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1 附录 2 英文资料 is on to be to to to to is is a of a of a of in of of so do to of to to do of a by of a e of of of to of My in of 2003 0,000 My 2 500r/100is a to uk to 0000r/5000kW in Of of of 0003000r/00HP 0,000 500000 is a in at an as as of in a of as of as it is on of of as a to is is a is to of 3 of 1、 A be of as a to or an 2、 A on it is 3、 a 4、 to be to a 5、 A up 60 80 20 of of 6、 A to in a At or in th th 2 is to of ,000 4 of 00 00 of be Is of to 50 in % to A on of is in as is in of to is is 1、 to a of on of to of as of a 5 in 1 of a (a (in of in is of (1) (2) is a (3) a (4) In to be as a on th of a C 500r/000r/75kW 100of in in To in or of or to so a - 2、 of a is 785r/000r/200My 6 in is by of is ST it is - of of un in in to of in s of 483r/023115of by 3、 of a 78a to of of to by in be is to of On to of 7 is is of a in is a It is or To of to or of to to or on of as of In of is it a en be in of 30. 8 翻译 流体传动包括气体 (压 )传动和液体传动，液体传动分为液压传动、液力传动和液粘传动。液压传动基于帕卡定律，以液体的压能来传递动力；液力传动基于欧拉方程，以液体动量短的变化来传递动力；液粘传动基于牛顿内摩擦定律，以液体的粘性来传递动力。 液力传动的基本元件是液力偶合器和液力变矩器。液 力偶合器的基本构件是具有若干径向平面叶片的、构成工作腔的泵轮和涡轮。液力传动油在工作腔里高速循环流动传递动力，油液随从泵轮做牵连运动的同时因受离心力作用而做离心运动，从泵轮 (及输入轴 )吸收机械能并转化为动量矩 (量，高速液流从泵轮冲入涡轮做向心流动释放动量矩，推动涡轮 (及输出轴 )旋转，带动工作机 (及负载 )做功。液力变矩器的基本构件是泵轮、涡轮和导轮，它们均是具有空间 (弯曲 )叶片的工作轮，按相关顺序排列构成工作腔。液力传动油在工作腔中被泵轮涡轮搅动，使液流获得动量矩增量，经过导轮调转液流方向后冲入涡轮 ，释放动量矩 (动能 )推动涡轮带动工作机旋转做功。 我国液力元件近年发展较快， 2003 年液力偶合器的全国年产量约 7 万台。广泛应用于带式输送机、刮板输送机、球磨机、风机、压缩机、水泵和油泵等设备的传动中，提高传动品质并节约能源。当前我国液力偶合器的最高输出转速为6500r/小功率为 大功率为 7100力偶合器的发展趋势是高转速、大功率。 国际上液力偶合器产品以德国福依特公司最为著名，据资料称已有转速达20000r/率达 55000产品，可见我国与之尚有相当大的差距。当然 ，功率大的液力元件对液力传动油的要求较高。液力变矩器主要用于工程机械、石油机械和内燃机车。液力变矩器主要与内燃机匹配应用，其转速范围在 20003000r/程机械应用较多，最大功率 700右，年产量约 7 万台。石油机械应用较少，功率达 1500燃机车应用更少，功率高达 3000 液粘传动是液体传动一门新兴学科，在我国尚处于起步阶段。由于液粘传动产品 (如液粘调速离合器 )与液力传动产品 (如调速型液力偶合器 )虽有本质上的不同，但由于有相似的性能和相同的用途 (调速节能 )，在若干技术活动 (如制订发展规划、标准、技术管理、订货活动等 )中均被视为同一类型，与液力行业有共性，故本文另辟章节介绍其产品结构和传动用油。 一、液力传动油的性能特点及发展 9 液力传动油作为工作介质不仅传递动力，而且还用以润滑轴承和齿轮，同时又是滑差热的载体，带走热量。液力传动油是一个复杂而需专门研究的课题，它直接关系到液力元件的可靠性、传动效率和使用寿命。应引起人们的重视，展开广泛深入的研究。 液力传动油应能满足以下要求： 1、要有适宜的粘度 液体粘度低，表明液体内摩擦小，流动阻力损失小，可减少液力 元件的液力损失；但从润滑密封角度考虑，粘度不能过低。因此应在满足润滑和密封要求前提下，尽量采用粘度低的液体，以提高液力元件传动效率。同时要求液体粘温性要好，以便在高温或低温时仍能保持有效的润滑和密封。 2、要有较大的重度 由于液力元件传递的力矩和功率与工作液体的重度成正比，故液体重度越高越好。 3、性能稳定 不易产生泡沫、老化和沉淀。 4、酸值要低 对密封件应是中性，有良好的相容性，不泡胀，不溶解，对金属无腐蚀作用。 5、要有较高的闪点和较低的凝点 液力元件工作时油温变化幅度很大，有 时可达 160，因此要求闪点要高于180 6、要有良好的润滑性能 液体要有足够的油性，能很好的粘附在零件表面上，起到良好的润滑作用。 目前，国内外液力传动应用的工作液体种类较多，除各种石油基产品外，也有采用清水或其它难燃液体的 (煤矿井下为防引燃爆炸而应用 )。国内液力元件通常采用 6 号液力传动油 (也有用 8 号液力传动油的 )，有时以 22 号汽轮机油替代。 内燃机车有专用油，要求使和寿命不小于 2000 小时，要求新设备装油初次运行100 小时和 500 小时之后进行第一、第二次换油，进行滤清后仍可使用。 属下列情况之一时，需要更换新油： 含水量大于 ； 在 50时的粘度比新油高出 6 厘沲时； 机械杂质 (苯不溶物 )达到 ； 10 出现水溶性酸碱或有高的酸值时； 泡沫过多影响传动功率时。 以上各条对内燃机车专用油以外的液力传动油也有一定的参照价值。 二、国内外液力传动油的品牌对照（略） 三、液粘传动对传动油的要求 液粘传动可按运行中油腊厚度是否变化分为两大类，一类是在运行中油膜厚度始终不变的液粘传动，如硅油风扇离合器油膜厚 度是固定的，运行中变化工作腔中油液充满程度以调节输出转速。另一类是运行中油膜厚度是可变的液粘传动，这类液粘传动产品包括有液粘调速离合器、液粘制动器、液粘测功机、液粘联轴器、液粘调速装置。当前应用较多的是液粘调速离合器、液粘调速装置和硅油风扇离合器。 1、液粘调速离合器与传动油 液粘调速离合器通过其主、从动摩擦片间的若干油膜来传动动力，依靠油液的粘性主动摩擦片“拉着 从动摩擦片同方向旋转，传递力矩与油液粘度、两片间“滑差 成正比，而与油膜厚度 (片间隙 )成反比。主动摩擦片及输入轴与动力机相联，输入转 速可视为常量。从动摩擦片及输出轴与工作机相联，输出转速随控制压力而变化，球状油缸的控制压力大，则片间油膜变薄，则输出转速升高，反之亦然。当控制压力足够大时，主、从动摩擦片粘合，变为直联传动。当控制压力足够时小，主、从动摩擦片脱离，则输出转速为零。在液粘调速离合器转速比从 0 1 变化过程中，片间摩擦状况呈现出液体摩擦 (机械一液体 )混合摩擦 (纯机械的 )边界摩擦。因此液粘调速离合器在调速过程中有分离工况、调速工况和接合工况。 工作液体在液粘传动中的作用是传递动力、冷却散热和润滑，应具有以下性能： (1)有适宜的粘度。 (2)有离好的润滑性能 (油性和极压性 )。 (3)有良好的氧化安定性。 (4)有较高的比热容和较高的热导率。 除上述要求外，工作液体还应具有防锈作用、抗泡沫能力、凝点要低、闪点应高、不易挥发、无毒等。 目前国产液粘调速离合器多采用 8 号液力传动油为工作液体。 11 当前国产液粘调速离合器有 和 ，额定转速多为 1500r/别有3000r/。传递功率最小 75大达 1100 液粘调速离合器同调速型液力偶合器一样，均是在驱动电机的转速向下 调节，且在低速时功率小，效率低。为此在液粘调速离合器的输入前或输出端后加装齿轮传动，以适应与动力机或与工作机的匹配，如此产生了新的装置 液粘调速装置。 2、液粘调速装置 当前生产和应用的有两类不同结构的液粘调速装置，一类是美国费城齿轮公司生产的平行轴液粘调速装置，输入转速 1785r/出转速 5000r/递功率达 5200国山西安太堡煤矿的带式输送机用的是较小规格。其传动油系由美国带来。保定螺旋浆制造厂设计、生产了与之结构相似的产品。另一类是美国道奇 (司的 粘调速装置，它是在园柱齿轮 行星轮系减速器差动轮系的输出端、与输出轴 (连接太阳轮 )并行输出的大齿圈上装有液粘调速离合器 (从动摩擦片固定 )，起动时液粘调速离合器处于分离工况 (空转 )，逐渐加大控制压力，当其传递扭矩与输出轴承受扭矩相等时，输出轴 (带负载 )开始转动，继续增大控制压力直至接合工况，则输出轴承担全部动力的输出。 粘调速装置被称作大型带式输送机的软起动系统，在我国煤矿大型带式输送机上已有应用。 列产品，输入转速 1483r/定减速比为 递功率范围 702 3115列产品由美国供应专用液力传动油。 3、硅油风扇离合器与工作液体 硅油风扇离合器的主、从动盘上各有若干纬向环状叶片，两者的环状叶片相互交替的插入，构成若干园环状间隙 (油膜 )，利用这些间隙中油膜的粘性来传递动力。工作过程中油膜厚度不变，通过改变充油量和油膜受剪切面积的大小来调速。 汽车发动机在适宜温度下才能有较高的燃油效率，过冷过热均不适宜。汽车用的硅油风扇离合器主动盘与发动机相联，从动盘与风扇相联，工作液体为粘度较大的硅油。靠感温器对冷却水箱后方气流温度的感受来控 制充油量。当发动机的冷却水温度低时，则气流温度低，感温器使充油量小，油膜剪切面积小，传动力矩小，则风扇转速低，对发动机的冷却能力低。反之，当发动机冷却水温度高时，则风扇转速高，提高对发动机的冷却效果。这样可使发动经常在最适宜的温度下工作。燃油效率高，噪声小，延长发动机使用寿命。 12 硅油风扇离合器所用硅油是一种合成润滑油，并非由石油提炼得来。它是一些半有机硅的聚合物或共聚物，含有重复的硅氧单元为元机骨干，并沿着聚合链的硅原子上取代烃基，一般不含支链。为了满足规定的性能要求，可用不同的有机取代基或调整 聚合物分子的大小 (即改变其分子量 )，以变化其粘度或获得其它性能。 硅油的物理性能取决于聚合物的分子结构，如分子量、有机基因的类型和数量、支链的位置及长短等。 在油膜厚度不变的液粘传动中使用硅油的主要原因，在于它具有高的粘度、良好的粘温性能和较强的抗剪切能力。 硅油风扇离合器可以应用在各种类型汽车上，目前我国的应用主要是吉普车、北京 130 型等汽车上。生产厂有北京汽车机油泵厂和长春第一汽车制造厂等单位。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 目录 第 1章 绪论 第 2章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数 第 3章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 柱塞运动学分析 柱塞行程 s 柱塞运动速度 v 柱塞运动加速度 a 滑靴运动分析 瞬时流量及脉动品质分析 脉动频率 脉动率 第 4章 柱塞受力分析与设计 柱塞受力分析 柱塞底部的液压力 柱塞惯性力 离心 反力 斜盘反力 N 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力 2 摩擦力 2f 柱塞设计 柱塞结构型式 柱塞结构尺寸设计 柱塞摩擦副比压 p、比功 算 第 5章 滑靴受力分析与设计 滑靴受力分析 分离力 压紧力 力平衡方程式 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 滑靴设计 剩余压紧力法 最小功率损失法 滑靴结构型式与结构尺寸设计 滑靴结构 型式 结构尺寸设计 第 6章 配油盘受力分析与设计 配油盘受力分析 压紧力 分离力 力平横方程式 配油盘设计 过度区设计 配油盘主要尺寸确定 验算比压 p、比功 7章 缸体受力分析与设计 缸体地稳定性 压紧力矩 分离力矩 力矩平衡方程 缸 体径向力矩和径向支承 径向力和径向力矩 缸体径向力支承型式 缸体主要结构尺寸的确定 通油孔分布圆半径 面积 缸体内、外直径 缸体高度 H 结论 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 摘要 斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力 零件之一，滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，比径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。 关键词 斜盘 柱塞泵 滑靴 缸体 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 he a is a in a is a by to of in to of to of up Is a to to to go an is is it of is of to It to in go of in a of a of a to is is is is is to to to to no so 买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 第 1 章 绪论 近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。轴向柱塞泵主要有结构紧凑，单位功率体积小，重量轻，压力高，变量机构布置方便，寿命长等优点，不足之处是对油液的污染敏感，滤油精度要求高，成本高等。轴向柱塞泵分为盘式柱塞泵和阀式柱塞泵，盘式轴向柱塞泵包括斜轴式轴向柱塞泵和斜盘式轴向柱塞泵。 斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构，使柱塞缸体不承受侧向力，所以，缸体对配油盘的倾复可能性小，有利于柱塞副与配油部位工作，另外，允许的倾角大，可是， 结构复杂，工艺性差，需要使用大容量止推轴承，因而高压连续工作时间往往受到限制，成本高。斜盘式轴向柱塞泵，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻等优点，从而使该泵获得了迅速发展，并且由于轴向泵比径向泵结构简单，制造成本低；斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，体积小，重量轻，维修方便；因而斜盘式轴向柱塞泵比较其他泵在技术经济指标上占很大优势，所以，斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展，其发展方向是：扩大使用范围、提 高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声，以适应液压技术不断发展的要求。 斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸体均为圆柱形，加工方便，配合精度高，密封性能好，工作压力高而得到广泛的应用。 轴向柱塞泵有非通轴和通轴两种。非通轴式的径向载荷由缸体外周的大轴承所平衡以限制缸体的倾斜，因此传动轴只传递扭矩，轴径小，由于存在缸体的倾斜力矩，因而制造精度较高，否则易损坏配油盘。但对于通 轴式的传动轴穿过斜盘取消了大轴承，径向载荷由传动轴支撑，并且重量轻、体积小、零件种类少，可以串联辅助泵便于集成化，缸体倾斜力矩由主轴承受，因而转动轴径大。 柱塞是斜盘式轴向柱塞泵的主要受力零件之一；滑靴是目前高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要；配油盘设计的好坏也直接影购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 响泵的效率和寿命。 斜盘式轴向柱塞泵被广泛使用与工程机械、 起重运输、冶金 、航空、 船舶等都种领域，在航空中普遍用于飞机液压系统，操纵系统及航空发动机燃油系统中，使飞机上所用的液压泵中最主要的一种形式，尤其是在煤炭行业的高压 重载液压系统中，更是得到广泛应用。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 第二章 斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变，因而，它们的运动和动力分析就可以用统一的方程式来描述。 斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图（ 2柱塞的头部安装有滑靴，滑靴低面始终贴着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体（ ）存在一倾斜角，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。如果缸体按图示 n 方向旋转，在 180360范围内，柱塞由下死点（对应 180位置）开 始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至死点（对应 0位置）止。在这个过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸入柱塞腔内，这是吸油过程。随着缸体继续旋转，在 0180范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止。在这个过程中柱塞腔， 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 1 2 3 4 56 7 8图 2斜盘式轴向柱塞泵工作原理 刚好与配油盘排油窗相通，油 液通过排油窗排出。这就是排油过程。由此可见，缸体每转一周，各个柱塞有半周吸油，半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。 盘式轴向柱塞泵主要性能参数 量与容积效率 轴向柱塞泵排量部柱塞腔所排出油液的容积，即 m a a x 4不计容积损失时，泵理论流量m a 式中 柱塞外径 z 24 ； 柱塞横截面积 22 ； 塞最大行程 ； Z 柱塞数 取 Z=7； 动轴转速 500 ； 从图可知，柱塞最大行程为 f 231874m a x 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 式中 塞分布圆直径 4； 斜盘倾斜角 取 18 ； 所以，泵的 理论流量是 4500 泵的实际输出流量 2 3 2 11 9 8 21 9 79 5 4 0 0 泵容积效率 %Q泵的机械效率为 %90以，泵的总效率为容积效率与机械效率之积， %87b 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 第三章 斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运 动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成，使柱塞轴线上一点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。 塞运动学分析 柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。即分析柱塞与缸体做相对运动是的行程、速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础。 塞行程 s 下图为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图。若斜盘倾角为，柱塞分布圆半径为体或柱塞旋转角为，并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为 00 ，则对应于任一旋转角时， 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 m a 塞运动分析 co 所以柱塞行程 f )co （ 3 当 =1800时，可得最大行程318372 0m a x 塞运动速度 v 将式（ 3时间微分可得柱塞运动速度 v 为 s f （ 3 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 当 090 及 0270 时， 1 ，可得最大运动加速度m a x 式中 为缸体旋转角速度，t。 塞运动加速度 a 将式（ 3时间微分可得柱塞运动加速度 c o s2 f（ 3 当 00 及 0180 时， 1 ，可得最大运动加速度2022m a x / f 靴运动分析 研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘平面的运动规律，也即滑靴中心在斜盘平面 的运动规律（如图），其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长、短轴分别为 长轴 f 短轴 437222 设柱塞在缸体平 面上 A 点坐标 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 那么 坐标为 如果用极坐标表示则为 矢径 2222 c 极角 )c c o s 滑靴在斜盘平面 的运动角速度k为 222 s s co s 靴在斜盘内是不等角速度运动，当 =2、 23时，k最大（在短轴位置）为 sr a o o s 0m a x 当 0 、 时，k最小（在长轴位置）为 sr a s 0m i n 由结构可知，滑靴中心绕 点旋转一周（ 2 ）的时间等于缸体旋转一周的时间。因此其平均旋转角速度等于缸体角速度，即 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 时流量及脉动品质分析 柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 s 式中 柱塞截面积， 222 Z ）（。 柱塞数为 Z=7,柱塞角距为722 Z，位于排油区地柱塞数为 么参与排油的各个柱塞瞬时流量为 s )s 2 )2s 3 . . )1(s 00 ) 泵的瞬时流量为 0. 01)1(s s s s 0 （ 3 由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角 有关，也与柱塞数有关。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 对于奇数（ Z=7）排油区的柱塞数为 70 42 10 式（ 3知瞬时流量为 c o s ( 当7227 32 10 式（ 3得瞬时流量 3c o s ( 当 0 、Z、Z2、时，可得瞬时流量的最小值为 2 272s i o i o i n当、时，可得瞬时流量的最大值为 i i a x购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 奇数柱塞泵瞬时流量规律见图 /2数柱塞泵 定义脉动率 a x 中由瞬时流量公式在 2周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为 动频率 因为奇数柱塞泵，所以 21000mi n/1500722 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 动率 因为奇数柱塞泵，所以 %2 Z 根据计算值，将脉动率 与柱塞 Z 画成下图的曲线 图 3动率 与柱塞数 由以上分析可知： （ 1）随着柱塞数的增加，无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵 ，流量脉动率都下降。 （ 2）相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率。 第四章 柱塞受力分析与设计 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油、半周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。 塞受力分析 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 图示是带有滑靴的柱塞受力分析简图。 图 4塞受力分析 作用在柱塞上的力有： 塞底部的液压力 用于柱塞底部的轴向液压力22 ）（ 式中 塞惯性力 塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度 a，则柱塞轴向惯性力 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 co s2 式中 惯性力 缸体旋转角按余弦规律变化。当 =00和 1800时，惯性力最大值为 m a x 心反力 塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动，有向心加速度 生的离心反力径向力。其值为 2 盘反力 N 斜盘反力通过柱塞球头 轴向力 P 与作用于柱塞底部的液压力径向力 柱塞受到弯矩 作用，产生接触应力，并使缸体产生倾倒力矩。 塞与柱塞腔壁之间的接触力 2 该力是接触应力 虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞在柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞轴线的径向力 T 和离心力 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 擦力 塞与柱塞腔之间的摩擦力 f )( 21 式中 取 f= f=析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于死点时的位置。此时 N、 0y 0s 1 0z 0c o s 21 00 M 022)3()3( 21222001 ZZ 式中 0l 柱塞最小接触长度 40 ； l 柱塞名义长度 4 ; 解放程组得： 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 118s i )(11s i 8s i s i 00 18s i i s b 式中 )(1)(22222222022220 为结构参数 塞设计 塞结构型式 轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞 有三种型式 ,(1)点接触式柱塞 ,(2)线接触式柱塞 ,(3)带滑靴的柱塞 柱塞头部同样装有一个摆动头 , 称滑靴 ,可绕柱塞球头中心摆动 接触应力小 ,能承受较高的工作压力 沿滑靴平面泄露 ,保持与斜盘之间有一层油膜润滑 ,从而减少了摩擦和磨损 ,使寿命大大提高 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构 ,以减轻柱塞重量 ,减小柱塞运动的惯性 力 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 间隙 ,取得良好的密封效果 使柱塞在吸油区复位 . 塞结构尺寸设计 柱塞分布圆直径 塞直径 柱塞分布圆直径 柱塞数 Z 是互相关联的 在缸体上各柱塞孔直径 占的弧长 约为分布圆周长 75% , 即 75.0此可得 式中 m 随柱塞数 当泵的理论流量根据流量公式可得柱塞直径 94500443 03 柱塞直径 确定后 ,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 即 71 5 0 071824 9 5 0 044 222 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 2. 柱塞名义长度 L 由于柱塞圆球中心作用有很大的 径向力 T,为使柱塞不致被 以及保持有足够的密封长度 ,应保持有最小留孔长度 ,一般取 0 0(0 因为 以 因此 ,柱塞名义长度 l 应满足 : m a x0 式中 柱塞最大行程 ; 柱塞最小外伸长度 ,一般取 . 根据经验数据 ,柱塞名义长度常取 : 0 0 同理 6244) 经验常取 18) 如图 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 图 4塞尺寸图 为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔 ,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 一般取 d 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽 ,起均衡侧向力 ,改善润滑条件和存贮赃物的作用 均压槽的尺寸常取 : ;宽 ; 间距 0102 取 . 实际上 ,由于柱塞受到的径向力很大 ,均压槽的作用并不明显 ,还容易划伤缸体上柱塞孔壁面 塞摩擦副比压 p 、比功 算 取柱塞伸出最长 时的最大接触应力作为计算比压值 ,则 22311m a x /30/2 柱塞相对缸体的最大运动速度 在摩擦副材料允许范围内 , f / 0m a x 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 220311m a xm a x 选用 18料 . 第五章 滑靴受力分析与设计 目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构 而且柱塞底部的高压油液 ,经柱塞 中心孔 0经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中 使滑靴与斜盘之间形成一层薄油膜 ,大大减少了相对运动件间的摩擦损失 ,提高了机械效率 靴受力分析 液压泵工作时 ,作用于滑靴上有一组方向相反的力 称为压紧力一是由滑靴面直径为 油池产生的静压力 二者力图使滑靴与斜盘分离开 ,称为分离力 当紧压力与分离力相平衡时 ,封油带上将保持一层稳定的油膜 ,形成静压油垫 . 离力 图为柱塞结构与分离力分布图 . 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 图 4靴结构及分布力分布 根据流体力学平面圆盘放射流可知 ,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量12213 若 02 p ,则 1213 式中 为封油带油膜厚度 . 封油带上半 径为 r 的任一点压力分布式为 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 1( 2222 若 02 p ,则 1221r 从上式可以看出 由上式可以看出，封油带上压力 随半径增大而呈对数规 律下降。 21121221212 )( 油池静压分离力 1211 总分离力 6622112212221紧力纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 起的，即 s s 0 622 平衡方程式 当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式 P 11221222c o s4 1213 得泄流量为 o o s)(1222263212223）（靴设计 滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法 选用最小功率损失法 最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度，使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损失之和最小，保持最高功率。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 漏功率损失知滑靴在斜盘上的泄漏流量 q ，。若不计吸油区的损失，则滑靴在排油区域的泄漏功率损失为 o o s)(24212263212232）（擦功率损失靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆，为简化计算，近似认为是柱塞分布圆。因此滑靴摩擦功率损失为 ( 2122 式中 F 液体粘性摩擦力， ( 2122 ； u 切线速度， )( 2122 滑靴摩擦（支承）面积； u 液体粘性摩擦应力， 为液体粘性系数， 为油膜厚度。 将 代入上式中可得 2222222122）（购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 靴 总功率损失 N 222122232c o s)(24令 ,0)( o c o 46222421220由上式计算出的油膜厚度，可使滑靴功率损失最小，效率最高。最佳油膜厚度在 范围。 靴结构型式与结构尺寸设计 靴结构型式 滑靴的结构型式如图 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 图 5靴结构型式 关于滑靴的结构，应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨，所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带。这样，即使滑靴出现某些偏磨，也不会破坏滑靴的平衡设计，从而延长了滑靴的寿命。为了减小对滑靴底面的比压，并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形（这种变形引起松靴），常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带，为了不影响滑靴的支承力，并使密封环带内侧压力迅速伸展，内辅助支承面在圆周上是断开的。 为了提高滑靴的拉脱 强度，可以将滑靴的收口部位加厚。滑靴的球面圆柱度和椭圆度不大于 柱塞球头的接触面积不小于 70%。滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造。要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析，否则容易引起疲劳强度损坏。 构尺寸设计 1. 滑靴外径 买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 滑靴在斜盘上的布局，应使倾斜角 0 时，互相之间仍有一定间隙 s，如图 图 5靴外径 选定 滑靴外径 f 一般取 取 2. 油池直径 步计算时，设定 21 3. 中心孔0d、 0以柱塞中心孔 0滑靴结构及分离力分布图所示。根据流体力学细长孔流量 q 为 128 )( 式中 0d、0l 细长管直径、长度； K 修正系数； 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 00641 e 410 )1( 公式 1213 可得 12130140b 整理后可得节流管尺寸为 1 8123040 经多次试算得 式中 为压降系数， 。当 时，油膜具有最大刚度，承载能力最强。为不使封油带过 宽及阻尼管过长，推荐压降系数 。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 从 1 8123040 公式中可以看出，采用节流管的柱塞 式中无粘度系数 ，说明油温对节流效果影响较小，但细长孔的加工工艺性较差，实现起来有困难。 第六章 配油盘受力分析与设计 配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸、排油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命。 油盘受力分析 常用配油盘 简图如下 图 6油盘基本结构 液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而 生的压紧力 油窗口和封油带油膜对缸体的分离力 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 紧力柱塞腔底部台阶面上，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。 对于奇数柱塞泵 )7( Z ，当有 4)1(21 紧力 a 当有 3)1(21 紧力 i ）（平均压紧力 2162221离力 离力有三部分组成。即外封油带分离力 封油带分离力 油窗高压油对缸体的分离力 奇数柱塞泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同，封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘排油窗包角0有所扩大。 当有 4)1(21 油带实际包角 1 为 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 19845511721)1(21 01 ）（ Z 当有 3)1(21 油带实际包角 2 为 14745513721)3(21 02 ）（ Z 平均有2均包角p为 17545512721)2(21)(21 021 ）（ 式中 柱塞间距角 512 Z； 0 柱塞腔通油孔包角 450 1. 外封油带分离力 封油带上泄流量是源流流动，可得 222122211 2 2131 2. 内封油带分离力 封油带上泄流量是汇流流动，可得 32124232 2 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 内封油带泄流量 4332 3. 排油窗分离力 (2 23223 4. 配油盘分离力 Pf 432423212221321 总泄流量 8 2)262143321（考虑到封油带很窄，分离力也可以近似看 成线性分布规律，简化计算： 862222211）（购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 2)(8 24232 ）（ (8 23223 ）（ 2)(