挖掘機工作裝置研究及液壓泵設計【反鏟工作裝置】【直軸式軸向柱塞泵的設計】
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第八章 直軸式軸向柱塞泵關鍵零部件的受力分析8.1柱塞受力分析柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉一周時，半周吸油一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，圖8.1是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。圖 8.1柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：（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 式中泵最大工作壓力。（2）柱塞慣性力柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力為 式中為柱塞和滑靴的總質量。慣性力方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉角a按余弦規(guī)律變化。當和時，慣性力最大值為 （3）離心反力柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度，產(chǎn)生的離心反力通過柱塞質量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為 （5-4）（4）斜盤反力 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 即 軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其它軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產(chǎn)生接觸應力，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力和該力是接觸應力和產(chǎn)生的合力?？紤]到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠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和離心力引起的接觸應力和可以看成是連續(xù)直線分布的應力。（6）摩擦力和柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為 式中 為摩擦系數(shù)，常取=0.050.12，這里取0.1。 分析柱塞受力，應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=； 柱塞名義長度，根據(jù)經(jīng)驗=； 柱塞重心至球心距離，=- 。以上雖有三個方程，但其中也是未知數(shù)，需要增加一個方程才能求解。根據(jù)相似原理有 又有 所以 將式代入求解接觸長度。為簡化計算，力矩方程中離心力相對很小可以忽略，得 將式代入可得 計算得P1=20.1KN，P2=5823（N）將以上兩式代入可得 8.2滑靴受力分析液壓泵工作時，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；另一是由滑靴面直徑為的油池產(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。當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。下面對這組力進行分析。(1)分離力 圖8.2為柱塞結構與分離力分布圖。根據(jù)流體學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的表達式為 若，則 式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為的任儀點壓力分布式為若，則從上式可以看出，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可通過積分求得。圖 8.2滑靴結構及分離力分布如圖8.2，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 計算得Pf=60(KN)(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 (3)力平衡方程式當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式 即 將上式代入式中，得泄漏量為 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，由滑靴質量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉的切向力等。這些力有的使滑靴產(chǎn)生自轉，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。 8.3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，但是功用和基本構造則相同。圖8.3是常用的配油盤簡圖。液壓泵工作時，高速旋轉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；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力。1吸油窗 2排油窗 3過度區(qū) 4減振槽 5內(nèi)封油帶 6外封油帶 7輔助支承面圖 8.3配油盤基本構造（1）壓緊力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，當有12(Z+1)個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力FY1=12Z+14dz2P=24150（N） 當有12(Z-1)個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力FY2=12Z-14dz2P=19320（N）平均壓緊力FY=FY1+FY22=21735(N)（2）分離力分離力由三部分組成。即外封油帶分離力FL1，內(nèi)封油帶分離力FL2，排油窗高壓油對缸體的分離力FL3。 對于奇數(shù)泵，在缸體旋轉過程中，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有所擴大， 當有12(Z+1)個柱塞排油時，封油帶實際包角1=12Z-1a+a0 當有12(Z-1)個柱塞排油時，封油帶實際包角2=12Z-3a+a0 平均有Z2個柱塞排油時，平均包角=1+22式中 a-柱塞間距角，a=2Z=29； a0-柱塞腔通油孔包角，這里取a0=29。外封油帶分離力FL1=(R42-R32)4lnR4R3P-2R32P=3.4(N)內(nèi)封油帶分離力FL2=(R22-R12)4lnR2R1P+2R12P=5.2(N)排油窗分離力FL3=2（R32-R22）P=1.6(N)配油盤總分離力FL=FL1+FL2+FL3=10.2(N)8.4斜盤受力分析直軸式軸向柱塞泵通過泵的變量機構改變斜盤傾斜角的大小來改變輸出流量。圖8.4為斜盤轉軸偏心結構。下面就以偏心結構為例分析斜盤所受的各力矩。對于無偏心的結構只要令a或b為零，推導出的公式仍然適用。圖 8.4斜盤轉軸偏心結構在以下的分析中，規(guī)定使斜盤傾角減小的力矩為正，反之為負。本文采用帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤，設帶卸荷槽的配油盤過渡區(qū)壓力角為，如圖8.5所示，那么 同理可得 =+=350（N.m）圖 8.5 配油盤過渡區(qū)結構回程盤中心預壓彈簧力矩
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反鏟工作裝置
直軸式軸向柱塞泵的設計
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