升降车出租， 黄埔升降车出租， 白云升降车出租   静压支承式柱塞-滚子副结构设计及理论分析方法？   静压支承式是液压马达/泵中广泛使用的摩擦副结构，由固定阻尼器、可变阻尼器和静压支承腔组成。进口压力p经阻尼孔进入柱塞支承腔后产生压降△p，腔内压力ps作用下产生支承力，柱塞密封带形成可变间隙的阻尼，密封带进口压力ps作用下产生泄漏，同时在密封带内形成压力场。静压支承的承载力W平衡柱塞受力N，并在静压支承面形成了约几到几十微米的润滑液膜，通过液膜隔离摩擦副界面，提升摩擦副的工作寿命和效率。静压支承摩擦副是具有闭环反馈的自动调整系统，随外负载N变大时，静压支承面密封带的可变间隙阻尼液膜厚度减小，此时密封带间隙液阻变大，使静压支承承载力升高，从而平衡外负载N达到新的力平衡状态。 

      流体流经固定阻尼孔进入柱塞支承腔，而后通过柱塞密封带可变间隙阻尼流出，阻尼孔前后的流体压力变化为：qx为柱塞静压支撑泄漏量，Rf为固定阻尼器的液阻，静压支承的固定 阻尼器选用细长小孔。 流经阻尼孔的流量等于静压支承密封带可变间隙的泄漏量，可变间隙阻尼的压力流量特性关系可描述。  式中kq为阻尼泄漏系数，其与可变阻尼的结构形状和尺寸有关。 静压支承式柱塞-滚子副结构：滚子为圆柱，静压支承腔和阻尼孔加工在柱塞上，设计油膜厚度为hf。考虑柱塞滚子的曲率影响，将柱塞上静压支承面在轴向投影，由柱塞支承面的尺寸和形状即可确定密封带间隙阻尼的泄漏系数kq，支承结构的初始设计参数。 

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      绘制了不同结构参数下无因次压力比α与间隙液膜厚度hf的关系。静压支承K值越大，曲线的斜率越大，表明该结构参数下液膜厚度在较小变化量下即可引起无因次压力比产生较大变化，即支撑腔压力ps的变化量，反映了支承结构对柱塞负载变化的动态适应性。查阅相关资料和文献，油介质下的静压支承的设计油膜厚度在10~40 μm较为适宜，水介质粘度较低具有其特殊性，尽可能使设计液膜厚度较小。在结构参数K1、K2、K3下，曲线较为平缓说明其适应外负载的能力较差，只有液膜厚度增大才能改善，但更大的支承液膜厚度必然引起摩擦副的较大泄漏，在结构参数为2.89×1014 m-3时，设计液膜厚度在5~8 μm为佳。 静压支承柱塞-滚子副液膜承载能力W为： e sW =A p 上式中Ae为静压支承的等效支承面积，静压支承密封带的可按平行平板间隙阻尼处理，因此等效支承面积Ae为： 

     计算了压力21MPa下柱塞-滚子副的承载能力随润滑液膜hf的变化。从图中可知承载能力随结构参数K值的增大而增大，静压支承结构参数K4的承载能力W随液膜变化影响较小，基本在28500~29000 N，但柱塞在21 MPa时所受液压力为30780 N，表明柱塞-滚子副的静压支承结构的承载能力不足以平衡柱塞液压力。根据上述分析知现有柱塞传力结构、滚子尺寸下，柱塞-滚子副界面不能产生静压支承液膜。  

    若在柱塞-滚子副界面形成静压支承润滑，必须使有效支承面积Ae大于柱塞底面积，现有滚子直径30 mm，长度30 mm，这就要求增大柱塞-滚子副的尺寸和结构。根据静压支承工作原理计算知：若柱塞-滚子副的滚子直径大于35 mm、长度大于42 mm时才有可能形成静压支承润滑液膜，但这会使柱塞-滚子副的柱塞滚子头部尺寸大幅增大，往复运动时不能使滚子回缩到柱塞孔内，柱塞-滚子传动结构尺寸变大，对马达整机结构和尺寸有较大影响。基于上述分析，本文中水润滑柱塞-滚子副采用静压支承结构存在较大难度。 

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