9 10SCY14轴向柱塞泵设计

10SCY14手动变量轴向柱塞泵结构设计

10SCY手动变量柱塞泵结构设计

第1 章 绪论

随着中国综合国力的增强,中国经济也得到了飞速发展,在纷繁复杂的国际环景中发展并不容易,很多关键技术受到国外封锁,而液压系统也是其中一项,很多国内知名企业如三一重工,中联重科都还在进口国外液压成套系统,很大一部分利润被分走。工业技术的不断发展，对液压元件的需求也越来越广。而作为液压传动系统不可或缺的液压泵就显得尤为重要了。只有在结构和技术上不断的开拓创新，我国轴向柱塞泵技术和产品一定可以上一个新台阶,我相信,随着国力的增强,国家对自我创新力和研发力度加大,中国的液压技术水平会越来越强,在关键技术上也会得到更大的突破,摆脱国外技术封锁,让国内的液压技术走在世界前列。

1.1选题的背景及意义

轴向柱塞泵是液压系统中重要的动力元件和执行元件，广泛地应用在工业液压和行走液压领域，是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。轴向柱塞泵是利用与传动轴平行的柱塞在柱塞孔内往复运动所产生的容积变化来进行工作的。轴向柱塞泵的优点是结构紧凑，运转平稳，流量均匀性好，噪声低，径向尺寸小，转动惯量小，工作压力高，效率高，并易于实现变量。此外，由于轴向柱塞泵结构复杂，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。 随着高科技的发展，现在机械对小型化、高效率的要求越来越高，而液压传动，随着现在加工工艺、信息化的发展，其缺点也越来越完善，而泵是液压传动的核心。

1.2轴向柱塞泵概述

柱塞泵是液压系统中重要的动力元件和执行元件，广泛地应用在工业和农业机械。柱塞式液压泵是依靠若干个柱塞在缸体柱塞孔内做往复远动使密闭工作容积发生变化来实现吸油和压油的。由于密闭工作容积是由缸体中若干个柱塞和缸体内柱塞孔构成，且柱塞和缸体内柱塞孔都是圆柱表面，其加工精度容易保证，它具有重量轻、结构紧凑、密封性好、工作压力高，在高压下仍能保持较高的容积率和总效率，SCY14柱塞泵的工作压力可以达到32MPa，容易实现变量等优点；其缺点是对液压工作介质的污染较敏感、滤油精

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度要求高、结构复杂、加工精度、日常维护要求比较高、价格比较便贵。而柱塞泵分为轴向和径向。

1.3轴向柱塞泵研究现况

我国现在在液压传动的发展起步晚，但是，随着我国工业化的崛起，我们国家液压传动得到一定的发展，但是小型化和高压、高速的液压泵需要进一步发展，我们国家自仿造德国设计了CY14系列柱塞泵，而柱塞泵在大型机械应用广泛，其稳定性和噪音等这些需要进一步改进，在工业化发展的过程中，我们国家应该重视基础科学研究，从而提出更科学的泵的设计方案和原理。

1.4直轴式轴向柱塞泵的工作原理

柱塞泵是液压系统的一个重要装置。它依靠柱塞在缸体中往复运动，使密封工作容腔的容积发生变化来实现吸油、压油。柱塞泵具有额定压力高、结构紧凑、效率高和流量调节方便等优点，被广泛应用于高压、大流量和流量需要调节的场合，诸如液压机、工程机械和船舶中。柱塞泵是往复泵的一种，属于体积泵，其柱塞靠泵轴的偏心转动驱动，往复运动，其吸入和排出阀都是单向阀。当柱塞外拉时，工作室内压力降低，出口阀关闭，低于进口压力时，进口阀打开，液体进入；柱塞内推时，工作室压力升高，进口阀关闭，高于出口压力时，出口阀打开，液体排出。当传动轴带动缸体旋转时，斜盘将柱塞从缸体中拉出或推回，完成吸排油过程。柱塞与缸孔组成的工作容腔中的油液通过配油盘分别与泵的吸、排油腔相通。变量机构用来改变斜盘的倾角，通过调节斜盘的倾角可改变泵的排量。

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1-斜盘 2-回程盘 3-滑靴 4-柱塞 5-缸体 6-配油盘 7-传动轴

图1-1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

第2章 总体设计与分析

2.1主要性能参数分析

10SCY14-1B手动变量轴向柱塞泵参数如下：

MP a最大工作压力 Pmax?31.5公称排量 Q0?10ml/ r额定流量 Q=15L/min

L/mi n最大流量 Qmax?21额定转速 n=1500r/min 2.1.1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

saxZ? qb?FXm?42dsa xmxZIII

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=

?4?(19.5?0.2)2?(19.5?0.2?2)?9≈10ml

不计容积损失时，泵的理论流量Qtb为

Qtb?qbnb??42dxsmaxZnb=0.01×1500=15(L)

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?1000Q1000?15??10.53（ml/r） n.?v1500?0.95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： n.q?C

maxp13000 ?70.23?206?Cp

6013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。

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?Qt?（ml/min） bQ=15-0.5=14.5b式中Qb为柱塞泵泄漏流量。

泵容积效率?VB定义Qgb与Qtb之比，即

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?VB?QgbQtb=

14.5?96.7% 15轴向柱塞泵容积效率一般为??b=0.94～0.98，故符合要求。 2.1.2扭矩与机械效率

不计摩擦损失时，泵的理论扭矩Mtb为 Mtb?pbqb12?10?19.1(N.m) =

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

Mgb?Mtb?Mb=19.1?2?21.1(N.m)

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?MtbMtb119.1????90.52%MMgbMtb?Mb1?b21.1 Mfb2.1.3功率与效率

不计各种损失时，泵的理论功率Ntb

Ntb?pbQtb?2?nbMgb=2??泵实际的输入功率Nbr为

1500?21.1?3.31(kw) 60 Nbr?2?nbMgb?2?nbMtb 泵实际的输出功率Nbc为

1?mb=2??15001?19.1??3.31(kw) 600.905pbQ??t= Nbc?pbQg?bb3?19.1?14.5?2.5(kw) 定义泵的总效率?为输出功率Nbc与输入功率Nbr之比，即

pbQt?Nbcb?b?b?????b?mb =0.905?0.967?0.875 Nbr2?M1tb?mbV

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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

hb=0.85～0.9,上式满足要求。

2.2柱塞运动分析

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。即分析柱塞和缸体间的运动学关系。

2.2.1柱塞行程S

图2.1是一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。以柱塞腔容积最大时的上死点位置为0?，分析任一旋转角a时的运动关系。（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)

图2.1 柱塞运动分析

a h=Rf-Rfcos所以柱塞行程S为

g= s=htg1(R1-cosg)t g当a=180O时，可得最大行程smax为

?=2Rftgg=Dftgg39?tg18 smax0? 3m9(m2.2.2柱塞运动速度分析v

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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 adtdadt当a?90?及270?时，sina??1，可得最大运动速度?max为 ?max?Rf?tg??19.5?式中w为缸体旋转角速度，w=2.2.3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 dtdadtd?dd??.a?Rf?2t?gcos adtdadt1500?2?.tg15??819(mm/s) 60a 。 t a?当a?0?及180?时，cos??1,可得最大运动加速度amax为

?1500?2a?R?tg??819??2???129(m/s) maxf??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

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2.3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

xⅱoy?内的运动规律（如图2.3），其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长﹑短轴分别为

长轴 2b=2Rfcosg=39cos15O=40.4(mm) 短轴 2a=2Rf=39m(m )设柱塞在缸体平面上A点坐标为

x?Rfsinay?Rcosa

f如果用极坐标表示则为

矢径 Rh?x2?y2?Rf12?tg?2cosa2 极角 ??arct(gco?scos a滑靴在斜盘平面x?o?y?内的运动角速度?h为 wdqwcoh=d=sgco2sa+co2tgss2ia

n由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当a??2﹑短轴位置）为

ww1500hmax=cosg=60?2?cos15??162(rad/s)

当a?0﹑?时，?h最小（在长轴位置）为 ?hmin??cos??150060?2??cos15??152(rad/s) 由结构可知，滑靴平均旋转角速度等于缸体角速度，即 ?1500ap???60?2??157(rad/s)

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32?时，h最大（在?10SCY14手动变量轴向柱塞泵结构设计

第3章 主要零部件设计

3.1柱塞设计

3.1.1柱塞结构型式的选择

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、线接触式柱塞、带滑靴的柱塞。这三种形式的柱塞分别如图2-1(a)、（b）、（c）所示，由于点接触的接触应力大，柱塞头部容易破坏，不能承受过高的载荷，寿命较低，现在已经很少用到，而线接触有一点的润滑能力，同时可以承受一定的载荷，但是SCY14是高压泵，承载载荷大，所以不适用，故选择带带滑靴的柱塞。

图2-1 柱塞结构型式

目前柱塞大多采用空心结构减小惯性力的同时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，要考虑液体可压缩性能的影响，泵容积效率会因为无效容积而降低，从而泵的压力脉动增加，影响调节过程的动态品质。

综上，本设计选用图2-1（c）所示的型式。 3.1.2柱塞结构尺寸设计

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1）柱塞直径dZ及柱塞分布塞直径Df

柱塞直径dZ﹑柱塞分布直径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 ?Df由此可得 m?Dfd??Z7??3.82 0.75?0.75?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2-1所示。

表2-1柱塞结构参数

Z m

7 3.1

9 3.9

11 4.5

当泵的理论流量Qtb和转速nb根据使用工况条件选定之后，根据流 量公式得柱塞直径dZ为 dZ?34Qtb?21.7mm （2-1）

m?Znbtg? 式中 γ—斜盘最大倾角，取γ=20°

对计算出的dZ结果进行圆整，并查按相应标准取dZ=22mm。

柱塞直径d?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：

4Qtb?1.95dZ?43mm （2-2）

?dZtg?Znb41.dz8 ) pb?20Mpa l0?(1.?5z) pb?30Mpa l0?(2?2.d 这里取 l0?2dz?44mm。

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因此，柱塞名义长度l应满足：

l?l i0?smax?lm式中 smax—柱塞最大行程；

lmin—柱塞最小外伸长度，一般取lmin?0.2dZ?4.4mm。

根据经验数据，柱塞名义长度常取：

pb?20Mpa l?(2.7?3)dZ

2 pb?30Mpa l?(3.?这里取l?3.5dZ?77mm。 3）柱塞球头直径d1

按经验常取d1?(0.7?0.8)dz，如图2-2所示。

4.dz2 )

图2-2柱塞尺寸图

这里取d1?0.8dZ?18mm

柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离ld，以便柱塞在排油结束后柱塞的柱塞处能完全进入柱塞腔，习惯取ld?(0.4?0.55)dz，此处取ld?0.5dZ?11mm。

4）柱塞均压槽

高压柱塞泵中为了存储赃物和均衡侧向力﹑改善润滑条件常常在柱塞表面开环行均压槽。均压槽的尺寸一般取：深h=0.3～0.7mm；间距t=2～10mm。 这里取h?0.5mm,t?2mm。

3.1.3 柱塞摩擦副比压P﹑比功Pv验算

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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 pmax?2p1?23Mpa （2-3） dZl1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

vmax?Rfatg??0.55m/s?v?8m/s （2-4）

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功pmaxvmax为 pmaxvmax?2p1Rf?tg??11.5Mpam/s?pv?60Mpam/s （2-5） dZl1上面的式子中间的许可比压?p?﹑许可比功?pv?、许可速度?v?的值，应该以摩擦副材料而定，可参照下表2-1。

表2-1材料性能

材料牌号 ZQAL9-4 ZQSn10-1 球墨铸铁

许用比压?p?

Mpa 30 15 10

许用滑动速度?v?

m/s 8 3 5

许用比功?pv? Mpa.m/s 60 20 18

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。

3.2滑靴设计

高压柱塞在目前泵普遍采用带滑靴的柱塞结构。这样可以使滑靴的接触形式为面接触﹑很大程度减少了接触应力，而且柱塞和滑靴的开有中心孔，使高压油经柱塞中心孔d0?和滑靴中心孔d0，再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由于油液在斜盘表面形成薄油，很大

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程度与上减少了相对运动件间的摩阻。但是中心孔不起节流作用，因为滑靴设计常用剩余压紧力法。静压油池压力p1与柱塞底部压力pb相等，即 p1=pb

R2R1将上式代入式p1中，可得滑靴分离力为

?2pb2(R2?R12)cos?dz2ln

p1??(R22?R12)R2ln2R1pb?3(N) （2-6）

设剩余压紧力?py?py?pf，则压紧系数 ??滑靴力平衡方程式即为

pf?(1??)py?2.8(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。

3.2.1滑靴的结构型式的选择

滑靴结构有如图2-3所示的3种型式。

?pypy?0.05?0.，这里取150.1。

图2-3滑靴结构型式

图2-3（a）所示为普通型，静压油池较大，但是由于加工表面精度原因，其实际支持

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面可能较小，可以形成封油带。结构简单，是目前常用的一种型式。

图2-3（b）所示滑靴增加了内﹑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2-3（c）所示的滑靴不仅有辅助支承面，而且在支承面上开设阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼使其共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。

经比较，本设计采用图2-3（a）所示的结构型式。 3.2.2滑靴结构尺寸设计

图2-4 滑靴外径的确定

看滑靴的布局，应该在斜盘的投影面XoY面上，即斜盘倾角??0时，滑靴之间的间隙为s，如图2-4。

1）滑靴外径D2：

D2?Dfsin?Z?s?43?sin?9?0.2?15mm （2-7）

一般取s=0.2～1，这里取0.2。 2）油池直径D1

D1?0.6?0.8，这里取0.8. 初步计算时，可设定D2 D1?0.8D20.8?15?12mm

3）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

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性能，取

d0（或d0?）=0.8～1.5=1.0mm

3.3配油盘设计

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。

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。 3.3.1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。

3.3.2配油盘主要尺寸确定

图2-5 配油盘主要尺寸

1）配油窗尺寸

配油窗口分布圆直径D取D?Df

配油窗口包角?0，在吸油窗口包角相等时，取 ?0???a1?a2???a 2为避免吸油不足，配油窗口流速应满足

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?0?Qtb?2.3???0??3m/s 满足要求。 F2式中 Qtb—泵理论流量； F2—配油窗面积，F2??022(R2?R32)；

??0?—许用吸入流速，??0?=2～3m/s。 由此可得

2Qt R?R=

?0?v0?22232）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

0.125 b1?R1?R2? zd

b2?R3?R4?(0.1?0.125)dz

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

22R32?R4R12?R2?Zdz2(1??)??.R1R3 2?p （2-8）lnlnR2R4联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：

R1?50mm，R2?32mm,R3?27mm,R4?17mm

3.3.3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4-9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为

F??42(D2?D52?D12?D4)?(F1?F2?F3)

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式中 F1—辅助支承面通油槽总面积；且：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。

(mm2) 根据估算：F?1034配油盘比压p为

p??py?ptF2KB(R?R5)（2-9） ??284pa??p?

F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?

式中 vp—平均切线速度，vp= pv?2(D?D)。 ?n42p(D4?D)?458?600Kgf/cm2 n??pv?根据资料取600Kgf/cm2。

3.4缸体设计

下面通过计算确定缸体主要结构尺寸

2.4.1通油孔分布圆Rf和面积F

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图2-6 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?R3?26mm

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2-6所示）。

Fa?laba?0.215ba?832(mm2)

式中 la—通油孔长度，la?dz；

ba—通油孔宽度，ba?0.5dz；

23.4.2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2-7），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。

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图2-7缸体结构尺寸

缸体强度可按厚壁筒验算 ??pbD1?D2D1?D22222?1256?0142(kgf/cm2）?[?] （2-10）

式中 D1—筒外径，且D1?dZ?2?=100mm。

???—缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：???=600～800(kgf/cm2) 缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为 ???

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；

mm5，青铜则取 ????—允许变形量，一般刚质缸体取?????0.006mm8； ?????0.004dz(???Pb)=0.004mm????? （2-11） 2F符合要求。 3.4.3缸体高度H

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从图2-7中可确定缸体高度H为

H?l0?lmax?l3?l4?115mm

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=11mm。

3.5柱塞回程机构设计

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2-8，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2-8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。

图2-8 回程盘结构尺寸

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

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?3m9m( 短轴 a?2Rf?2?19.5长轴

b?2Rf?42(mm)

cos?maxdh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 Dk?a?bRf?Rf??61(mm) 2cos?max 从图2-8中可以看出回程盘上安装孔中心O与长﹑短轴端点A或B的最大偏心距相等，

1且为emax，因而

2emaxRf2Rf??(Rf?)?22mm （2-12） cos?maxcos?max1 为了允许滑靴在任一方向偏离emax，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑

2靴径部直径d大emax。同时，考虑到加工﹑安装等误差，应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙J。这样安装孔的直径为

dk?d?emax?2J?32(mm)

式中 d—滑靴颈部直径；

J—间隙，一般取J=0.5～1mm。

3.6变量机构设计

轴向柱塞泵是通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角，以改变输出流量的方向和大小。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式，如图2-9。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。

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图2-9变量执行机构

以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图2-9(a)所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜盘改变倾斜角，如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。图2-9(b)所示，在伺服阀C端用手轮或杠杆输入一位移量，称手动伺服变量式；若以电机或液压装置输入位移量时，则称电动或液动伺服变量式；如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值，则构成了压力补偿变量式。再如图2-9(c)中，用带有电磁阀的外液压源控制，可成为远程液控变量式；如果用伺服阀控制变量缸，并使泵出口压力为恒值，可成为恒压变量型式。

由此可知，变量的型式是多种多样的，下面介绍其中最常用的几种变量机构。并予以比较选择。

3.6.1手动变量机构

手动变量机构是一种最简单的变量机构，适用于不经常变量的液压系统。变量时用手轮转动丝杠旋转，丝杠上的螺母直线运动带动斜盘改变倾斜角实现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图2-10所示。

图2-10手动变量机构原理及特征

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图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量Q的方向和大小与变量机构行程y成正比。

3.6.2手动伺服变量机构

该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。手动伺服变量机构的原理图和变量特性如图2-11所示。

图2-11手动伺服变量机构

图中伺服变量机构由双边控制阀和差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活塞杆相连，变量缸的缸体与泵体相连。当控制阀处于中位时，斜盘稳定在一定的位置上。变量时，若控制阀C端向左移动，油路1和2连通，变量缸A﹑B两腔都是泵出口压力。由于B腔面积大于A腔，变量活塞在液压力作用下向右移动，推动斜盘倾斜角减小，流量随之减少。与此同时，由于阀套与活塞杆相连，阀套也向右移动逐步关闭油路l和2，于是斜盘稳定在新的位置上。

反之，控制阀向右移动时，油路2和3连通，变量缸B腔与回油路接通，变量活塞在A腔液压力作用下向左移动，使斜盘倾角增大，流量也增大。同理，由于控制阀阀套的反馈移动，使斜盘稳定在新的位置。

这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力，大大提高了变量的性能和精度。变量信号输入可以是手动，也可以是电动。如用外液压源可实现远程无级变量。因此，这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、机床等许多液压系统中。

3.6.3恒功率变量机构

恒功率变量机构是根据泵出口压力调节输出流量，使泵输出流量与压力的乘积近似保持不变，即原动机输出功率大致保持恒定。变量机构原理如图10-3(a)所示。图中恒功率变

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量机构仍由双边控制阀和差动变量缸组成。与手动伺服变量机构不同的是控制阀C端由弹簧预压调定，D端用控制油路接通泵出口管路。利用液压力与弹簧力平衡的关系控制变量活塞，改变斜盘倾角。工作原理与手动伺服变量机构类似。

为使泵功率为一恒值，理论上，泵出口压力与输出流量应保持双曲线关系，如图5-4所示。但是，实际泵的变量机构都是采用弹簧来控制的。因此，只能用一段折线(一根弹簧)或二段折钱(二根弹簧)来近似替代双曲线。图2-11（a）所示的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量特性。

3.6.4恒流量变量机构

恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力差调节输出流量，保持流量为一恒值。变量机构原理及变量特性如图2-12所示。

图2-12恒流量变量机构原理及特征

图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀(恒流量阀)和差动变量缸组成。控制阀C端预压弹簧调定后，节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中垃，斜盘倾角固定在某一角度，泵输出流量为调定值。

当泵转速增加时，输出流量也相应增加。由于节流器面积不变，则节流器两端压力差

?p增大，推动控制阀阀芯左移，带动变量活塞左移，斜盘倾角减小，流量城少，直至恢复

到调定值。此时，阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀芯处于中位，斜盘倾角稳定，泵输出流量为恒定值。反之，当泵转速减小后，输出流量减少。类似的分析可知，斜盘倾角会增加，流量也随之增加，仍保持为一恒定值。

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恒流量变星泵用于对液压执行机构要求速度恒定的设备中。例如，机床、运输机械等液压系统。但是恒流量变量泵恒定流星的精度不高，误差较大，这也限制了它的应用。

综合比较以上几种变量机构，本设计选择手动伺服变量机构。

第4章 主要零件受力分析与校核

4.1柱塞受力分析与校核

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。下面来分析一下柱塞泵排油的受力情况，而吸油情况在回程盘中另行分析，图5-1是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

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图5-1 柱塞受力分析

作用在柱塞上的力有： 4.1.1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 pt??4dxpmax?12560(N) （5-1）

2式中 Pmax—泵最大工作压力。 4.1.2柱塞惯性力PB

柱塞在缸体作往复直线运动时，有直线加速度a，则柱塞轴向惯性力PB表达方式为：

?? PB??mZaGZg2R??tcgos a （5-2） f式中mz﹑Gz为柱塞和滑靴的总质量。

惯性力PB与加速度a的矢量方向相反，其力的大小按缸体旋转角a的余弦值规律变化。当a?0?和180?时，惯性力最大值为

PBmax?GZRf?2tg??243(N) （5-3） g4.1.3离心反力Pt

Pt是径向力，其表达式和计算结果如下：

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Pt?mZat?907(N) （5-4） 4.1.4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

P?Nco?s?1213(N2) （5-5）

T?Nsin??346(N2)轴向力P等于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。 4.1.5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。 4.1.6摩擦力P1f和P2f

柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力pf为

(N2) （5-6） Pf?(P1?P2)f?259式中 f为摩擦系数，常取f=0.05～0.12，这里取0.1。

分析柱塞受力，取柱塞处于上死点时的位置。此时，N﹑p1和p2可得：

?y?0

Nsin??p1?p2?pt?0

12?Z?0 Ncos??fp?fp?pb?ps?0

l0?l2?dzdz??l2?M?0,pl?l??pl??fp?fp?ptlt?0 (5-7) ?1?012??2?3?22?3??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=44mm； l—柱塞名义长度，由经验l=(2.7-3.7)d，这里取l0?3d?189(mm)； l1—柱塞重心至球心距离，lt=l0-l2?44?21?23mm 根据相似原理有

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p1maxl?0l0? （5-8） p2maxl22

1p1m(l) alx?021 p2?pzmalxdz2

2又有 p1?p1(l0?l2)2? 所以 2p2l2p1(l0?l2)2?将式代入Nsin??p1?p2?pt?0求解接触长度l2。为简化计算，力矩方程中2p2l2离心力Pt相对很小可以忽略，得

6ll?4l0?3fdZl0?21mm （5-9） l2?012l?6fdZ?6l0p1(l0?l2)2?将式代入Ncos??fp1?fp2?pb?ps?0可得 2p2l2????1??P1?(Nsin??pt)1?2?(l0?l2)??1 ??lx2??1???(57?103?sin15??122.5)??1???20.1(kN)2.557??2 （5-10）

Nsin??Pt57?103?sin15??122.5P2???5823(N)22(l0?l2)(78?57.6)

?1?1117lx2l0?l2?dzdz??l2?pl?l??pl??fp?fp?ptlt?0可得 将以上两式代入1?012??2?3322???? N?Pb?PB?f?Pt?13(KN) （5-11）

cos??f?sin?式中?为结构参数，且

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2(l0-l2)2(78-57.6)+1+1lx2117==1.78 （5-12） j= (l0-l2)2(78-57.6)2-1-12117lx4.2滑靴受力分析与校核

目前高压柱塞泵普遍已经采用带滑靴的柱塞结构。滑靴不仅增大了与斜盘得接触面、

d?d减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔0和滑靴中心孔0 ，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。液压泵工作时，作用于滑靴上有一组方向相反的作用力。下面对这组力进行分析。

图5-4 滑靴结构及分离力分布

图5-4为滑靴结构与分离力，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为：

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q???3(p1?p2)6?lnR2R1 （5-18）

若pz?0，则

q???3p16?lnR2 （5-19）

R1

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

R2pr?(p1?p2)r?P2 （5-20） R2lnR1ln若pz?0，则

R2rpr?p1 R2 （5-21）lnR1ln由上式，封油带上压力变化规律是压力随半径减小而呈对数规律增加。封油带上总的分离力pf可通过积分求得。如图4-4，取微环面2?rdr，则封油带分离力pf2为

pf2??R2

R1pr2?dr??p1R2ln2R1(2R2?21R?)?1P2R1 （5-22）

油池静压分离力pf1为

2 pf1??R1p 1总分离力pf为

5 Pf?Pf1?Pf2?6?10(KN) （5-23）

4.2.2分离力py

分离力py就是滑靴所受压紧力，其产生主要原因是柱塞底部受到液压力pb引起的，表示

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为：

Py?4.2.3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

PbP2Pb?dZ?12.95(KN) （5-24） cosg4cosgpy?pf

pb?(R22?R12)d?P1R2 4cos? 2lnR1?2zR2R1 （5-25） 即 p1?2pb2(R2?R12)cos?dz2lnq?将上式代入式

pd3pbdz2R中，得泄漏量为q= =3 L/min （5-26） 26?ln212m(R2-R12)cosgR1??3p1除了以上主要力的作用之外，滑靴上还有其他的力，但是对柱塞泵工作影响较小，本处忽略不计，比如有滑靴的离心力、滑靴与斜盘的摩擦力、铰链的摩擦力，使滑靴产生自转，有利于均匀摩擦，有的可能使滑靴倾倒加重了摩擦力，从而破坏油封。在设计时，可酌情考虑这些因素。

4.3配油盘受力分析与校核

虽然不同种类轴向柱塞泵所配套的配油盘尺寸或者加工有差别，但是其基本的用途和本身基本构造是相同。图5-7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有一对相互作用力；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。

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1-辅助支撑面 2-外封油带 3-内封油带 4-吸油窗 5-过渡区 6-减震槽 7-排油窗

图5-7配油盘基本构造

4.3.1压紧力py

压紧力是缸体受到轴向的作用力，并通过缸体作用到配油盘上，其产生原因是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。

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

2Z?1?2.dzpb?pyma x （5-29） py1? 249?1????392?10?6?12560?24150(N) 241当有(Z?1)个柱塞处于排油区时，压紧力py2为

2Z?1?2.dzpb?pymi n （5-30） py2? 249?1????392?10?6?12560?19320(N) 24平均压紧力py为

Py?4.3.2分离力

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。

对于奇数液压泵，缸体旋转在过程中，每一瞬时参加排和吸油的柱塞数量和所处的位

1(Py?Py2)?2173(5N) 2132

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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5-8所示。

图5-8封油带实际包角的变化

1当有(Z?1)个柱塞排油时，封油带实际包角?1为

2112??22?)?? ?1?(Z?1)a?a0??(9?1?

229931当有(Z?1)个柱塞排油时，封油带实际包角?2为

2112??28???(Z?3)a?a??(9?3?)?? 2 022999Z平均有个柱塞排油时，平均包角?p为

2117?a?a? ?p?(?1??2)?(Z?2) 02292? ； 式中 a—柱塞间距角，a?Z2? a0—柱塞腔通油孔包角，这里取a0?。

91)外封油带分离力pf1

R2 外封油带上泄漏流量是源流流动，其压力大小是在封油带上任意半径Py的积分?Py，

R1则外封油带上的分离力pf1为（?p?2?）。

pf1??p(R12?R22)4lnR1R2Pb??p22R2pb （5-32）

7?7??(172?152)?10?6?12560?9?112?10?6?12560 ?91724ln1533

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=3.4(N)

2)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

pf2??p(?R32?R42)R3pb??p2R32Pb?5.2N( ) （5-33）

4?lnR43)排油窗分离力pf3 p?p2f3?2(R2?R23)pb?7?22?9?(15?12?1)1?2560N 1. 配油盘总分离力pf1

pf?pf1?pf2?pf3?3.4?5.?21.?6N10. 234

(5-34)）

（6

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结 论

一般来说,由于各类液压泵各自突出的特点,其结构﹑功用和运转方式各不相同,因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵。一般在机床液压系统中，往往选用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵;而在筑路机械﹑港口机械以及小型工程机械中，往往选择抗污染能力比较强的齿轮泵；在负载大﹑功率大的场合往往选择柱塞泵。

本文通过对10SCY直轴式轴向柱塞泵的机构参数设计，主要结构尺寸的设计以及柱塞、滑履、缸体、斜盘等主要部件的运动学分析、强度校核。在油泵工作时，对柱塞和滑履进行运动规律分析；同时对柱塞泵进行了流量及流量脉动率分析。

该泵的特点是：

(1)在柱塞头部加滑靴，改点接触为面接触，并为液体摩擦。

(2)将分散布置在柱塞底部的弹簧改为集中弹簧，并通过压盘使柱塞紧贴斜盘。 (3)将传动轴改为半轴，悬臂端通过缸体外大轴承支承。

由于采用上述这些结构措施，使得泵的结构比较复杂，使用和维护要求都较高。而且缸体外大轴承不宜用于高速，使它的流量提高比较困难，

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/91j3.html