柱塞泵毕业设计说明书

1、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

2、：关键词：轴向，轴向，柱塞泵，设计计算，柱塞泵，设计计算，Solidworks IIDESIGN OF AXIAL PISTON PUMP ABSTRACTABSTRACTHydraulic 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 sele

3、ct 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

4、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 cyli

5、nder 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 discuss

6、ed in this paper.KEYWORDS: axial, piston pump, design and calculation, solidworksi目录摘要（中文） .I摘要（英文） .II1 绪论.i1.1 引言 .11.2 轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向 .12 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数.32.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 .32.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 .42.2.1 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.63 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析.63.1 柱塞运动学分析 .63.1.1 柱塞行程

7、 S.73.1.2 柱塞运动速度分析 V.73.1.3 柱塞运动加速度 a .73.2 滑靴运动分析 .83.3 瞬时流量及脉动品质分析 .93.3.1 脉动频率.113.3.2 脉动率.114 柱塞泵主要部件的设计与受力分析.124.1 柱塞设计与受力分析 .124.1.1 柱塞结构形式.124.1.2 柱塞结构尺寸设计.124.1.3 柱塞受力分析.134.2 滑靴受力分析与设计 .164.2.1 滑靴受力分析.164.2.2 滑靴设计.184.2.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计.194.3 配油盘受力分析与设计.224.3.1 配油盘设计.224.3.2 配油盘受力分析.23ii4.3.

8、3 验算比压 、比功.26PPv4.4 缸体设计 .274.4.1 缸体的稳定性 .274.4.2 缸体主要结构尺寸的确定.274.5 斜盘力矩分析 .294.5.1 柱塞液压力矩.301M4.5.2 过渡区闭死液压力矩.302M4.5.3 回程盘中心预压弹簧力矩.323M4.5.4 滑靴偏转时的摩擦力矩 .324M4.5.5 柱塞惯性力矩.335M4.5.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩.336M4.5.7 斜盘支承摩擦力矩.337M4.5.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩 .338M4.5.9 斜盘自重力矩.339M5 柱塞回程机构设计与变量机构.345.1 柱塞回程机构设计 .345.2 变

9、量机构.356 SolidWorks 三维制图.366.1 Solidworks 简介 .366.2 主要零件三维图与工程图.376.2.1 柱塞的三维图与工程图 .376.2.2 滑靴的三维图与工程图 .386.2.3 配油盘的三维图与工程图 .396.2.4 缸体的三维图与工程图 .406.3 轴向柱塞泵的装配体.41结论 .42参考文献 .43致谢 .4411 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

10、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

11、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

12、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

13、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

14、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

15、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

16、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p3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

17、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

18、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

19、，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

20、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

21、;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 MPamax40p额定流量 ml/r35Q 最大流量 ml/rmax70Q额定转速 r/min1500n 最大转速 r/minmax3000n2.2.1 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

22、转一周，全部柱塞腔所排出油油液的容积，即bq22maxtan44qd ZSd ZD式中 d柱塞直径； Z柱塞数；5 D柱塞分布圆直径； 斜盘倾角。泵的理论排量为q1000vQqn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 351500 0.95q 24.6/qml r为了避免气蚀现象，在计算值之后，需按下式做校核计算：q 13maxpnqC式中：常数，对进口无预压力的油泵=5400；对进口压力为的油泵pCpC25/kgfcm=9100。pC 13300024.6145.460pC所以主参数排量符合设计要求。从泵的排量公式可以看出，柱塞直径，分布圆直径D

23、,柱22maxtan44qd ZSd ZDd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，max15 20受结构限制，取上限，即= =。20柱塞数Z，由泵的结构与流量脉动率来决定，因为是非通轴式所以一般取 Z=7。柱塞直径d和柱塞分布圆半径R 31803 sinqzdztg当Z=7时， 330.0590.05924.61.5820qdcmtgtg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 15.8dmm16dmm柱塞直径确定

24、后，应从满足流量的要求而确定柱塞分部圆半径。即 1.541.54 1624.64fRdmm将柱塞分布圆半径进行圆整取。25fRmm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。扭矩与机械效率2 2 2 不计摩擦损失时泵的理论扭矩为tbM 6612 0.0246 100.047 10/22 3.14btbp qMN m式中为泵吸、排油腔压力差。bp考虑摩擦损失时，实际输出扭矩为bMgbM6660.047 100.005 100.043 10/gbt

25、bbMMMN 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gbMtbM660.043 100.910.047 10gbbmtbMM轴向柱塞泵的机械效率0.880.93。所以此泵符合设计要求。bm2.2.3 功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率tbN2tbbtbghNp QnM615002 3.140.047 10737960tbNkw泵的实际输入功率为brN 12brgbbmNnM 6150012 3.140.043 107419600.91brNkw定义泵的总效率

26、为输出功率与输入功率之比，即bcNbrN 0.95 0.910.86tbvbmbrNN 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 0.9b3 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

27、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fR于任意旋转角时，图 31 柱塞运动分析 cosffhRR所以柱塞行程 S 为 1 cosfShtgRtg当时，可得最大行程为180maxS max22 252018.2fSR tgtgmm3.1.2 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 cosfShtgRtg sinssvftvtddduRtgddd当及 270

28、时，可得最大运动速度为90sin1 maxV max1500252 3.14201428.6/60fuRtgtgmm s 8式中为缸体旋转角速度， 。t3.1.3 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sinssvftvtddduRtgddd 2cosvvaftatdddaRtgddd当=0或 180时，,可得最大运动加速度为cos1 maxa 22max150025220224.29/60faRtgtgm s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

29、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 2253.2cosfRbmm 短轴 2250faRmm设柱塞在缸体平面上 A 点坐标为 sinfxR cosfyR如果用极坐标表示则为 矢径 222221coshfRxyRtg极角 2250faRmm滑靴在斜盘平面内的运动角速度为x o y h 222coscoscossinhtdd由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当或时，最大232h（在短轴位置）为 max1500260167/coscos20hrad s当或时，最小（在长轴位置）

30、为0h min1500cos2cos20147.6/60hrad s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 15002157/60hrad s3.3 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 sintizfQF Rtg式中为柱塞横截面积, 。zF24zFd泵柱塞数为 7，柱塞角距为，位于排油区的柱塞数为，那么参220.97z0Z与排油的各柱塞瞬时流量为1sintZfQF Rtg2sintzfQF Rtgq103sin2tzfQF R tgq 01tZfQF Rtgz 泵的瞬时流量为127ttttQQQ

31、Q 01sin1ZzftF Rtgi 11cos224sin4zfF Rtg由以上可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角 a 有关，也与柱塞数有关。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。0Z当时，取,由泵的流量公式可得瞬时流量为02017 1422ZZcos22sin2tzfzQF Rtgz当时，流量脉动取,同样由泵的流量公式可得瞬时流量为2012ZZ3cos22sin2tzfzQF Rtgz当、时，可得瞬时流量的最小值为02113min11024tZfQF Rtgctg而当、时，可得瞬时流量的最大值为43454 3max1csc1024tzfQF Rtg油泵的平均流量可按下式

32、计算：tavgQ232104tavgfQndR Ztg级数柱塞泵瞬时流量规律见图 34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 maxmintttavgQQQ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 150022735060fnZHz3.3.2 脉动率当 Z=7，即为奇数时 0.0253242 74 7tgtgzz当 Z 为偶数时 2tgzz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

33、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12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

34、塞。根据柱塞头部结构，可以有以下三种形式：点接触式柱塞，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。线接触式柱塞，柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞窝中心摆动。摆动头上部是球面或平面或面接触，已降低接触应力，提高泵工作压力。带滑靴的柱塞，柱塞头部同样装有一个摆动头，称为滑靴，可以绕柱塞球头部中心摆动。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，沿滑靴平面泄露，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。本设计即

35、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dfR在 2.2.1 中我们已经求出：柱塞直径16dmm柱塞分部圆半径25fRmm(2) 柱塞名义长度 L 如图 41 所示，应选定下列主要参数：柱塞行程（cm）h柱塞最小外伸长度（cm）minl柱塞最小接触长度（cm）0l柱塞名义长度（cm）l值在结构计算中以确定，一般在范围内，而及 值一般可按经验h11.5hdminll13数据来取： min0.2ld 取01.5 2ld01.524ldmm而 min02.7 3.7lhlld这里取 348ldmm(3) 柱塞球头直径1d按经验常取 1d0.7d为使柱塞

36、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dl0.58dldmm(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：深间距 0.3 0.7hmm2 10tmm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PF14柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力为pF 2max236416

37、 1040 108038.44ppFd pFN式中为泵的最大工作压力。maxP(2) 斜盘对柱塞的法向力N法向力 N 可分为柱塞的侧向分离 T 及柱塞的轴向分力 F, sinTNN cosFNN(3) 缸孔对柱塞的正压力为与 1F N 2FN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 ），0yF 12sin0NFF），0 xF 21cos0PNfFfFF) , 0M 0221021203322lllddF llFlfFfF）由相似原理 。2021222llFFl解上列

38、方程式可得： 2000206431266l llfdlllfdl 226 24 484 243 0.12 16 2410.612 486 0.12 166 24lmm 令 202222022211llllll 222224 10.6110.64.324 10.6110.6mm 则 cossinpFNf15 8038.410577cos200.12 4.3sin20NN 1202221sin11FNlll 1110577 sin20196591.6 1FN 220222sin1NFlll 210577 sin2060291.6 1FN(4) 缸孔与柱塞间的摩擦力为与1fF2fF 10.12 96

39、591159fFN 20.12 6029723fFN(5) 柱塞惯性力BF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aBF 2cosBfGFmaRtgag 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 a 按余弦规律变化。当和0oa 时，惯性力最大值为180o 2230.615002025 102203331060ooBfGFmaRtgtgNg(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。去柱塞伸出最长

40、时的最大接触应力作为计算比压值，则 1max12FPpMpal D max2 965924.1301.34 5PMpapMpa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maxv max1500252201.43/8/60fvRtgtgm svm s平均比功可按下式计算：16 maxmax24.1 1.438.6602222avgpvpvMpapvMpa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 pMpa许用滑动速度 v/m s平均许用比功 pv/Mpa m s 1ZQA943086010 1nZQS15320耐

41、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 滑靴受力分析与设计 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0d0d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德流动，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

42、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yp1 D1fP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 。2fpfp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213126 lnRRFFq若 ，则20F 17 21316 lnRRFq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 212221lnlnrRr

43、PFFFRR若 ，则20F 2121lnlnrRrPFRR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。fP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18如图 42，取微环面。则封油带分离力为2rrd2fp 212221221112122lnRfrrRFpPdRRFRRR油池静压分离力为1fP 2111fpR F总分离力 为fP 22222161212112996593.32 10122ln2ln9fffRRpppFNRR(2) 压紧力 yP滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力 引起的，即pF 8038.48551coscos20py

44、FpN(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yfpp 222121214cos2lnbzRRpdPRR即 22112221ln2coszPRdPRPRR将上式带入式，得泄漏量为31216 lnpqRR3232022822213.14 0.0018038.4 0.0164.5/ min12cos12 2 10129cos20Pd F dqLRR 除了上述主要力之外，滑靴上海作用有其他的里。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

45、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19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。0d0d静压油池压力 与柱塞底部压力 相等，即1pbF 1PpF将上式带入式 中，可得滑靴分离力为 22112221ln2coszPRdpRFRR 22226211213.14 129108038.42.74122ln2ln9PRRpFNRR设剩余压紧力 ，则压紧系数yyfppp ,这里取 0.10.05 0.15yypp滑靴力平衡方程式即为 111 0.12.742.466f

46、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 4-3 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 43 滑靴结构20 (2) 结构尺寸设计 滑靴外径2D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 404 所示

47、。图 44 滑靴外径的确定滑靴外径为2D 2180sin50 sin0.521.27fDDSmmZ一般取 ，这里取 0.5.0.2 1S 油池直径1D初步计算时，可设定 ，这里取 0.8120.6 1DD 120.80.8 21.217DDmm 中心孔、 及长度0dod0l 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0dod艺性能，取 （或）0dod0.8 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（或）对油液0dod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：00.01 节流器采用截留管时，常以柱塞中心孔 作为节流装置，如图 4

48、2 所示。od根据流体力学细长孔流量 q 为 4010128bdppql k式中 、 -细长管直径、长度 ； K-修正系数。0d0l 0164xoR dkl 160112.62xd R 10.065oxd R21 2.28010.065xd R把上式带入滑靴泄漏量公式 可得31216 lnFqRR 30112011286 lnPdFFFRl kR整理后可得节流管尺寸为 带入数据可以求得43020112816lnpdkaFRlaR 01dmm08lmm式中为压降系数， 。当 时，油膜具有最大刚度，承载能a1PFaF20.6673a 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

49、.80.8 0.9a 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔作为节流装置，如图 51 所示，根0d据流体力学薄壁孔流量 q 为 20124PdgqcFFr式中 C 为流量系数，一般取 。0.6 0.7C 把上式带入 中，有31216 lnFqRR 2301121246 lnPdFgCFFRrR整理后可得节流孔尺寸 带入数据可以求得3202121213 lnPadFRgaCRr 01dmm以上提供了设计节流器的方法。从上两式中可以看出，采用节流管的柱塞滑靴组合，公式中无粘度系数，说明油温对节流效果影响较小，但细长孔的加工工艺性较差，实现起来有困难。采用滑靴中心孔为薄壁孔节流，受粘度系数的影响，油温对

50、节流效果影响较大，油膜稳定性也要差些。但薄壁孔加工工艺性较好。为防止油液中污粒堵塞节流器，节流器孔径应0.4mm224.3 配油盘受力分析与设计配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，可以隔离和分配吸、排油油液以及承受由高速旋转的钢铁传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。4.3.1 配油盘设计配油盘设计主要是确定内封油带尺寸、吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。(1)过渡区设计 为使配油盘吸排油窗口之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角大1a于柱塞腔通油孔包角的结构，称正重迭型配油盘。具有这种结构的配油盘，当柱塞0a从低压腔接通高压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。这种

51、高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。对泵的寿命影响很大。为防止压力冲击，我们希望柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。(2)配油盘主要尺寸确定 图 45 配油盘主要尺寸如图 45 所示，求的配油盘主要尺寸如下： 配流窗口分部圆直径0D配油盘窗口分布圆直径一般取等于或者小于柱塞分布圆直径。即，然后fD0fDD根据下式验算其表面滑动速度： 06000D nvv式中：配油盘许用表面滑动速度，推荐 v/m s 4 6/vm s 23取。48Dmm则 3.14 4.8 15003.8/4/6000vm svm s所以符合设计要求。 封油带

52、尺寸设内封油带宽度为 ，外封油带宽度为， 和 确定方法为：2b1b1b2b考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取 略大于 ，即1b2b 1120.1252bRRdmm 2340.1 0.1252bRRddmm当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示于分离力计算式代入平衡方程式可得 222223412132412lnlnpRRRRzdRRRR联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：,129Rmm227Rmm,.321Rmm419Rmm 配油窗口(长腰形)的长度与宽度配油窗口长度至少可占其分布圆周围长度的 75，即；120.75 2配油窗口的宽度应按自吸工况吸入液体的

53、许可流速来计算：23SRR 13000fnqScmvD式中：吸入液体许可流速，一般推荐。 v/m s 2 3/vm s 1500 24.660.53000 2 2.355 5S 所以符合要求4.3.2 配油盘受力分析不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是由差别的，但是功用和基本构造则相同。图 46 是常用的配油盘简图。液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力；配油窗口和风又打油膜对缸体的分离力yp。fp241吸油盘 2排油窗 3过渡区 4减震槽5内封油带 6外封油带 7辅助支承面图 46 配油盘基本构造 (1) 压紧力 压紧力是由于

54、处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶上，事缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。对于奇数柱塞泵，当有个柱塞处于排油区时，压紧力 为112Z 1yp 221max17 11.68038.4646162424ypyzpd FpN当有 个柱塞处于排油区时，压紧力为112z 2yp 222min17 11.68038.4484622424ypyZpd FpN平均压紧力 为yp 121164616484625653922yyypppN (2) 分离力 fp分离力由三个部分组成。即外封油带分离力，内封油带分离力，排油窗高1fp2fp压油对缸体的分离力。对于奇数泵，在缸体旋转过程中，每一

55、瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同。封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘油窗包角有所扩大，如图 47 所示。025图 47 封油带实际包角的变化当有个柱塞排油时，封油带实际包角为112Z 1 101122817 122777Zaa当有个柱塞排油时，封油带实际包角为112Z 2 201122637322777Zaa平均有个柱塞排油时，平均包角为 2Zp 1211 862277p式中： -柱塞间距角，;a2aZ -柱塞腔通油孔包角 ，这里取 。oa027a 外封油带分离力 外封油带上泄漏量是源流流动,对封油带任意半径上的压力从到积分,并以yp2R1R代替，可得外封油带上的分离力为P21fP 221

56、22121224lnppfPPRRpFR FRR26 2262612927108083.427108083.40.92924ln27fpN外封油带泄漏量为1q3317120.0018083.41482912 2 10ln12 ln27ppFqmlRR 内封油带分离力 2fP内封油带上泄漏量是汇流流动，同理可得内封油带分离力为2fP 22342233424lnppfppRRPFR FRR 2262621921108083.421108083.40.52124 ln19fPN内封油带泄漏量为2q 3327340.0018083.41062112 2 10ln12 ln19ppFqmlRR 排油窗分

57、离力 3fP 222263232721108083.43.622pfpPRRFN 配油盘总分离力 fP 1230.90.53.65ffffPPppN总泄露量 q 为 12148 106254qqqml4.3.3 验算比压 、比功 PPv为使配油盘的接触应力尽可能减少和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图 47 中的、。辅助支承面5D6D上开有宽度为 B 的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积 F 为 22225141234FDDDDFFF式中：-辅助支承面通油槽总面积1F （K 通油槽个数，B 为通油槽宽度）15FKB RR、-吸、排油窗口面积

58、2F3F根据估算：21034Fmm27配油盘比压 P 为 512284ytKB RRPpPpapFl d式中：-配油盘剩余压紧力yp-中心弹簧压紧力tp-根据资料取 300pa; p在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算 pv 值，即 ppvpvpv式中 为平均切线速度 .pv42pvDDn 2422 2841820458600/1500 3.14pPVDDkgfcmn 根据资料取.PV2600/Kgfcm4.4 缸体设计4.4.1 缸体的稳定性在工作过的配油盘表面上常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与配油盘间摩擦损失增大，泄露增加，油温升高

59、，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的寿命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸体外力矩不平衡，使缸体发生倾倒。4.4.2 缸体主要结构尺寸的确定 (1) 通油孔分布圆半径 和面积fRaF图 48 柱塞腔通油孔尺寸28为减少油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径与配油窗口分布圆半径 相fR0r等，即 024fRrmm通油孔面积近似计算如下（如图 48 所示） 20.215aaaaFl bb 2216 80.215 8114aFmm 式中： -通油孔长度，al16aldmm -通油孔宽度，ab0.58abdmm (2) 缸体高度 H 从图 4-9 中确定缸体高度 H 为 0max3424

60、245861HlSllmm 式中 ： -柱塞最短留孔长度；0l -柱塞最大行程；maxS -为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；3l -缸体厚度，一般 ，这里取 0.5d。4l40.4 0.6ld图 49 缸体机构尺寸图 (3) 缸体内、外直径、 与壁厚的确定1D2D为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量一致，应尽量使各处壁厚一致（如图 48） ，即，壁厚初值仍由结构尺寸确定。然后进行强度和123刚度验算。本文先取，再进行校核。5mm缸体强度可按厚壁筒验算29 2222222/22dpN cmdd式中： -筒外径dcm -相邻柱塞的壁厚cm -工作油压2P2/N cm -缸体