【正文】 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。 ?帶滑靴的柱塞，柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱為滑靴，可以繞柱塞球頭部中心擺動。 ?線接觸式柱塞，柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞窩中心擺動。根據(jù)柱塞頭部結構，可以有以下三種形式： ?點接觸式柱塞，這種 柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。下面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設計中討論。單個柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時，半周吸油，一周排油。在設計液壓泵和液壓系統(tǒng)時，要考慮采取措施抑制或吸收壓力脈動，避免引起諧振。 泵瞬時流量是一周期脈動函數(shù)。 脈動頻率 當 Z=7，即為奇數(shù)時 ? ?15002 2 7 3 5 060f n Z H z? ? ? ? ? 脈動率 當 Z=7，即為奇數(shù)時 0 .0 2 5 32 4 2 7 4 7tg tgzz? ? ? ?? ??? ? ? ??????? 當 Z為偶數(shù)時 2tgzz??? ?? 利用以上兩式計算值，可以得到以下內(nèi)容： 表 3— 1 脈動率的計算值 Z 5 6 7 8 9 10 11 ? （％） 由以上分析可知： ，流量脈動率下降。 當 0 2???? 時，取0 1 7 1 422ZZ ??? ? ?,由泵的流量公式可得瞬時流量為 c os 22 sin 2t z fzQ F R tgz???? ????????? 當 2? ????時，流量脈動取0 12ZZ ??,同樣由泵的流量公式可得瞬時流量為 3c os22 sin 2t z fzQ F R tgz???? ????????? 當 0?? 、 2? 、 ? 、 時，可得瞬時流量的最小值為 3m i n 1 1024t Z fQ F R tg c tg ??? ?? ? ? 11 而當4???、 34?、 54?、 時，可得瞬時流量的最大值為 3m a x 1 c s c 1 024t z fQ F R tg ??? ?? ? ? ? 油泵的平均流量 tavgQ 可按下式計算： 232 1 04t a v g fQ n d R Z tg? ? ?? ? ? ? 級數(shù)柱塞泵瞬時流量規(guī)律見圖 3— 4 我們常用脈動 率 ? 和脈動頻率 f來表示瞬時流量脈動品質(zhì)。 泵柱塞數(shù)為 7，柱塞角距為 22 ??? ???，位于排油區(qū)的柱塞數(shù)為 0Z ，那么參與排油的各柱塞瞬時流量為 1 sint Z fQ F R tg? ? ?? ? ?2 sint z fQ F R tg q? ? ??? ? ?3 sin 2t z fQ F R tg q?? 10 ? ?0 1t Z fQ F R tg z? ? ? ?? ? ????? 泵的瞬時流量為 1 2 7t t t tQ Q Q Q? ? ? ? ? ?01 s in 1Zzf tF R tg i? ? ? ??? ? ?????? 11 c os2 2 4sin 4zfF R t g??? ? ?? ??? ? ????? 由以上可以看出，泵的瞬時流量與缸體轉(zhuǎn)角 a有關，也與柱塞數(shù)有關。橢圓的長，短軸分別為 9 長軸 ? ?22 5 3 .2c o s fRb m m??? 短軸 ? ?2 2 50fa R m m?? 設柱塞在缸體平面上 A點坐標為 sinfxR ?? cosfyR ?? 如果用極坐標表示則為 矢徑 2 2 2 2 21 c o shfR x y R tg ??? ? ? ? 極角 ? ?2 2 50fa R m m?? 滑靴在斜盤平面 xoy??? 內(nèi)的運動角速度 h? 為 2 2 2c o sc o s c o s s inh tdd ? ??? ? ? ??? ? 由上式可見，滑靴在斜盤平面內(nèi)是不等角速度運動，當 2??? 或 32? 時， h? 最大（在短軸位置）為 ? ?m a x1500 260167 /c os c os 20h rad s??? ? ?? ? ? 當 0?? 或 ? 時， h? 最小（在長軸位置）為 ? ?m i n 1500c o s 2 c o s 2 0 1 4 7 . 6 /60h r a d s? ? ? ?? ? ? ? ? 由結構可知，滑靴中心繞 o? 點旋轉(zhuǎn)一周的時間等于缸體旋轉(zhuǎn)一周的時間。 圖 3— 2 柱塞運動特征圖 滑靴運動分析 研究滑靴的運動，主要是分析它相對斜盤平面的運動規(guī)律，即滑靴中心在斜盤平面xoy 內(nèi)的運動規(guī)律，如圖 3— 3所示。或 180176。時， sin 1??? ，可得最大運動速度 maxV 為 ? ?m a x 15002 5 2 3 . 1 4 2 0 1 4 2 8 . 6 /60fu R tg tg m m s??? ? ? ? ? ? ? 式中 ? 為缸體旋轉(zhuǎn)角速度， t??? 。若斜盤傾斜角為 ? ， 柱塞分布圓半徑fR ，缸體或柱塞旋轉(zhuǎn)角為 ? ， 并以柱塞腔 容積最大時的上死點位置為 0176。即分析柱塞與缸體做相對運動時的行程、速度和加速度，這種分析是研究泵流量品質(zhì)和主要零件受力狀況的基礎。此外，柱塞還可能有由于摩擦而產(chǎn)生的相對缸體繞其自身軸線的自傳運動，此運 動使柱塞的磨損和潤滑趨于均勻，是有利的。 3 直軸式軸向柱塞泵運動學及流量品質(zhì)分析 泵在一定斜盤傾角下工作時，柱塞一方面與缸體一起旋轉(zhuǎn)，沿缸體平面做圓周運動，另一方面又相對缸體做往復直線運動。 功率與效率 不計各種損失時，泵的理論功率 tbN 2tb b tb ghN p Q nM??? ? ?615002 3 . 1 4 0 . 0 4 7 1 0 7 3 7 960tbN k w? ? ? ? ? ? 泵的實際輸入功率 brN 為 12br gb bmN nM? ?? ? ?61 5 0 0 12 3 . 1 4 0 . 0 4 3 1 0 7 4 1 96 0 0 . 9 1brN k w? ? ? ? ? ? ? 定義泵的總效率 ? 為輸出功率 bcN 與輸入功率 brN 之比，即 0 .9 5 0 .9 1 0 .8 6tbv b mbrNN? ? ?? ? ? ? ? 上式表明，泵總效率為容積效率與機械效率之積。泵的機械效率定義為實際輸出扭矩 gbM 與理論扭矩 tbM 之比，即 660 . 0 4 3 1 0 0 . 9 10 . 0 4 7 1 0gbbm tbMM? ?? ? ?? 軸向柱塞泵的機械效率 bm?? ～ 。 222?? 扭 矩與機械效率 6 不計摩擦損失時泵的理論扭矩 tbM 為 ? ?6 61 2 0 . 0 2 4 6 1 0 0 . 0 4 7 1 0 /2 2 3 . 1 4btb pqM N m? ??? ? ? ?? 式中 bp 為泵吸、排油腔壓力差。相同結構型式的系列泵中，排量越大，做功能力也越大。即 4 4 16 24 .64fR d m m? ? ? ? 將柱塞分布圓半徑進行圓整取 25fR mm? 。 柱塞數(shù) Z，由泵的結構與流量脈動率 ? 來決定，因為是非通軸式所以一般取 Z=7。要想改變泵輸出流量的方向和大小，可以通過改變斜盤傾斜角 ? 來實現(xiàn)。 133000 2 4 .6 1 4 5 .460 pC? ? ? 所以主參數(shù)排量符合設計要求。本文中取 ?? = 。 圖 2— 1 軸向柱塞泵的工作原理 1— 缸體 2— 配油盤 3— 柱塞 4— 斜盤 5— 傳動軸 6— 彈簧 直軸式軸向柱塞泵主要性 能參數(shù) 給定設計參數(shù) 最大工作壓力 max 40p ? MPa 額定流量 35Q? ml/r 最大流量 max 70Q ? ml/r 額定轉(zhuǎn)速 1500n? r/min 最大轉(zhuǎn)速 max 3000n ? r/min 排量、流量、容積效率與結構參數(shù) 軸向柱塞泵幾何排量 bq 是指缸體旋轉(zhuǎn)一周，全部柱塞腔所排出油油液的容積，即 22m a x ta n44q d Z S d Z D?? ??? 式中 d—— 柱塞直徑； Z—— 柱塞數(shù)； D—— 柱塞分布圓直徑； ? —— 斜盤傾角。在 0～π范圍內(nèi) ,柱塞被斜盤推入缸體 ,使缸孔容積減小 ,通過配油盤的壓油窗口壓油。斜盤軸線與缸體軸線傾斜一角度 ,柱塞靠機械裝置或在低壓油作用下壓緊在斜盤上 (圖中為彈簧 ),配油盤 2和斜盤 4固定不轉(zhuǎn) ,當原 4 動機通過傳動軸使缸體轉(zhuǎn)動時 ,由于斜盤的作用 ,迫使柱塞在缸體內(nèi)作往復運動 ,并通過配油盤的配油窗口進行吸油和壓油。軸向柱塞泵有兩種形式 ,直軸式 (斜盤式 )和斜軸式 (擺缸式 ),如圖21 所示為直軸式軸向柱塞泵的工作原理 ,這種泵主體由缸體 配油盤 柱塞 3 和斜盤 4 組成。 軸向柱塞泵在發(fā)展中，基本結構保持了穩(wěn)定，高速高壓以及良好的控制方法是其發(fā)展的方向。由于柱塞泵的流量、壓力脈動相當復雜，涉及若干幾何因素和非幾何因素，至今還沒有人能夠定性地、更沒有人定量地給出哪些幾何因素和非幾何因素在軸向柱塞泵的流量、壓力中所起的作用和地位。作者通過計算和實驗，得到了此間隙的最優(yōu)化處理模式。實驗結果指出實驗系統(tǒng)與有真正磨損的柱塞泵相比，其流壁脈動、壓力脈動相當一致，這就為進一步的深入研究提供了一定的數(shù)據(jù)依據(jù)。英國密蘇里大學哥倫比亞分校的 Noah ，著重考慮了柱塞和缸體間各種磨損所帶來的泄漏及泵在預升壓過渡區(qū)的油液倒灌，得到了七 、八、九柱塞泵的實際流量與理論流量的比較圖，結果顯示：泵的實際流量脈動遠遠大于理論脈動，且偶數(shù)泵在數(shù)據(jù)顯示上好于奇數(shù)泵。中國礦業(yè)大學的劉利國則考慮配油盤實際幾何參數(shù)，根據(jù)柱塞實際排液狀況，得出八柱塞泵流量脈動和七柱塞泵流量脈動相差不大的結論。 安徽理工大學的許賢良教授從幾何角度分析了配流結構與流量脈動之間的關系，提出了偶數(shù)柱塞的流量特性及流量脈動是由 ? (兩相鄰柱塞間夾角 )、 f? ， (缸孔腰形角）、p? （配油 盤腰形角 )的組合確定的。 蘭州理工大學的尹文波主要從幾何因數(shù)，即配油盤的結構對實際流量的影響進行分析和仿真，指出軸向柱塞泵瞬時流量脈動系數(shù)比工作介質(zhì)不可壓縮時大一個數(shù)量 級，且與柱塞數(shù)的奇偶性無關。并用計算機仿真研究軸向柱塞裂流量脈動與柱塞奇偶數(shù)、阻尼形式及通油比例等影響因素的關系。在對實際流量進行分析仿真時，利用 b— ? 紊流模型和 SIMPLEST算法對水壓軸向柱塞泵配油過程中的流場進行了三維模擬，揭示了流量變 化及柱塞腔和配流窗口中的流速分布規(guī)律，并指出轉(zhuǎn)速和負載壓力對水壓軸向柱塞泵的流量脈動有較大影響。 蘭州理工大學的那焱青針對軸向柱塞泵的流量脈 動是工程噪聲控制的主要因素之一，找出了軸向柱塞泵瞬時流量的影響因素，并運用計算機仿真分析給出了減小流量不均勻系數(shù)的方法。他主要從配油盤的結構上對流量脈動進行了全面的分析研究。 目前，國內(nèi)對軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數(shù)研究較多的是甘肅工業(yè)大學的那成烈教授和安徽理工大學的許賢良教授，他們以各自不同的角度對軸向柱塞泵的實際流量及脈動系數(shù)進行了較深入的研究。鄒駿則在九柱塞泵的基礎上，設計并制造出一個八柱塞泵，對八、九柱塞泵作了仿真分析及實驗對比，認為八柱塞泵的總體性能優(yōu)于九柱塞泵。葉敏則考慮配油盤的偏轉(zhuǎn)安裝，并對傳統(tǒng)公式進行了修正，已看不出奇數(shù)泵的流量脈動遠遠小于偶數(shù)泵。 就軸向柱塞泵柱塞數(shù)的奇偶 選擇問題，中國學者王意在 1982年提出了“偶數(shù)泵可以和奇數(shù)泵工作一樣好”的觀點，并在 1984年，選擇九柱塞泵與他設計的八柱塞泵進行流量脈動對比測試，實驗表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。近年來，隨著我國經(jīng)濟的騰飛，在工業(yè)現(xiàn)代化和大規(guī)模城市化進程中，工程機械、塑料機械、冶金、機床和農(nóng)業(yè)機械等領域?qū)S向柱塞泵 /馬達的需求十分旺盛，因此提高我國軸向柱塞泵 /馬達的性 能顯得十分迫切，對軸向柱塞泵 /馬達技術革新的要求也十分緊迫！縱覽國內(nèi)外軸向柱塞泵 /馬達技術的發(fā)展演變對認識軸向柱塞泵/馬達的發(fā)展趨勢和加快我國軸向柱塞泵 /馬達技術的發(fā)展都有著重要的指導意義和現(xiàn)實意義。 近年來，隨著材料、制造、電子 等技術的發(fā)展，軸向柱塞泵 /馬達的新技術層出不窮，例如荷蘭 Innas 公司開發(fā)的 Float Cup 結構軸向柱塞泵，丹麥的 SaurDanfoss 公司為工程機械量身定做的