1、 毕业设计说明书 题目名称：一种轴向柱塞泵的结构设计及其造型 院系名称： 机电学院 班 级： 机自 XX 学 号： XXXXXXXXXXXXX 学生姓名： XXXXXXX 指导教师： XXXXXX 2012年6月中原工学院毕业设计（论文）1摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，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。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。柱塞是其主要受力零件之一；滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，它能适应高压力高转速的需要；配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命。由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用
2、了一静压支承，省去了大容量止推轴承，因此它具有结构紧凑、零件少、工艺性好、成本低、体积小、重量轻、比径向泵结构简单等优点。由于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:斜盘,柱塞泵,轴向中原工学院毕业设计（论文）2An axial piston pump structure design and modellingABSRACTThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system，The inclined
3、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 type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for th
4、e inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt
5、to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting
6、 a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc
7、. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words：The Inclined Dish Pillar Pump Axial Pump中原工学院毕业设计（论文）3目录摘要 1ABSRACT .2前言 41 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 61.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 61.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 61.2.
8、1 排量、流量、容积效率与结构参数 71.2.2 扭矩与机械效率 81.2.3 功率与效率 82 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 102.1 柱塞运动学分析 102.1.1 柱塞行程 S .102.1.2 柱塞运动速度分析 V 102.1.3 柱塞运动加速度 a.112.2 滑靴运动分析 112.3 瞬时流量及脉动品质分析 122.3.1 脉动频率 142.3.2 脉动率 143 柱塞泵主要部件的设计与受力分析 163.1 柱塞设计与受力分析 163.1.1 柱塞结构形式 163.1.2 柱塞结构尺寸设计 163.1. 3 柱塞受力分析 .173.2 滑靴设计 203.2.1 滑靴设计常
9、用剩余压紧力法 203.2.2 滑靴结构型式与结构尺寸设计 203.3 配油盘受力分析与设计 233.3.1 配油盘设计 233.3.2 配油盘受力分析 253.3.3 验算比压 、比功 .26Pv3.4 缸体设计 273.4.1 缸体的稳定性 273.4.2 缸体主要结构尺寸的确定 273.5 轴的校核 293.6 中心弹簧的计算 304 变量机构 34结论 36参考文献 37致谢 38中原工学院毕业设计（论文）4前言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
10、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
11、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
12、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。中原工学院毕业设计（论文）5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
13、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。中原工学院毕业设计（论文）61 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 1轴向柱塞泵是将多个柱塞配置在一个共同缸体的
14、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 2 范围内,柱塞向外伸出,柱塞底部缸孔的密封工作容积增大,通过配油盘的吸油窗
15、口吸油;在 0 范围内,柱塞被斜盘推入缸体,使缸孔容积减小,通过配油盘的压油窗口压油。缸体每转一周,每个柱塞各完成吸、压油一次,如改变斜盘倾角, 就能改变柱塞行程的长度,即改变液压泵的排量,改变斜盘倾角方向,就能改变吸油和压油的方向,即成为双向变量泵。图 11 轴向柱塞泵的工作原理1缸体 2配油盘 3柱塞 4斜盘 5传动轴1.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 1给定设计参数最大工作压力 Pmax=35 MPa额定流量 Q=45ml/min最大排量 q max= r/ml30中原工学院毕业设计（论文）7额定转速 r/min150n最大转速 r/minmax31.2.1 排量、流量、容积效率与结构
16、参数轴向柱塞泵几何排量 是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油油液的容bq积，即（11）22maxtan4dZSD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 为q10vQn式中： 油泵的容积效率，计算时一般取 0.920.97。本文中取 =0.97 。q= 97.0154r/ml.2q为了避免气蚀现象，在计算 值之后，需按下式做校核计算：13axpnC式中： 常数，对进口无预压力的油泵 =5400；对有进口压力的油泵pCp=9100。2.159.6033所以主参数排量符合设计要求。从泵的排量公式 可以看出，柱塞直径 ，分布22maxtan4qdZSDd圆直径D,柱塞数Z
17、都是泵的固定结构参数，并且当原动机确定之后传动轴转速 n 也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角来实现。对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角 在 之间，该设计是非max1520中原工学院毕业设计（论文）8通轴泵，受结构限制，取上限，即 = 。20柱塞数Z，由泵的结构与流量脉动率 来决定，因为是非通轴式所以一般取 Z=7。柱塞直径d和柱塞分布圆半径R（21）3ztan180qsid 当Z=7时， cm72.15.q3ti3 由于上式计算出的 需要圆整化，并按有关标准选取标准直径，应选 cm72.1dm18d柱塞直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆半径。即5
18、2.384.Rf将柱塞分布圆半径进行圆整取 。9f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。1.2.2 扭矩与机械效率 2不计摩擦损失时泵的理论扭矩 为tbM（22)/N1057.14.3209qpM66bt m（ 式中 为泵吸、排油腔压力差。b考虑摩擦损失 时，实际输出扭矩 为b gb ）（ /1052.10.057. 666tg 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
19、而产生的。泵的机械效率定义为实际输出扭矩 与理论扭矩 之比，即gbMtb91.057.026tbm轴向柱塞泵的机械效率 0.90.96。所以此泵符合设计要求。bm1.2.3 功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率 tbN中原工学院毕业设计（论文）9tbt nM2NtbbQpkw8941057.614.36t 泵的实际输入功率 为br2brgmnk8971.0152.6014.3N6r 定义泵的总效率 为输出功率 与输入功率 之比，即总 tbNbr（23).97.bmbrt 总上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。对于轴向柱塞泵，总效率一般为 ，上式满足要求。95.08.b中原工学院毕业设
20、计（论文）102 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 3泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。这两个运动的合成，使柱塞轴线上任何一点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自传运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。2.1 柱塞运动学分析 4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。2.1.1 柱塞行程 S图 21 为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为
21、 ，柱塞分布圆半径 ，缸体或柱塞旋转角为 ，并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为fR0，则对应于任意旋转角 时，图 21 柱塞运动分析cosffhR所以柱塞行程 S 为中原工学院毕业设计（论文）11（24)）（ tancos1RhtanSf当 时，可得最大行程 为180 mxS4.28360.92tfmax 2.1.2 柱塞运动速度分析 V将式 对时间微分可得柱塞运动速度 v 为）（ tancos1RhtanSfsidftvst 当 及 270时， ，可得最大运动速度 为90sin1maxV）（ /s290tn14.3260539taRfmax 式中 为缸体旋转角速度， t2.1.3 柱塞运动加
22、速度 a将 对时间微分可得到柱塞运动加速度 a 为sintRdftvst costaa2ftat 当 =0或 180时， ,可得最大运动加速度 为cos1max)/(24.350tan260539tanRa 22fmx s ）（柱塞运动的行程 s、速度 v、加速度 a 与缸体转角的关系如图 22 所示。中原工学院毕业设计（论文）12图 22 柱塞运动特征图2.2 滑靴运动分析 4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 23 所示。图 23 滑靴运动规律分析图其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长，短轴分别为长轴 ）（ m8cosRbf短轴
23、）（72af设柱塞在缸体平面上 A 点坐标为sinfxcoyR如果用极坐标表示则为矢径 22f2h costan1极角 ）（ m78af滑靴在斜盘平面 内的运动角速度 为xoy h（25)22cosinhtd由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当 或 时， 最大3h（在短轴位置）为max150267/cosh rads中原工学院毕业设计（论文）13当 或 时， 最小（在长轴位置）为0hmin150cos2cos0147.6/6rads由结构可知，滑靴中心绕 点旋转一周的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度，即15027/6h rads2.3 瞬时流量及脉动
24、品质分析 4柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成（26)sintaRFQfzti式中 为柱塞横截面积, 。z 24zd泵柱塞数为 7，柱塞角距为 ，位于排油区的柱塞数为 ，0.97z0Z那么参与排油的各柱塞瞬时流量为 sintaRFQfzt1）（ q2）（ 2itfzt3 ）（ 1ZsintaRFQ0fzt 泵的瞬时流量为 127ttttQ 0Z1tfz isina）（42co4iRF2fz 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。中原工学院毕业设计（论文）14图 24 奇数柱塞泵瞬时流量对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为 。0Z当 时，取 ,由泵的流量公式可得
25、瞬时流量为02017Zz2sincotaRFQfzt 当 时，流量脉动取 ,同样由泵的流量公式可得瞬时流量201Z为 z2sin3cotaRFQfzt 当 、 、 、 时，可得瞬时流量的最小值为02 3fztmin 104cottaF21而当 、 、 、 时，可得瞬时流量的最大值为4353fztmaxcstanRQ油泵的平均流量 可按下式计算：tvg 3f2ta 10Ztd4级数柱塞泵瞬时流量规律见图 24我们常用脉动率 和脉动频率 f 来表示瞬时流量脉动品质。定义脉动率 maxinttvgQ中原工学院毕业设计（论文）15这样，就可以进行动品质分析。2.3.1 脉动频率当 Z=7，即为奇数时（
26、27)1502736fnZHz2.3.2 脉动率当 Z=7，即为奇数时0439.7tan2z4tan当 Z 为偶数时t利用以上两式计算值，可以得到以下内容：表 21 脉动率的计算值Z 5 6 7 8 9 10 11（）8.61 13.91 2.53 7.82 1.53 4.98 1.23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。在设计液压泵和液压系统时，要考虑采取措施抑制或吸收压
27、力脉动，避免引起谐振。中原工学院毕业设计（论文）163 柱塞泵主要部件的设计与受力分析 5柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度 ，则柱塞轴向惯柱塞是柱a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，半周排油。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 柱塞设计与受力分析 63.1.1 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
28、边缘掉块，不能承受过高的工作压力，寿命较低。 线接触式柱塞，柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞窝中心摆动。摆动头上部是球面或平面或面接触，已降低接触应力，提高泵工作压力。 带滑靴的柱塞，柱塞头部同样装有一个摆动头，称为滑靴，可以绕柱塞球头部中心摆动。滑靴与斜盘间为面接触，接触应力小，能承受较高的工作压力。高压油液还可以通过柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄露，保持与斜盘之间有一层油膜润滑，从而减少了摩擦和磨损，使寿命大大提高。中原工学院毕业设计（论文）17本设计即采用带滑靴的柱塞形式进行设计。3.1.2 柱塞结构尺寸设计（1）柱塞直径 及柱塞分布圆半径dfR在前面中我们已经求出：柱塞直
29、径 m18柱塞分布圆半径 39Rf(2) 柱塞名义长度 L 如图 31 所示，应选定下列主要参数：柱塞行程（mm）h柱塞最小外伸长度（ mm）minl柱塞最小接触长度（mm）0柱塞名义长度（mm）l值在结构计算中以确定，一般在 范围内，而 及 值一般可h 1.5hdminl按经验数据来取：min0.2ld取1527.0l而（38)min0.73lhld这里取 4d3(3) 柱塞球头直径 1按经验常取 （39)0.7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 ，取dlmd95.(4) 柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形均压槽，起均衡侧压力、改善润
30、滑条件和存储赃物的作用。均压槽的尺寸常取：深 间距0.37hm210tm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。3.1.3 柱塞受力分析图 31 是带有滑靴的柱塞受力简图。中原工学院毕业设计（论文）18图 31 柱塞受力简图作用在柱塞上的力有：(1) 柱塞底部的液压力 PF柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力 为pF（310)）（）（ N4.89061350184F2p 式中 为泵的最大工作压力。maxP(2) 斜盘对柱塞的法向力 N法向力 N 可分为柱塞的侧向分离 T 及柱塞的轴向分力 F,（3
31、11)sinT（312)coF(3) 缸孔对柱塞的正压力为 与1F2如忽略柱塞的离心力、惯性力、滑履与斜盘间的摩擦力和柱塞与缸孔的配合间隙，并假定柱塞与缸孔间的比压按直线分布，则可列出下列四个力的平衡方程式：摩擦系数，可取 。f 0.12f） ， （313)0yFsinNF） ， （314)x21co0Pf) , （315)M021 12033lldfFf）由相似原理中原工学院毕业设计（论文）19（316)2012lF解上列方程式可得：20026431lfdl)(127618.652.72 ml 令2021ll56.41272）（ ）（则cosinpFNf）（ N18620s.41028961
32、 20sin1FNl）（ N086.si861 220n1Fl）（67.si82(4) 缸孔与柱塞间的摩擦力为 与1fF2)(980.1 Nf672(5) 柱塞惯性力 B性力 为F（317)costanRgGma2f中原工学院毕业设计（论文）20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 按余弦规律变化。当和 时，惯性力最大值为0 18o（318)）（ N210tan2601539106.2tanRgaFfB (6) 柱塞与缸孔间比压 P、平均比功 验算avgp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
33、。其比压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 azMpldp1max2285430a柱塞相对缸体的最大运动速度 应在摩擦副材料允许方位内，即maxvvsmRVf )/(5.30tn6159tnmax平均比功可按下式计算： vvaMppvpv 607.2.2maxmax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 7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
34、柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔 和滑靴0d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0d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。 3.2.1 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 还是滑靴中心孔 ，均不起0d 0d节流作用。静压油池压力 与柱塞底部压力 相等，即1pbF1PF中原工学院毕业设计（论文）21将上式带入式 中，可得滑靴分离力为 211lncoszPRdpF）（ N02.849692l
35、n04.3Rln2p121 p设剩余压紧力 ，则压紧系数yf这里取 0.10.5.1yp滑靴力平衡方程式即为）N(2.70.8)()1(f用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为 0.008-0.01mm 左右。滑靴泄漏量少，容积效率较高。但摩擦功率较大，机械效率会降低。若选择适当的压紧系数 ，剩余压紧力产生的接触应力也不会大，仍有较高的总效率和较长的寿命。剩余压紧力法简单适用，目前大多数滑靴都采用这种方法设计。3.2.2 滑靴结构型式与结构尺寸设计 8(1) 确定滑靴结构型式滑靴结构有如图 3-2 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
36、 3-2 滑靴结构中原工学院毕业设计（论文）22(2) 结构尺寸设计 滑靴外径 2D滑靴在斜盘上的布局，应使倾角 时，互相之间仍有一定的间隙 S ，0如图 33 所示。图 33 滑靴外径的确定滑靴外径 为2D（319)）（ m3.5.0718sinSzsinf一般取 ，这里取 0.5.0.1S 油池直径初步计算时，可设定 ，这里取 0.8120.6D）（.38.1 中心孔 、 及长度0do0l如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔 和 可以不起节流作用。为改善0do加工工艺性能，取（或 ）0o.815m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 ）0do对油液有较大的阻尼作用，并
37、选择最佳油膜厚度 ，节流器有以下两种0.1型式： 节流器采用截留管时，常以柱塞中心孔 作为节流装置，根据流体od力学细长孔流量 q 为40128bdplk式中 、 -细长管直径、长度 ； K-修正系数。0dl0164xoRkl中原工学院毕业设计（论文）2316012.xdR0.65oxdR.80.x把上式带入滑靴泄漏量公式 可得3126lnFqR（320)301128lPdlk整理后可得节流管尺寸为带入数据可以求得430216lnpdkaFR0m 08lm式中 为压降系数， 。当 时，油膜具有最大刚度，a1PaF.673a承载能力最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 ，这里取 0.
38、80.89 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔 作为节流装置，根据流体力0d学薄壁孔流量 q 为2014PdgcFr式中 C 为流量系数，一般取 。.607C把上式带入 中，有3126lnqR30 11246lnPdFgRr整理后可得节流孔尺寸带入数据可以求32021lnPadFRgCr得0m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，但细长孔中原工学院毕业设计（论文）24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
39、好。为防止油液中污粒堵塞节流器，节流器孔径应 0.4m3.3 配油盘受力分析与设计 9配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，可以隔离和分配吸、排油油液以及承受由高速旋转的钢铁传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。3.3.1 配油盘设计配油盘设计主要是确定内封油带尺寸、吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。(1)过渡区设计 为使配油盘吸排油窗口之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角 大于柱塞腔通油孔包角 的结构，称正重迭型配油盘。具有这种结构的配1a0a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
40、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 9图 34 配油盘主要尺寸如图 34 所示，求的配油盘主要尺寸如下：中原工学院毕业设计（论文）25 配流窗口分部圆直径 0D配油盘窗口分布圆直径一般取等于或者小于柱塞分布圆直径 。即fD，然后根据下式验算其表面滑动速度：0fD06nvv式中： 配油盘许用表面滑动速度 ，推荐 /mssmV/5.64取 m790则ssV/./2.6015.43 所以符合设计要求。 封油带尺寸设内封油带宽度为 ，外封油带宽度为 ， 和 确定方法为：2b1b2考虑
41、到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取 略大于 ，即1b210.5Rdm234.12当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示于分离力计算式代入平衡方程式可得（321)2223412lnlpzdR联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸： , ,m4R12, .m43514 配油窗口(长腰形)的长度与宽度配油窗口长度至少可占其分布圆周围长度的 75，即 ；120.75配油窗口的宽度 应按自吸工况吸入液体的许可流速来计算：23SR130fnqcmvD式中： 吸入液体许可流速 ，一般推荐 。v/s23/vmss/46.082.356S所以符合要求3.3.2 配油盘受力分析 1
42、0不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是由差别的，但是功用和基本构造则相同。图 35 是常用的配油盘简图。中原工学院毕业设计（论文）26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 。yp1吸油盘 2排油窗 3过渡区 4减震槽5内封油带 6外封油带 7辅助支承面图 35 配油盘基本构造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。对于奇数柱塞泵，当有 个柱塞处于排油区时，压紧力 为12Z1yp)(90654.8.14742max1 NpFdzpyy 当有 个柱塞处于排油区
43、时，压紧力 为22yp)(72maxp2zyy 平均压紧力 为y)(79324)6905(21)(21 Nppyy 3.3.3 验算比压 、比功 11 Pv为使配油盘的接触应力尽可能减少和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图中的 、 。辅助5D6中原工学院毕业设计（论文）27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225141234FDF式中： -辅助支承面通油槽总面积1（K 通油槽个数，B 为通油槽宽度）5BR、 -吸、排油窗口面积23根据估算： 204Fm配油盘比压 P 为5184yt Rppald式中： -配
44、油盘剩余压紧力y-中心弹簧压紧力t-根据资料取 300pa;p在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算 pv 值，即pvv式中 为平均切线速度 .p 42pDn 242812045860/1503.PV kgfcmn根据资料取 .26/Kgfcm3.4 缸体设计 123.4.1 缸体的稳定性在工作过的配油盘表面上常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与配油盘间摩擦损失增大，泄露增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的寿命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸体外力矩不平衡，使缸体发生倾倒。3.4.2 缸体主要结构尺寸的确定(1
45、) 通油孔分布圆半径 和面积fRaF中原工学院毕业设计（论文）28图 36 柱塞腔通油孔尺寸为减少油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径 与配油窗口分布圆半径fR相等，即0rmrRf350通油孔面积近似计算如下2.1aaFlb)(45982式中： -通油孔长度，al dla-通油孔宽度，bm.0(2) 缸体高度 H 从图 4-8 中确定缸体高度 H 为lSl 70952743max0 式中 ： -柱塞最短留孔长度；-柱塞最大行程；ax-为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；3l-缸体厚度，一般 ，这里取 0.5d。4 40.6ld中原工学院毕业设计（论文）29图 37 缸体机构尺寸图(3) 缸体内、外直径 、 与壁厚 的确定1D2为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量一致，应尽量使各处壁厚一致（如图 48） ，即 ，壁厚初值仍由结构尺寸确定。然3后进行强度和刚度验算。本文先取 ，再进行校核。m6缸体强度可按厚壁筒验算 22/dpNc式中： -筒外径dcm-相邻柱塞的壁厚-工作油压2P2/N-缸体材料许用应力，对 ：94ZQAL2608/Ncm对 ：0Cr2/)/(135)28(61( 22cmN所以取 ，当缸体材料取用 时 m40r符合要求。则缸体的内直径 1D12fdm4878
