【正文】 離心力作用下產(chǎn)生傾斜，造成滑靴偏磨和斜盤掛銅。 滑靴和斜盤間的燒傷原因分析斜盤泵的滑靴和柱塞之間，也是一對高速運(yùn)動的摩擦副，斜盤上也會出現(xiàn)掛銅和燒傷，使泵喪失功能，通常斜盤燒傷的原因有： 滑靴底面外圈偏磨引起斜盤掛銅。滑靴和斜盤相接觸的平面。與柱塞球頭的接觸面積不小于70%。為防止油液中污粒堵塞節(jié)流器，節(jié)流器孔徑應(yīng)。采用滑靴—中心孔為薄壁孔節(jié)流，受粘度系數(shù)的影響，油溫對節(jié)流效果影響較大，油膜穩(wěn)定性也要差些。有： (518)整理后可得節(jié)流孔尺寸： (519)代入數(shù)據(jù)得： 求得： 以上提供了設(shè)計(jì)節(jié)流器的方法。把上式代入式中 ——底部油腔壓力（）?？傻茫? (515)又整理后可得節(jié)流管尺寸為： (516)代入數(shù)據(jù)得： 求得= （b） 節(jié)流器采用節(jié)流孔時，常以滑靴中心孔作為節(jié)流裝置，如圖56所示。把式（514）代入滑靴泄漏量公式式中 ——底部油腔壓力（）。節(jié)流器有以下兩種型式： 圖57 滑靴外徑的確定（a） 節(jié)流器采用節(jié)流管時，常以柱塞中心孔作為節(jié)流裝置，如圖56所示。 如果采用靜壓支承或最小功率損失法設(shè)計(jì)滑靴，則要求中心孔 （或）對油液有較大的阻尼作用，并選擇最佳油膜厚度。用剩余壓緊力法設(shè)計(jì)滑靴，中心孔和可以不起節(jié)流作用。3） 滑靴底部的總推力 (511) 計(jì)算滑靴的平衡系數(shù)： (512)，所以滿足推薦值。d=20，所以取，2） 推薦取，其中直徑較大的滑靴取最小值，直徑較小的滑靴取最大值。圖561） 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，選取。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)力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命?；バ孤┝可伲莘e效率教高。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等。剩余壓緊力設(shè)計(jì)法的主要特點(diǎn)是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。剩余壓緊力設(shè)計(jì)法的實(shí)質(zhì)是將柱塞缸中的壓力油直接（沒有阻尼）引入滑靴底部，使滑靴底部的液壓推力平衡液體壓力對柱塞軸向力的95%左右，剩余5%左右的壓緊力使滑靴始終壓向斜盤而不脫開。由文獻(xiàn)[5]知最佳油膜厚度為： (510)式中 u——圓盤中心相對于支承面的滑動速度（cm/s）； ——節(jié)流器壓降系數(shù)（無因次）； ——油的動力粘度（）； ——供油壓力（）； ——支承密封面的內(nèi)、外徑（cm）。反之，油膜厚度減小，漏損功率損失減小，而摩擦功率損失增加。靜壓支承的功率損失包括漏損功率損失和摩擦力功率損失。如果把單位油膜厚度變化所引起的壓降系數(shù)的變化稱為油膜壓力反饋剛度,則： (58)的物理意義是：油膜厚度變化一單位距離，所能承擔(dān)的外負(fù)載變化量。 式中 ——阻尼孔直徑（cm）； ——阻尼孔長度（cm）； ——供液壓力()； ——通過阻尼孔后的壓力，即圓盤底部油腔壓力（）； ——油的動力粘度（）。為了達(dá)到完全靜壓支承，并使該支承功率損失最小，還應(yīng)滿足以下條件：1） 力平衡條件：外載荷等于圓盤底部總推力，即 (55)2） 流量連續(xù)性方程：圓盤底部間隙的漏損量等于通過阻尼孔的流量，即 (56)其中式中 ——底部油腔壓力（）。這種h和的自動調(diào)節(jié)過程稱為油膜的壓力反饋，可用圖55所示的方框圖表示?；ズ托北P之間的運(yùn)動副平衡設(shè)計(jì)良好，將有利于改善泵的性能，防止運(yùn)動副的燒傷，提高泵的壽命。一是柱塞底部液壓力把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力；另一是由滑靴面油池產(chǎn)生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。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(jì)中予以注意。圖53 滑靴結(jié)構(gòu)及分離力分布如圖53，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： (51)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 (52)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： 即 (53)將上式代入式中，得泄漏量為 (54) 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。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。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)縫流動的泄漏量的表達(dá)式為： 若，則 式中 ——為封油帶油膜厚度。但這一自旋可以改善滑靴底部的潤滑，對減小摩擦、改善磨損和提高效率均有利。圖52 滑靴受力分析滑靴在旋轉(zhuǎn)過程中，由于離心力的作用，滑靴對于斜盤產(chǎn)生的壓緊力將偏離滑靴的軸線。為了減小剩余壓緊力對滑靴底面的比壓，并防止由于壓力沖擊而引起滑靴底面沉凹的變形（這種變形引起松靴），常常在滑靴的密封帶內(nèi)側(cè)加上一個或幾個內(nèi)輔助支承環(huán)帶（圖52），為了不影響滑靴的支承力，并使密封帶內(nèi)側(cè)壓力迅速伸展，內(nèi)輔助支承面在圓周上是斷開的。為了防止由于傾斜而引起密封帶出現(xiàn)偏磨，所以往往在密封帶外面加上一道斷開的外輔助支承面環(huán)帶（圖52）。圖中（c）所示的滑靴在支承面上開設(shè)了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。圖中（b）所式滑靴增加了內(nèi)﹑外輔助支承面。圖51滑靴結(jié)構(gòu)型式分析： 圖中（a）所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面。這種結(jié)構(gòu)能適應(yīng)高壓力和高轉(zhuǎn)速的需要?；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)柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經(jīng)滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。因此，目前許多高壓柱塞泵中的柱塞不開設(shè)均壓槽。均壓槽的尺寸常?。荷頷=～；間距t=2～10mm。圖46 柱塞尺寸圖為使柱塞在排油結(jié)束時圓柱面能完全進(jìn)入柱塞腔，應(yīng)使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，一般取，這里取。對于軸向柱塞泵，其值如表41所示. Z7911m表41當(dāng)泵的理論流量和轉(zhuǎn)速根據(jù)使用工況條件選定之后，根據(jù)流量公式可得柱塞直徑為： (417)由上式計(jì)算出的數(shù)值要圓整化，并應(yīng)按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)選取標(biāo)準(zhǔn)直徑,應(yīng)選取20mm.柱塞直徑確定后，應(yīng)從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即： (418)② 柱塞名義長度l由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應(yīng)保證有最小留孔長度，一般?。? 因此，柱塞名義長度應(yīng)滿足： 式中 ——柱塞最大行程； ——柱塞最小外伸長度，一般取。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長約為分布圓周長的75%，即： (416)由此可得 式中 ——為結(jié)構(gòu)參數(shù)。此設(shè)計(jì)選擇9個柱塞。本設(shè)計(jì)選擇圖44（c）的結(jié)構(gòu)型式。剩余無效容積也沒有增加。航空液壓泵通常采用圖45所式的封閉壁結(jié)構(gòu)。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調(diào)節(jié)過程的動態(tài)品質(zhì)?？招闹麅?nèi)還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區(qū)復(fù)位。 （a） ( b ) ( c ) 圖44 柱塞結(jié)構(gòu)型式 圖45 封閉薄壁柱塞從圖44可見，三種型式的柱塞大多做成空心結(jié)構(gòu)，以減輕柱塞重量，減小柱塞運(yùn)動時的慣性力。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當(dāng)于普通滑動軸承，其值必須限制在規(guī)定的范圍內(nèi)。柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞球窩中心擺動。這種點(diǎn)接觸式柱塞在早期泵中可見，現(xiàn)在很少有應(yīng)用。這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點(diǎn)接觸，其零件簡單，加工方便。 (415) 柱塞設(shè)計(jì) 柱塞結(jié)構(gòu)型式軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據(jù)相似原理有： 又有 所以 (412)將式（412）代入求解接觸長度。此時，N﹑和可以通過如下方程組求得： 式中 ——柱塞最小接觸長度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=，這里取==40mm； ——柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=，這里取==70mm； ——柱塞重心至球心距離，=。6）摩擦力和柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為： (411)式中 為摩擦系數(shù)，常取=～?？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。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。當(dāng)和時，慣性力最大值為： (48) 3）離心反力柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運(yùn)動，有向心加速度，產(chǎn)生的離心反力通過柱塞質(zhì)量重心并垂直軸線，是徑向力。圖43 滑靴簡圖如圖43所示粗算滑靴的體積： (44) (45) 柱塞和滑靴總質(zhì)量： (46) 柱塞相對缸體往復(fù)直線運(yùn)動時，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力為： (47) 式中 ——為柱塞質(zhì)量。估算柱塞的尺寸如（42）圖所示。 柱塞受力分析圖41是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖. 圖41 柱塞受力分析1）柱塞底部的液壓力柱塞位于排油區(qū)時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為： (41) 式中 ——為泵的輸出壓力。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。 泵的總功率 (323) 注：第4章 柱塞受力分析與設(shè)計(jì)柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。泵的實(shí)際輸入扭矩： (320) 式中 ——泵的機(jī)械效率 泵的功率由文獻(xiàn)[5]知柱塞泵的輸出的液壓功率： （kw） (321)