柱塞泵毕业设计说明书资料

1、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

2、键词：轴向，柱塞泵，设计计算，SolidworksiDESIGN OF AXIAL PISTON PUMPABSTRACTHydraulic 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

3、 pump, becauseit 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 whic

4、h 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 analysisand calculation of their too. At the same time, the selection of materials and checking the cylinder is also critical, the t

5、ype 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 :

6、axial, piston pump, design and calculatio嘴olidworksII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 42 2,2扭矩与机械效率 52.2.3 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

7、 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 234.3.3 验算比压P、比功Pv 264.4 缸体设计 274.4.1 缸体的稳定性 274.4.2 缸体主

8、要结构尺寸的确定 274.5 斜盘力夕!分析 294.5.1 柱塞液压力矩 Mi 304.5.2 过渡区闭死液压力矩M 2 304.5.3 回程盘中心预压弹簧力矩M3 324.5.4 滑靴偏转时的摩擦力矩 M 4 324.5.5 柱塞惯性力矩 M5 334.5.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩M6 334.5.7 斜盘支承摩擦力矩M7 334.5.8 斜盘与回程盘回转白转动惯性力矩 M8 334.5.9 斜盘自重力矩 M9 335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 变量机构 356 SolidWorks 三维制图 366.1 Solidworks 简介 366.2

9、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 376.2.3 配油盘的三维图与工程图 386.2.4 缸体的三维图与工程图 396.3 轴向柱塞泵的装配体 40结论 41参考文献 42致谢 431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

10、变量。止匕外，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

11、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，

12、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量

13、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。止匕外，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

14、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。兰州理工大学的那探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

15、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bw紊流模型和SIMPLEST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

16、。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）、豆f ,（缸孔腰形角）、 北（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

17、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

18、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：要求问 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

20、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 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,当缸体转角在冗2冗范 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

21、0冗范围内，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 一缸体2一配油盘3一柱塞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pmax = 40 MPa额定流量Q = 35 ml/r最大流量Qmax =70 ml/r额定转速n = 1500 r/min最大转速nmax = 3000 r/min2.2.1 排量、流量、容积效率与结构参数轴向柱塞泵

22、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，即二 2 一： 2一tq = d ZSmax = _d ZD tan44式中 d 柱塞直径；Z 柱塞数；D 柱塞分布圆直径； 斜盘倾角。泵的理论排量q为1000Qn v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 35 q 二1500 0.95q = 24.6 ml / r为了避免气蚀现象，在计算q值之后，需按下式做校核计算： 1nmax q - C p式中：Cp常数，对进口无预压力的油泵 Cp=5400;对进口压力为5kgf/cm2的油泵Cp =91000 p300060124.63 =

23、145.4 :二 Cp11所以主参数排量符合设计要求。从泵的排量公式q=-d2ZSmax=-d2ZD tan尸可以看出，柱塞直径d ,分布圆直径D, I .II V</v .ZZ*44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y来实现。对于直轴式轴向柱塞泵,斜盘最大倾斜角¥max在1520之间，该设计是非通轴泵，受结构限制，取上限，即 二20。柱塞数Z,由泵的结构与流量脉动率6来决定，因为是非通轴式所以一般取 Z=70柱塞直径d和柱塞分布圆半径R当 Z=7W,3qsin180d =3:z,二

24、 ztg0.059 24.6 tg20= 1.58 cm应选d = 16mm由于上式计算出的d =15.8mm需要圆整化，并按有关标准选取标准直径,柱塞直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分部圆半径。即Rf 三 1.54d =1.54 16 = 24.64mm将柱塞分布圆半径进行圆整取 Rf =25mm。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Mtb为MtbPbq 12 0.0246

25、1062 3.14= 0.047 1 06 N /m式中Pb为泵吸、排油腔压力差。考虑摩擦损失Mb时，实际输出扭矩Mgb为Mgb =Mtb -Mb =0.047 106 -0.005 106 =0.043 106 N/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Mgb与理论扭矩Mtb之比，即nbmMgb0.043 106Mtb0.047 106轴向柱塞泵的机械效率 Mm =0.880.93。所以此泵符合设计要求。2.2.3功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率NtbNtb = pbQt

26、b = 2 nM gh15006Ntb =2 3.140.047 10 =7379 kw60泵的实际输入功率Nbr为1Nbr =2 二 四 bm0.91二 7419 kwNbr =2 3.14 1500 0.043 10660定义泵的总效率列为输出功率Nbc与输入功率Nbr之比，即二." Nbbm =0.95 0.91 =0.86Nbr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 "=0.850.9,上式满足要求。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

27、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。止匕外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自 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3-1为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。 若斜盘倾斜角为y,柱塞分布圆半径Rf ,缸体或柱塞旋转角为a ,并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为 0° ,则对应于任 意旋转角a时，图31柱塞运动分析h

28、 =Rf - Rf cos:所以柱塞行程S为S = htg = Rf 1 - cos： tg当:. 二180：时，可得最大行程Smax为Smax =2Rftg=2 25 tg20： = 18.2mm3.1.2 柱塞运动速度分析V将式S = htgV = Rf (1-cosa )tg¥对时间微分可得柱塞运动速度dsds dvZZAdtdv dtRf tg sin ：当s= 90,及270°时，sin"=±1,可得最大运动速度Vmax为Umax| = RfctgY =25X1500 乂2 黑 3.14Mtg20 - = 1428.6( mm/s )60ot式

29、中切为缸体旋转角速度，&)=一。t3.1.3 柱塞运动加速度a将u =曳=与 dv =Rf .tg sin口对时间微分可得到柱塞运动加速度a为ddv dta = dv = dv da = Rf ，2tg cos 二dt da dt当Ot=0°或180°时,COsU =±1,可得最大运动加速度amax为amaxc 2,“1500=Rf ；：； tg = 25 I60、2I tg 20' = 224.29 m/s)oJ3.2 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。图33滑

30、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2R 长轴 2b = =53.2 mmcos短轴2a = 2Rf =50 mmdt由上式可见, 短轴位置）为滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动,=-2或挈时,环最大（在'h max15002 二-=-60: =167 rad /scos cos 20当a =0或n时，斜最小（在长轴位置）为, 'hmin = cos =1500 八 ”2 二 cos2060= 147.6 rad /s由结构可知，滑靴中心绕o ,点旋转一周的时间等于缸体旋转 平均旋转角速度等于缸体角速度，即周的时间。因此，其602 T =157 rad /s

31、设柱塞在缸体平面上A点坐标为x = Rf sin ;y = Rf cos：如果用极坐标表示则为矢径Rh = , x2 y2 = Rf . 12 tg2 cos2 ：-极角 2a =2Rf=50mm滑靴在斜盘平面xo内的运动角速度 叫为，cos2 .2_._2 一cos 工，cos sin -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Qti = FzRf tg sin式中Fz为柱塞横截面积，Fz =-d204泵柱塞数为7,柱塞角距为e=至=空0.9,位于排油区的柱塞数为Z。，那么参 z 7与排油的各柱塞瞬时流量为Qt1 = FZ Rf tg sinQt2 = F

32、zRf tg sin qQt3 = FzRftg sin 2qQt =FzRtgwRWzo1 -泵的瞬时流量为Qt =Qti Qt2 |IIH Qt7Z0-FzRf tg '、sin'+。1 it ：1-FzRf tg1cos I 一一 -nsin 一4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 Z0 0Z 17 1当0 M中W 时，取Z。= = J=4,由泵的流量公式可得瞬时流量为222cos I -/:Q =FzRf tg 红2sin2z7-1当-M邛日时，流量脉动取Zo = J,同样由泵的流量公式

33、可得瞬时流量为2 23 二 cosl - Q =FzRf tg 红JL2sin2z当中=0、日、时，可得瞬时流量的最小值为2八13Qmin = cFzRf tg 网 1024、时，可得瞬时流量的最大值为业.3315 t1而当中=一、一444Qtmax I FzRf，tg CSC三 10“ 24油泵的平均流量Qtavg可按下式计算：Qtavg =n -d2 2RfZtg 10J 4级数柱塞泵瞬时流量规律见图34我们常用脉动率6和脉动频率f来表示瞬时流量脉动品质。定义脉动率 _ Qt max Qt minQtavg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f =2nZ150

34、0=27 =350 Hz603.3.2脉动率当Z=7,即为奇数时、= tg =2z 4z 2 7/冗tg I4 7= 0.0253当Z为偶数时Ji Ji' =一 tg z 2z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Z5678910116 (%)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

35、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

36、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d及柱塞分部圆半径Rf在2.2.1中我们已经求出：柱塞直径d =16mm柱塞分部圆半径Rf =25mm（2）柱塞名义长度L如

37、图41所示，应选定下列主要参数：h 柱塞行程（cm）lmin 柱塞最小外伸长度（cm）io柱塞最小接触长度（cm）i 柱塞名义长度（cm>h值在结构计算中以确定，一般在 h=（11.5 ）d范围内，而口所及l值一般可按经验 数据来取：10 =(1.52 )d 取 10 =1.5d =24mm而1 =h 1min 10= 2.73.7 d这里取1 = 3d = 48mm(3)柱塞球头直径di按经验常取di =0.7d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1d ,取1d =0.5d =8mm(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

38、，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 h=0.3 0.7mm间距t=210mm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4-1柱塞受力简图作用在柱塞上的力有：(1)柱塞底部的液压力Fp柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力Fp为FpJI d4JI2 pmaxFp=z(16父炉40M106= 8038.4 N式中Pmax为泵的最大工作压力。(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 = N sin NT及柱塞的轴向分力F,F = N

39、 cos N(3)缸孔对柱塞的正压力为F1(N)与F2(N)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:f 摩擦系数，可取f =0.12。i )£Fy=0 ,Nsin>F1 +F2 =0ii) £Fx=0 ,N cos? fF2 fF1 FP= 0iii) £ M =0, Fjf+l0” 112卜 fFid + fF2d=0I 3 J I 3J 22iv)由相似原理Fi2l0 -l2F2解上列方程式可得:6101-41： -3fdl012l -6fd -6l012

40、一一一一 2一一 一 一 一6 24 48 -4 24 -3 0.12 16 2412 48 -6 0.12 16 -6 24=10.6mm2l0 -l2l；2l0 F4-1(24-10.6)2 21中二 一1062一 =4.3 mm(24-10.6) 110.62N=cos J8038.410577 Ncos20、-0.12 4.3sin 20，- 1Fi=N sinFi1十«0) _112 一. 一 1=10577 m sin 20" 11+I 1.6-1 J= 9659 N46F2 二N sin2l0 -l2l2-11210577 sin 20 二 6029 N1.6

41、 -1(4)缸孔与柱塞间的摩擦力为fFi与fF2fF1 =0.12 9659=1159 N fF2 -0.12 6029=723 N(5)柱塞惯性力FB 柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度 a,则柱塞轴向惯性力FB为_G _2FB = -ma = - - Rf tg cos a 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a按余弦规律变化。当a = 0°和180° 时，惯性力最大值为Fb 二 ma = GRf 2tg20o =0.63 1500 c25 10210602tg20o =333 N(6)柱塞与缸孔间比压P、平均比功(pvbv

42、g验算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。具比压控制在摩擦副材料允许的范围内。去柱塞伸出最长时 的最大接触应力作为计算比压值，则2E , 1Pmax - 3 1 MpaI1 D2 9659 1Pmax =24.1 Mpa-p，= 30Mpa1.34 5柱塞相对缸体的最大运动速度Vmax应在摩擦副材料允许方位内，即vmax = Rf tg =25 I5。2二 tg 201P = 1.43m/s "v 1 = 8m / s60平均比功可按下式计算：表4 1材料牌号许用比压Ip(Mpa)许用滑动速度Iv(m/s)平均许用比功pv

43、(Mpa m/ s)ZQA1 9-430860ZQS10-115320耐磨铸铁10518pmaxPv avg = 2vmax224.1 1.43= 8.6Mpa ： l.pv.l - 60Mpa上式中的许用比压p、许用速度 参考表41卜、许用比功pv的值，以摩擦副材料而定，可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

44、塞中心孔d0和滑靴中心孔d0 ,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Ry ；另一是由滑靴面直径为D1的油池产生的静压力Pf1与滑靴封 油带上油液泄露时油膜反力 Pf2,二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离Pf。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4-2为柱塞结构与分

45、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-3 F1 -F2q 一 6舁R1若F2 =0 ,贝U-：、：3F1q 二R-6叫式中6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lnR2Pr = Fl - F2r- F2lnR2Ri,R2 lnir-lnR2R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Pf可通过积分求得。图42滑靴结构及分离力分布如图42,取微环面2nrdr。则封油带分离力pf2为R2Pf2 = R Pr2二 drR1：:.Fi_2_2_21R2RFi二 R2lnRRi油池静压分离力Pfi为

46、Pf1总分离力PfmR2F1为Pf=Pf1 Pf222(R2 - R1R2F12ln 2Ri_22二 122 - 926 9659 = 3.32 106 N2ln 12 9(2)压紧力Py滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力Fp引起的，即PyFp8038.4coscos20=8551 N(3)力平衡方程式当滑靴受力平衡时,Py = Pf应满足下列力平衡方程式dI4Pb cos_2_2二 R2 - RP2lnR2 Rd2lnR2RiPP 2 段 - R2 cos将上式带入式q =二、：36 TnP1 ,得泄漏量为R2R二d；FPd2323.14 0.0018038.4 0.016q =22 =28

47、22712R2-R cos 12 2 1012 -9 cos20= 4.5 L/min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，球较摩擦力，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 d0'还是滑靴中心孔do ,均不起节流作用。静压 油池压力P1与柱塞底部压力Fb相等，即P1

48、 = Fp2R2dz ln -将上式带入式 = -FFp2 R2 -R2 cos二 R2 -R2 p1 二RFp 二2lnR中，可得滑靴分离力为R1设剩余压紧力.包=py - pf3.14 122 -9210-6-8038.4=2.74 N2ln12 9,则压紧系数=Py =0.050.15 Py这里取0.1滑靴力平衡方程式即为pf 21 - ： p1 - J1 -0.12.74=2.466 N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中， 剩余压紧力产生的接触应力也不会大，仍

49、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4- 3滑靴结构（2）结构尺寸设计滑靴外径D2滑靴在斜盘上的布局，应使倾角 尸=0时，互相之间仍有一定的间隙S ,如图44 所示。图44滑靴外径的确定滑靴外径D2为一 .二一c . 180 八 D2 = D f sin - - S =50 sin 0.5 = 21.2 mm一般取S=0.21 ,这里取0.5.油池直径D1初步计算时，可设定 卷=

50、0.61,这里取0.8D1 =0.8D2 =0.8 21.2=17 mm中心孔d0、do,及长度l0如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔d0和do可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取d0 （或 do'） =0.81.5mm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do'）对油液有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度0=0.01,节流器有以下两种型式： 节流器采用截留管时，常以柱塞中心孔 d；作为节流装置，如图4-2所示。 根据流体力学细长孔流量q为4_ d0 Pb-P1q 一128T0k式中 d0、l0-细长管直径、长度；K-修正系数。k =1Rxdo64

51、101.1冶1二二1 +2.62 <0.065ld0RxJdoRx2.28把上式带入滑靴泄漏量公式10.065d0RxF1q =1-可得6ln匹R二 do Fp - F1 i ； 3 F112810klnR整理后可得节流管尺寸为4 d0l0128、3ka F61n 民 Ja R带入数据可以求得式中a为压降系数,d0 =1mm10 = 8mma=。当a =2 =0.667 时，油膜具有最大刚度，承载能力FP3最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数a = 0.80.9,这里取0.8 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔d。作为节流装置，如图5-1所示，根据流体力学薄壁孔流量q为二d2

52、 2g 匚q = c Fp - F14 r式中C为流量系数，一般取把上式带入 q二61n R2R1C =0.6 0.7。中，有二 C.3F16J1n R2 R1整理后可得节流孔尺寸do2二33/1n0 R带入数据可以求得Rid0 =1mm以上提供了设计节流器的方法。从上两式中可以看出，采用节流管的柱塞一滑靴组 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。采用滑靴一中心孔为薄壁孔节流，受粘度系数N的影响，油温对节流效果影响较大，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，节流器孔径应之0.4mm4.3配油盘受力分析与设计配

53、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日大于柱塞腔通油孔包角a。的结构，称正重迭型配油盘。具有这种结构的配油盘，当柱塞从低 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Do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Df。即D°E Df ,然