36636941410904沙美妤说明书

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1、编号本科生毕业设计（论文）题目： 斜盘柱塞泵设计 机械工程学院 学院 自动化 专业学 号 0401090403 学生姓名 沙美妤 指导教师 刘利国 教授 摘 要斜盘轴向柱塞泵是液压系统中被广泛使的动力元件，用于各类工程机械中。它是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵。合理的选择液压泵对于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。对于斜盘式轴向柱塞泵，柱塞、滑靴、配油盘、缸体是其重要部分。本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,例如,柱塞的结构型式滑靴结构型式配油盘结构型式等进行了分析和

2、设计,还包括它们的受力分析与计算.还有对缸体的材料选用以及校核很关键;最后对变量机构分类型式也进行了详细的分析,比较了它们的优点和缺点.该设计最后对轴向柱塞泵的优缺点进行了整体的分析，借鉴了许多著名的文献，自主独立的对斜盘直轴式柱塞泵进行了全面的设计。对今后的发展也进行了展望.斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量、维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。关键词：轴向柱塞泵；斜盘；缸体；柱塞AbstractABSTRACTWobble-axial piston pump is dynamic components which are widely used in variou

3、s construction machinery in hydraulic system. The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily，Is a capacity t

4、ype liquid to press the pump . reasonable of choice liquids pressing a pump can consume a , exaltation the efficiency , of the system to lower noise , an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of of dependable work all very important.Fill to pillar to pump for the

5、inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part.This design filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytical, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar, as to its win of structure

6、, for example, the pillar fill of the , sliding shoes structure pattern , of the structure pattern went together with the oil dish structure patterns etc. to carry on analysis and design, also include their is analyze by dint with calculation.The material which still has a body to the urn chooses in

7、 order to and school pit very key;Finally measure an organization classification towards change, the pattern also carried on detailed analysis and compared their advantage and weakness.Borrowed from many famous literature, independence of swash plate straight axis type plunger pump has carried on th

8、e comprehensive design.That design end filled the merit and shortcoming of pump to carry on whole analysis toward the pillar to the stalk and also carried on an outlook to future development.Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes

9、 the deal, maintain convenience and so on. Keywords: Axial piston pump;Slanting;Cylinder;Plunger目录目 录目 录i第1章 绪论11.1 轴向柱塞泵简介11.2 国内外CY系列轴向柱塞泵发展概况11.3 CY系列轴向柱塞泵的主要用途和发展趋势1第2章 手动式斜盘柱塞泵工作原理与性能参数32.1 斜盘柱塞泵的结构和基本型式32.1.1 斜盘柱塞泵的结构32.1.2 斜盘柱塞泵的作用32.1.3 斜盘柱塞泵的特点32.1.4 斜盘柱塞泵的基本型式32.2 斜盘柱塞泵的工作原理和优缺点42.2.1 斜盘柱塞

10、泵的工作原理42.2.2 斜盘柱塞泵的优缺点42.2.3 斜盘柱塞泵的参数5第3章 斜盘柱塞泵的运动和动力分析73.1 运动分析73.1.1 柱塞的运动速度、加速度方程73.1.2 排量流量和流量脉动73.2 动力分析93.2.1 泵的输入扭矩93.2.2 泵的功率103.2.3 泵的总功率10第4章 柱塞受力分析与设计114.1 柱塞受力分析114.2 柱塞设计154.2.1 柱塞结构型式154.2.2 柱塞结构尺寸设计164.2.3 基于UG的柱塞的三维建模18第5章 滑靴受力分析与设计195.1 滑靴结构型式195.2 滑靴受力分析205.3 带油膜压力反馈的静压支承225.4 滑靴的平

11、衡设计245.5 滑靴和斜盘间的烧伤原因分析285.6 基于UG的滑靴的三维建模28第6章 配流盘受力分析与设计316.1 配流盘受力分析316.2 配流盘设计346.2.2 配流盘主要尺寸确定346.2.3 基于UG的配流盘的三维建模35第7章 缸体的设计377.1 缸体的强度和材料377.1.1 缸体的强度377.1.2 缸体和配流盘的材料377.2 缸体的稳定性377.3 缸体主要结构尺寸的确定387.3.1 通油孔分布圆半径和面积387.3.2 缸体内外直径的确定387.3.3 缸体高度H397.4 缸体和配流盘的平衡设计397.5 配流副烧伤的原因分析417.6 基于UG的缸体的三维

12、建模41第8章 柱塞回程机构设计438.1 回程机构的基本型式438.2 回程力438.3 回程机构设计45第9章 变量机构479.1 变量机构的操纵形式和调节方式479.1.1 变量机构的操纵型式479.1.2 泵参数自动调节的变量方式48第10章 轴承的选择与计算53第11章 泵轴5511.1 泵轴的最小直径的校核和结构设计5511.1.1 初步计算直径5511.1.2 轴的结构设计5511.1.3 轴的校核5611.2 花键部分与缸体的连接强度5611.3 基于UG的泵轴的三维建模5711.4 基于UG的泵轴的有限元分析5811.4.1 分析步骤5811.4.2 分析结果58第12章 键

13、连接的选择及校核计算63第13章 联轴器的选择65第14章 电动机选择67第15章 斜盘柱塞泵的使用与维护6915.1 组装和安装6915.2 对邮箱设计的要求7115.3 对工作介质要求7115.4 启动7215.5 检修72第16章 结论与展望7516.1结论7516.2不足之处及未来展望75参考文献77致 谢79附录A： 作者在校期间发表的论文81 79斜盘柱塞泵设计第1章 绪论1.1 轴向柱塞泵简介随着时代的进步，斜盘柱塞泵逐渐走向多样化。性能优越、使用寿命长、成本低、维修方便等优点使得其越发受到消费者的青睐，普及市场。随着电子、计算机、材料、制造等相关技术的发展，多学科交叉应用于轴向

14、柱塞泵的研究，使仿真和试验更为接近现实，轴向柱塞泵设计和优化的效率大大提高。轴向柱塞泵由于柱塞结构紧凑、工作压力高、效率高、容易实现变量等优点，因此被广泛应用于工作压力高、流量大而又需要调节的液压系统中。轴向柱塞泵可分为阀配流与轴配流两大类。阀配流轴向柱塞泵存在故障率高、效率低等缺点。由于轴向泵结构上的特点，轴配流轴向柱塞泵耐冲击、寿命长、控制精度高。1.2 国内外CY系列轴向柱塞泵发展概况我国目前大量使用的CY系列轴向柱塞泵。这类泵的最大特点是采用大轴承支承缸体，具有压力高、工艺性好、成本低、维修方便等优点，比较适合国情，因此，成为当今我国应用最广的开式油路泵。CY型轴向泵从1966年开始设

15、计以来，经过CY14-I，CYI4-lA，CYI4-IB几个发展阶段，每一个发展阶段泵的性能、寿命都得到提高，品种也不断增长。但是，从1982年CY14-1B轴向泵定型以来，已经过去20余年的时间，该泵发展停滞、变化不大。近年来，世界上柱塞泵技术已有长足进步，加上国内对使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要对CY14-1B轴向泵进行更新，开发一种噪声更低、自吸性能更好、节能、省料、使用更可靠的轴向柱塞泵。早期的斜盘式轴向泵的压力都只有7MPa，但现代液压传动系统均要求更高的压力。目前我国的轴向柱塞泵技术还比较落后，但旺盛的需求对轴向柱塞泵技术的发展有很大的推动作用。因此只要能紧跟国际技术潮流

16、，发挥后发优势，一定能赶上国际先进水平，甚至后来居上。国外从上世纪80年代以来，轴向柱塞泵的结构、材料、工艺上虽然都有不少进步，但一个最重要的动向是向着个性化发展，即针对不同的需要，发展专用类型的泵。1.3 CY系列轴向柱塞泵的主要用途和发展趋势斜盘式轴向柱塞泵，由于体积小，重量轻，液压伺服变量机构简，惯性小，故较适合用于移动设备与自动控制系统，作为液压动力源。斜盘式轴向柱塞泵是现代液压传动系统中广泛使用的动力元件也是可实现无级变量的两类泵。近几十年来，这类泵一直在不断地改进、发展、竞争。现在，斜盘式轴向泵已占领液压系统大部分的变量泵市场。如今的市场需求要求创新，做到与众不同，这一点，造就了泵

17、产品的多元化趋势。它的多元性主要体现在：（1） 输送介质的多样性（2） 产品结构的差异性（3） 运行要求的不同性基于可持续发展和环保的总体背景，泵的运行环境对泵的设计又提出了众多的要求，如泄漏减少、噪声振动降低、可调性增加、寿命延长等等均对泵的设计提出了不同的侧重点或几个着重点并行均需考虑，也必然形成泵的多元化形式。斜盘柱塞泵设计第2章 手动式斜盘柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘柱塞泵的结构和基本型式2.1.1 斜盘柱塞泵的结构为了保证泵的各配流面的几何精度和光洁度，该泵的外壳由变量壳体（后段）、泵壳（中段）和泵体（前段）三段组成。泵体的进出油口采用铸造流道，阻力损失较小，提高了泵的自吸能

18、力，同时还有利于降低泵的噪声。其组成部分如图2-1所示。图2-12.1.2 斜盘柱塞泵的作用作用：主要为执行元件提供压力油，也是一种能量转换装置，将驱动电机的机械能转换为油液的压力能，以满足执行机构驱动外负载的需要。2.1.3 斜盘柱塞泵的特点特点：压力高，容积效率高，流量可调等优点，广泛应用于煤矿机械、工程机械。 轴向液压柱塞泵在工作中，主传动轴带动缸体转动。由于斜盘具有倾角 ，当柱塞泵缸体转动时柱塞就在缸体的柱塞孔内作往复运动，完成液压泵的吸油压油过程。柱塞装在柱塞泵缸体中，沿轴向圆周均匀分布。轴向液压柱塞泵在工作中，主传动轴带动缸体转动。由于斜盘具有倾角 ，当柱塞泵缸体转动时柱塞就在缸体

19、的柱塞孔内作往复运动，完成液压泵的吸油压油过程。2.1.4 斜盘柱塞泵的基本型式滑靴式斜盘泵的结构按缸体的支承方式可分为两种：轴承支承缸体轴支承缸体第一种支承方式可以使传动轴不穿过斜盘，称为不通轴式，也可以设计成使传动轴穿过斜盘，称为通轴式。第二种支承方式只能设计成通轴式结构，这种结构的优点是：斜盘作用在柱塞上侧向力的合力点，通过大轴承的中心面，使大轴承作为缸体的支点，柱塞上的侧向力对缸体不产生倾覆力矩，使泵的传动轴只传递扭矩，不传递弯矩，有效地保证了缸体和配流盘之间接触良好。采用这种支承结构，可使斜盘泵的压力提高，转速也大幅提高。本设计使用第二种结构型式。2.2 斜盘柱塞泵的工作原理和优缺点

20、2.2.1 斜盘柱塞泵的工作原理轴向柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动，造成密封容积的变化，来实现吸油和排油。直轴式轴向柱塞泵的柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底面始终贴着斜盘平面运动。当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体平面存在一倾斜角，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。缸体按一个方向旋转，在范围内，柱塞由开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至。在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔内，这是吸油过程。随着缸体继续旋转，在，柱塞在斜盘约束下开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止。在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通，油液通过排油窗排出。这就是排油过程。可见

21、，缸体每转一圈，各个柱塞有半周吸油、半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。如果改变传动轴的旋转方向或斜盘的倾斜方向，就可改变泵的吸、排油方向；泵的排量大小可通过改变斜盘的倾角的大小来实现。这也是斜盘式轴向柱塞泵通常为双向变量泵的原因。2.2.2 斜盘柱塞泵的优缺点柱塞泵比较其他容积式液压泵齿轮泵、叶片泵、螺杆泵有如下优点：1、 参数高：常用压力达，超高液压泵可达以上；常用泵的排量为每转几ml至500ml，大排量泵每转可达千ml；常用泵的驱动功率在200kw以下，大功率泵可达500kw以上。2、 效率高：容积效率可达95%以上，总效率可达90%以上。3、 寿命较长：泵内轴承的设计寿命

22、一般为，泵的使用寿命可达以上。4、 变量方便，型式较多：利用变量柱塞泵，实现液压系统的功率调节和无级变速，是液压传动特别是高压液压传动系统的最重要的优点之一。5、 可以使用不同的工作介质：例如，即可以使用矿物油；也可以使用乳化液或其他人工合成介质，这对适应某些液压设备的抗燃要求和节省能源具有重要的意义。6、 单位功率的重量轻。但柱塞泵也有以下缺点： 1、结构复杂，零件数较多； 2、制造工艺要求高，成本较高； 3、除阀式柱塞泵以外，一般对介质的清洁度比较敏感，因此对使用和维护水平要求较高。2.2.3 斜盘柱塞泵的参数额定流量： L/min额定压力： 额定转速： 变量方式： 手动变量工作寿命：10

23、年；每年工作300工作日；每天工作8小时；工作环境：粉尘、潮湿；工作温度：0-30。每3年检修一次。即=24000h第3章 斜盘柱塞泵的运动和动力分析3.1 运动分析3.1.1 柱塞的运动速度、加速度方程图3-1为斜盘式轴向泵运动计算简图，由文献5知其运动方程为： (3-1) 式中 Rf柱塞分布圆半径 斜盘角图3-1 斜盘式轴向泵运动计算图对式（3-1）一次微分可得柱塞的速度方程为： (3-2) 对式（3-1）两次微分可得柱塞的加速度方程为： (3-3) 3.1.2 排量流量和流量脉动轴向柱塞泵理论排量是指不计容积损失时缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，由文献5知： （ml/r） (3

24、-4) 式中 为柱塞分布圆半径； 为斜盘倾角； 为柱塞直径； Z为柱塞数目。为了使柱塞泵正常工作，其入口压力应保证不产生气蚀，因为气蚀降低了泵的效率，产生振动和噪声，并且泵内零件出现气蚀损坏。为了避免气蚀现象，在计算理论排量时应按下式作校核计算： (4-5) 式中是常数，对进口无预压力的油泵=5400；对进口压力为5kgf/cm2的油泵=9100，这里取=9100故符合要求。 不计容积损失时，泵的理论流量为： (3-6) 式中 为泵的转速。泵的实际流量为泵有负载时每分钟输出液体的体积，即 (3-7) 式中 泵的容积效率（%）实际上，泵的流量并不是均匀，由于柱塞的速度是瞬时变化的，而且压出区的柱

25、塞数目也在变化，因此相应于泵的流量也是瞬时变化的，存在着流量脉动。泵的瞬时流量为： (3-8) 式中 i压出区柱塞数； F柱塞面积； 第i个柱塞的速度。 令 (3-9) 对于柱塞数为奇数的泵：压出区柱塞数为i=（z+1）/2，t的范围为；压出区柱塞数为i=（z-1）/2，t的范围为。在这两种情况下都得出： (3-10) (3-11) 因此，泵的最大瞬时流量： (3-12) 泵的最小瞬时流量： (3-13) 故奇数柱塞泵的流量脉动率为： (3-14) 由于实际上泵的柱塞均大于或等于三个，因此方程（3-14）可以做如下简化： (3-15) 即 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。

26、相同结构型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。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参数来区别同一系列不同规格型号的产品。从泵的排量公式中可以看出，柱塞直径分布圆直径柱塞数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，该设计是不通轴泵，取。泵实际输出流量为： =88.5-2=86.5（L/min） (3-16) 式中 为柱塞泵泄漏流量。轴向柱塞泵的泄漏流量主要由缸体底面与配油盘之间滑靴与斜盘平面之间及柱塞与柱塞腔之间的油液泄漏产生的。此外，泵吸油不足柱塞腔

27、底部无效容积也造成容积损失。泵容积效率定义为实际输出流量与理论流量之比，即 = (3-17) 轴向柱塞泵容积效率一般为=0.940.98，故选定的理论流量符合要求。3.2 动力分析3.2.1 泵的输入扭矩由文献5知泵的输入扭矩： (3-18) 这表明泵的输入扭矩也是脉动的，而且脉动率与流量脉动率相同。泵的理论输入扭矩：=138 (3-19) 式中 泵的进出压力差（kgf/cm2）； 泵的理论排量(ml/min)。泵的实际输入扭矩： (3-20) 式中 泵的机械效率3.2.2 泵的功率由文献5知柱塞泵的输出的液压功率： （kw） (3-21) 式中 泵的实际输出流量（l/min）。输入（机械）功

28、率：（kw） (3-22) 式中 实际输入扭矩（）； 泵的转速（r/min）。3.2.3 泵的总功率 (3-23) 注：第4章 柱塞受力分析与设计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。4.1 柱塞受力分析图4-1是带有滑靴的柱塞受力分析简图. 图4-1 柱塞受力分析1）柱塞底部的液压力柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力为： (4-1) 式中 为泵的输出压力。2）柱塞惯性力在计算惯性力之前我们先估算一下柱塞副的质量，在算惯性力用到。估算柱塞的尺寸如（4-2）图所

29、示。图4-2 柱塞简图L=70mm，d=20mm，L1=50mm，d1=16mm，d2=16mm估算柱塞的体积： 柱塞的整个体积V为： (4-2) 材料密度：柱塞的粗略质量为： (4-3) 如果球杯高度过大会增加摩擦面积，增加损耗，接触面积过小会使柱塞于滑靴脱落，所以应稍小一些就可以取根据经验给出 。图4-3 滑靴简图如图4-3所示粗算滑靴的体积： (4-4) (4-5) 柱塞和滑靴总质量： (4-6) 柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度a，则柱塞轴向惯性力为： (4-7) 式中 为柱塞质量。惯性力方向与加速度a的方向相反，随缸体旋转角=t按余弦规律变化。当和时，惯性力最大值为： (4-

30、8) 3）离心反力柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度，产生的离心反力通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为： (4-9)4）斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头中心垂直于斜盘平面，可以分解为轴向力P及径向力，在忽略掉柱塞惯性力时， ，此式用于计算轴承和传动轴已足够精确，即： (4-10)轴向力P与作用于柱塞底部的液压力及其它轴向力相平衡。而径向力T则对主轴形成负载扭矩，使柱塞受到弯矩作用，产生接触应力，并使缸体产生倾倒力矩。5）柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力和该力是接触应力和产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞腔的径向力T和离心

31、力引起的接触应力和可以看成是连续直线分布的应力。6）摩擦力和柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力为： (4-11)式中 为摩擦系数，常取=0.050.12，这里取0.1。分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于上死点时的位置。此时，N和可以通过如下方程组求得： 式中 柱塞最小接触长度，根据经验=，这里取=40mm； 柱塞名义长度，根据经验=，这里取=70mm； 柱塞重心至球心距离，=。以上虽有三个方程，但其中也是未知数，需要增加一个方程才能求解。根据相似原理有： 又有 所以 (4-12)将式（4-12）代入求解接触长度。为简化计算，力矩方程中离心力相对很小可以忽略，得： (4-13)

32、将式（4-12）代入可得： 将以上两式代入可得： (4-14) 式中 为结构参数。 (4-15)4.2 柱塞设计4.2.1 柱塞结构型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4-4（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4-4（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

33、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。带滑靴的柱塞：如图4-4（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 ) 图4-4 柱塞结构型式 图4-5 封闭薄壁柱塞从图4-4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

34、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4-5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。本设计选择图4-4（c）的结构型式。4.2.2 柱塞结构尺寸设计 柱塞直径及柱塞分布塞直径随

35、着柱塞数的增加，流量不均匀系数减小；流量不均匀系数，奇数柱塞明显优于柱塞数相近的偶数柱塞，大多数轴向柱塞泵柱塞数采用7或9个，有时小排量可采用5个。此设计选择9个柱塞。柱塞直径柱塞分布塞直径和柱塞数Z都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上各柱塞孔直径所占的弧长约为分布圆周长的75%，即： (4-16)由此可得 式中 为结构参数。随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其值如表4-1所示. Z7911m3.13.94.5表4-1当泵的理论流量和转速根据使用工况条件选定之后，根据流量公式可得柱塞直径为： (4-17)由上式计算出的数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径,应选取20mm.柱塞直径确定后，应

36、从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径，即： (4-18) 柱塞名义长度l由于柱塞圆球中心作用有很大的径向力T，为使柱塞不致被卡死以及保持有足够的密封长度，应保证有最小留孔长度，一般取： 因此，柱塞名义长度应满足： 式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸长度，一般取。根据经验数据，柱塞名义长度常取： 这里取 柱塞球头直径按经验常取，这里取如图4-6所示。图4-6 柱塞尺寸图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，一般取，这里取。 柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽，起均衡侧向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=0.30.

37、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。4.2.3 基于UG的柱塞的三维建模基于第4章的柱塞分析和初定的结构尺寸可以对柱塞进行初步的三维建模，如图4-7和4-8所示. 图4-7 图4-8第5章 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的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的流动，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

38、机械效率。这种结构能适应高压力和高转速的需要。5.1 滑靴结构型式滑靴结构有如图5-1所示的几种型式。图5-1滑靴结构型式分析： 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。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。为了防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨，所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带（图5-2）。这样，即使滑靴出现某些偏磨，也不会破坏滑靴的平衡设

39、计，从而延长了滑靴的寿命。为了减小剩余压紧力对滑靴底面的比压，并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形（这种变形引起松靴），常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带（图5-2），为了不影响滑靴的支承力，并使密封带内侧压力迅速伸展，内辅助支承面在圆周上是断开的。即图5-1（c）的结构形式。图5-25.2 滑靴受力分析滑靴在旋转过程中，由于离心力的作用，滑靴对于斜盘产生的压紧力将偏离滑靴的轴线。在此力所引起的摩擦力的作用下，滑靴、柱塞在运动中会产生绕自身轴线的旋转运动，转动的快慢取决于旋转摩擦力的大小。但这一自旋可以改善滑靴底部的润滑，对减小摩擦、改善磨损和提高效率均有利。1) 分离力

40、图5-3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漏量的表达式为： 若，则 式中 为封油带油膜厚度。封油带上半径为的任仪点压力分布式为：若，则从上式可以看出，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。图5-3 滑靴结构及分离力分布如图5-3，取微环面，则封油带分离力为： 油池静压分离力为： 总分离力为： (5-1)2) 压紧力滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力引起的，即 (5-2)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： 即 (5-3)将上式代入式中，得泄漏量为 (5-4) 除了上述主要力之外，滑靴

41、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。5.3 带油膜压力反馈的静压支承液压泵工作时，作用于滑靴上有一组方向相反的力。一是柱塞底部液压力把滑靴压向斜盘，称为压紧力；另一是由滑靴面油池产生的静压力与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离。当压紧力与分离力相平衡时，封油带上将保持一层稳定的油膜，形成静压油垫。滑靴和斜盘之间的运动副平衡设计良好，将有利于改善泵的性能，防止运动副

42、的烧伤，提高泵的寿命。 a b图5-4带油膜压力反馈的静压支承如在图5-4a的圆盘底部油腔入口处加上阻尼，其阻尼器的直径为，长度为（如图5-4b），则圆盘底部的压力将随外载而变化，若外载P增加，油膜厚度h减小，漏损减小，通过阻尼孔的压降减小，升高，圆盘底面总推力加大，使油膜厚度恢复至原来的h值；反之，外载荷P减小，h增加，增大，下降，减小，使h又减小，恢复至原始值。这种h和的自动调节过程称为油膜的压力反馈，可用图5-5所示的方框图表示。 图5-5图中为原始油膜厚度，为外加载荷增量。为了达到完全静压支承，并使该支承功率损失最小，还应满足以下条件：1） 力平衡条件：外载荷等于圆盘底部总推力，即 (

43、5-5)2） 流量连续性方程：圆盘底部间隙的漏损量等于通过阻尼孔的流量，即 (5-6)其中式中 底部油腔压力（）。当油腔入口无阻尼时，； 底部油腔半径（cm）。 式中 阻尼孔直径（cm）； 阻尼孔长度（cm）； 供液压力()； 通过阻尼孔后的压力，即圆盘底部油腔压力（）； 油的动力粘度（）。并令，得节流器的降压系数为： (5-7)式（5-7）中为与圆盘结构有关的常数。如果把单位油膜厚度变化所引起的压降系数的变化称为油膜压力反馈刚度,则： (5-8)的物理意义是：油膜厚度变化一单位距离，所能承担的外负载变化量。对式（5-8）微分，可求出最大油膜刚度的条件： (5-9)故时油膜刚度最大3） 最小功

44、率损失：要使静压支承处于最佳工况下工作，必须使支承的功率损失最小。静压支承的功率损失包括漏损功率损失和摩擦力功率损失。当支承间隙的油膜厚度加大时，漏损功率损失增加，摩擦功率损失减小。反之，油膜厚度减小，漏损功率损失减小，而摩擦功率损失增加。因此，必定有一油膜厚度使漏损和摩擦功率损失之和最小，这一油膜厚度称为最佳油膜厚度。由文献5知最佳油膜厚度为： (5-10)式中 u圆盘中心相对于支承面的滑动速度（cm/s）； 节流器压降系数（无因次）； 油的动力粘度（）； 供油压力（）； 支承密封面的内、外径（cm）。5.4 滑靴的平衡设计常用剩余压紧力法进行滑靴的平衡设计。剩余压紧力设计法的实质是将柱塞缸

45、中的压力油直接（没有阻尼）引入滑靴底部，使滑靴底部的液压推力平衡液体压力对柱塞轴向力的95%左右，剩余5%左右的压紧力使滑靴始终压向斜盘而不脱开。滑靴底面存在漏损，而且任何介质都有一定的油膜强度，能够形成一定的润滑条件，使泵的机械效率可以高达95%以上，所以目前压力为400kgf/cm2，转速为3000r/min的斜盘泵的滑靴也仍然采用剩余压紧力设计法。剩余压紧力设计法的主要特点是：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。静压油池压力与柱塞底部压力相等。用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.0080.01mm左右

46、。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。图5-61） 根据经验，选取。其中和为滑靴底部封油带内外半径，d为柱塞直径。d=20，所以取，2） 推荐取，其中直径较大的滑靴取最小值，直径较小的滑靴取最大值。满足，即。3） 滑靴底部的总推力 (5-11) 计算滑靴的平衡系数： (5-12)m值推荐取0.95左右，所以满足推荐值。对于变量泵，在斜盘角时，可取m=1，则上式变为： (5-13)这样，在最大斜盘角时m=cos，当时，m=0.970

47、.94。用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔和可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，一般取： （或）=0.81.5mm 此处取=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）对油液有较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度。此处取h=0.01mm。节流器有以下两种型式： 图5-7 滑靴外径的确定（a） 节流器采用节流管时，常以柱塞中心孔作为节流装置，如图5-6所示。根据流体力学细长孔流量为： (5-14)式中 阻尼孔直径（cm）； 阻尼孔长度（cm）； 供液压力()； 通过阻尼孔后的压力，即圆盘底部油腔压力（）； 油的动力粘度（）。把式（5-14）代入滑靴泄漏量公式式中 底部

48、油腔压力（）。当油腔入口无阻尼时，； 底部油腔半径（cm）。可得： (5-15)又整理后可得节流管尺寸为： (5-16)代入数据得： 求得=1.5 （b） 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔作为节流装置，如图5-6所示。根据流体力学薄壁孔流量为： (5-17)式中 C为流量系数，一般取C=0.60.7。把上式代入式中 底部油腔压力（）。当油腔入口无阻尼时，； 底部油腔半径（cm）。有： (5-18)整理后可得节流孔尺寸： (5-19)代入数据得： 求得： 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。为了提高滑靴的拉脱强度，可以将滑靴的收口部位局部加厚（图5-2）。滑靴的球面不柱度和椭圆度不大于0.003mm，与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于0.01mm，与柱塞球头的接触面积不小于70%。要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析，否则容易引起疲劳破坏。滑靴和斜盘相接触的平面，不平度应不大于0.003mm。为了使回程盘压紧滑靴，工作过程中不产生撞击，要求一台泵所有滑靴的突缘厚度误差不大于0.