10SCY14手动变量轴向柱塞泵结构设计
图5-1 柱塞受力分析
作用在柱塞上的力有： 4.1.1柱塞底部的液压力Pb
柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力Pb为 pt??4dxpmax?12560(N) （5-1）
2式中 Pmax—泵最大工作压力。 4.1.2柱塞惯性力PB
柱塞在缸体作往复直线运动时，有直线加速度a，则柱塞轴向惯性力PB表达方式为：
?? PB??mZaGZg2R??tcgos a （5-2） f式中mz﹑Gz为柱塞和滑靴的总质量。
惯性力PB与加速度a的矢量方向相反，其力的大小按缸体旋转角a的余弦值规律变化。当a?0?和180?时，惯性力最大值为
PBmax?GZRf?2tg??243(N) （5-3） g4.1.3离心反力Pt
Pt是径向力，其表达式和计算结果如下：
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Pt?mZat?907(N) （5-4） 4.1.4斜盘反力N
斜盘反力通过柱塞球头中心垂直于斜盘平面，可以分解为轴向力P及径向力T0 即
P?Nco?s?1213(N2) （5-5）
T?Nsin??346(N2)轴向力P等于Pb及其它轴向力相平衡。而径向力T则对主轴形成负载扭矩，使柱塞受到弯矩作用，产生接触应力，并使缸体产生倾倒力矩。 4.1.5柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力p1和p2
该力是接触应力p1和p2产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞腔的径向力T和离心力pf引起的接触应力p1和p2可以看成是连续直线分布的应力。 4.1.6摩擦力P1f和P2f
柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力pf为
(N2) （5-6） Pf?(P1?P2)f?259式中 f为摩擦系数，常取f=0.05～0.12，这里取0.1。
分析柱塞受力，取柱塞处于上死点时的位置。此时，N﹑p1和p2可得：
?y?0
Nsin??p1?p2?pt?0
12?Z?0 Ncos??fp?fp?pb?ps?0
l0?l2?dzdz??l2?M?0,pl?l??pl??fp?fp?ptlt?0 (5-7) ?1?012??2?3?22?3??式中 l0—柱塞最小接触长度，根据经验l0=(1.5-2)d，这里取l0=2d=44mm； l—柱塞名义长度，由经验l=(2.7-3.7)d，这里取l0?3d?189(mm)； l1—柱塞重心至球心距离，lt=l0-l2?44?21?23mm 根据相似原理有
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p1maxl?0l0? （5-8） p2maxl22
1p1m(l) alx?021 p2?pzmalxdz2
2又有 p1?p1(l0?l2)2? 所以 2p2l2p1(l0?l2)2?将式代入Nsin??p1?p2?pt?0求解接触长度l2。为简化计算，力矩方程中2p2l2离心力Pt相对很小可以忽略，得
6ll?4l0?3fdZl0?21mm （5-9） l2?012l?6fdZ?6l0p1(l0?l2)2?将式代入Ncos??fp1?fp2?pb?ps?0可得 2p2l2????1??P1?(Nsin??pt)1?2?(l0?l2)??1 ??lx2??1???(57?103?sin15??122.5)??1???20.1(kN)2.557??2 （5-10）
Nsin??Pt57?103?sin15??122.5P2???5823(N)22(l0?l2)(78?57.6)
?1?1117lx2l0?l2?dzdz??l2?pl?l??pl??fp?fp?ptlt?0可得 将以上两式代入1?012??2?3322???? N?Pb?PB?f?Pt?13(KN) （5-11）
cos??f?sin?式中?为结构参数，且
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2(l0-l2)2(78-57.6)+1+1lx2117==1.78 （5-12） j= (l0-l2)2(78-57.6)2-1-12117lx4.2滑靴受力分析与校核
目前高压柱塞泵普遍已经采用带滑靴的柱塞结构。滑靴不仅增大了与斜盘得接触面、
d?d减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔0和滑靴中心孔0 ，再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由于油液在封油带环缝中流动，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。这种结构能适应高压力和高转速的需要。液压泵工作时，作用于滑靴上有一组方向相反的作用力。下面对这组力进行分析。
图5-4 滑靴结构及分离力分布
图5-4为滑靴结构与分离力，根据流体学平面圆盘放射流动可知，油液经滑靴封油带环缝流动的泄漏量q为：
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q???3(p1?p2)6?lnR2R1 （5-18）
若pz?0，则
q???3p16?lnR2 （5-19）
R1
式中?为封油带油膜厚度。
封油带上半径为r的任仪点压力分布式为
R2pr?(p1?p2)r?P2 （5-20） R2lnR1ln若pz?0，则
R2rpr?p1 R2 （5-21）lnR1ln由上式，封油带上压力变化规律是压力随半径减小而呈对数规律增加。封油带上总的分离力pf可通过积分求得。如图4-4，取微环面2?rdr，则封油带分离力pf2为
pf2??R2
R1pr2?dr??p1R2ln2R1(2R2?21R?)?1P2R1 （5-22）
油池静压分离力pf1为
2 pf1??R1p 1总分离力pf为
5 Pf?Pf1?Pf2?6?10(KN) （5-23）
4.2.2分离力py
分离力py就是滑靴所受压紧力，其产生主要原因是柱塞底部受到液压力pb引起的，表示
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