毕业设计（论文）-轴向柱塞泵设计（含全套CAD图纸）.doc

i 轴向柱塞泵设计 摘要 液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件，它是每个液压系统 中不可缺少的核心元件，合理的选择液压泵对于降低液压系统的能耗、提高系统的效 率、降低噪声、改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。 本次设计对轴向柱塞泵进行了分析，主要分析了轴向柱塞泵的分类，对其中的结 构，如柱塞的结构型式、滑靴结构型式、配油盘结构型式等也进行了分析和设计，还 包括它们的受力分析与计算。同时缸体的材料选用以及校核也很关键，本文对变量机 构分类型式也进行了分析，最后利用 solidworks 制图软件绘制零件图与组装成装配图,并 进行干涉检验，无误后出图。本文对柱塞泵今后的发展也进行了展望。 关键词：关键词：轴向，轴向，柱塞泵，设计计算，柱塞泵，设计计算，solidworks 全套全套 cad 图纸，联系图纸，联系 153893706 ii design of axial piston pump abstractabstract hydraulic pump is the power components which can provide a certain discharge and pressure of the oil for hydraulic system. it is indispensable core components for each hydraulic system. it is very important to select a reasonable hydraulic pump, because it can effectively reduce the energy consumption of the hydraulic system, improve system efficiency, reduce noise, improve performance and ensure reliable operation of the system. this design analysis axial piston pump. it mainly analyzed the classification of axial piston pump, on which the structure, such as the structure type of the plunger, the structure type of slipper and oil pan structure type carried out analyzed and designed, including stress analysis and calculation of their too. at the same time, the selection of materials and checking the cylinder is also critical, the type of variable institutional classification was also analyzed in this paper, finally, drawing parts drawing and installing assembly body use the drawing software of solidworks, and drawing them after interference testing. the future development of piston was also discussed in this paper. keywords: axial, piston pump, design and calculation, solidworks iii i 目录 摘要（中文） i 摘要（英文） .ii 1 绪论.i 1.1 引言 .1 1.2 轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向 .1 2 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数.3 2.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 .3 2.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 .4 2.2.1 排量、流量、容积效率与结构参数4 扭矩与机械效率 .52 2 2 2.2.3 功率与效率6 3 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析.6 3.1 柱塞运动学分析 .6 3.1.1 柱塞行程 s7 3.1.2 柱塞运动速度分析 v7 3.1.3 柱塞运动加速度 a 7 3.2 滑靴运动分析 .8 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 .9 3.3.1 脉动频率.11 3.3.2 脉动率.11 4 柱塞泵主要部件的设计与受力分析12 4.1 柱塞设计与受力分析 12 4.1.1 柱塞结构形式.12 4.1.2 柱塞结构尺寸设计.12 4.1.3 柱塞受力分析.13 4.2 滑靴受力分析与设计 16 4.2.1 滑靴受力分析.16 4.2.2 滑靴设计.18 4.2.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计.19 4.3 配油盘受力分析与设计22 4.3.1 配油盘设计.22 4.3.2 配油盘受力分析.23 ii 4.3.3 验算比压 、比功.26ppv 4.4 缸体设计 27 4.4.1 缸体的稳定性 27 4.4.2 缸体主要结构尺寸的确定.27 4.5 斜盘力矩分析 29 4.5.1 柱塞液压力矩30 1 m 4.5.2 过渡区闭死液压力矩.30 2 m 4.5.3 回程盘中心预压弹簧力矩32 3 m 4.5.4 滑靴偏转时的摩擦力矩 32 4 m 4.5.5 柱塞惯性力矩.33 5 m 4.5.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩.33 6 m 4.5.7 斜盘支承摩擦力矩.33 7 m 4.5.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩 .33 8 m 4.5.9 斜盘自重力矩.33 9 m 5 柱塞回程机构设计与变量机构34 5.1 柱塞回程机构设计 34 5.2 变量机构35 6 solidworks 三维制图.36 6.1 solidworks 简介 36 6.2 主要零件三维图与工程图37 6.2.1 柱塞的三维图与工程图 37 6.2.2 滑靴的三维图与工程图 38 6.2.3 配油盘的三维图与工程图 39 6.2.4 缸体的三维图与工程图 40 6.3 轴向柱塞泵的装配体41 结论 .42 参考文献 .43 致谢 .44 1 1 绪论 1.1 引言 轴向柱塞泵/马达是液压系统中重要的动力元件和执行元件，广泛地应用在工业液 压和行走液压领域，是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。轴向柱塞泵是利用 与传动轴平行的柱塞在柱塞孔内往复运动所产生的容积变化来进行工作的。轴向柱塞 泵的优点是结构紧凑，运转平稳，流量均匀性好，噪声低，径向尺寸小，转动惯量小， 工作压力高，效率高，并易于实现变量。此外，由于轴向柱塞泵/马达结构复杂，对制 造工艺、材料的要求非常高，因此它又是技术含量很高的液压元件之一。 近年来，随着材料、制造、电子等技术的发展，轴向柱塞泵/马达的新技术层出不 穷，例如荷兰 innas 公司开发的 float cup 结构轴向柱塞泵，丹麦的 saur-danfoss 公司 为工程机械量身定做的 h1 系列的多功能泵，德国 rexroth 公司推出的电子智能泵等等。 而我国自 20 世纪六、七十年代开发了 cy 系列和引进 rexroth 技术的泵/马达后，轴向 柱塞泵/马达技术进展缓慢。近年来，随着我国经济的腾飞，在工业现代化和大规模城 市化进程中，工程机械、塑料机械、冶金、机床和农业机械等领域对轴向柱塞泵/马达 的需求十分旺盛，因此提高我国轴向柱塞泵/马达的性能显得十分迫切，对轴向柱塞泵/ 马达技术革新的要求也十分紧迫！纵览国内外轴向柱塞泵/马达技术的发展演变对认识 轴向柱塞泵/马达的发展趋势和加快我国轴向柱塞泵/马达技术的发展都有着重要的指导 意义和现实意义。 1.2 轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向 对轴向柱塞泵的研究可谓历史悠久，其中为了改善轴向柱塞泵流量脉动，减小振 动和噪声，国内外液压界科技工作者作了大量的研究和实验工作，研究表明：轴向柱 塞泵的实际流量受到各种因数的影响，其流量脉动远远大于理论流量脉动，且脉动系 数与柱塞数的奇偶性无关。 就轴向柱塞泵柱塞数的奇偶选择问题，中国学者王意在1982年提出了“偶数泵可 以和奇数泵工作一样好”的观点，并在1984年，选择九柱塞泵与他设计的八柱塞泵进 行流量脉动对比测试，实验表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德国achen大学 流体动力研究所从理论上得出：八柱塞泵在受力、噪声方面优于九柱塞泵，模拟实验 装置上测得结果是八桩塞泵的压力脉动约为九柱塞泵的122。叶敏则考虑配油盘的偏 转安装，并对传统公式进行了修正，已看不出奇数泵的流量脉动远远小于偶数泵。在 “流体控制与机器人”96学术年会上，北京理工大学的张百海教授就通常工况下，带 有预压缩角的轴向柱塞泵流量脉动作了分析，认为其流量脉动系数远远大于其固有流 2 量脉动系数，且偶数泵和奇数泵具有相同的流量脉动频率，但他没有给出实验证明。 邹骏则在九柱塞泵的基础上，设计并制造出一个八柱塞泵，对八、九柱塞泵作了仿真 分析及实验对比，认为八柱塞泵的总体性能优于九柱塞泵。此外，北京航空航天大学 的王占林教授与博士生从柱塞泵的计算机辅助设计入手，对斜盘式轴向柱塞泵作了运 动学分析，给出了柱塞分别处于预升压过渡区和预减压过渡区柱塞腔中油液的压力分 布及求解方法，对柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶数柱塞泵的流量脉动相差无几 的结论。 目前，国内对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数研究较多的是甘肃工业大学的那 成烈教授和安徽理工大学的许贤良教授，他们以各自不同的角度对轴向柱塞泵的实际 流量及脉动系数进行了较深入的研究。 那成烈教授在国家自然科学基金资助项目“轴向柱塞泵噪声控制”的研究中，指 出轴向柱塞泵流量脉动不仅决定于供油质量，也是流体噪声控制的主要因素之一。他 主要从配油盘的结构上对流量脉动进行了全面的分析研究。他的多位学生在他的指导 下，对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数做了大量的研究。 兰州理工大学的那焱青针对轴向柱塞泵的流量脉动是工程噪声控制的主要因素之 一，找出了轴向柱塞泵瞬时流量的影响因素，并运用计算机仿真分析给出了减小流量 不均匀系数的方法。 西南交通大学的邓斌在配油过程流量仿真中，对瞬时理论流量和倒灌流量分别进 行了仿真，提出了倒罐流量引起的流量脉动比柱塞泵的几何流量脉动大，因此对于柱 塞水压泵的流量脉动应从减小倒灌流量入手，即减小柱塞腔内压力的脉动。在对实际 流量进行分析仿真时，利用b紊流模型和simplest算法对水压轴向柱塞泵配油过程 中的流场进行了三维模拟，揭示了流量变化及柱塞腔和配流窗口中的流速分布规律， 并指出转速和负载压力对水压轴向柱塞泵的流量脉动有较大影响。 甘肃工业大学的刘淑莲通过对对称偏转配油盘的轴向柱塞泵流量脉动形成机理进 行理论分析，提出了计算流量脉动的修正公式。并用计算机仿真研究轴向柱塞裂流量 脉动与柱塞奇偶数、阻尼形式及通油比例等影响因素的关系。同时对带有横向倾角减 振机构的斜盘酌两种结构形式的泵流量进行了分析与仿真。 兰州理工大学的尹文波主要从几何因数，即配油盘的结构对实际流量的影响进行 分析和仿真，指出轴向柱塞泵瞬时流量脉动系数比工作介质不可压缩时大一个数量级， 且与柱塞数的奇偶性无关。同时指出流量脉动系数最大的影响因素是油液的弹性模量 和油泵静工作压力，其次是柱塞数。 安徽理工大学的许贤良教授从几何角度分析了配流结构与流量脉动之间的关系， 提出了偶数柱塞的流量特性及流量脉动是由 (两相邻柱塞间夹角)、，(缸孔腰形 f 角）、（配油盘腰形角)的组合确定的。他的学生，安徽理工大学刘小华对影响轴向 p 3 柱塞泵的几何因素和非几何因素(包括泄漏)进行了理论分析，同时对实际流量脉动进 行了计算仿真和动态测试，最后得出结论：流量脉动剧烈，且流量脉动频率只与柱塞 数有关，与奇偶性无关。中国矿业大学的刘利国则考虑配油盘实际几何参数，根据柱 塞实际排液状况，得出八柱塞泵流量脉动和七柱塞泵流量脉动相差不大的结论。 就轴向柱塞泵的泄漏问题，国外的研究者更感兴趣于柱塞和缸体间因摩损而引起 的泄漏。英国密苏里大学哥伦比亚分校的noah d.manring在讨论泵的实际流量时，着 重考虑了柱塞和缸体间各种磨损所带来的泄漏及泵在预升压过渡区的油液倒灌，得到 了七、八、九柱塞泵的实际流量与理论流量的比较图，结果显示：泵的实际流量脉动 远远大于理论脉动，且偶数泵在数据显示上好于奇数泵。 加拿大萨省大学的李泽良在研究轴向柱塞泵中柱塞与缸体间的泄漏时，用一个压 力控制伺服阀以一个高频率响应用来模拟轴向柱塞泵的柱塞与缸体间的磨损，并采用 控制运算法模仿各种不同程度的柱塞磨损，测出其泄漏量。实验结果指出实验系统与 有真正磨损的柱塞泵相比，其流壁脉动、压力脉动相当一致，这就为进一步的深入研 究提供了一定的数据依据。 德国汉堡技术大学的rolflasaar分别从柱塞受力角度和泵的实际流量角度对斜盘式 轴向柱塞泵柱塞与缸体的间隙进行了较为详尽的分析，从柱塞所受摩擦力角度：要求 间隙取大者；从泄漏量对流壁的影响角度：要求间隙越小越好。作者通过计算和实验， 得到了此间隙的最优化处理模式。 综上所述，轴向柱塞泵的实际流量脉动异常复杂，传统理论力所难及。由于柱塞 泵的流量、压力脉动相当复杂，涉及若干几何因素和非几何因素，至今还没有人能够 定性地、更没有人定量地给出哪些几何因素和非几何因素在轴向柱塞泵的流量、压力 中所起的作用和地位。业界更多地偏向于从配油盘结构的角度去分析轴向柱塞泵的实 际流量及脉动系数，而且形成了较为完善的分析计算体系；至于泄漏对实际流量及脉 动系数的影响，虽进行了一定的研究，但还没一个较为完整的分析计算，更无计算公 式。 轴向柱塞泵在发展中，基本结构保持了稳定，高速高压以及良好的控制方法是其 发展的方向。 2 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 2.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 轴向柱塞泵是将多个柱塞配置在一个共同缸体的圆周上,并使柱塞中心线和缸体中 心线平行的一种泵。轴向柱塞泵有两种形式,直轴式(斜盘式)和斜轴式(摆缸式),如图 2-1 所示为直轴式轴向柱塞泵的工作原理,这种泵主体由缸体 1、配油盘 2、柱塞 3 和斜 4 盘 4 组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸体内。斜盘轴线与缸体轴线倾斜一角度,柱塞靠机 械装置或在低压油作用下压紧在斜盘上(图中为弹簧),配油盘 2 和斜盘 4 固定不转,当 原动机通过传动轴使缸体转动时,由于斜盘的作用,迫使柱塞在缸体内作往复运动,并通 过配油盘的配油窗口进行吸油和压油。如图 2-1 中所示回转方向,当缸体转角在 2 范围内,柱塞向外伸出,柱塞底部缸孔的密封工作容积增大,通过配油盘的吸油 窗口吸油;在 0 范围内,柱塞被斜盘推入缸体,使缸孔容积减小,通过配油盘的压油 窗口压油。缸体每转一周,每个柱塞各完成吸、压油一次,如改变斜盘倾角,就能改变 柱塞行程的长度,即改变液压泵的排量,改变斜盘倾角方向,就能改变吸油和压油的方向,即 成为双向变量泵。 图 21 轴向柱塞泵的工作原理 1缸体 2配油盘 3柱塞 4斜盘 5传动轴 6弹簧 2.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 给定设计参数 最大工作压力 mpa max 40p 额定流量 l/r100q 最大流量 l/r max=200 q 额定转速 r/min1500n 最大转速 r/min max 3000n 2.2.1 排量、流量、容积效率与结构参数 轴向柱塞泵几何排量是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油油液的容积，即 b q 22 max tan 44 bf qd zsd zd 式中 d柱塞直径； z柱塞数； 5 df柱塞分布圆直径； 斜盘倾角。 泵的理论流量为q 1000 v q q n 式中：油泵的容积效率，计算时一般去0.920.97。本文中取=0.95 。 1000 100 =70.2(ml/r) 1500 0.95 q 为了避免气蚀现象，在计算值之后，需按下式做校核计算：q 1 3 maxp nqc 式中：常数，对进口无预压力的油泵=5400；对进口压力为的油泵 p c p c 2 5/kgfcm =9100。 p c 1 3 p 3000 70.2 =206.2c 60 所以主参数排量符合设计要求。 从泵的几何排量公式可以看出，柱塞直径，分布 22 max tan 44 bf qd zsd zd d 圆直径df,柱塞数z都是泵的固定结构参数，并且当原动机确定之后传动轴转速 n 也是 不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角来实现。 对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角在之间，该设计是非通轴泵， max 15 18 o 受结构限制，取上限，即= =。18 rf、d、z的确定 柱塞数z根据实践经验取定：一般半周型多取z=7，通轴型多取z=9，能使结构较为 紧凑。由此这里取z=7。 初算时，可取，则可按下式试算 rf：0.75 2 f zd r （2-2） 3 3 q 3.5cm =35mm 1.125tan f z r （）（） 再由排量公式确定柱塞直径： 2q d=2.39cm =23.9mm tan f zr （）（） 由于上式计算出的需要圆整化，并按有关标准选取标准直径，应选 d=23.9mm d=24mm 排量是液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的特征量。相同结构型式的系 列泵中，排量越大，做功能力也越大。因此对液压元件型号命名的标准中明确规定用 6 排量作为主要参数来区别同一系列不同规格型号的产品。 2 2 2 扭矩与机械效率 不计摩擦损失时泵的理论扭矩为 tb m 6 6 12 0.0246 10 0.047 10/ 22 3.14 b tb p q mn m 式中为泵吸、排油腔压力差。 b p 考虑摩擦损失时，实际输出扭矩为 b m gb m 666 0.047 100.005 100.043 10/ gbtbb mmmn m 轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间、滑靴斜盘平面之间、柱塞 与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。泵的机械效率定义为实际 输出扭矩与理论扭矩之比，即 gb m tb m 6 6 0.043 10 0.91 0.047 10 gb bm tb m m 轴向柱塞泵的机械效率0.880.93。所以此泵符合设计要求。 bm 2.2.3 功率与效率 不计各种损失时，泵的理论功率 tb n 2 tbbtbgh np qnm 6 1500 2 3.140.047 107379 60 tb nkw 泵的实际输入功率为 br n 1 2 brgb bm nnm 6 15001 2 3.140.043 107419 600.91 br nkw 定义泵的总效率为输出功率与输入功率之比，即 bc n br n 0.95 0.910.86 tb vbm br n n 上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。对于轴向柱塞泵，总效率一般 为，上式满足要求。0.85 0.9 b 3 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运 动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成，使柱塞轴线上任何一 点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身 7 轴线的自传运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。 3.1 柱塞运动学分析 柱塞的运动学分析主要是研究柱塞相对于缸体的往复直线运动。即分析柱塞与缸 体做相对运动时的行程、速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力 状况的基础。 3.1.1 柱塞行程 s 图 31 为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为，柱塞分布圆半 径，缸体或柱塞旋转角为，并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为 0，则对应 f r 于任意旋转角如图示 图 31 柱塞运动分析 cos ff hrr 所以柱塞行程 s 为 1 cos f shtgrtg 当时，可得最大行程为180 o max s max 22 351824 f sr tgtgmm o 3.1.2 柱塞运动速度分析 v 将式对时间微分可得柱塞运动速度 v 为1 cos f shtgrtg vsin ssv f tvt ddd rtg ddd 当及 270时，可得最大运动速度为90 o sin1 max v max 1500 v352 3.14181785/ 60 f rtgtgmm s o 8 式中为缸体旋转角速度， 。 t 3.1.3 柱塞运动加速度 a 将对时间微分可得到柱塞运动加速度 a 为vsin ssv f tvt ddd rtg ddd 2 cos vva f tat ddd artg ddd 当=0或 180时，,可得最大运动加速度为cos1 max a 2 2 max 1500 35218280/ 60 f artgtgm s o 柱塞运动的行程 s、速度 v、加速度 a 与缸体转角的关系如图 32 所示。 图 32 柱塞运动特征图 3.2 滑靴运动分析 研究滑靴的运动，主要是分析它相对斜盘平面的运动规律，即滑靴中心在斜盘平 面 xoy 内的运动规律，如图 33 所示。 9 图 33 滑靴运动规律分析图 其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长，短轴分别为 长轴 2 274 cos f r bmm 短轴 2270 f armm 如果用极坐标表示在斜盘平面上旋转角时的柱塞头部坐标则为 矢径 222 1cos f rtg 极角 -1 tancos tan（） 滑靴在斜盘平面内的运动角速度为x o y h 222 dcos coscossin h t d 由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当时，最大（在 2 h 短轴位置）为 max 1500 2 60 165/ coscos18 h rad s o （） 当或时，最小（在长轴位置）为0 h h max 1500 cos2cos18149/ 60 rad s o （） 由结构可知，滑靴中心绕点旋转一周的时间等于缸体旋转一周的时间。因此， o 其平均旋转角速度等于缸体角速度，即 1500 2157/ 60 h rad s 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 sin tizf qf rtg 式中为柱塞横截面积, 。 z f 2 4 z fd 泵柱塞数为 z=7，柱塞角距为，位于排油区的柱塞数为，那么参与 22 7z m z 排油的各柱塞瞬时流量为 1 sin tzf qf rtg 2 sin tzf qf rtg 3 sin2 tzf qf r tg l l l l 10 1 tmzfm qf rtgz 泵的瞬时流量为 12ttttm qqqql l 11 2 sin1=sin1 mm zz zfzf tt f rtgif rtgi z 由以上可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角 有关，也与柱塞数 z 有关。 图 34 奇数柱塞泵瞬时流量 对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为。 m z 当时，取,由泵的流量公式可得瞬时流量为0 2 17 1 4 22 m z z cos 2 2sin 2 tzf z qf rtg z 当时，流量脉动取,同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 2 1 =3 2 m z z 3 cos 2 2sin 2 tzf z qf rtg z 当、时，可得瞬时流量的最小值为0 2 l min 1tan 2 tan 2 tzf qf r z 而当、时，可得瞬时流量的最大值为 4 3 4 5 4 l 11 max 1tan 2 sin 2 tzf qf r z 我们常用脉动率和脉动频率 f 来表示瞬时流量脉动品质。定义脉动率 maxmintt tavg qq q 这样，就可以进行动品质分析。 3.3.1 脉动频率 当 z=7，即为奇数时 1500 227350 60 fnzhz 3.3.2 脉动率 当 z=7，即为奇数时 0.0253 242 74 7 tgtg zz 当 z 为偶数时 2 tg zz 利用以上两式计算值，可以得到以下内容： 表 31 脉动率的计算值 z567891011 （） 4.8913.92.537.81.534.981.23 由以上分析可知： 1.随着柱塞数的增加，流量脉动率下降。 2.相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动率远小于偶数柱塞泵的脉动率，这就是轴 向柱塞泵采用奇数柱塞的根本原因。 泵瞬时流量是一周期脉动函数。由于泵内部或系统管路中不可避免的存在有液阻， 流量的脉动必然要引起压力脉动。在设计液压泵和液压系统时，要考虑采取措施抑制 或吸收压力脉动，避免引起谐振。 4 柱塞泵主要部件的设计与受力分析 柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油，一周 排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下面主要讨论柱塞在 12 排油过程中的受力分析，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。 4.1 柱塞设计与受力分析 4.1.1 柱塞结构形式 轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。根据柱塞头部结构，可有以下三种形式： 点接触式柱塞，如图 3.2（a）所示。这种柱塞头部为一球面，与斜盘为点接触，其 零件简单，加工方便。但由于接触应力大，柱塞头部容易磨损剥落和边缘掉块，不 能承受过高的工作压力，寿命较低。这种点接触式柱塞在早期泵中可见，现在很少有 应用。 线接触式柱塞，如图 3.2（b）所示。柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞 球窝中心摆动。摆动头上部是球面或平面与斜盘或面接触，以降低接触应力，提高 泵工作压。摆动头与斜盘的接触面之间靠壳体腔的油液润滑，相当于普通滑动轴承， 其值必须限制在规定的范围内。 pv 带滑靴的柱塞，如图 3.2（c）所示。柱塞头部同样装有一个摆动头，称滑靴，可以 绕柱塞球头中心摆动。滑靴与斜盘间为面接触，接触应力小，能承受较高的工作压 力。高压油液还可以通过柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持与斜盘 之间有一层油膜润滑，从而减少了摩擦和磨损，使寿命大大提高。目前大多采用这 种轴向柱塞泵。 （a） ( b ) ( c ) 13 图 3.2 柱塞结构型式 图 3.3 封闭薄壁柱塞 从图 3.2 可见，三种型式的柱塞大多做成空心结构，以减轻柱塞重量，减小柱塞 运动时的惯性力。采用空心结构还可以利用柱塞底部高压油液使柱塞局部扩张变形补 偿柱塞与柱塞腔之间的间隙，取得良好的密封效果。空心柱塞内还可以安放回程弹簧， 使柱塞在吸油区复位。 但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效容积。在高压泵中，由于 液体可压缩性能的影响，无效容积会降低泵容积效率，增加泵的压力脉动，影响调节 过程的动态品质。 因此，采用何种型式的柱塞要从工况条件性能要求整体结构等多方面权衡利 弊，合理选择。 航空液压泵通常采用图 3.3 所式的封闭壁结构。这种结构不仅有足够的刚度，而 且重量减轻 10%20%。剩余无效容积也没有增加。但这种结构工艺比较复杂，需要用 电子束焊接。 本设计即采用带滑靴的柱塞形式进行设计。 4.1.2 柱塞结构尺寸设计 （1）柱塞直径及柱塞分部圆半径d f r 在 2.2.1 中我们已经求出： 柱塞直径24dmm 柱塞分部圆半径35 f rmm (2) 柱塞名义长度 l 如图 41 所示，应选定下列主要参数： 柱塞的最大行程（mm） max s 柱塞最小外伸长度（mm） min l 柱塞最小接触长度（mm） 0 l 柱塞名义长度（mm）l 值在结构计算中已经确定，一般在范围内，而及值一般 max s max 11.5sd min ll 可按经验数据来取： min 0.2ld 当 ph30mpa时， 取 0 2.0 2.5ld 0 2.048ldmm 而 maxmin0 2.7 3.7lslld 这里取 max0min +l +l=77lsmm 14 (3) 柱塞球头直径 1 d 按经验常取 1 d0.7d=17mm 为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔，应使 依经验取 (2-9) 21max4 sinddd 4 1mmd 则 2 17 sin1816mmd o 为使柱塞在排油结束时圆柱面能完全进入柱塞腔，应使柱塞球头中心至圆柱面保 持一定的距离，取 d l24 d ldmm (4) 柱塞均压槽 高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形均压槽，起均衡侧压力、改善润滑条件和 存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深，宽，间距0.30.5mm:0.30.7mm: 2 10tmm 本文取槽深 0.5mm 槽宽 0.5mm，间距 t=10mm。 实际上，由于柱塞受到的径向力很大，均压槽的作用并不明显，还容易滑伤缸体 上柱塞孔壁面。因此，目前许多高压柱塞泵中的柱塞不开设均压槽。 4.1.3 柱塞受力分析 图 41 是带有滑靴的柱塞受力简图。 图 41 柱塞受力简图 作用在柱塞上的力有： (1) 柱塞底部的液压力 p f 15 柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力为 p f 2 max 2 36 4 24 1040 1018086.418086 4 p p fd p fn 式中为泵的最大工作压力。 max p (2) 斜盘对柱塞的法向力n 法向力 n 可分为柱塞的侧向分力 t 及柱塞的轴向分力 f, sintnn cosfnn (3) 缸孔对柱塞的正压力为与 1 f n 2 fn 如忽略柱塞的离心力、惯性力、滑履与斜盘间的摩擦力和柱塞与缸孔的配合间隙， 并假定柱塞与缸孔间的比压按直线分布，则可列出下列四个力的平衡方程式： 摩擦系数，可取。f0.12f ），0 y f 12 sin0nff ），0 x f 21 cos0 p nfffff ) , 0m 022 10212 0 3322 llldd f llflffff ）由相似原理 。 2 02 1 2 22 llf fl 解上列方程式可得： 2 000 2 0 643 =20mm 1266 l llfdl l lfdl 令 2 02 2 2 2 02 2 2 1 =3.1mm 1 ll l ll l （） 则 cossin p f n f 18086 21531 cos180.12 3.1sin18 nn oo 12 02 2 2 1 sin1 1 fn ll l 16 1 1 21531 sin18113188 1.96 1 fn o 22 02 2 2 sin 1 n f ll l 2 21531 sin18 6728 1.96 1 fn o (4) 缸孔与柱塞间的摩擦力为与 1 ff 2 ff 1 0.12 131881583ffn 2 0.12 6728807ffn (5) 柱塞惯性力 b f 柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度，则柱塞轴向惯性力为a b f 2 cos b g fmartg g 式中 m 、 g 为柱塞和滑靴的总质量。 惯性力方向与加速度的方向相反，随缸体旋转角 按余弦规律变化。当和0o 时，惯性力最大值为180o 2 23 1.01500 1835 1021828 1060 oo b g fmartgtgn g (6) 柱塞与缸孔间比压 p、平均比功验算avgpv 对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的磨损， 而且有可能压伤柱塞活缸体。其比压控制在摩擦副材料允许的范围内。取柱塞伸出最 长时的最大接触应力作为计算比压值，则 1 max 0 2 =23pa=30 d f pmpmpa l 柱塞相对缸体的最大运动速度 应在摩擦副材料允许方位内，即 max v max 1500 352181.79/8/ 60 vr tgtgm svm s o 平均比功可按下式计算： maxmax 23 1.79 10.2960 2222 avg pv pvmpapvmpa 上式中的许用比压、许用速度、许用比功的值，以摩擦副材料而定， p v pv 可参考表 41 表 41 材料牌号许用比压 p mpa 许用滑动速度 v /m s 平均许用比功 pv /mpa m s 1zqa9430860 17 10 1 n zqs15320 球磨铸铁10518 柱塞与缸体这一对摩擦副，不宜选用热变形相差很大的材料，这对于油温高的泵 更重要。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力，不选用铜材料还可以 避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。 4.2 滑靴的设计与受力分析 目前高压柱塞泵已普遍采用带滑靴的柱塞结构。滑靴不仅增大了与斜盘得接触面、 减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔和滑靴中心孔 ，再 4 d 0 d 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。 4.2.1 滑靴受力分析 液压泵工作时，作用于滑靴上有一组方向相反的力。一是柱塞底部压力图把滑靴 压向斜盘，称为压紧力 ；另一是由滑靴面直径为 的油池产生的静压力与滑 y p 1 d 1f p 靴封油带上油液泄露时油膜反力，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离 。 2f p f p 当压紧力与分离想平衡时，封油带上将保持一层稳定的油膜，形成静压油垫。下面对 这组力进行分析。 (1) 分离力 图 42 为柱塞结构与分离力分布图。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露量 q 的表达式为 2 1 3 12 6 ln r r ff q 若 ，则 2 0f 2 1 3 1 6 ln r r f q 式中为封油带油膜厚度。 封油带上半径为 r 的任一点压力分布式为 2 122 2 1 ln ln r r r pfff r r 若 ，则 2 0f 18 2 1 2 1 ln ln r r r pf r r 从上式可以看出，封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降。封油带上总的分 离力可通过积分求得。 f p 图图 4 42 2 滑靴结构及分离力分布滑靴结构及分离力分布 如图 42，取微环面。则封油带分离力为2 r rd 2f p 2 1 222 1 22111 2 1 2 2ln r frr r f ppdrrfr r r 油池静压分离力为 1f p 2 111f pr f 总分离力 为 f p 19 2222 21 7 121 2 1 3024 131882.98 10 30 2ln2ln 24 fff rr pppfn r r (2) 压紧力 y p 滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 引起的，即 p f 18086 19037 coscos18 p y f pn o (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 yf pp 22 21 2 1 2 1 4cos 2ln b z rr p dp r r 即 2 2 11 22 21 ln 2cos p r d pr prr 将上式带入式，得泄漏量为 3 1 2 1 6 ln p q r r 3232 0 22822 21 3.14 0.00118086 0.024 4.4/ min 12cos12 2 103024cos18 p d f d ql rr o 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。 4.2.2 滑靴设计 滑靴设计常用剩余压紧力法 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 还是滑靴中心孔 ，均不起节流作用。 4 d 0 d 静压油池压力 与柱塞底部压力 相等，即 1 p p f 1p pf 将上式带入式 中，可得滑靴分离力为 2 2 11 22 21 ln 2cos p r d pr frr 20 22226 21 1 2 1 3.14 302410 1808640.1 30 2ln2ln 24 p rr pfn r r 设剩余压紧力 ，则压紧系数 yyf ppp ,这里取 0.10.05 0.15 y y p p 滑靴力平衡方程式即为 1 11 0.140.136 f ppn 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，容积效率较高。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。 4.2.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 (1) 确定滑靴结构型式 滑靴结构有如图 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 a 滑靴结构 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。 21 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 22 (2) 结构尺寸设计 1.包球直径一般略小于柱塞直径 d，可以使滑靴颈部有一部分进入缸孔中，从 3 d 而缩短轴向尺寸。 取 2.0cm。 3 d 2.滑靴外径 2 d 滑靴在斜盘上的布局，应使倾角时，互相之间仍有一定的间隙 s ，如图 40 4 所示。 图 44 滑靴外径的确定 滑靴外径为 2 d 2 180 sin70 sin0.530 7 ddsmm z o 一般取 ，这里取 0.5.0.2 1s 3. 油池直径 1 d 初步计算时，可设定 ，这里取 0.8 1 2 0.6 1 d d 12 0.80.8 3024ddmm 4. 中心孔、 及长度 0 d o d 0 l 如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔和可以不起节流作用。为改善加工工 0 d o d 艺性能，取 （或） 0 d o d0.8 1.5mm 本文取 d4=1mm o d 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（或）对油液 0 d o d 有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度 ，节流器有以下两种型式： 0 0.01 节流器采用截留管时，常以柱塞中心孔 作为节流装置，如图 42 所示。 o d 根据流体力学细长孔流量 q 为 23 4 01 0 128 b dpp q l k 式中 、 -细长管直径、长度 ； k-修正系数。 0 d 0 l 0 1 64 xo r d k l 1 6 0 1 12.62 x d r 1 0.065 ox d r 2.28 0 1 0.065 x d r 把上式带入滑靴泄漏量公式 可得 3 1 2 1 6 ln f q r r 3 01 1 2 0 1 128 6 ln p dfff r l k r 整理后可得节流管尺寸为 带入数据可以求得 43 0 2 0 1 128 1 6ln p dka f r la r 0 1dmm 0 8lmm 式中为压降系数， 。当 时，油膜具有最大刚度，承载能a 1 p f a f 2 0.667 3 a 力最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 ，这里取 0.80.8 0.9a 节流器采用节