轴向柱塞泵设计说明书

XXXXX学校

毕业设计说明书

论文题目：轴向柱塞泵设计

系 部： XXX

专 业： XXX XXXXX

班 级： XXX

学生姓名： XXXXXXX

学 号： XXXXX

指导教师： XXXX

2015年05月1日

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液压系统的减少能耗﹑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设计,还包括它们的受力分析与计算以及对缸体的材料选用和校核;另外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。最后该设计对轴向柱塞泵的优缺点进行了整体的分析,对今后的发展也进行了展望。

关键词: 柱塞泵； 液压系统； 结构型式； 设计。

Abstract

Liquid's pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that the liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquid's pressing a pump can consume a exaltation the efficiency, of the system to lower the noise, an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of dependable work all very important

This design filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytic, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar,As to it's win of structure,For example, the pillar fill of the slippery structure pattern ,Of the structure pattern went together with the oil dish structure pattern's 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 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.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 after-time's development.

Key Words：Plunger Pump; Hydraulic System; Structure Pattern; Design.

目 录

摘 要……………………………………………………………………………………………I Abstract ……………………………………………………………………………………II绪论………………………………………………………………………………………………1 第1章 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数………………………………3

1.1直轴式轴向柱塞泵工作原理…………………………………………………………… 3

1.2直轴式轴向柱塞泵主要性能参数…………………………………………… 3

第2章直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析………………………… 7

2.1柱塞运动学分析…………………………………………………………………………7

2.2滑靴运动分析…………………………………………………………………………… 9

2.3瞬时流量及脉动品质分析…………………………………………………………… 10

第3章 柱塞受力分析与设计…………………………………………………………14

3.1柱塞受力分析……………………………………………………………………………14

3.2柱塞设计………………………………………………………………………………… 17

第4章 滑靴受力分析与设计………………………………………………………22

4.1滑靴受力分析…………………………………………………………………………… 22

4.2滑靴设计………………………………………………………………………………… 25

4.3滑靴结构型式与结构尺寸设计………………………………………………………25

第5章配油盘受力分析与设计…………………………………………………… 31

5.1配油盘受力分析………………………………………………………………………… 31

5.2配油盘设计……………………………………………………………………………… 34

第6章缸体受力分析与设计…………………………………………………………38

6.1缸体的稳定性……………………………………………………………………………38

6.2缸体主要结构尺寸的确定………………………………………………………………38

第7章柱塞回程机构设计………………………………………………………………41

第8章斜盘力矩分析…………………………………………………………………… 43

8.1柱塞液压力矩M1………………………………………………………………………43

8.2过渡区闭死液压力矩……………………………………………………………………44

8.3回程盘中心预压弹簧力矩M3……………………………………………………… 45

8.4滑靴偏转时的摩擦力矩M4…………………………………………………………… 46

8.5柱塞惯性力矩M5……………………………………………………………………… 46

8.6柱塞与柱塞腔的摩擦力矩M6…………………………………………………………47

8.7斜盘支承摩擦力矩M7…………………………………………………………………47

8.8斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩M8……………………………………………47

8.9斜盘自重力矩M9………………………………………………………………………47

第9章 变量机构…………………………………………………………………………49

9.1手动变量机构……………………………………………………………………………49

9.2手动伺服变量机构………………………………………………………………………50

9.3恒功率变量机构…………………………………………………………………………51

9.4恒流量变量机构…………………………………………………………………………52 结论…………………………………………………………………………………………… 54 致谢…………………………………………………………………………………………… 55 参考文献………………………………………………………………………………………56

绪 论

随着工业技术的不断发展，液压传动也越来越广，而作为液压传动系统心脏的液压泵就显得更加重要了。在容积式液压泵中，惟有柱塞泵是实现高压﹑高速化﹑大流量的一种最理想的结构，在相同功率情况下，径向往塞泵的径向尺寸大、径向力也大，常用于大扭炬、低转速工况，做为按压马达使用。而轴向柱塞泵结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小，故转速较高；另外，轴向柱塞泵易于变量，能用多种方式自动调节流量，流量大。由于上述特点，轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域。航空上，普遍用于飞机液压系统、操纵系统及航空发动机燃油系统中。是飞机上所用的液压泵中最主要的一种型式。

本设计对柱塞泵的结构作了详细的研究，在柱塞泵中有阀配流﹑轴配流﹑端面配流三种配流方式。这些配流方式被广泛应用于柱塞泵中，并对柱塞泵的高压﹑高速化起到了不可估量的作用。可以说没有这些这些配流方式，就没有柱塞泵。但是，由于这些配流方式在柱塞泵中的单一使用，也给柱塞泵带来了一定的不足。设计中对轴向柱塞泵结构中的滑靴作了介绍，滑靴一般分为三种形式；对缸体的尺寸﹑结构等也作了设计；对柱塞的回程结构也有介绍。

柱塞式液压泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔容积实现吸油和排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸休均为圆柱形，加工方便配合精度高，密封性能好，工作压力高而得到广泛的应用。

柱塞式液压泵种类繁多，前者柱塞平行于缸体轴线，沿轴向按柱塞运动形式可分为轴向柱塞式和径向往塞式两大类运动，后者柱塞垂直于配油轴，沿径向运动。这两类泵既可做为液压泵用，也可做为液压马达用。

泵的内在特性是指包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观质量等在内的产品固有特性，或者简称之为品质。在这一点上，是目前许多泵生产厂商所关注的也是努力在提高、改进的方面。而实际上，我们可以发现，有许多的产品在工厂检测符合发至使用单位运行后，往往达不到工厂出厂检测的效果，发生诸如过载、噪声增大，使用达不到要求或寿命降低等等方面的问题；而泵在实际当中所处的运行点或运行特征，我们称之为泵的外在特性或系统特性。

正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越丰富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情，作为泵产品的技术发展亦是如此。以屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题，必须从电机结构开始，单局限于泵本身是没有办法实现的；解决泵的噪声问题，除解决泵的流态和振动外，同时需要解决电

机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的可靠性，必须在潜水电机内加设诸如泄漏保护、过载保护等措施；提高泵的运行效率，须借助于控制技术的运用等等。这些无一不说明要发展泵技术水平，必须从配套的电机、控制技术等方面同时着手，综合考虑，最大限度地提升机电一体化综合水平。

柱塞式液压泵的显著缺点是结构比较复杂，零件制造精度高，成本也高，对油液污染敏感。这些给生产、使用和维护带来一定的困难。

第1章 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数

1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

直轴式轴向柱塞泵主要结构如图1.1所示。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（xoy面）存在一倾斜角，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。如果缸体按图示n方向旋转，在180～360范围内，柱塞由下死点(对应180位置)开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至上死点(对应0位置)止。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0～180范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内，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。由此可见，缸体每转一跳各个往塞有半周吸油、半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。

图1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

1.2 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40MPa

额定流量 Q=100L/min

最大流量 Qmax200L/min

额定转速 n=1500r/min

最大转速 nmax3000r/min

1.2.1 排量﹑流量与容积效率

轴向柱塞泵排量qb是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即

2saxZdsa qbFXm xmx Z4

2 =19.519.59 4

≈0.84(L) （1-1） 不计容积损失时，泵的理论流量Qtb为

Qtbqbnbdx2smaxZnb 4

=0.84×1500

=1260(L) （1-2）

式中 Fx—柱塞横截面积；

dx—柱塞外径；

smax—柱塞最大行程；

Z—柱塞数；

nb—传动轴转速。

泵的理论排量q为

q=100Q010´00100 ==70.（2ml/r） （1-3）n.hv150´00.95

1

3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： nmaqxCp

300070.232.6Cp (1-4) 601

式中Cp是常数，对进口无预压力的油泵Cp=5400；对进口压力为5kgf/cm的油泵Cp=9100，这里取Cp=9100故符合要求。

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，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qb(/4)dxDfZtg中可以看出，柱塞直径dz﹑分布圆直2

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nb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max15～20，该设计是通

轴泵，受机构限制，取下限，即g=15O。

泵实际输出流量Qgb为

QgbQtbQb=100-3=97（ml/min） (1-5) 式中Qb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﹑柱塞腔底部无效容积也造成容积损失。

泵容积效率VB定义为实际输出流量Qgb与理论流量Qtb之比，即 VBQgb

Qtb=97=97% (1-6) 100

轴向柱塞泵容积效率一般为b=0.94～0.98，故符合要求。

1.2.2 扭矩与机械效率

不计摩擦损失时Mtb，泵的理论扭矩为

pbqb120.84106

1.6106(Nm) (1-7) tb22

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

666（Nm) (1-8) MgbMtbMb1.6100.2101.810

轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之间﹑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理论扭矩Mtb与实际输出扭矩Mgb之比，即

mb

1.2.3 功率与效率 Mtb1.610688.9% (1-9) 6Mgb1.810

不计各种损失时，泵的理论功率Ntb

NtbpbQtb2nbMgb2

1500

1.8106283(kw) (1-10) 60

泵实际的输入功率Nbr为 Nbr2nbMgb2nbMtb泵实际的输出功率Nbc为

NbcpbQgbpbQtbVB2830.97275kw (1-12) 定义泵的总 效率为输出功率Nbc与输入功率Nbr之比，即

b

NbcpbQtbvb

VBmb0.8890.970.86 (1-13) Nbr2Mtb

1

mb

=2

15001

1.6106282（kw） 600.889

mb

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b=0.85～0.9,上式满足要求。

第2章 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轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。

2.1 柱塞运动学分析

柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对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。 2.1.1 柱塞行程S

图2.1为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为，柱塞分布圆半径为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，则对应于任一旋转角a时，

图2.1 柱塞运动分析

h=Rf-Rfcosa (2-1)

所以柱塞行程S为

s=htgg=

1

(R1-cosg)t g (2-2)

当a=180O时，可得最大行程smax为

smax=2Rftgg=Dftgg39tg180O39(mm) (2-3) 2.1.2 柱塞运动速度分析v

将式shtgR1(1cos)tg对时间微分可得柱塞运动速度v为 u=

dsdd

=s.a=Rfwtggsin a (2-4) dtdadt

当a90及270时，sina1，可得最大运动速度max为 umaxRfwtg19.5式中w为缸体旋转角速度，w2.1.3 柱塞运动加速度a 将

dsdsda

.Rftgsina对时间微分可得柱塞运动加速度a为 dtdadt

ddda

.Rf2tgcosa （2-6）

dtdadt

1500

2tg15o819(mm/s) (2-5) 60



t

。

a

当a0及180时，cos1,可得最大运动加速度amax为 amaxRfw2tg819

1500

2129(m/s2) (2-7) 60

柱塞运动的行程s﹑速度v﹑加速度a与缸体转角a的关系如图2.2所示。

图2.2 柱塞运动特征图

2.2 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

oy?内的运动规律（如图2.3）盘平面xⅱ，其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长﹑短

轴分别为

长轴 2b=

2Rfcosg

=

39

=40.4(mm) (2-8) O

cos15

短轴 2a=2R )(mf=39m设柱塞在缸体平面上A点坐标为

xRfsina

yRfcosa如果用极坐标表示则为

(2-9) 矢径

RhRfcos极角 arct(g

cos a

滑靴在斜盘平面xoy内的运动角速度h为

wh=

dqwcosg=2dtco2sa+cogs

(2-10)

sian

2

由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当a（在短轴位置）为



3

﹑时，h最大22

1500

2w whmaxcoscos15o162(rad/s) (2-11) 当a0﹑时，h最小（在长轴位置）为

1500

2cos15o152(rad/s) (2-12) 60

由结构可知，滑靴中心绕o点旋转一周（2）的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度，即

1500

2157(rad/s) (2-13) wapw60

wminwcos

2.3 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FztF2Rftgsinat (2-14) 式中Fz为柱塞横截面积，Fz



4

dz2 。

220.7，位于Z9

泵柱塞数为9，柱塞角距（相邻柱塞间夹角）为

排油区的柱塞数为Z0，那么参与排油的各柱塞瞬时流量为

Qt1=FzRfwtggsina

Qt2=FzRfwtggsin(a+q)Qt3=FzRfwtggsin(a+2q)

……

……

QtFzRftgsin[a(Z01)] (2-15) 泵的瞬时流量为

QtQt1Qt2Qtz0

FzRftgsina(i1)

t1

Z0

sin

FzRftg

Z0Z1

sin(a0) (2-16) sin

Z

由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角a有关，也与柱塞数有关。

图2.3 奇数柱塞泵瞬时流量

对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为Zo。 当0a



Z

时，取Zo=

Z+19+1

==5，由泵的流量公式可得瞬时流量为 22



cosa

2Z QtFzR (2-17) tf

2si2Z

当



Z

a

2Z1时，取Z0，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 Z2

3

cosa

2Z QtFzR (2-18) tf

2si2Z

当a=0﹑

2﹑﹑……时，可得瞬时流量的最小值为 ZZ

1

QtminFzRftg (2-19)

2sin

2Z

奇数柱塞泵瞬时流量规律见图2—3

我们常用脉动率和脉动频率f表示瞬时流量脉动品质。 定义脉动率 d=

Qtmax-Qt

Qtp

min

(2-20)

这样，就可以进行流量脉动品质分析。 2.3.1脉动频率

当Z=9，即为奇数时

1500

9450(Hz) (2-21) f2nz2602.3.2 脉动率 当Z=9，即为奇数时 d



2z

tg



4z





2z

tg(



49

)0.026% (2-22)

利用以上两式计算值，可以得到以下内容：

表2.1 柱塞泵流量脉动率

由以上分析可知：

(1) 随着柱塞数的增加，流量脉动率下降。

(1) 相邻柱塞数想比，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。

从中还可以看出，奇数柱塞中，当Z13时,脉动率已小于1%.因此,从泵的结构考虑,轴向柱塞泵的柱塞数常取Z=7﹑9﹑11.

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地存在有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动.这些脉动严重影响了输出流量品质,使系统工作不稳定,当泵的脉动频率与液压油柱及管路的固有频率相当,就产生了谐振的条件,谐振时压力脉动可能很高,这时系统的构件有极大的潜在破坏性.在一些极端情况下,几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限.液压油的流量﹑压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械震动将引起导致管路﹑附件及安装构件的应力.液压泵的供压管路,一般是最容易受到破坏的部位.以上,对飞机液压系统尤其重要.

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。对于压力脉动的幅值，在航空液压标准中有严格的规定，例如航标《变量泵通用技术条件》（HB5839—83）中规定：在任何情况下，压力脉动均不超过额定出口压力的10%。实际上10%的指标还是偏大，但由于制造工艺上的原因，压力脉动的指标还不能定的很严格，但降低泵的压力脉动无疑是今后液压技术发展的一种趋势。

第3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，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。

3.1柱塞受力分析

图3.1是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

图3.1 柱塞受力分析

作用在柱塞上的力有： 3.1.1 柱塞底部的液压力Pb

柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力Pb为

p2

b4dxpmax4201034010312560N

 (3-1) 式中Pmax为泵最大工作压力。 3.1.2 柱塞惯性力PB

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PB为 PB=-mza=-Gz

Rfw2tggcosa=-101(N) (3-2) g

式中mz﹑Gz为柱塞和滑靴的总质量。

惯性力PB方向与加速度a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

pBmax

G2zRfw2ttg

0.69.5103

1500

2tg15o243N (3-3) 60

3.1.3 离心反力Pt

柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度at，产生的离心反力Pt通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为 Pt=mzat=3.1.4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

T0 即

GZ243Rfw2==907(N) (3-4) gtg15O

NpNcos12560cos15o12132

ToNsin12560sin15o3250N (3-5) 轴向力P与作用于柱塞底部的液压力Pb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。

3.1.5柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力p1和p2

该力是接触应力p1和p2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和离心力

pf引起的接触应力p1和p2可以看成是连续直线分布的应力。

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﹑p1和p2可以通过如下方程组求得

y0 z0

Nsinp1p2pt0

Ncosfp1fp2pbps0

(3-6)

fp1

dzd

fp2zptlt022

M

0

式中 l0——柱塞最小接触长度，根据经验l0=1.5~2d,这里取l0=2d=78mm； l——柱塞名义长度，根据经验l=2.7~3.7d，这里取l0=3d=117mm； lt——柱塞重心至球心距离，lt=l0-l2=78-57.6=20.4mm 以上虽有三个方程，但其中l2也是未知数，需要增加一个方程才能求解。 根据相似原理有

p1maxl0l

 p2maxl2

1

p1max(l0l2) 21

p2pzmalxdz2

2

又有 p1

p1(l0l2)2

所以 (3-7) 2

p2l2

p1(l0l2)2

将式代入Nsinp1p2pt0求解接触长度l2。为简化计算，力2

p2l2

矩方程中离心力Pt相对很小可以忽略，得

6lol4lo3fdzlo678117478230.13978 l257.6(mm)(3-8)

12l6fdz6lo1211760.139678

p1(l0l2)2将式代入Ncosfp1fp2pbps0可得 2p2l2

2

p1Nsinpt

1

l

o

l2

2lx

2

1

1

20.1N 2.557

57103sin15o122.5

Nsinpt57sin15o122.5

p2N (3-9) 582322

lol27857.61

2

1172lx

3.1.6 摩擦力P2f 1f和P

柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力pf为

pfp1p2f2010N (3-10) 058230.1259.32式中f为摩擦系数，常取f=0.05～0.12，这里取0.1。

将以上两式代入fp1 N

dzd

fp2zptlt0可得 22

pbpBfjpt125601010.11.78122.5

57KN(3-11)

cosfjsincos15o0.11.78sin15o

式中为结构参数。

2(l0-l2)2(78-57.6)+1+1

lx2 j===1.78 (3-12) 22(l0-l2)(78-57.6)

-1-1

117lx2

3.2柱塞设计

3.2.1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： ①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

②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pv值必须限制在规定的范围内。

③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 )

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。 3.2.2柱塞结构尺寸设计

① 柱塞直径dZ及柱塞分布塞直径Df

柱塞直径dZ﹑柱塞分布塞直径Df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dZ所占的弧长约为分布圆周长Df的75%，即

ZdZ

0.75 (3-13) Df

由此可得 m=

Dfdx

?

Z0.75p9

=3.82 0.75p

式中m为结构参数。m随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其m值如表3.1所示。

表3.1

当泵的理论流量Qfb和转速nb根据使用工况条件选定之后，根据流量公式可得柱塞直径dZ为

dZ=

20. 3 (3-14)

由上式计算出的dZ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dx确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径Df，即 Df=② 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l0，一般取：

4 pb20Mpa l0(1.

1.dz8 )

4Qtb

=1.9d5=2

pdxtggZnb

3mm9 (3-15)

5z) pb30Mpa l0(22.d

因此，柱塞名义长度l应满足：

lloSmax lmin式中 smax——柱塞最大行程；

lmin——柱塞最小外伸长度，一般取lmin=0.2dz=7.8mm。 根据经验数据，柱塞名义长度常取：

7 pb20MPa l(2.

2 pb30MPa l(3.

3.dz5 )4.dz2 )

这里取l=3d=117mm

③ 柱塞球头直径d1

按经验常取d1(0.70.8)dz，如图3.4所示。

图3.4 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ld，一般取ld=(0.40.55)dz，这里取ld=0.5dz=19.5mm。 ④ 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=0.3～0.7mm；间距t=2～10mm

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。 3.2.3 柱塞摩擦副比压P﹑比功Pv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或缸体。其比压应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

2p1220.1103

pmax21MPP30MP 3

dzl1391020.4柱塞相对缸体的最大运动速度vmax应在摩擦副材料允许范围内，即

wmaxRfwtg19.5104.66tg15o1030.55m/sv8m/s （3-16）

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功pmaxvmax Pmaxvmax

2p1

Rfwtg210.55MPam/s11.5MPam/s (3-17) dzl1

上式中的许用比压p﹑许用速度v﹑许用比功pv的值，视摩擦副材料而定，可参考表3.2。

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。

第4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，提高了机械效率。这种结构能适应高压力和高转速的需要。

4.1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。一是柱塞底部液压力图把滑靴压向斜盘，称为压紧力py；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漏时油膜反力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。下面对这组力进行分析。 4.1.1分离力pf

图1—11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q的表达式为 q

3(p1p2)

6ln2

R1

（4-1）

若pz0，则 q

3p1

6ln2

R1

（4-2）

式中为封油带油膜厚度。

封油带上半径为r的任仪点压力分布式为

R2

pr(p1p2)P2 （4-3）

ln2

R1

ln

若pz0，则

R2

（4-4） prp1

ln2

R1

ln

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4.1 滑靴结构及分离力分布

如图4.1，取微环面2rdr，则封油带分离力pf2为 pR2

f2

R1

pr2dp1

r

(2R22l2

R1

油池静压分离力pf1为

2

1R)1P4-5） 2

R（1

2

pf1R 1p1 （4-6）

总分离力pf为

pfpf1pf2

R12R22

2In

R2R1



P141120.1610KN

2

2

5

1

2In

1411

4.1.2 压紧力py

滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力pb引起的，即 py=4.1.3 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

pbpp12560

=dz2b==13(KN) cosg4cosgcos15O

pypf

pb(R22R12)

dP1 (4-7) R4cos2ln2

R1



2z

R2

pR1

即 1 (4-8) 2

pb2(R2R12)cos

dz2ln

将上式代入式q

3p1

R6ln2

R1

中，得泄漏量为

0.001320.110339103

 (4-9) 3L/min q22722O

122101411COS1512mR2R1COS

d3pbdz2





2

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 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

R2

pR1

将上式代入式1中，可得滑靴分离力为 (4-10) 22

pb2(R2R1)cos

dz2ln

p1

(R22R12)

2ln

2R1

(142112)106

pb125603.1(N)

2ln

11

设剩余压紧力pypypf，则压紧系数 

pypy

0.050.1。 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。

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

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。 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9n D2DfsisZ9一般取s=0.2～1，这里取0.2。 油池直径D1为 初步计算时，可设定

D1

0.60.8，这里取0.8. D2

0.2mm4) ( (4-11)

D10.8D20.843.2mm 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0.010.02mm。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 示。根据流体力学细长孔流量q为

d04(pbp1) q (4-12)

128l0K

式中 d0﹑l0——细长管直径﹑长度； K——修正系数；

Rxd0

K1

64l0

11

12.60.06 5

Rxd0Rxd0 2.2 8

把上式代入滑靴泄漏量公式q

1

6

1

0.06 5d0Rx

3p1

R6ln2

R1

可得

d04(pbp1)3p1

(4-13) 

128l0K6ln2

R1

整理后可得节流管尺寸为

d041283Ka

pb 代入数据可以求得

l0

6ln21a

R1

d0=1mm l08mm

式中a为压降系数，a

p12

。当a0.667时，油膜具有最大刚度，承载能力

3pb

最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数a=0.8～0.9，这里取0.8。

(a) 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔d0作为节流装置，如图4.1所示。根据流体力学薄壁孔流量q为

q

d02

4

(4-15) 式中C为流量系数，一般取C=0.6～0.7。

把上式代入q

3p1

R6ln2

R1

中，有

d02

3p1 (4-16) 

246lnR1

整理后可得节流孔尺寸

23

d 代入数据可以求

R23lnR12

得

d0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—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0.4mm。

第5章 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，用以隔离和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。

5.1 配油盘受力分析

不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是有差别的，但是功用和基本构造则相同。图5.1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py；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力pf。

1—吸油窗 2—排油窗 3—过度区 4—减振槽 5—内封油带 6—外封油带 7—辅助支承面

图5.1 配油盘基本构造

5.1.1 压紧力py

压紧力是由于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，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。

1

对于奇数柱塞泵，当有(Z1)个柱塞处于排油区时，压紧力py1为

2

Z129126

py1.dzpbpm39101256024N150() (5-1) yax

24241

当有(Z1)个柱塞处于排油区时，压紧力py2为

2

Z129126

py2.dzpbpm39101256019N320() (5-2) yin

2424平均压紧力py为

11

py(py1py2)(2415019320)21735(N)

22

5.1.2 分离力pf

分离力由三部分组成。即外封油带分离力pf1，内封油带分离力pf2，排油窗高压油对缸体的分离力。

对于奇数泵，在缸体旋转过程中，每一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0有所扩大，如图5.2所示。 1

当有(Z1)个柱塞排油时，封油带实际包角1为

2

11222

 1(Z1)aa0(91) (5-3)

22993

1

当有(Z1)个柱塞排油时，封油带实际包角2为

2

11228

 2(Z3)aa0(93) (5-4)

22999

Z

平均有个柱塞排油时，平均包角p为

2

111287

)Z(2a)a p( 120

2223992

式中 a——柱塞间距角，a ；

Z

2

a0——柱塞腔通油孔包角，这里取a0。

9① 外封油带分离力pf1

外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任仪半径上的压力py从R2到R1

积分，并以p代替2，可得外封油带上的分离力pf1为

图5.2 封油带实际包角的变化

pp(R221R2)

f1

Pb

p

R22pb (5-4)

4ln

R12

R2

7(172152)106

7

125601121064ln17212560

15 =3.4(N) 外封油带泄漏量q1为

3

70.003

112560 qppb

112ln

R92ml( ) (5-5) 1R122107

ln172

15②内封油带分离力pf2

内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力pf2为 2 pp(R3R24)

f2

p2b

p

3Pb (5-6)

4ln

3

2

RR4

77226

(911)10

=11210612560

242107ln9

( ) 5.2N

内封油带泄漏量q2为

73

0.00112560ppb

(5-7) q2147ml( )

R1112ln3122107ln

9R4

3

排油窗分离力pf3

pf3

p

2

(R22R23)pb

72

(1529

121)

12560N 1( ) . 6(5-8)

配油盘总分离力pf1

pfpf1pf2pf33.45.21.610.2(N)

总泄漏量q为

qq1q292147239(N)

5.2 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。 5.2.1 过渡区设计

为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角a1

大于柱塞腔通油孔包角a0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，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，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。

5.2.2 配油盘主要尺寸确定

图5.3 配油盘主要尺寸确定

（1）配油窗尺寸

配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径Df 配油窗口包角0，在吸油窗口包角相等时，取

a1a2

a （5-9） 2

为避免吸油不足，配油窗口流速应满足

0

0

Qtb

2.303m/s 满足要求。 （5-10） F2

式中 Qtb——泵理论流量； F2——配油窗面积，F2

0

2

2(R2R32)； （5-12）

0——许用吸入流速，0=2～3m/s。 由此可得

2

R2R32=

2Qt

（5-13） 0v0（2）封油带尺寸

设内封油带宽度为b2，外封油带宽度为b1，b1和b2确定方法为：

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b1略大于b2，即

b1R1R20.125dz

b2R3R4(0.1 5)0.12zd

当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得

22

R32R4R12R2Zdz2(1)

（5-14） .

R1R32plnlnR2R4

联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸R117mm﹑R215mm﹑

R311mm﹑ R49mm。

5.2.3 验算比压p﹑比功pv

为使配油盘的接触应力尽可能减小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5.3中的D5﹑D6。辅助支承面上开有宽度为B的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积F 2

F(D2D52D12D4)(F1F2F3) （5-15）

4式中 F1——辅助支承面通油槽总面积；

F1KB(RR5)（K为通油槽个数，B为通油槽宽度） F2﹑F3——吸﹑排油窗口面积。 根据估算：F1034(mm2) 配油盘比压p为 p

pypt

F

2KB(RR5)284pap （5-16）

l1d

式中 py——配油盘剩余压紧力； pt——中心弹簧压紧力； p——根据资料取300pa；

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

pvpvppv

2

(D4D)。 n

2p2284

(D4D)(1820)458600Kgf/cm2 （5-17） pv 式中vp为平均切线速度，vp=

n1500pv根据资料取600Kgf/cm2。

第6章 缸体受力分析与设计

6.1 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，泄漏增加，油温升高，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，主要是缸体力矩不平衡，使缸体发生倾倒。

6.2 缸体主要结构尺寸的确定

6.2.1 通油孔分布圆半径Rf和面积F

图6.1 柱塞腔通油孔尺寸

为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径Rf与配油窗口分布圆半径

rf相等。即

Rf

R2R31511

13mm （6-1） 22

式中R2﹑R3为配油盘配油窗口内﹑外半径。

通油孔面积近似计算如下（如图6.1所示）。

2

Falaba0.215ba0.45392684(mm2) （6-2）

式中 la——通油孔长度，ladz；

ba——通油孔宽度，ba0.5dz；

6.2.2 缸体内﹑外直径D1﹑D2的确定

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6.2），即123。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。

缸体强度可按厚壁筒验算

2

dwdz2(3922)2392

pb212560129(kgf/cm2) （6-3） 222

dwdz(3922)39

式中dw——筒外径，dwdz2。

——缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：=600～800(kgf/cm2)

图6.2 缸体结构尺寸

缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为

d39z(Pb)(20.312560)0.0038mm （6-4）

2F21034

式中 E——缸体材料弹性系数；

——材料波桑系数，对刚质材料=0.23～0.30，青铜=0.32～0.35； ——允许变形量，一般刚质缸体取0.0065mm，青铜则取

0.0048mm。

符合要求。 6.2. 1 缸体高度H

从图6—2中可确定缸体高度H为 Hl0Smaxl3l4573970.53912m2.（m56-7(） )

式中 l0——柱塞最短留孔长度； Smax——柱塞最大行程；

l3——为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短； l4——缸体厚度，一般l4=（0.4～0.6）dz，这里取0.5dz。

第7章 柱塞回程设计

直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。

固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘2，如图7.1，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙，并可调。

回程盘是一平面圆盘，如图7.1所示。盘上dh为滑靴安装孔径，Dh为滑靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。

如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是 短轴 a2R3m9m( f219.5长轴 b

2Rfcosmax



219.5

41.5m(m ) （7-1） 

cos20

dh和Dh的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，Dh取

椭圆长﹑短轴的平均值较合理，即 Dh

Rfab

Rf19.52cosmax

41.5mm61 ( ) （7-2）

从图7.1中可以看出回程盘上安装孔中心O与长﹑短轴端点A或B的最大1

偏心距相等，且为emax，因而

2

Rf

Rf(41.52)6122(mm) （7-3）

cosmaxcosmax

1

为了允许滑靴在任一方向偏离emax，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔

2

径应比滑靴径部直径d大emax。同时，考虑到加工﹑安装等误差，应在安装孔与

emax

2Rf

滑靴径部之间保留有适当间隙J。这样安装孔的直径为

图7.1 回程盘结构尺寸

dhdm ) （7-4） eax2J8222133m( m式中 d——滑靴颈部直径；

J——间隙，一般取J=0.5～1mm。

第8章 斜盘力矩分析

直轴式轴向柱塞泵通过泵的变量机构改变斜盘倾斜角的大小来改变输出流量。对斜盘力矩的分析，将对设计变量机构提供依据。

下面就以偏心结构为例分析斜盘所受的各力矩。对于无偏心的结构只要令a或b为零，推导出的公式仍然适用。

图8.1 斜盘转轴偏心结构

在以下的分析中，规定使斜盘倾角减小的力矩为正，反之为负。

8.1 柱塞液压力矩M1

泵各柱塞受液压作用力合力平均值pyp的合力作用点可以看成是通过球心平面3与缸体轴线2的交点o1。作用于斜盘转轴的力矩为

M1pypo1B （8-1） 式中柱塞液压平均合力pyp为 pyp

Z(pbp0)Fz

（8-2）

2cos

式中 pb——排油腔压力； p0——吸油腔压力；

Fz——柱塞底部液压力； 作用力壁o1B，由图7.2可知为 o1B=所以

M1

Z(PbP0)Fza

N(m. ) (8-4) (btg)5269

2coscosa

btg （8-3） cos

8.2 过渡区闭死液压力矩M2

此力矩与配油盘过渡区结构有关。 8.2.1 具有对称正重迭型配油盘

对于柱塞数为Z，配油盘过渡区具有对称压缩角a1的泵（见图8.1）；设上下点处柱塞腔压力分别为p0﹑p1；当柱塞位于上死点过渡区时，闭死液压平均

为 力矩M2

py0M2

Z2a1

(A01B01) 2



P0FzZa1Rfa

btg （8-5）

coscoscos

为 当柱塞位于下死点过渡区时，闭死液压平均力矩M2 M2

pbFzZa1Rfa

(btg) （8-6）

coscoscos

闭死液压总平均力矩M2为

1256032509

+M2 M2=M2

8

219.5341(N.m) 2

cos15

8.2.2 零重迭型配油盘

由于无压缩角，所以

M2=0

图8.2（a） 配油盘过渡区结构

8.2.3 带卸荷槽非对称正重迭型配油盘

设带卸荷槽的配油盘过渡区压力角为a1﹑a2（图8.2（b）），那么

MP0FzZa2

Rfa2

2cos

coscos

btg



MP0FzZa1Rf2

2cos

cosacosbtg



(8-7) 同理可得

M2=M2

+M2=350(N.m）

XXXXX学校

毕业设计说明书

论文题目：轴向柱塞泵设计

系 部： XXX

专 业： XXX XXXXX

班 级： XXX

学生姓名： XXXXXXX

学 号： XXXXX

指导教师： XXXX

2015年05月1日

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液压系统的减少能耗﹑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设计,还包括它们的受力分析与计算以及对缸体的材料选用和校核;另外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。最后该设计对轴向柱塞泵的优缺点进行了整体的分析,对今后的发展也进行了展望。

关键词: 柱塞泵； 液压系统； 结构型式； 设计。

Abstract

Liquid's pressing a pump is the motive component of oil liquid which presses system to provide certain discharge and pressure toward the liquid, it is each core component that the liquid presses the indispensability in the system, reasonable of choice liquid's pressing a pump can consume a exaltation the efficiency, of the system to lower the noise, an improvement work function and assurance system for liquid pressing system of dependable work all very important

This design filled a pump to carry on toward the pillar to the stalk analytic, mainly analyzed stalk to fill the classification of pump toward the pillar,As to it's win of structure,For example, the pillar fill of the slippery structure pattern ,Of the structure pattern went together with the oil dish structure pattern's 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 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.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 after-time's development.

Key Words：Plunger Pump; Hydraulic System; Structure Pattern; Design.

目 录

摘 要……………………………………………………………………………………………I Abstract ……………………………………………………………………………………II绪论………………………………………………………………………………………………1 第1章 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数………………………………3

1.1直轴式轴向柱塞泵工作原理…………………………………………………………… 3

1.2直轴式轴向柱塞泵主要性能参数…………………………………………… 3

第2章直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析………………………… 7

2.1柱塞运动学分析…………………………………………………………………………7

2.2滑靴运动分析…………………………………………………………………………… 9

2.3瞬时流量及脉动品质分析…………………………………………………………… 10

第3章 柱塞受力分析与设计…………………………………………………………14

3.1柱塞受力分析……………………………………………………………………………14

3.2柱塞设计………………………………………………………………………………… 17

第4章 滑靴受力分析与设计………………………………………………………22

4.1滑靴受力分析…………………………………………………………………………… 22

4.2滑靴设计………………………………………………………………………………… 25

4.3滑靴结构型式与结构尺寸设计………………………………………………………25

第5章配油盘受力分析与设计…………………………………………………… 31

5.1配油盘受力分析………………………………………………………………………… 31

5.2配油盘设计……………………………………………………………………………… 34

第6章缸体受力分析与设计…………………………………………………………38

6.1缸体的稳定性……………………………………………………………………………38

6.2缸体主要结构尺寸的确定………………………………………………………………38

第7章柱塞回程机构设计………………………………………………………………41

第8章斜盘力矩分析…………………………………………………………………… 43

8.1柱塞液压力矩M1………………………………………………………………………43

8.2过渡区闭死液压力矩……………………………………………………………………44

8.3回程盘中心预压弹簧力矩M3……………………………………………………… 45

8.4滑靴偏转时的摩擦力矩M4…………………………………………………………… 46

8.5柱塞惯性力矩M5……………………………………………………………………… 46

8.6柱塞与柱塞腔的摩擦力矩M6…………………………………………………………47

8.7斜盘支承摩擦力矩M7…………………………………………………………………47

8.8斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩M8……………………………………………47

8.9斜盘自重力矩M9………………………………………………………………………47

第9章 变量机构…………………………………………………………………………49

9.1手动变量机构……………………………………………………………………………49

9.2手动伺服变量机构………………………………………………………………………50

9.3恒功率变量机构…………………………………………………………………………51

9.4恒流量变量机构…………………………………………………………………………52 结论…………………………………………………………………………………………… 54 致谢…………………………………………………………………………………………… 55 参考文献………………………………………………………………………………………56

绪 论

随着工业技术的不断发展，液压传动也越来越广，而作为液压传动系统心脏的液压泵就显得更加重要了。在容积式液压泵中，惟有柱塞泵是实现高压﹑高速化﹑大流量的一种最理想的结构，在相同功率情况下，径向往塞泵的径向尺寸大、径向力也大，常用于大扭炬、低转速工况，做为按压马达使用。而轴向柱塞泵结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小，故转速较高；另外，轴向柱塞泵易于变量，能用多种方式自动调节流量，流量大。由于上述特点，轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船舶等多种领域。航空上，普遍用于飞机液压系统、操纵系统及航空发动机燃油系统中。是飞机上所用的液压泵中最主要的一种型式。

本设计对柱塞泵的结构作了详细的研究，在柱塞泵中有阀配流﹑轴配流﹑端面配流三种配流方式。这些配流方式被广泛应用于柱塞泵中，并对柱塞泵的高压﹑高速化起到了不可估量的作用。可以说没有这些这些配流方式，就没有柱塞泵。但是，由于这些配流方式在柱塞泵中的单一使用，也给柱塞泵带来了一定的不足。设计中对轴向柱塞泵结构中的滑靴作了介绍，滑靴一般分为三种形式；对缸体的尺寸﹑结构等也作了设计；对柱塞的回程结构也有介绍。

柱塞式液压泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔容积实现吸油和排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱塞和缸休均为圆柱形，加工方便配合精度高，密封性能好，工作压力高而得到广泛的应用。

柱塞式液压泵种类繁多，前者柱塞平行于缸体轴线，沿轴向按柱塞运动形式可分为轴向柱塞式和径向往塞式两大类运动，后者柱塞垂直于配油轴，沿径向运动。这两类泵既可做为液压泵用，也可做为液压马达用。

泵的内在特性是指包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观质量等在内的产品固有特性，或者简称之为品质。在这一点上，是目前许多泵生产厂商所关注的也是努力在提高、改进的方面。而实际上，我们可以发现，有许多的产品在工厂检测符合发至使用单位运行后，往往达不到工厂出厂检测的效果，发生诸如过载、噪声增大，使用达不到要求或寿命降低等等方面的问题；而泵在实际当中所处的运行点或运行特征，我们称之为泵的外在特性或系统特性。

正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越丰富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情，作为泵产品的技术发展亦是如此。以屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题，必须从电机结构开始，单局限于泵本身是没有办法实现的；解决泵的噪声问题，除解决泵的流态和振动外，同时需要解决电

机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的可靠性，必须在潜水电机内加设诸如泄漏保护、过载保护等措施；提高泵的运行效率，须借助于控制技术的运用等等。这些无一不说明要发展泵技术水平，必须从配套的电机、控制技术等方面同时着手，综合考虑，最大限度地提升机电一体化综合水平。

柱塞式液压泵的显著缺点是结构比较复杂，零件制造精度高，成本也高，对油液污染敏感。这些给生产、使用和维护带来一定的困难。

第1章 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数

1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

直轴式轴向柱塞泵主要结构如图1.1所示。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（xoy面）存在一倾斜角，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。如果缸体按图示n方向旋转，在180～360范围内，柱塞由下死点(对应180位置)开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至上死点(对应0位置)止。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0～180范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内，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。由此可见，缸体每转一跳各个往塞有半周吸油、半周排油。如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。

图1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

1.2 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40MPa

额定流量 Q=100L/min

最大流量 Qmax200L/min

额定转速 n=1500r/min

最大转速 nmax3000r/min

1.2.1 排量﹑流量与容积效率

轴向柱塞泵排量qb是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即

2saxZdsa qbFXm xmx Z4

2 =19.519.59 4

≈0.84(L) （1-1） 不计容积损失时，泵的理论流量Qtb为

Qtbqbnbdx2smaxZnb 4

=0.84×1500

=1260(L) （1-2）

式中 Fx—柱塞横截面积；

dx—柱塞外径；

smax—柱塞最大行程；

Z—柱塞数；

nb—传动轴转速。

泵的理论排量q为

q=100Q010´00100 ==70.（2ml/r） （1-3）n.hv150´00.95

1

3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： nmaqxCp

300070.232.6Cp (1-4) 601

式中Cp是常数，对进口无预压力的油泵Cp=5400；对进口压力为5kgf/cm的油泵Cp=9100，这里取Cp=9100故符合要求。

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，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qb(/4)dxDfZtg中可以看出，柱塞直径dz﹑分布圆直2

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nb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max15～20，该设计是通

轴泵，受机构限制，取下限，即g=15O。

泵实际输出流量Qgb为

QgbQtbQb=100-3=97（ml/min） (1-5) 式中Qb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﹑柱塞腔底部无效容积也造成容积损失。

泵容积效率VB定义为实际输出流量Qgb与理论流量Qtb之比，即 VBQgb

Qtb=97=97% (1-6) 100

轴向柱塞泵容积效率一般为b=0.94～0.98，故符合要求。

1.2.2 扭矩与机械效率

不计摩擦损失时Mtb，泵的理论扭矩为

pbqb120.84106

1.6106(Nm) (1-7) tb22

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

666（Nm) (1-8) MgbMtbMb1.6100.2101.810

轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之间﹑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理论扭矩Mtb与实际输出扭矩Mgb之比，即

mb

1.2.3 功率与效率 Mtb1.610688.9% (1-9) 6Mgb1.810

不计各种损失时，泵的理论功率Ntb

NtbpbQtb2nbMgb2

1500

1.8106283(kw) (1-10) 60

泵实际的输入功率Nbr为 Nbr2nbMgb2nbMtb泵实际的输出功率Nbc为

NbcpbQgbpbQtbVB2830.97275kw (1-12) 定义泵的总 效率为输出功率Nbc与输入功率Nbr之比，即

b

NbcpbQtbvb

VBmb0.8890.970.86 (1-13) Nbr2Mtb

1

mb

=2

15001

1.6106282（kw） 600.889

mb

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b=0.85～0.9,上式满足要求。

第2章 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轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。

2.1 柱塞运动学分析

柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对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。 2.1.1 柱塞行程S

图2.1为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为，柱塞分布圆半径为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，则对应于任一旋转角a时，

图2.1 柱塞运动分析

h=Rf-Rfcosa (2-1)

所以柱塞行程S为

s=htgg=

1

(R1-cosg)t g (2-2)

当a=180O时，可得最大行程smax为

smax=2Rftgg=Dftgg39tg180O39(mm) (2-3) 2.1.2 柱塞运动速度分析v

将式shtgR1(1cos)tg对时间微分可得柱塞运动速度v为 u=

dsdd

=s.a=Rfwtggsin a (2-4) dtdadt

当a90及270时，sina1，可得最大运动速度max为 umaxRfwtg19.5式中w为缸体旋转角速度，w2.1.3 柱塞运动加速度a 将

dsdsda

.Rftgsina对时间微分可得柱塞运动加速度a为 dtdadt

ddda

.Rf2tgcosa （2-6）

dtdadt

1500

2tg15o819(mm/s) (2-5) 60



t

。

a

当a0及180时，cos1,可得最大运动加速度amax为 amaxRfw2tg819

1500

2129(m/s2) (2-7) 60

柱塞运动的行程s﹑速度v﹑加速度a与缸体转角a的关系如图2.2所示。

图2.2 柱塞运动特征图

2.2 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

oy?内的运动规律（如图2.3）盘平面xⅱ，其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长﹑短

轴分别为

长轴 2b=

2Rfcosg

=

39

=40.4(mm) (2-8) O

cos15

短轴 2a=2R )(mf=39m设柱塞在缸体平面上A点坐标为

xRfsina

yRfcosa如果用极坐标表示则为

(2-9) 矢径

RhRfcos极角 arct(g

cos a

滑靴在斜盘平面xoy内的运动角速度h为

wh=

dqwcosg=2dtco2sa+cogs

(2-10)

sian

2

由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当a（在短轴位置）为



3

﹑时，h最大22

1500

2w whmaxcoscos15o162(rad/s) (2-11) 当a0﹑时，h最小（在长轴位置）为

1500

2cos15o152(rad/s) (2-12) 60

由结构可知，滑靴中心绕o点旋转一周（2）的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度，即

1500

2157(rad/s) (2-13) wapw60

wminwcos

2.3 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FztF2Rftgsinat (2-14) 式中Fz为柱塞横截面积，Fz



4

dz2 。

220.7，位于Z9

泵柱塞数为9，柱塞角距（相邻柱塞间夹角）为

排油区的柱塞数为Z0，那么参与排油的各柱塞瞬时流量为

Qt1=FzRfwtggsina

Qt2=FzRfwtggsin(a+q)Qt3=FzRfwtggsin(a+2q)

……

……

QtFzRftgsin[a(Z01)] (2-15) 泵的瞬时流量为

QtQt1Qt2Qtz0

FzRftgsina(i1)

t1

Z0

sin

FzRftg

Z0Z1

sin(a0) (2-16) sin

Z

由上式可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角a有关，也与柱塞数有关。

图2.3 奇数柱塞泵瞬时流量

对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为Zo。 当0a



Z

时，取Zo=

Z+19+1

==5，由泵的流量公式可得瞬时流量为 22



cosa

2Z QtFzR (2-17) tf

2si2Z

当



Z

a

2Z1时，取Z0，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 Z2

3

cosa

2Z QtFzR (2-18) tf

2si2Z

当a=0﹑

2﹑﹑……时，可得瞬时流量的最小值为 ZZ

1

QtminFzRftg (2-19)

2sin

2Z

奇数柱塞泵瞬时流量规律见图2—3

我们常用脉动率和脉动频率f表示瞬时流量脉动品质。 定义脉动率 d=

Qtmax-Qt

Qtp

min

(2-20)

这样，就可以进行流量脉动品质分析。 2.3.1脉动频率

当Z=9，即为奇数时

1500

9450(Hz) (2-21) f2nz2602.3.2 脉动率 当Z=9，即为奇数时 d



2z

tg



4z





2z

tg(



49

)0.026% (2-22)

利用以上两式计算值，可以得到以下内容：

表2.1 柱塞泵流量脉动率

由以上分析可知：

(1) 随着柱塞数的增加，流量脉动率下降。

(1) 相邻柱塞数想比，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。

从中还可以看出，奇数柱塞中，当Z13时,脉动率已小于1%.因此,从泵的结构考虑,轴向柱塞泵的柱塞数常取Z=7﹑9﹑11.

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地存在有液阻,流量的脉动必然要引起压力脉动.这些脉动严重影响了输出流量品质,使系统工作不稳定,当泵的脉动频率与液压油柱及管路的固有频率相当,就产生了谐振的条件,谐振时压力脉动可能很高,这时系统的构件有极大的潜在破坏性.在一些极端情况下,几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限.液压油的流量﹑压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械震动将引起导致管路﹑附件及安装构件的应力.液压泵的供压管路,一般是最容易受到破坏的部位.以上,对飞机液压系统尤其重要.

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。对于压力脉动的幅值，在航空液压标准中有严格的规定，例如航标《变量泵通用技术条件》（HB5839—83）中规定：在任何情况下，压力脉动均不超过额定出口压力的10%。实际上10%的指标还是偏大，但由于制造工艺上的原因，压力脉动的指标还不能定的很严格，但降低泵的压力脉动无疑是今后液压技术发展的一种趋势。

第3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，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。

3.1柱塞受力分析

图3.1是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

图3.1 柱塞受力分析

作用在柱塞上的力有： 3.1.1 柱塞底部的液压力Pb

柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力Pb为

p2

b4dxpmax4201034010312560N

 (3-1) 式中Pmax为泵最大工作压力。 3.1.2 柱塞惯性力PB

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PB为 PB=-mza=-Gz

Rfw2tggcosa=-101(N) (3-2) g

式中mz﹑Gz为柱塞和滑靴的总质量。

惯性力PB方向与加速度a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

pBmax

G2zRfw2ttg

0.69.5103

1500

2tg15o243N (3-3) 60

3.1.3 离心反力Pt

柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度at，产生的离心反力Pt通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为 Pt=mzat=3.1.4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

T0 即

GZ243Rfw2==907(N) (3-4) gtg15O

NpNcos12560cos15o12132

ToNsin12560sin15o3250N (3-5) 轴向力P与作用于柱塞底部的液压力Pb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。

3.1.5柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力p1和p2

该力是接触应力p1和p2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和离心力

pf引起的接触应力p1和p2可以看成是连续直线分布的应力。

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﹑p1和p2可以通过如下方程组求得

y0 z0

Nsinp1p2pt0

Ncosfp1fp2pbps0

(3-6)

fp1

dzd

fp2zptlt022

M

0

式中 l0——柱塞最小接触长度，根据经验l0=1.5~2d,这里取l0=2d=78mm； l——柱塞名义长度，根据经验l=2.7~3.7d，这里取l0=3d=117mm； lt——柱塞重心至球心距离，lt=l0-l2=78-57.6=20.4mm 以上虽有三个方程，但其中l2也是未知数，需要增加一个方程才能求解。 根据相似原理有

p1maxl0l

 p2maxl2

1

p1max(l0l2) 21

p2pzmalxdz2

2

又有 p1

p1(l0l2)2

所以 (3-7) 2

p2l2

p1(l0l2)2

将式代入Nsinp1p2pt0求解接触长度l2。为简化计算，力2

p2l2

矩方程中离心力Pt相对很小可以忽略，得

6lol4lo3fdzlo678117478230.13978 l257.6(mm)(3-8)

12l6fdz6lo1211760.139678

p1(l0l2)2将式代入Ncosfp1fp2pbps0可得 2p2l2

2

p1Nsinpt

1

l

o

l2

2lx

2

1

1

20.1N 2.557

57103sin15o122.5

Nsinpt57sin15o122.5

p2N (3-9) 582322

lol27857.61

2

1172lx

3.1.6 摩擦力P2f 1f和P

柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力pf为

pfp1p2f2010N (3-10) 058230.1259.32式中f为摩擦系数，常取f=0.05～0.12，这里取0.1。

将以上两式代入fp1 N

dzd

fp2zptlt0可得 22

pbpBfjpt125601010.11.78122.5

57KN(3-11)

cosfjsincos15o0.11.78sin15o

式中为结构参数。

2(l0-l2)2(78-57.6)+1+1

lx2 j===1.78 (3-12) 22(l0-l2)(78-57.6)

-1-1

117lx2

3.2柱塞设计

3.2.1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： ①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

②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pv值必须限制在规定的范围内。

③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 )

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。 3.2.2柱塞结构尺寸设计

① 柱塞直径dZ及柱塞分布塞直径Df

柱塞直径dZ﹑柱塞分布塞直径Df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dZ所占的弧长约为分布圆周长Df的75%，即

ZdZ

0.75 (3-13) Df

由此可得 m=

Dfdx

?

Z0.75p9

=3.82 0.75p

式中m为结构参数。m随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其m值如表3.1所示。

表3.1

当泵的理论流量Qfb和转速nb根据使用工况条件选定之后，根据流量公式可得柱塞直径dZ为

dZ=

20. 3 (3-14)

由上式计算出的dZ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dx确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径Df，即 Df=② 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l0，一般取：

4 pb20Mpa l0(1.

1.dz8 )

4Qtb

=1.9d5=2

pdxtggZnb

3mm9 (3-15)

5z) pb30Mpa l0(22.d

因此，柱塞名义长度l应满足：

lloSmax lmin式中 smax——柱塞最大行程；

lmin——柱塞最小外伸长度，一般取lmin=0.2dz=7.8mm。 根据经验数据，柱塞名义长度常取：

7 pb20MPa l(2.

2 pb30MPa l(3.

3.dz5 )4.dz2 )

这里取l=3d=117mm

③ 柱塞球头直径d1

按经验常取d1(0.70.8)dz，如图3.4所示。

图3.4 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ld，一般取ld=(0.40.55)dz，这里取ld=0.5dz=19.5mm。 ④ 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=0.3～0.7mm；间距t=2～10mm

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。 3.2.3 柱塞摩擦副比压P﹑比功Pv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或缸体。其比压应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

2p1220.1103

pmax21MPP30MP 3

dzl1391020.4柱塞相对缸体的最大运动速度vmax应在摩擦副材料允许范围内，即

wmaxRfwtg19.5104.66tg15o1030.55m/sv8m/s （3-16）

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功pmaxvmax Pmaxvmax

2p1

Rfwtg210.55MPam/s11.5MPam/s (3-17) dzl1

上式中的许用比压p﹑许用速度v﹑许用比功pv的值，视摩擦副材料而定，可参考表3.2。

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。

第4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，提高了机械效率。这种结构能适应高压力和高转速的需要。

4.1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。一是柱塞底部液压力图把滑靴压向斜盘，称为压紧力py；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漏时油膜反力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。下面对这组力进行分析。 4.1.1分离力pf

图1—11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q的表达式为 q

3(p1p2)

6ln2

R1

（4-1）

若pz0，则 q

3p1

6ln2

R1

（4-2）

式中为封油带油膜厚度。

封油带上半径为r的任仪点压力分布式为

R2

pr(p1p2)P2 （4-3）

ln2

R1

ln

若pz0，则

R2

（4-4） prp1

ln2

R1

ln

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4.1 滑靴结构及分离力分布

如图4.1，取微环面2rdr，则封油带分离力pf2为 pR2

f2

R1

pr2dp1

r

(2R22l2

R1

油池静压分离力pf1为

2

1R)1P4-5） 2

R（1

2

pf1R 1p1 （4-6）

总分离力pf为

pfpf1pf2

R12R22

2In

R2R1



P141120.1610KN

2

2

5

1

2In

1411

4.1.2 压紧力py

滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力pb引起的，即 py=4.1.3 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

pbpp12560

=dz2b==13(KN) cosg4cosgcos15O

pypf

pb(R22R12)

dP1 (4-7) R4cos2ln2

R1



2z

R2

pR1

即 1 (4-8) 2

pb2(R2R12)cos

dz2ln

将上式代入式q

3p1

R6ln2

R1

中，得泄漏量为

0.001320.110339103

 (4-9) 3L/min q22722O

122101411COS1512mR2R1COS

d3pbdz2





2

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 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

R2

pR1

将上式代入式1中，可得滑靴分离力为 (4-10) 22

pb2(R2R1)cos

dz2ln

p1

(R22R12)

2ln

2R1

(142112)106

pb125603.1(N)

2ln

11

设剩余压紧力pypypf，则压紧系数 

pypy

0.050.1。 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。

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

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。 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9n D2DfsisZ9一般取s=0.2～1，这里取0.2。 油池直径D1为 初步计算时，可设定

D1

0.60.8，这里取0.8. D2

0.2mm4) ( (4-11)

D10.8D20.843.2mm 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0.010.02mm。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 示。根据流体力学细长孔流量q为

d04(pbp1) q (4-12)

128l0K

式中 d0﹑l0——细长管直径﹑长度； K——修正系数；

Rxd0

K1

64l0

11

12.60.06 5

Rxd0Rxd0 2.2 8

把上式代入滑靴泄漏量公式q

1

6

1

0.06 5d0Rx

3p1

R6ln2

R1

可得

d04(pbp1)3p1

(4-13) 

128l0K6ln2

R1

整理后可得节流管尺寸为

d041283Ka

pb 代入数据可以求得

l0

6ln21a

R1

d0=1mm l08mm

式中a为压降系数，a

p12

。当a0.667时，油膜具有最大刚度，承载能力

3pb

最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数a=0.8～0.9，这里取0.8。

(a) 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔d0作为节流装置，如图4.1所示。根据流体力学薄壁孔流量q为

q

d02

4

(4-15) 式中C为流量系数，一般取C=0.6～0.7。

把上式代入q

3p1

R6ln2

R1

中，有

d02

3p1 (4-16) 

246lnR1

整理后可得节流孔尺寸

23

d 代入数据可以求

R23lnR12

得

d0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—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0.4mm。

第5章 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，用以隔离和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。

5.1 配油盘受力分析

不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是有差别的，但是功用和基本构造则相同。图5.1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py；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力pf。

1—吸油窗 2—排油窗 3—过度区 4—减振槽 5—内封油带 6—外封油带 7—辅助支承面

图5.1 配油盘基本构造

5.1.1 压紧力py

压紧力是由于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，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。

1

对于奇数柱塞泵，当有(Z1)个柱塞处于排油区时，压紧力py1为

2

Z129126

py1.dzpbpm39101256024N150() (5-1) yax

24241

当有(Z1)个柱塞处于排油区时，压紧力py2为

2

Z129126

py2.dzpbpm39101256019N320() (5-2) yin

2424平均压紧力py为

11

py(py1py2)(2415019320)21735(N)

22

5.1.2 分离力pf

分离力由三部分组成。即外封油带分离力pf1，内封油带分离力pf2，排油窗高压油对缸体的分离力。

对于奇数泵，在缸体旋转过程中，每一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0有所扩大，如图5.2所示。 1

当有(Z1)个柱塞排油时，封油带实际包角1为

2

11222

 1(Z1)aa0(91) (5-3)

22993

1

当有(Z1)个柱塞排油时，封油带实际包角2为

2

11228

 2(Z3)aa0(93) (5-4)

22999

Z

平均有个柱塞排油时，平均包角p为

2

111287

)Z(2a)a p( 120

2223992

式中 a——柱塞间距角，a ；

Z

2

a0——柱塞腔通油孔包角，这里取a0。

9① 外封油带分离力pf1

外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任仪半径上的压力py从R2到R1

积分，并以p代替2，可得外封油带上的分离力pf1为

图5.2 封油带实际包角的变化

pp(R221R2)

f1

Pb

p

R22pb (5-4)

4ln

R12

R2

7(172152)106

7

125601121064ln17212560

15 =3.4(N) 外封油带泄漏量q1为

3

70.003

112560 qppb

112ln

R92ml( ) (5-5) 1R122107

ln172

15②内封油带分离力pf2

内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力pf2为 2 pp(R3R24)

f2

p2b

p

3Pb (5-6)

4ln

3

2

RR4

77226

(911)10

=11210612560

242107ln9

( ) 5.2N

内封油带泄漏量q2为

73

0.00112560ppb

(5-7) q2147ml( )

R1112ln3122107ln

9R4

3

排油窗分离力pf3

pf3

p

2

(R22R23)pb

72

(1529

121)

12560N 1( ) . 6(5-8)

配油盘总分离力pf1

pfpf1pf2pf33.45.21.610.2(N)

总泄漏量q为

qq1q292147239(N)

5.2 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。 5.2.1 过渡区设计

为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角a1

大于柱塞腔通油孔包角a0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，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，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。

5.2.2 配油盘主要尺寸确定

图5.3 配油盘主要尺寸确定

（1）配油窗尺寸

配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径Df 配油窗口包角0，在吸油窗口包角相等时，取

a1a2

a （5-9） 2

为避免吸油不足，配油窗口流速应满足

0

0

Qtb

2.303m/s 满足要求。 （5-10） F2

式中 Qtb——泵理论流量； F2——配油窗面积，F2

0

2

2(R2R32)； （5-12）

0——许用吸入流速，0=2～3m/s。 由此可得

2

R2R32=

2Qt

（5-13） 0v0（2）封油带尺寸

设内封油带宽度为b2，外封油带宽度为b1，b1和b2确定方法为：

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b1略大于b2，即

b1R1R20.125dz

b2R3R4(0.1 5)0.12zd

当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得

22

R32R4R12R2Zdz2(1)

（5-14） .

R1R32plnlnR2R4

联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸R117mm﹑R215mm﹑

R311mm﹑ R49mm。

5.2.3 验算比压p﹑比功pv

为使配油盘的接触应力尽可能减小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5.3中的D5﹑D6。辅助支承面上开有宽度为B的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积F 2

F(D2D52D12D4)(F1F2F3) （5-15）

4式中 F1——辅助支承面通油槽总面积；

F1KB(RR5)（K为通油槽个数，B为通油槽宽度） F2﹑F3——吸﹑排油窗口面积。 根据估算：F1034(mm2) 配油盘比压p为 p

pypt

F

2KB(RR5)284pap （5-16）

l1d

式中 py——配油盘剩余压紧力； pt——中心弹簧压紧力； p——根据资料取300pa；

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

pvpvppv

2

(D4D)。 n

2p2284

(D4D)(1820)458600Kgf/cm2 （5-17） pv 式中vp为平均切线速度，vp=

n1500pv根据资料取600Kgf/cm2。

第6章 缸体受力分析与设计

6.1 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，泄漏增加，油温升高，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，主要是缸体力矩不平衡，使缸体发生倾倒。

6.2 缸体主要结构尺寸的确定

6.2.1 通油孔分布圆半径Rf和面积F

图6.1 柱塞腔通油孔尺寸

为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径Rf与配油窗口分布圆半径

rf相等。即

Rf

R2R31511

13mm （6-1） 22

式中R2﹑R3为配油盘配油窗口内﹑外半径。

通油孔面积近似计算如下（如图6.1所示）。

2

Falaba0.215ba0.45392684(mm2) （6-2）

式中 la——通油孔长度，ladz；

ba——通油孔宽度，ba0.5dz；

6.2.2 缸体内﹑外直径D1﹑D2的确定

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6.2），即123。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。

缸体强度可按厚壁筒验算

2

dwdz2(3922)2392

pb212560129(kgf/cm2) （6-3） 222

dwdz(3922)39

式中dw——筒外径，dwdz2。

——缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：=600～800(kgf/cm2)

图6.2 缸体结构尺寸

缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为

d39z(Pb)(20.312560)0.0038mm （6-4）

2F21034

式中 E——缸体材料弹性系数；

——材料波桑系数，对刚质材料=0.23～0.30，青铜=0.32～0.35； ——允许变形量，一般刚质缸体取0.0065mm，青铜则取

0.0048mm。

符合要求。 6.2. 1 缸体高度H

从图6—2中可确定缸体高度H为 Hl0Smaxl3l4573970.53912m2.（m56-7(） )

式中 l0——柱塞最短留孔长度； Smax——柱塞最大行程；

l3——为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短； l4——缸体厚度，一般l4=（0.4～0.6）dz，这里取0.5dz。

第7章 柱塞回程设计

直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。

固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘2，如图7.1，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙，并可调。

回程盘是一平面圆盘，如图7.1所示。盘上dh为滑靴安装孔径，Dh为滑靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。

如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是 短轴 a2R3m9m( f219.5长轴 b

2Rfcosmax



219.5

41.5m(m ) （7-1） 

cos20

dh和Dh的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，Dh取

椭圆长﹑短轴的平均值较合理，即 Dh

Rfab

Rf19.52cosmax

41.5mm61 ( ) （7-2）

从图7.1中可以看出回程盘上安装孔中心O与长﹑短轴端点A或B的最大1

偏心距相等，且为emax，因而

2

Rf

Rf(41.52)6122(mm) （7-3）

cosmaxcosmax

1

为了允许滑靴在任一方向偏离emax，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔

2

径应比滑靴径部直径d大emax。同时，考虑到加工﹑安装等误差，应在安装孔与

emax

2Rf

滑靴径部之间保留有适当间隙J。这样安装孔的直径为

图7.1 回程盘结构尺寸

dhdm ) （7-4） eax2J8222133m( m式中 d——滑靴颈部直径；

J——间隙，一般取J=0.5～1mm。

第8章 斜盘力矩分析

直轴式轴向柱塞泵通过泵的变量机构改变斜盘倾斜角的大小来改变输出流量。对斜盘力矩的分析，将对设计变量机构提供依据。

下面就以偏心结构为例分析斜盘所受的各力矩。对于无偏心的结构只要令a或b为零，推导出的公式仍然适用。

图8.1 斜盘转轴偏心结构

在以下的分析中，规定使斜盘倾角减小的力矩为正，反之为负。

8.1 柱塞液压力矩M1

泵各柱塞受液压作用力合力平均值pyp的合力作用点可以看成是通过球心平面3与缸体轴线2的交点o1。作用于斜盘转轴的力矩为

M1pypo1B （8-1） 式中柱塞液压平均合力pyp为 pyp

Z(pbp0)Fz

（8-2）

2cos

式中 pb——排油腔压力； p0——吸油腔压力；

Fz——柱塞底部液压力； 作用力壁o1B，由图7.2可知为 o1B=所以

M1

Z(PbP0)Fza

N(m. ) (8-4) (btg)5269

2coscosa

btg （8-3） cos

8.2 过渡区闭死液压力矩M2

此力矩与配油盘过渡区结构有关。 8.2.1 具有对称正重迭型配油盘

对于柱塞数为Z，配油盘过渡区具有对称压缩角a1的泵（见图8.1）；设上下点处柱塞腔压力分别为p0﹑p1；当柱塞位于上死点过渡区时，闭死液压平均

为 力矩M2

py0M2

Z2a1

(A01B01) 2



P0FzZa1Rfa

btg （8-5）

coscoscos

为 当柱塞位于下死点过渡区时，闭死液压平均力矩M2 M2

pbFzZa1Rfa

(btg) （8-6）

coscoscos

闭死液压总平均力矩M2为

1256032509

+M2 M2=M2

8

219.5341(N.m) 2

cos15

8.2.2 零重迭型配油盘

由于无压缩角，所以

M2=0

图8.2（a） 配油盘过渡区结构

8.2.3 带卸荷槽非对称正重迭型配油盘

设带卸荷槽的配油盘过渡区压力角为a1﹑a2（图8.2（b）），那么

MP0FzZa2

Rfa2

2cos

coscos

btg



MP0FzZa1Rf2

2cos

cosacosbtg



(8-7) 同理可得

M2=M2

+M2=350(N.m）