挖掘機(jī)工作裝置研究及液壓泵設(shè)計【反鏟工作裝置】【直軸式軸向柱塞泵的設(shè)計】,反鏟工作裝置,直軸式軸向柱塞泵的設(shè)計,挖掘機(jī)工作裝置研究及液壓泵設(shè)計【反鏟工作裝置】【直軸式軸向柱塞泵的設(shè)計】,挖掘機(jī),工作,裝置,研究,鉆研,液壓泵,設(shè)計,直軸式,軸向,柱塞 第八章 直軸式軸向柱塞泵關(guān)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(zhuǎn)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(fù)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(zhì)量。 慣性力方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉(zhuǎn)角a按余弦規(guī)律變化。當(dāng)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(zhì)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(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。 （5）柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應(yīng)力和 該力是接觸應(yīng)力和產(chǎn)生的合力?？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。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力引起的接觸應(yīng)力和可以看成是連續(xù)直線分布的應(yīng)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=0.05～0.12，這里取0.1。 分析柱塞受力，應(yīng)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(dāng)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(jìn)行分析。 (1)分離力 圖8.2為柱塞結(jié)構(gòu)與分離力分布圖。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q的表達(dá)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(jié)構(gòu)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(dāng)滑靴受力平衡時，應(yīng)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(zhì)量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉(zhuǎn)的切向力等。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。 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(gòu)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(zhuǎn)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(gòu)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(dāng)有12(Z+1)個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力FY1=12Z+1π4dz2P=24150（N） 當(dāng)有12(Z-1)個柱塞處于排油區(qū)時，壓緊力FY2=12Z-1π4dz2P=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(zhuǎn)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φ有所擴(kuò)大， 當(dāng)有12(Z+1)個柱塞排油時，封油帶實際包角φ1=12Z-1a+a0 當(dāng)有12(Z-1)個柱塞排油時，封油帶實際包角φ2=12Z-3a+a0 平均有Z2個柱塞排油時，平均包角φ=φ1+φ22 式中 a----------柱塞間距角，a=2πZ=2π9； a0----------柱塞腔通油孔包角，這里取a0=2π9。 外封油帶分離力FL1=φ(R42-R32)4lnR4R3P-φ2R32P=3.4(N) 內(nèi)封油帶分離力FL2=φ(R22-R12)4lnR2R1P+φ2R12P=5.2(N) 排油窗分離力FL3=φ2（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(jī)構(gòu)改變斜盤傾斜角的大小來改變輸出流量。圖8.4為斜盤轉(zhuǎn)軸偏心結(jié)構(gòu)。 下面就以偏心結(jié)構(gòu)為例分析斜盤所受的各力矩。對于無偏心的結(jié)構(gòu)只要令a或b為零，推導(dǎo)出的公式仍然適用。 圖 8.4斜盤轉(zhuǎn)軸偏心結(jié)構(gòu) 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(fù)。本文采用帶卸荷槽非對稱正重迭型配油盤，設(shè)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(jié)構(gòu) 回程盤中心預(yù)壓彈簧力矩