)大而磨損，應(yīng)驗(yàn)算 pv值，即 ? ?ppv pv pv?? 式中 pv — 平均切線速度， pv =42 ()DDn? ?。 ( 28) 聯(lián)立解上述方程，即可確定配油盤(pán)封油帶尺寸： mmRmmRmmRmmR 17,27,3250 4321 ???? ， (3)驗(yàn)算比壓 p、比功 pv 為使配油盤(pán)的接觸應(yīng)力盡可能減小和使缸體與配油盤(pán)之間保持液體摩擦，配油盤(pán)應(yīng)有足夠的支承面積。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時(shí)，腔內(nèi)壓力能平緩過(guò)渡從而避免壓力沖擊。 (1)過(guò)渡區(qū)設(shè)計(jì) 為使配油盤(pán)吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數(shù)配油盤(pán)采用過(guò)渡角 1a 大于柱塞腔通油孔包角 0a 的結(jié)構(gòu)，稱(chēng)正重迭型配油盤(pán)。 2)油池直徑 1D 初步計(jì)算時(shí)，可設(shè)定 12 DD ??，這里取 . mmDD 21 ??? 3)中心孔 0d ﹑ 0d? 及長(zhǎng)度 0l 如果用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔 0d 和 0d? 可以不起節(jié)流作用。從而 實(shí)現(xiàn)滑靴油膜的靜壓支承。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是目前常用的一種型式。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。 ( 26) 設(shè)剩余壓緊力 y y fp p p? ? ? ，則壓緊系數(shù) 0 .0 5 0 .1 5yypp? ?? ? ?，這里取 。靜壓油池壓力 1p 與柱塞底部壓力 bp 相等，即 1p = bp 將上式代入式 2 2112221ln2( ) c oszbRdpRp R R ?? ?中，可得滑靴分離力為 )(3ln2)(1221221 NpRRRRpb ??? ? 這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需Settings of My Documents Created by Wlz 要。同時(shí)在鋼表面噴鍍適當(dāng)厚度的軟金屬來(lái)減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時(shí)油液對(duì)銅材料的腐蝕作用。其比壓應(yīng)控制在摩擦副材料允許的范圍內(nèi)。 4)柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開(kāi)有環(huán)行均壓槽，起均衡側(cè)向力﹑改善潤(rùn)滑條件和存儲(chǔ)贓物的作用。 因此，柱塞名義長(zhǎng)度 l 應(yīng)滿足： 0 max minl l s l? ? ? 式中 maxs — 柱塞最大行程； minl — 柱塞最小外伸長(zhǎng)度，一般取 mmdl Z in ?? 。 ( 21) 式中 γ — 斜盤(pán)最大傾角，取γ =20176。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑 Zd 所占的弧長(zhǎng)約為分布圓周長(zhǎng) fD? 的 75%，即 ZfZdD? ? 由此可得 9 3 . 8 20 .