挖掘機(jī)工作裝置研究及液壓泵設(shè)計(jì)【反鏟工作裝置】【直軸式軸向柱塞泵的設(shè)計(jì)】
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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(gè)柱塞隨缸體旋轉(zhuǎn)一周時(shí),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(jiǎn)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(shí),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(duì)缸體往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)時(shí),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(shí),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(yùn)動(dòng),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(duì)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。考慮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(zhǎng)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(zhǎng)度,即柱塞處于上死點(diǎn)時(shí)的位置。此時(shí),N﹑和可以通過如下方程組求得
式中 —柱塞最小接觸長(zhǎng)度,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=;
—柱塞名義長(zhǎng)度,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)=;
—柱塞重心至球心距離,=- 。
以上雖有三個(gè)方程,但其中也是未知數(shù),需要增加一個(gè)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(zhǎng)度。為簡(jiǎn)化計(jì)算,力矩方程中離心力相對(duì)很小可以忽略,得
將式代入可得
計(jì)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(shí),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(shí)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(shí),封油帶上將保持一層穩(wěn)定的油膜,形成靜壓油墊。下面對(duì)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(dòng)可知,油液經(jīng)滑靴封油帶環(huán)縫流動(dòng)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(diǎn)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(duì)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(jì)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(shí),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(dòng)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(jiǎn)圖。
液壓泵工作時(shí),高速旋轉(zhuǎn)的缸體與配油盤之間作用有一對(duì)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(duì)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(tái)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(duì)于奇數(shù)柱塞泵,
當(dāng)有12(Z+1)個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí),壓緊力FY1=12Z+1π4dz2P=24150(N)
當(dāng)有12(Z-1)個(gè)柱塞處于排油區(qū)時(shí),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(duì)缸體的分離力FL3。
對(duì)于奇數(shù)泵,在缸體旋轉(zhuǎn)過程中,每一瞬時(shí)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(shí)際包角比配油盤油窗包角φ有所擴(kuò)大,
當(dāng)有12(Z+1)個(gè)柱塞排油時(shí),封油帶實(shí)際包角φ1=12Z-1a+a0
當(dāng)有12(Z-1)個(gè)柱塞排油時(shí),封油帶實(shí)際包角φ2=12Z-3a+a0
平均有Z2個(gè)柱塞排油時(shí),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(duì)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(duì)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
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直軸式軸向柱塞泵的設(shè)計(jì)
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