河北科技学院2011届本科生毕业论文（设计）
py=pbpp12560=dz2b==13(KN) cosg4cosgcos15O4.1.3力平衡方程式
当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式
py?pf
pb?(R22?R12) d?P1 R24cos?2lnR1Rdz2ln2pR1即 1? 22pb2(R2?R1)cos??2z将上式代入式q?中，得泄漏量为 R26?lnR1
pd3pbdz20.0013创20.1103创(3910-3)2pq===3(L/min) 22-722-6O12m(R2-R1)cosg12创210?(1411)创10cos15 除了上述主要力之外，滑靴上还作用有其他的力。如滑靴与斜盘间的摩擦力，由滑靴质量引起的离心力，球铰摩擦力，带动滑靴沿斜盘旋转的切向力等。这些力有的使滑靴产生自转，有利于均匀摩擦；有的可能使滑靴倾倒而产生偏磨，并破坏了滑靴的密封，应该在滑靴结构尺寸设计中予以注意。
??3p1
4.2滑靴设计
滑靴设计常用剩余压紧力法。
4.2.1剩余压紧力法
剩余压紧力法的主要特点是：滑靴工作时，始终保持压紧力稍大于分离力，使滑靴紧贴斜盘表面。此时无论柱塞中心孔d0?还是滑靴中心孔d0，均不起节流作用。静压油池压力p1与柱塞底部压力pb相等，即 p1=pb
Rdz2ln2pR1 将上式代入式1?中，可得滑靴分离力为 2pb2(R2?R12)cos?(142?112)??10?6pb??12560?3.1(N) p1?R2142ln2ln11R1设剩余压紧力?py?py?pf，则压紧系数
?(R22?R12)24
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???pypy?0.050.1。 0.，这里取15滑靴力平衡方程式即为
pf?(1 7??p)y?(?10.?1)?3.1N2.用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.008～0.01mm左右。滑靴泄漏量少，容积效率教高。但摩擦功率较大，机械效率会降低。若选择适当的压紧系数?，剩余压紧力产生的接触应力也不会大，仍有较高的总效率和较长的寿命。剩余压紧力法简单适用，目前大多数滑靴都采用这种方法设计。
4.3滑靴结构型式与结构尺寸设计
4.3.1滑靴结构型式
滑靴结构有如图4.2所示的几种型式。图中（a）所示为简单型，静压油池较大，只有封油带而无辅助支承面。结构简单，是目前常用的一种型式。
图4.2（a）
图中（b）所式滑靴增加了内﹑外辅助支承面。减小了由剩余压紧力产生的比压，同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。
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图4.2（b）
图中（c）所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。
图4.2（c）
滑靴结构型式
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4.3.2结构尺寸设计
下面以简单型滑靴为例，介绍主要结构尺寸的选择和计算。 1 滑靴外径D2
滑靴在斜盘上的布局，应使倾角??0时，互相之间仍有一定的间隙s，如图4.3所示。
滑靴外径D2为
???3?9si?n D2?Dfsin?sZ9一般取s=0.2～1，这里取0.2。 2 油池直径D1
D 初步计算时，可设定1?0.60.8，这里取0.8.
D2 D1?0.8D2?0.8?4?3.2mm
?0.2mm4 ()3 中心孔d0﹑d0?及长度l0
如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔d0和d0?可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取
d0（或d0?）=0.8～1.5mm
如果采用静压支承或最小功率损失法设计滑靴，则要求中心孔 d0（或d0?）对油液有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度?0?0.010.02mm。节流器有以下两种型式：
∏/ 图4.3 滑靴外径D2的确定
（a） 节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔d0?作为节流装置，如图4.1所
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