斜盘式轴向柱塞泵设计说明书

（2016届）

本科生毕业设计说明书

轴向柱塞泵设计

系 部： 专 业： 学 生 姓 名： 班 级： 指导教师XX： 最终评定成绩

机电工程系 机械设计制造及其自动化 李跃 4班 伍先明 学号 2008011427 职称教授 20 12年6月

XX学院本科生毕业设计

63ZCY14－1B轴向柱塞泵设计

系 （部）：机电工程系

专 业：机械设计制造及其自动化 学 号：2008011427 学生XX：李跃

指导教师：伍先明 教授

2012年6月

摘 要

ZCY14-1B轴向柱塞泵是液压系统中的动力元件，轴向柱塞泵是靠柱塞在（柱塞腔）缸体内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵。本文首先通过给定的设计参数，得出了柱塞的直径和回程盘上的分布圆半径，利用柱塞的尺寸以及受力和经验公式可以得出滑靴的基本尺寸。利用分布圆半径从而确定的配流盘上的内封油、吸排油窗口等主要尺寸。利用轴的尺寸来计算出缸体的内径，再根据柱塞的分布以及缸体的壁厚算出缸体的外径，根据柱塞的行程来算出缸体的长度，然后再校核强度。最后对柱塞泵的变量机构进行选型以及一些参数的计算，最后总装出柱塞泵。

关键词：轴向柱塞泵，配流盘，缸体，变量机构

ABSTRACT

ZCY14-1B axial piston pump in the hydraulic system, power ponents, axial piston pump is to rely on the plunger (piston chamber) cylinder reciprocating motion, and change the plunger cavity volume suction and discharge of oil,is a positive displacement hydraulic pump. Firstly, the given design parameters obtained distribution on the radius of the diameter of the plunger and backhaul panel plunger size and the force and the empirical formula can draw the basic size of the slipper. Distribution radius in order to determine the valve plate on the inner seal oil, the main dimensions of the suction oil window. Shaft size to calculate the inner diameter of the cylinder, according to the distribution of the plunger and the cylinder wall thickness calculated cylinder diameter, stroke of the plunger to calculate the length of the cylinder, and then check the strength. Finally, the piston pump variable institutions by the line selection, as well as some of the parameters of the calculation, the final assembly of the piston pump.

Keywords:Axial piston pump，Valve plate ，Cylinder，Variables agencies

目 录·

摘要I

ABSTRACTI 第1章绪论1

1.1引言1

1.2轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向1

第2章轴向柱塞泵性能参数3

2.1给定设计参数3 2.2确定结构参数4 2.3 泵轴计算与校核5

2.3.1功率和电机的选择5 2.3.2轴的计算校核5

第3章直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析6

3.1柱塞运动学分析7 3.2滑靴运动分析8 3.3流量及流量脉动率9 3.4脉动率的计算10

第4章柱塞泵主要部件的设计、受力分析与强度计算11

4.1柱塞设计与受力分析11

4.1.1柱塞结构形式11 4.1.2柱塞结构尺寸设计11 4.1.3柱塞受力分析12 4.2滑靴受力分析与设计15

4.2.1确定滑靴结构型式15 4.2.2结构尺寸设计15

4.2.3中心孔d0、d及长度l016

04.2.4滑靴受力分析18 4.3配油盘受力分析与设计21

4.3.1配油盘设计21 4.3.2配油盘受力分析22 4.3.3验算比压P、比功PV26 4.4缸体设计26

4.4.1缸体的稳定性26

4.4.2缸体主要结构尺寸的确定27 4.4.3 缸体的受力分析28 4.4.4缸体的强度校核28 4.5斜盘力矩分析30

4.5.1柱塞液压力矩30 4.5.2过渡区闭死液压力矩31 4.5.3回程盘中心预压弹簧力矩33 4.5.4滑靴偏转时的摩擦力矩33 4.5.5柱塞惯性力矩34

4.5.6柱塞与柱塞腔的摩擦力矩34 4.5.7斜盘支承摩擦力矩34

4.5.8斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩34 4.5.9斜盘自重力矩34 4.6泵的变量机构35

4.6.1控制变量的分类35 4.6.2变量机构的选型35

d4.6.3变量机构液压缸内径n的计算37

D4.6.4活塞杆直径n的计算37 4.6.5液压缸行程s的确定38

结论39

参考文献39 致谢40

第1章 绪论

1.1引言

轴向柱塞泵是液压系统中的元件和执行元件的重要推动力，广泛应用于工业液压和行走液压领域中，是使用最广泛的现代液压元件。轴向柱塞泵是利用与传动轴平行的柱塞在柱塞孔来完成这项工作的往复运动的容积变化。轴向柱塞泵，结构紧凑，运转平稳，流量均匀，噪音低，转动惯量小，径向尺寸小，工作压力高，效率高，容易实现变量的优势[1]。此外，复杂结构的轴向柱塞泵，制造工艺，材料要求非常高，所以它是一个技术含量高的液压元件。

1.2轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向

对柱塞泵的研究可谓是历史悠久，这使得大量的研究和实验工作，都是为了提高轴向柱塞泵的流量脉动，以减少震动和噪音，国内和液压界的科学工作者研究轴向柱塞泵表明：柱塞泵的实际流量是受各种因素的影响，流量脉动是远远比理论流量脉动大，纹波系数与柱塞数的奇偶性无关。

就轴向柱塞泵柱塞数的奇偶选择问题，中国学者王意在1982年提出了“偶数泵可以和奇数泵工作一样好”的观点，并在1984年，选择九柱塞泵与他设计的八柱塞泵进行流量脉动对比测试，实验表明：八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年，德国Achen大学流体动力研究所从理论上得出：八柱塞泵在受力、噪声方面优于九柱塞泵，模拟实验装置上测得结果是八桩塞泵的压力脉动约为九柱塞泵的122％。叶敏则考虑配油盘的偏转安装，并对传统公式进行了修正，已看不出奇数泵的流量脉动远远小于偶数泵。在“流体控制与机器人”96学术年会上，理工大学的X百海教授就通常工况下，带有预压缩角的轴向柱塞泵流量脉动作了分析，认为其流量脉动系数远远大于其固有流量脉动系数，且偶数泵和奇数泵具有相同的流量脉动频率，但他没有给出实验证明。邹骏则在九柱塞泵的基础上，设计并制造出一个八柱塞泵，对八、九柱塞泵作了仿真分析及实验对比，认为八柱塞泵的总体性能优于九柱塞泵[2]。此外，航空航天大学的王占林教授与博士生从柱塞泵的计算机辅助设计入手，对斜盘式轴向柱塞泵作了运动学分析，给出了柱塞分别处于预升压过渡区和预减压过渡区柱塞腔中油液的压力分布及求解方法，对柱塞泵作了流量仿真分析，得出奇偶数柱塞泵的流量脉动相差无几的结论。

目前，国内对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数研究较多的是XX工业大学的那成烈教授和XX理工大学的许贤良教授，他们以各自不同的角度对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数进行了较深入的研究。那成烈教授在国家自然科学资助项目“轴向柱塞泵噪声控制”的研究，轴向柱塞泵流量脉动，不仅取决于油品质量的基金会也是流体噪声控

制的主要因素之一。他对油底壳结构上的流量的脉动进行综合分析。在他的指导下，他的很多学生对轴向柱塞泵的流量和搏动指数进行了大量的研究[3]。XX理工大学的那炎清研究轴向柱塞泵的流量脉动的主要因素工程噪声控制之一，以确定轴向柱塞泵瞬时流量的影响因素，为减少使用计算机模拟分析流量均匀系数。邓斌，西南交通大学栽培要流程模拟，理论的顺势流苏和倒灌流量进行了仿真，倒灌的流量比活塞泵的集合流量脉动，使柱塞水压泵的流量脉动相应减少，交通入侵开始，以减少活塞强压力脉动。分析和模拟实际流量，使用B湍流模型和简算法的液压油场的过程中，揭示流量的变化和柱塞室和流动窗口的三维模拟的轴向柱塞泵速度分布，并指出，对液压轴向柱塞泵流量脉动的速度和负载压力。

XX工业大学X淑莲通过对对称偏转的油盘轴向柱塞泵流量脉动的理论分析，提出了计算流量脉动的修正公式。并用计算机仿真研究轴向柱塞裂流量脉动与柱塞奇偶数、阻尼形式及通油比例等影响因素的关系。同时对带有横向倾角减振机构的斜盘酌两种结构形式的泵流量进行了分析与仿真。

XX理工大学的尹文波主要从几何因数，即配油盘的结构对实际流量的影响进行分析和仿真，指出轴向柱塞泵瞬时流量脉动系数比工作介质不可压缩时大一个数量级，且与柱塞数的奇偶性无关。还指出，流搏动指数因子的弹性模量和泵静压柱塞数，其次是石油。XX工业大学，X教授从一个视图的流动结构的流量脉动，柱塞（相邻的两个角）之间的偶数活塞流量特性和流量脉动的分部之间的关系分析的几何点，（X贤亮缸径肾形角），（肾形角度相结合的油底壳确定）。他的学生，XX大学，X晓华，轴向柱塞泵和非几何因素（包括泄露）进行了理论分析，计算机模拟和实际流量脉动动态测试的几何因素，最后得出结论：流暴力脉动，流量脉动频率与柱塞数无关的平价关系。中国矿业大学X力国考虑油底壳的实际几何参数，根据柱塞室给排水情况，八活塞泵流量脉动和七个柱塞泵流量脉动大致相同的结论。轴向柱塞泵泄露，国外研究人员是在活塞与气缸之间的泄漏在成的摩擦损失更感兴趣。泵的实际流量，诺亚密苏里-哥伦比亚英国大学之间的活塞和气缸磨损的焦点[4]。Manring讨论和撕裂所带来的泄漏和泵油入侵前的过渡地带提高，以及七八九活塞泵的流量和理论流程图比较，结果表明：泵浦脉冲的实际流量比理论脉动较大，偶数泵数据显示比奇数的泵。萨斯喀彻温大学，加拿大丽泽梁研究与压力控制伺服阀用于模拟高频率响应磨损轴向柱塞泵磨损的活塞和气缸之间的轴向柱塞泵的活塞和气缸之间的泄漏和控制算法。模拟了各种不同层次的柱塞磨损测量泄漏。实验结果表明，与实际磨损的活塞泵，脉动流壁面压力波动的实验系统是相当一致的，这为进一步深入研究提供基础数据。

德国汉堡技术大学的RolfLasaar分别从柱塞受力角度和泵的实际流量角度对斜盘式轴向柱塞泵柱塞与缸体的间隙进行了较为详尽的分析，从柱塞所受摩擦力角度：要求间隙取大者；从泄漏量对流壁的影响角度：要求间隙越小越好。作者通过计算和实验，得到了此间隙的最优化处理模式[5]。

总之，轴向轴塞泵流量脉动是极其复杂，传统理论力难及。活塞泵的流量，压力脉动是相当复杂的，涉及到一些几何因素和非几何因素，仍未能定性。更没有人定量地给出哪些几何因素和非几何因素在轴向柱塞泵的流量、压力中所起的作用和地位。业界更多地偏向于从配油盘结构的角度去分析轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数，而且形成了较为完善的分析计算体系[6]；至于泄漏对实际流量及脉动系数的影响，虽进行了一定的研究，但还没一个较为完整的分析计算，更无计算公式。

轴向柱塞泵在发展中，基本结构保持了稳定，高速高压以及良好的控制方法是其发展的方向。

第2章 轴向柱塞泵性能参数

2.1给定设计参数

额定工作压力 p32MPa 最大排量 V63ml/r 额定转速n1500r/min 容积效率 0.93

轴向柱塞泵几何排量V是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油油液的容积，即

V=4d2z2Rtgmax（2.1）

式中 d------柱塞直径；

z------柱塞数；

R------柱塞分布圆半径；

------斜盘倾角。

为了避免气蚀现象，在V值之后，需按下式做校核计算：

nqCp （2.2）

式中：Cp---常数，对进口无预压力的油泵Cp5400；对进口压力为5kgf/cm2的油泵

13Cp=9100。

30006331995400 601所以主参数排量符合设计要求。

2.2确定结构参数

4柱塞数z都是泵的固定结构参数，并且当原动机确定之后传动轴转速n也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改变斜盘倾斜角来实现。

对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角max在15-20o之间，而设计是非通轴式油泵，取上限，即=20o。

柱塞数z，由泵的结构与流量脉动率来决定，从结构上考虑，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 从下列排量公式可得d和R的关系式 从泵的排量公式V=d2z2Rtgmax可以看出，柱塞直径d，分布圆半径R,

V=4d2z2Rtgmax

d2R=2V（2.3）

ztgmax3qsin1800（2.4）

dzztg当z7时， d=0.059Vtgmax=21.6mm

由于上式计算出的d21.6mm需要圆整化，油泵中常用柱塞直径为8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、32、35、，所以应选d22mm。 ·

柱塞直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分部圆半径。即

R1.54d=1.5422=33.8 mm（2.5）

将柱塞分布圆半径进行圆整取R39mm。柱塞行程 h

h2Rtgmax239tg20028.3mm（2.6）

将行程圆整取h29mm 。

2.3 泵轴计算与校核

进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。由于该轴为传动轴，所以应该按扭转强度条件计算，此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重的轴，还应按峰尖载荷校核其强度，以免产生过量的塑性变形。

2.3.1功率和电机的选择

根据排量，转速求出理论功率

32106631061500Pt=pqt=pvn50.4kw（2.7）

60根据效率求出实际功率

PPt54.2kw（2.8）

根据功率和转速可以选择Y250M型号电机，功率55千瓦，同步转速1500r/min。

2.3.2轴的计算校核

轴的扭转强度条件为：

TTWT95500000.2d3Pn[] （2.9）

T式中T-----扭转切应力，MPa；

T-----轴所受的扭矩，Nmm；

WT-----轴的抗扭矩截面系数，mm3；

n-----轴的转速，r/min;

p-----轴传递的功率, KW; d-----计算截面处轴的直径，mm；

由上式可得轴的直径

d39550000P0.2[T]n395500000.2[T]3PPA03（2.10） nn3A0395500000.2[T]9550000114.3mm2（2.11）

0.232轴的材料为45钢，取T32MPa, 因此选dz140mm。 由于泵后轴为空心轴，则有：

dA03式中=

Pn(1)4（2.12）

d1

，即空心轴的内径d1与外径d之比，通常取0.5-0.6。 d55因为dz2114.3340.8mm 41500（1-0.5)故选择dz242mm。

因为该泵轴为传动轴，所以支持承载扭矩，为了考虑两者循环特性的不同的影响，引入折合系数，则计算应力为

ca因为扭转切应力2（2.13） 2（4）TT,因为后轴为花键轴，所以根据花键的抗扭界面系数WT2W的计算公式， 可得轴的合成强度为

caTW95500005515001[422(4642)(4642)278]324644.12[1]55

故满足强度。

第3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。

3.1柱塞运动学分析

运动规律：

当泵工作时，柱塞滑靴有两个运动，一个是相对往复运动汽缸和其他被牵连在旋转圆筒的运动，而这两个运动的合成，球中心，滑靴和球窝的轨迹是一个椭圆形的中心。此外，也由于气缸轴绕自身旋转，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。

如图3.1所示，柱塞相对于缸体的位移S、速度u、加速度a可分别按下列各式计算：

SRtg(1cos)（3.1）

dSd2S2u=Rtgsin（3.2）aRtgcos（3.3）2dtdt 图3.1柱塞运动分析

柱塞运动的行程S、速度u、加速度a与缸体转角的关系如图3.2所示。

图3.2 柱塞运动特征图

3.2滑靴运动分析

滑靴中心在斜盘平面xoy内的运动规律，如图3.3所示。

图3.3 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2b2R83mm（3.4） cos短轴2a2R78mm（3.5）

设柱塞在缸体平面上A点坐标为

x=Rsina（3.6）

Rsin（3.7） cos滑靴在斜盘平面xoy内的运动角速度h为

yhdcos（3.8） 222dtcoscossin由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当（在短轴位置）为

1500260167(rad/s)（3.9） ocoscos202或

3时，h最大2hmax当0或时，h最小（在长轴位置）为

hmincos

15002cos20o147.6(rad/s)（3.10） 60

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

h15002157(rad/s) （3.11） 603.3流量及流量脉动率

z时，如令q1、q2、q3、......qi分别为各排油柱塞瞬间的理论流量[cm3/min]，u1、u2、

u3、......ur分别为各柱塞的相对缸体的速度[cm/min]，则

q1d2u1d2Rtgsin；

44q2d2u2d2Rtgsin()；

44q3d2u3d2Rtgsin(2)；

44…………………………………

流量Q的计算：当油泵有z个柱塞（下列计算中z均为奇数），柱塞间的角距=2

qi4d2ui4d2Rtgsin[(i1)]。

所以，油泵总的瞬时理论流量Qt为： Qtq1q2q3、...qi

11 d2Rtgcos(-)。 （3.12）

2424sin4nzQt是以为周期变化的，其每秒脉动频率为f，七缸柱塞泵的流量脉动图

302形如图3.4所示

图3.4 流量脉动示意图

当0、

、时，可得瞬时流量的最小值为 2Qtmin而当1FZRtgctg103（3.13） 2435、、时，可得瞬时流量的最大值为 444Qtmax

1FzRtgctg103（3.14） 24油泵的平均流量Qtavg可按下式计算：

Qtavgnd22Rtg10398.81/min（3.15） 43.4脉动率的计算

当z7，即为奇数时

=tgtg()0.0253（3.16） 2z4z2747当z为偶数时



2tg100%0.0004（3.17） 4z利用以上两式计算值，可以得到以下内容：

表3.1脉动率的计算值

Z 5 4.89 6 13.9 7 2.53 8 7.8 9 1.53 10 4.98 11 1.23 （%） 由以上分析可知：

1.随着柱塞数量，流量脉动率也随着增加。

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力脉动，避免引起谐振。

第4章柱塞泵主要部件的设计、受力分析与强度计算

柱塞受力是一个柱塞泵主要受力点。单柱塞与缸体旋转一周，吸油半周，排油一周。柱塞在吸气过程中和放油过程中是受力是不一样的。以下的重点是在返回斜盘设计讨论柱塞在柱塞吸过程中的排油过程中的力学分析。

4.1柱塞设计与受力分析

4.1.1柱塞结构形式

本设计即采用带滑靴的柱塞形式进行设计。

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。

4.1.2柱塞结构尺寸设计

(1) 柱塞名义长度L

如图4.1，应选定下列主要参数：

h------柱塞行程[mm]

lmin-----柱塞最小外伸长度[mm] l0------柱塞最小接触长度[mm]

L------柱塞名义长度[mm]

dX围内，而lmin及l0值一般可按h值在结构计算中以确定，一般在h(11.5)经验数据来取：

lmin0.2d（4.1）

l01.52d（4.2）

d。而L（hlminl0)(2.73.7)（4.3） 这里取L3d66mm

(2) 柱塞球头直径d1

按经验常取d10.6d13.2mm，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，取ld0.5d11mm. (3) 柱塞均压槽

往往是高压柱塞泵的柱塞表面开环形槽的压力，因为平衡的侧向压力，并改善润滑条件和储存的作用。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。

4.1.3柱塞受力分析

图4.1是带有滑靴的柱塞受力图。

图4.1 柱塞受力图

在排油过程中，作用于柱塞和缸孔上有以下各作用力： (1)液压力FP

FPd24Pmax12164.2[kgf]（4.4）

式中Pmax为泵的最大工作压力。 (2) 斜盘对柱塞的法向力N

法向力N可分解为柱塞的侧向分离T及柱塞的轴向分力F,

TNsin(N) （4.5）

FNcos(N)（4.6）

(3) 缸孔对柱塞的正压力为F1(N)与F2(N)

f----摩擦系数，可取f0.12。

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：

1)Fy0，NsinF1F20（4.7）

2)Fx0，NcosfF2fF1Fp0（4.8）3) M0,

l0l2l2ddF1ll0FlfFfF0（4.9） 2123322(4)由相似原理

F1ll022（4.10）解上列方程式可得：

F2l226l0l4l023fdl0l2（4.11）

12l6fd6l0l217.2mm 令

l0l2l22212l0l2（4.12） 1l22(40.517.2)21217.23.4 (40.517.2)21217.2则

Fp（4.13） Ncosfsin

N12164.215205(N)

0.940.123.40.3421F1Nsin1（4.14） 2l0l212l2F1152050.342[11]11427.8(N)(40.517.2)217.2217.22Nsin（4.15） F2l0l212l2F2152050.3426227.7(N)

1.8351(5) 缸孔与柱塞间的摩擦力为fF1与fF2

fF10.1211427.81371.3(N)(N)（4.16）fF20.126227.7747.3（4.17）

（6）柱塞与缸孔间比压p的计算：一般取柱塞外伸至最大行程位置时的最大比压pmax作为计算比压，则

pmax2F1l1d44.6[p]（4.18）

（7）柱塞与缸孔间平均比功(pv)avg的计算：

vmaxRtg34250.3643.09m/s[v]（4.19）平均比功可按下式计算：

pvavgpmaxvmax2222.31.533.45pv（4.20）

各种缸孔及滑靴材料的许用比压p、许用速度pv的值，以摩v、许用比功擦副材料而定，可参考表4.1

表4.1滑靴材料的参数

材料牌号 许用比压[p] (MPa) 300 许用滑动速度[v] 平均许用比功[pv](MPam/s) 600 m/s 8 ZQAl94

ZQSn101 耐磨铸铁 150 100 3 5 200 18 柱塞与缸上的摩擦变形，不宜使用不同的材料，更重要的是油温过高的泵。油在铜钢表面镀适当的厚度，以减少摩擦，不使用铜材料的软金属材料的腐蚀，也避免高温。

4.2滑靴受力分析与设计

4.2.1 确定滑靴结构型式

滑靴结构有如图4.2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4.2滑靴结构

4.2.2 结构尺寸设计

（1）滑靴外径D2

斜盘上的滑靴位置，应使倾角0时，互相之间应有一定的间隙s，如图4.3所示。

图4.3 滑靴外径的确定

滑靴的外径D2为

1800D2DsinS78sin0.534(mm)（4.21）一般取S0.21 ，

Z7这里取0.5. （2）油池直径D1

初步计算时，可设定

D10.61 ，这里取0.8 D2D10.8D20.83427(mm)（4.22）

4.2.3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，节流器有以下两种型式：

（1）节流器采用截留管时，常以柱塞中心孔d 作为节流装置，如图4.2所示。根据

0流体力学细长孔流量q为

d04(pbp1)q（4.23）

128l0k式中 d0、l0----细长管直径、长度 ； K---修正系数。

K1Rxd0（4.24） 64l01311=1+2.260.065 dRdR0x0x2.2810.065 d0Rx3F1把上式带入滑靴泄漏量公式 q可得

R6ln2R1d0FPF1128l0k3F1 R26lnR1整理后可得节流管尺寸为

4d1283ka0F（4.25）

R21aPl06lnR1带入数据可以求得

d01mml013mm

F120.667时，油膜具有最大刚度，承 。当a3FP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a0.80.9，这里

式中a为压降系数， a取0.8

（2）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4.11所示，根据流体力学薄壁孔流量q为

qd024C2grFPF1（4.26）

式中 C为流量系数，一般取 C0.60.7。

3F1把上式带入 q 中，

R6ln2R1d024C2grFPF13F1（4.27） R 6ln2R1整理后可得节流孔尺寸

d02233lnR2R11C2ga1aFP（4.28）

r带入数据可以求得

d01mm

以上设计节流器的方法可以看出，前两个方程，节流管柱塞 - 拖鞋组合配方的粘度系数，表明油温油门效应的影响较小，但少拉长孔加工技术。实施困难。滑靴中心孔的薄壁孔的粘度系数，油的温度调节效果，油压的稳定，也严重影响油门。然而，薄壁孔加工过程中更好。为防止油液中污粒堵塞节流器，节流器孔径应0.4mm。

高压柱塞泵已广泛应用于滑靴柱塞结构。不仅滑靴增加斜板的接触面，降低接触应力，高压流体，封油流形成薄膜之间的拖鞋和斜板，这大大降低了相对运动之间的摩擦损失，提高机械效率。这种结构能适应高压和高速的需要

4.2.4滑靴受力分析

液压泵工作，有一组方向相仿的作用力。首先，在柱塞底部的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露时油膜反力Pf2，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离Pf。当压紧力和分离力保持平衡时，封油带上保持一层稳定的油膜，形成静压油垫，进行分析。 (1) 分离力

图4.4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露量q的表达式为

3F1F2（4.29） qR26lnR1

若F20，则

3F1（4.30） qR6ln2R1式中为封油带油膜厚度。

封油带上半径为r的任一点压力分布式为

R2r+F（4.31） Pr(F1-F2)R22lnR1ln若F20，则

R2r（4.32） PrF1Rln2R1ln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。

D2Dp1δd0d0d图4.4滑靴结构及分离力分布

l 如图4.4，取微环面2rd。则封油带分离力pf2为

0

pf2RR21Pr2drF1(R22R12)F1R12（4.33） R2ln2R1油池静压分离力pf1为

pf1R12F1（4.34）

总分离力Pf为

Pfpf1pf2R22R12R2ln2R1F11.127103(N)

(2) 压紧力Py

滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力Fp引起的，即

py(3) 力平衡方程式

FPcos12164.212944.9(N)（4.35） 0cos20当滑靴受力平衡时，应满足下列力的平衡方程式

pypf

4dz2pbcosR22R12R2ln2R1P（4.36）

1即

P1（4.37） 22Pp2R2R1cosdz2lnR2R13p1将上式带入式q,得泄漏量为

R26lnR1d0FPd2q8.6(L/min)（4.38）

12(R2R1)cos3

除了上述的主要作用，滑靴还有其他的作用。滑靴与斜盘之间的摩擦，球窝摩擦引起的离心力带动沿滑靴的旋转斜盘切向力。这些运动中的一些滑靴产生旋转，均匀摩擦;滑靴倾销产生偏磨，破坏滑靴密封，应注意滑靴的结构设计规模。

4.3 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，可以隔离和分配吸、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。

4.3.1配油盘设计

配油盘设计主要是确定内封油带尺寸、吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。

(1)过渡区设计

为使配油盘吸排油窗口之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角1大于柱塞腔通油孔包角0的结构，称正重迭型配油盘。配流盘的结构，柱塞，从高压室，低压室连接时关闭的石油将是一个瞬间膨胀的冲击压力。高，低压的影响之交严重降低质量流量脉动，造成噪音和功耗，以及周期性的冲击载荷。对泵的使用寿命有很大影响。为了防止压力冲击，我们希望，当连接到高，低压力，柱塞腔，腔压力可以平滑过渡，以避免压力冲击。 (2)配油盘主要尺寸确定

图4.5 配油盘主要尺寸

如图4.5所示，求的配油盘主要尺寸如下： 1) 配流窗口分部圆直径D0

分布圆直径等于或者小于柱塞分布圆直径D，即D0D, 然后根据下式验算其表面滑动速度：

取

D0n（4.39） 6000D070mm 则

v3.14715005.47[v]6m/s（4.40）

6000所以符合设计要求。

2) 配油窗口的长度与宽度

配油窗口长度至少可占其分布圆周围长度的75﹪，即210.752； 配油窗口的宽度SR2R3应按自吸工况吸入液体的许可流速来计算：

SnV(mm)（4.41）

3000[v]1D式中[v]----吸入液体许可流速[m/s]，一般推荐[v]23m/s。

S1500630.9(mm)

300022.26配流窗口外缘

b1R1R20.125d3mmb2R3R40.1d0.125d3mm（4.42）（4.43） 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

R12R22R32R42zd2(1)（4.44） R1R32plnlnR2R4联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺

R143mm,R240mm,R330mm,R427mm.

SR2R3100.9,故符合要求。

4.3.2配油盘受力分析

不同类型的轴向柱塞泵的配油盘有一定的差异，但具有相同的功能和基本结构。图4.6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；配油窗口和风又打油膜对缸体的分离力

pf。

1-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4.6配油盘基本构造

(1) 压紧力

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，事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，压紧力为py1

2py1当有

z124d2FPpymax2.2212164.2184960(N)（4.45）

1z1个柱塞处于排油区时，压紧力py2为 2py2z124d2FPpymin32.2212164.2138720(N)（4.46） 4平均压紧力py为

py11(py1py2)(184960138720)161840(N)（4.47） 22(2) 分离力pf

分离力是由三个部分力组成。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4.7所示。

12132R1φ0φ1R4R24345φ0φ1R3 图4.7 封油带实际包角的变化

当有

1z1个柱塞排油时，封油带实际包角1为 21=11228z1071（4.48） 227771z1个柱塞排油时，封油带实际包角2为 2当有

2=11226z373（4.49） 022777z平均有个柱塞排油时，平均包角p为

2p118612（4.50） 22772式中a---柱塞间距角，=z;

ao---柱塞腔通油孔包角，这里取02。 7 ① 外封油带分离力

外封油带上泄漏量是源流流动,对封油带任意半径上的压力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

Pf2pR12R42R4ln1R2FP2R22FP（4.51）

pf1(432402)1064ln434012164.2240210612164.2101(N)

外封油带泄漏量q1为

p3Fp0.001312164.2q1193.6(ml)（4.52）

R38122107ln12ln135R2② 内封油带分离力pf2

内封油带上泄漏量是汇流流动，同理可得内封油带分离力为pf2

Pf2R32R42R4ln3R4FP2R32FP（4.53）

Pf2(272302)1064ln302712164.2230210612164.2-401(N)

内封油带泄漏量q2为

p3Fp0.001312164.2q2124.6(ml)（4.54） ③ 排油窗分离

R30122107ln12ln327R4力pf3

Pf3p2(R22R32)Fp2(402302)10612164.213.4(N)（4.55）

④ 配油盘总分离力Pf

Pfpf1pf2pf310140113.4286.6(N)

总泄露量q为：

qq1q2193.6124.6318.2(ml)

4.3.3验算比压P、比功PV

为使配油盘的接触应力因尽量减少和缸体和油底壳之间的液体摩擦，配油盘应该有足够的承载面积。为此设置了辅助支承面。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4(D2D25D12D42)(F1F2F3)（4.56）

式中F1---辅助支承面通油槽总面积；

； F1KBRR5（K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+ptF2KB(RR5)ld1284pa[p]（4.57）

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（4.58）

式中vp为平均切线速度

vpDn24D. （4.59）

PV2p2284（D4D)(2739)581600kgf/cm2 n15003.14[PV]根据资料取600kgf/cm2。

4.4缸体设计

4.4.1 缸体的稳定性

在工作过的配油盘表面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，泄流增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的

寿命。缸体是一个复杂的受力体，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡，使缸体发生倾倒

4.4.2缸体主要结构尺寸的确定

1) 缸体高度H

从图4.9中确定缸体高度H为

H=l0+h+l3+l440.5295.51186mm（4.60） 式中l0------柱塞最短留孔长度；

h------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d，这里取0.5d。

图4.8缸体机构尺寸图

2) 缸体内、外直径D1、D2与壁厚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4.8），即123，壁厚初值仍由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。先取5mm，再进行校核。 缸体强度可按厚壁筒验算

（2d2)2=(d)2()222dp2[][N/cm2]（4.61）

式中d---筒外径[cm];

---相邻柱塞的壁厚[cm];

P2---工作油压[N/cm2];

[]--缸体材料许用应力，对ZQAL4：[]600800(N/cm2) 对40Cr：[]2200(N/cm2)

2.20.5)224001517(N/cm2)

2.22.22(0.5)2()222(所以取5mm，当缸体材料取用40Cr时

 符合要求。

则缸体的内直径D1

D1Dfd278222546mm（4.62) 缸体的外直径D2

D2Dfd2782225110mm（4.63）

4.4.3 缸体的受力分析

缸体轴驱动与斜盘、滑靴和中心加力装置驱动活塞，以实现吸液，力更为复杂。一个类型的液压泵配油盘是关键要素，从操作的结构上来看，希望不会发生直接接触的金属之间的滑动表面的成膜过程中。通常所说的“缸位置”的结构，依靠浮动缸体平衡，保持理想的薄膜厚度和油底壳之间，为了获得一个容积效率和机械效率，延长寿命的综合指数。因此，缸体的受力是非常重要的。缸体力的作用是：受力包括离心力活塞组和缸体的严重性;油底壳额外的压缩弹簧力，径向力（轴或圆筒外径轴承）;斜盘推力和摩擦力的推力和油底壳的摩擦。计算这些力，需要经过一个复杂的理论和数学推导，以及一些需要实验验证。

4.4.4缸体的强度校核

一般把缸体的受力，按照壁厚进行计算。设柱塞孔与缸体外圆之间的最小壁厚为1、柱塞孔与缸体内圆之间的最小壁厚为2，柱塞孔与柱塞孔之间的最小壁厚为3。计算

时取三者之中的最小值作为筒壁厚，令其为min，从图中可知min5mm，则厚壁筒的外径Dd2min222532mm。如图4.9所示。

在压力p的作用下，筒内壁任一点的最大切向拉应力为

（）D2d2qmax1D2-d2p740（bar）（4.64） 最大径向压应力为

jn3p（bar）

（4.65） 当缸体采用塑性材料时，用第四强度理论计算应力

3D4d4D2d2pmax[] （bar）（4.66） 对40Cr（经锻打），[]700850(bar)。 式（4.66）代入数据后是

3D4d433.442.24D2d2pmax3.422.22350834，故符合条件。

图4.9缸体校核图

缸孔的径向变形量d，按下式验算

dd2E1pmaxd（cm） 式中E----材料的弹性模数，40Cr的E(11.1)106(bar)

---泊桑系数，Cr=0.32-0.35；

[d]---允许径向变形量，[d]径向间隙2（5-7）10-4（cm）。代入数据后为

4.67） （

dd1pmax6.94104d（4.68） 2E最后，为控制油窗孔处的油流速度，还应校核通油面积。应使通油面积f0满足式

2d2nf0Rtan1020.51(cm2)（4.69）

120v0式中 v0----窗孔处的允许通流速度，[v0]36m/s。 从设计图中得知通油面积f00.8cm2，符合要求。

4.5斜盘力矩分析

直接通过泵的变量机构的直轴轴向柱塞泵用改变斜盘的角度来改变输出流量的大小。斜盘力矩的分析将对涉及的变量机构提供了依据。

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。

Δɑɑ000Δa1γABo1ba2nRf3

图 4.9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。

4.5.1柱塞液压力矩

泵各柱塞受液压作用力的合力平均值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（4.70）

式中柱塞液压平均合力Pyp为

Pypz(Pbp0)Fz（4.71）

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4.10可知为

O1B所以

cosbtg（4.72）

M1z(FPP0)Fz(btg)（4.73）

2coscos7(12164.22630)2010.05(0.53tg200)242102(Nm) 002cos20cos20M14.5.2过渡区闭死液压力矩

此力矩与配油盘过渡区结构有关。 (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1的泵（见图4.10）；设上下点处柱塞腔压力分别为P0 , P0；当柱塞位于上死点过渡区时，闭死液压平均力矩M2为

M2Py0z21(AO1BO1)

2Rfabtg（4.74） coscosM2P0Fzz1cos代入数据可得

M29325(Nm）

当柱塞位于下死点过渡区时，闭死液压平均力矩M2为

M2同理可得

FpFza1Rfa[btg]（4.75）

coscoscosM243128(Nm)

闭死液压总平均力矩M2为

M2M2M2-9325+43128=33803(Nm）（4.76）

(2) 零重迭型配油盘

由于无压缩角，所以

M20

图4.10（a）配油盘过渡区结构

(3) 带卸载槽非对称正重迭配油盘

图4.10（b）配油盘过渡区结构

设带卸载槽的配油盘过渡区压力角为 a1、a2（见图4.11（b）），那么

M2Rfbtg（4.77）coscosFFz2RfM2Pzbtg（4.78）

2coscoscosP0Fzz22cos同理可得

M2M2M210935(Nm）

4.5.3回程盘中心预压弹簧力矩

M3FPcoscos(abtg)（4.79）

M312164.20.050(0.053tg20)439(Nm) 00cos20cos204.5.4滑靴偏转时的摩擦力矩

当斜盘改变倾斜角时，滑靴与柱塞球铰之间的相对运动产生摩擦力矩。全部球铰的平均摩擦力矩M4为 FzZM4=（Fp0)f1r1（4.80）

2cosP

2017(12164.22630)0.80.00435442(Nm) 02cos20式中 f1----球铰摩擦系数，f10.08。

M4r1----柱塞球头半径。

设力矩方向与斜盘摆动方向相反，阻止斜盘摆动。

4.5.5柱塞惯性力矩

全部柱塞惯性力矩的平均值为

zM52z0MdazFBR2cos232.9(Nm) （4.81）

4.5.6柱塞与柱塞腔的摩擦力矩

与计算柱塞惯性力矩的方法相同，全部柱塞摩擦力矩的平均值为

zM52z0MdazFzR2cos244.9(Nm)（4.82）

4.5.7斜盘支承摩擦力矩

全部柱塞对斜盘支承的平均摩擦力矩M7为

（Fp0)f2r2221.5(Nm) （4.83）

2cosP式中f2--斜盘支承处摩擦系数（采用滚动轴承时取0.005-0.010，采用滑动轴承时取

0.10-0.15）；

r2--斜盘支承轴半径，取2mm。

M7=FBZ该摩擦力矩与斜盘摆动方向相反，阻止斜盘摆动。

4.5.8斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩

当斜盘摆动变化产生角加速度时，对斜盘转轴的惯性力矩M8为

M8J80151200(Nm)（4.84） 式中J--斜盘与回程盘转动惯量；

--斜盘转动角加速度。

4.5.9斜盘自重力矩

由于斜盘与回程盘的中心不在斜盘转轴上，则产生的自重力矩M9为

M9=GCcos340cos2001.12(Nm)（4.85）

式中G--斜盘与回程盘重量；

C--斜盘与回程盘重心到斜盘转轴的距离。

综上所述，作用在斜盘上的总力矩为

MM1M2M3M4M5M6M7M8M9 M171795.6(N/m)

调节机构的负载力矩MP应满足下式：

MpM（4.86）

4.6泵的变量机构

4.6.1控制变量的分类

轴向柱塞泵变量机构改变摆动缸摆角的倾斜角或斜轴泵的斜盘改变输出流量的大小和方向的直轴。变型的控制模式，可分为手动和机动，电动，液压式，电液比例控制。按照变量的执行机构可分为机械，液压伺服式，液压缸，如图4.11所示。按照性能参数可分为恒功率型，恒压，恒流式

（a）（b）（c）

图4.11 变量执行机构

4.6.2变量机构的选型

此次设计采用图4.11（c）式的液控变量机构。 其变量特征如图4.12所示：

123456 1-反馈拉杆2-上端盖3-控油口4-活塞

5-刻度盘6-下端盖

图4.12 变量机构特征

柱塞泵依靠外控油路控制变量机构，但带有连接反馈讯号的拉杆，这样在自动控制系统中采用电液随动阀控制变量机构时，可以实现比例控制。

1-泵自带活塞2-变量泵3-换向阀4-溢流阀

图4.13 系统液压原理图

该系统的液压动作流程是通过电气按钮来控制三位四通换向阀，从而使变量活塞左右移动，带动变量斜盘偏转，从而实现变量泵输出压力大小通过溢流阀来调节。

4.6.3变量机构液压缸内径φdn的计算

根据载荷力的大小选定的系统压力来计算液压缸的内径φdn 由计算公式可得：

dn3.57102式中 φdn------液压缸内径m

F（4.87） P F------液压缸推力KN P------选定的工作压力MPa

由于该装置只是调节变量头的倾角，所以P20MPa, 又根据公式

F4d2Pmax（4.88）

所以得出：φdn=39mm，根据表4.2，故取φdn=40mm。

表4.2 液压缸气缸缸筒内径尺寸系列mm

8 80 250 10 （90） 320 12 100 400 16 （110） 500 20 125 630 25 (140) 32 160 40 (180) 50 200 63 (220)

4.6.4活塞杆直径φDn的计算

根据速度比的要求计算活塞杆直径

Dndn1（4.89） 式中 φDn------活塞杆直径 m

φdn------液压缸直径m

------速度比

液压缸的往复运动速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25、1.15等几种。

表4.3 Dn和dn的关系

 Dn

1.15 0.36φdn 1.25 0.45φdn 1.33 0.5φdn 1.46 0.56φdn 2 0.71φdn 设计中，根据工作压力的大小，选用速度比时可参考表4.3。

表4.4 和P的关系

工作压力P MP 速度比 <10 1.33 12.5-20 1.46，2 >20 2

因为12.5MPdn0.5Dn25mm （4.90） 根据活塞杆直径规格得出

Dn=20mm

表4.5液压缸气缸的活塞杆外径尺寸系列mm

4 22 70 220 5 25 80 250 6 28 90 280 8 32 100 320 10 36 110 360 12 40 125 400 14 45 140 16 50 160 18 56 180 20 63 200

4.6.5液压缸行程s的确定

液压缸行程s，主要依据机构的运动要求而定。但为了简化工艺和降低成本，应尽量采用表4.6中给出的标准系列。

因为斜盘的运动轨迹是个四分之一圆，因为斜盘的半径为58mm，根据弧度与半径的关系

s=rmax（4.91）

式中 s------活塞的运动行程

r------斜盘的半径 max------斜盘运动的角度

所以有：

s58220058240.5mm 9 根据表4.6， 故选 s50mm

表4.6 液压缸气缸行程参数优先选择系列mm

25 500 50 630 80 800 100 1000 125 1250 160 1600 200 2000 250 2500 320 3200 400 4000

关于活塞和活塞杆的配合，以及为保证液压缸具有良好的密封性能，可以通过柔性连接方式，将其它因素对活塞外表面与刚体内便面的同轴度影响除掉，减少活塞密封圈的非均匀磨损，同时由于降低了对活塞、活塞杆、缸筒及缸盖制造精度的要求，是上述零件的加工成本和装配成本降低，达到事半功倍的效果。

结论

四年的大学生活即将结束，在这四年里我学会了不少的东西，无论在学习上、生活中、思想上都有很大的转变。这都离不开众多可敬师长谆谆教导、不厌其烦的耐心讲解传授，以及许多同学、朋友的坦诚相见砥励共勉。

斜盘式柱塞泵对我来说并不是熟悉，但是知道的仅限于在课本中学到的，它是液压系统中的能源元件，作用是向系统提供一定压力和流量的油液，是把机械能转换成液压能的装置。在指导老师伍先明老师的细心帮助下，我才慢慢的理解其详细原理。

本文通过对63ZCY-1B轴向柱塞泵的机构参数设计,以及柱塞、滑靴、配流盘、缸体等主要部件的结构尺寸的设计与计算，柱塞和滑靴的运动学分析以及流量计流量脉动的计算。其中还涉及到了各类零件的受力分析以及强度校核。最后对变量机构的简体的分类与选用以及对缸筒内径及活塞杆外径，还有行程的计算。

本设计还存在一些不足之处，主要由于本人对设计方法的经验不足，缺乏实践经验，今后还要加强这一方面的学习。

参考文献

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[2]严金坤 X培生.液压传动 [M].国防工业.1979:124-158. [3] 濮良贵.机械设计［M］.：高等教育，2006:267-276. [4] 王巍.机械制图［M］.：高等教育，2009:58-72.

[5] X学林.互换性与测量技术基础［M］.XX：XX大学，2009:65-81. [6] 常治斌.机械原理［M］.：大学，2007:77-89.

[7] 王先逵.机械制造工艺学［M］.：机械工业，2006:145-152. [8] 关慧贞.机械制造装备设计［M］.：机械工业，2009:95-104. [9] X定华.工程力学［M］.：高等教育，2000:44-49. [10] X久成.机械设计基础［M］.：机械工业，2001:66-73. [11] X跃南.机械基础［M］.：高等教育，2005:78-81.

[12]机械创新设计第2版.高志.王纯颖［M］.：高等教育，2010:122-146. [13]中国农业机械化科学研究所.实用机械手册上 [M].中国农业机械.1985:34-36. [14]X宗泽 罗圣国.机械设计课程设计手册（第三版）[M].等教育.2006:128-159. [15]X灏.机械设计手册第4卷、第5卷 [M].机械工业1991:258-259.

致谢

大学生活即将结束，在这漫长而又短暂的四年了在各个方面学会了很多东西，从一开始带着父母的殷切希望，怀着充实自我，为以后找工作，实现自己的人生价值的目标而努力，到最后接触社会，学到一些从理论上学不到的东西，增加了许多经验，这一切都离不开平时众多老师的淳淳教导，不厌其烦的耐心讲授，以及许多同学的坦诚相见，砥励共勉。

在毕业设计期间，首先要非常感谢指导老师伍先明老师的耐心指导，在他的细心帮助下，我才对斜盘式柱塞泵有了更深的了解，让我学到了如何用自己所学的知识，应用于自己的设计中去，不单是设计一件东西，要灵活运用，举一反三，还要运用到别的设计去。然后还要感谢同学们的细心帮助，帮我慢慢熟悉CAD以及一些专业知识，让我对专业知识有了更深的了解，对所学的知识进一步达到巩固。

在设计上还有很多不足的地方，需要进一步完善，希望各位领导和老师提出要求，批评指正，使自己在以后不再犯同样的错误，不断进步。再一次感谢各位领导和老师的不倦和热心帮助。

2012届

本科生毕业设计（论文）资料

第二部分 过程管理资料

2012届毕业论文（设计）课题任务书

院(系)：机电工程系专业：机械设计制造及其自动化 指导教师 课题名称 伍先明 学生XX 63ZCY14－1B轴向柱塞泵设计 李 跃

一、设计参数 1. 排量：V63ml/r； 2. 额定压力：p＝32MPa； 3. 额定转速：n=1500r/min； 4. 容积效率：V93% 二、毕业设计图纸 1.总装配图（CAD绘图）一X（A0）； 2.零件图（工作零件及机加工量较大的支承零件的CAD绘图）若干X； 3.手工绘制主要零件图合一XA0 [总的图纸量不少于3XA0]。 内容三、设计说明书 及1.油泵设计概述； 任2.油泵的理论设计过程； 务 3.油泵结构设计过程； 4.设计说明书15000字左右。 1.熟悉油泵的工作原理及其在液压系统中的作用； 要求或技术指标 2.掌握油泵设计的一般步骤及设计计算方法； 3.掌握油泵各种标准件的选用； 4.掌握油泵工作零件的结构设计及工艺过程设计； 5.熟练掌握AUTOCAD软件的使用； 6.了解国内、外液压泵的现状和发展趋势。 进 起止日期 工作内容 备注

度2011年10.10-10.30 安2011年11.1—11.20 排 2011年11.21—12.30 2012年2.13—4.8 2012年4.9—4.29 2012年4.30—5.13 2012年5.14—5.21 2012年5.22—5.29 开题； 毕业实习； 方案论证及绘制轴向柱塞油泵的结构草图、装配图设计； 主要零件设计； 整理规X设计图纸； 整理设计说明书，查缺补漏； 1.按规定时间检查； 2.计划具体实施以指导教师的安检查图纸和论文的格式、规X等是否符排为准。 合统一要求，准备答辩。 主要参考资料 [1] 李壮云主编. 液压元件与系统第2版[M].:机械工业，2005 [2] 黎启柏主编. 液压元件手册 [M].:冶金工业工业,2000 [3]董伟亮X河新数字化手册编委会. 液压设计手册 (软件版) V1.0.:机械工业,2005 [4]陆望龙编.典型液压元件结构600例[M].:化学工业,2009 [5]杜国森等编. 液压元件产品样本 [M]. ：机械工业，2000 [6] 煤炭工业部编辑 液压传动设计手册[M]. ：机械工业，1983 [7] 路甬祥主编 .液压气动技术手册[M]. ：机械工业，2002 [8]XX理工大学工程画教研室. 机械制图（第六版）[M]. 高等教育，2007 [9]雷天觉主编 . 新编液压工程手册上册[M]. ：理工大学，1998 [10]X灏主编.机械设计手册2、3、5[M].：机械工业，2000 教研室意见 签名： 年月日 院(系)主管领导意见 签名： 年月日 ， 注：本任务书一式三份，由指导教师填写，经教研室审批后一份下达给学生，一份由指导教师保留，一份交系部存档。

长 沙 学 院

本科毕业设计开题报告

（ 12 届）

系 部： 机电工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 李跃 班 级： 4班 学号 2008011427 指导教师XX： 伍先明 职称 教授

2012年 4 月 5 日

题目：63ZCY14－1B轴向柱塞泵设计 1.选题简介、意义和背景 CY14-1B型轴向柱塞油泵:本系列轴向柱塞泵具有32MPA压力的纯净的液压油输入到各种油压机,液动机等液压系统中,以产生巨大的工作动力.同时该油泵可以作为液压马达使用.根据需要,本油泵有多种变量形式.本油泵,马达广泛应用于船舶,航空,矿山,冶金,压铸,锻造,机床等各机械中,其特点是体积小,效率高,寿命长,设计先进,结构紧凑,维护保养方便. 液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的液压动力元件，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。 随着工业技术的不断发展，液压传动也越来越广，而作为液压传动心脏的液压泵就显然更重要了。在容积式液压泵中，惟有柱塞泵是实现高压、高速度、大流量的一种最理想的结构，在相同功率下，径向柱塞泵的径向尺寸大，常用于大扭矩、低转速工况，作为按压马达使用。而轴向柱塞泵结构紧凑，径向尺寸小，故转速高：另外，轴向柱塞易于变量，能用多种方式自动调节流量，流量大。由于上述特点，轴向柱塞泵被广泛适用于工程机械，起重机械、冶金、船舶、等多种领域。航空上。旁边用于飞机液压系统、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。 2.柱塞泵行业技术发展现状及趋势 1）柱塞泵的技术现状 目前，有各种各样的人工举升采油方法，其中包括：利用抽油杆柱、传递能量，如抽油杆柱往复驱动柱塞式抽油泵和抽油杆柱旋转驱动单螺杆泵；利用液体传递能量，如水力活塞泵、射流泵和涡轮泵；利用电缆传递能量，如电动潜油离心泵和电动潜油单螺杆泵。而柱塞泵抽油方法是应用最早也最为广泛的一种人工举升采油法。 柱塞泵，其基本型式为往复泵，是一种典型的容积式水力机械，由原动机驱动，把输入的机械能转换成为液体的压力能，再以压力、流量的形式输入到系统中去，它是液压系统的动力源，由于它能在高压下输送液体，因此在工业生产和日常生活中的各个行业都得到广泛的应用。柱塞泵属于一种特殊形式的往复泵，动力从地面经抽油杆传递到井下，使抽油泵的柱塞做上下往复运动，将油井中的石油沿油管举升到地面

上，完成人工举升。抽油泵主要由泵筒、柱塞、进油阀(吸入阀或固定阀)、出油阀(排出阀或游动阀)组成。上冲程时，柱塞下面的下泵腔，容积增大、压力减小，进油阀在其上下压差的作用下打开，原油进入下腔；如此同时，出油阀在其上下压差的作用下关闭，柱塞上面的上泵腔内的原油沿油管排到地面。同理，下冲程时，柱塞压缩进油阀和出油阀之间的原油，关闭进油阀，打开出油阀，下泵腔原油进入上泵腔。柱塞一上一下，抽油泵完成了一次循环。如此周而复始，重复进行循环。 2）柱塞泵的技术发展趋势： 随着科学技术的不断发展，泵及真空设备的自动化水平越来越高。而在柱塞泵产品这一大类中，径向柱塞泵的最显著的优点有：磨损小 l，抗吸人负压的坚固程度高，全活塞设计并能由此形成较小的无效容积，这同时也使得径向柱塞泵压力波动较小。驱动轴轴承不承受横向剪力，因此基本上是无负载地运行。这就意味着轴承几乎具有无限的寿命。由负压所决定的，对于轴向柱塞泵来说非常危险的滑块抬起的现象在径向柱塞泵上由于其离心力的作用而不会出现。径向柱塞泵具有的寿命长、能效高和可靠性好的优点降低了整个调整系统的磨损。 参考文献 [1] XX煤矿机械研究所编.《液压传动设计手册》. XX人民.1981 [2] 何存兴主编.《液压元件》.机械工业.1982 [3] 成大先主编.《机械设计图册》.化学工业.2000 [4] 陈允中曹占文黄红梅邓国强等译.《泵手册》.XX.2003 [5] 左健明主编.《液压与气压传动》.机械工业.1999 [6] X赤诚等编.《液压传动》.地质.1986 [7] 齐任贤主编.《液压传动与液力传动》.冶金工业.1981 [8] 曾祥荣、叶文柄、X沛容编著.《液压传动》.国防.1980 [9] 文怀兴主编.《泵的排量设计工况及优化设计》..机械工业.2005 [10]沙毅闻建龙主编.《泵与风机》.中国科学技术大学.2005 3. 选题依据、主要研究内容、研究思路及方案 63ZCY14－1B轴向柱塞泵的机构参数设计，主要尺寸的设计以及柱塞、滑靴、缸体等主要部件的运动学分析、强度校核和寿命估算。利用AUTOCAD制图软件绘制零件图并经行干涉实验。

1.总体设计：通过给定参数（额定压力和额定排量）查询手册确定泵的最大流量、额定转 速和最大转速，计算出主参数排量；确定结构参数。 2.主要结构设计：对泵体的外形结构尺寸、缸体的尺寸等主要零部件进行总体结构尺寸设 计。 3.运动学分析： （1）当油泵工作时，对柱塞和滑靴运动规律分析； （2）流量及流量脉动率 δ。 4.受力分析与强度计算：涉及到受力分析与强度校核的部件主要是柱塞、滑履、缸体以及 斜盘。 6.利用 AUTOCAD绘图软件制图、出图。 4.工作进度及具体安排 3.16 ～ 3.25 3.26 ～ 3.31 4.1 ～ 4.5 4.6 ～ 4.12 4.13 ～4.19 4.20 ～ 4.26 4.27 ～ 5.3 8 查阅相关资料，进行63ZCY14－1B轴向柱塞泵的总体布局设计 4 查找、搜集与研究的相关地柱塞泵机械方面的书籍和文献 5 阅读相关书籍和文献，并开始着手撰写开题报告 6 初步确定完成该课题应采用的手段方法，完成开题报告、文献综述和外文翻译 7 开题，并完成文献综述和外文翻译 9 进行柱塞泵的各零件设计，计算与校核 10 编写毕业设计论文目录，摘要，及其第一章的编写

5.4 ～ 5.10 5.11～ 5.17 5.18～ 5.24 5 5.25～ 5.30 11 进行63ZCY14－1B轴向柱塞泵的整体布局与设计并进行校核验证 12 获取模拟参数对比设计参数并进行整体校核 13 编写论文及整理图纸 14 准备答辩 5.指导教师意见（对课题方案的可行性、深度、广度及工作量的意见）。 指导教师： 年月日 6.教研室意见 教研室主任： 年月日 说明：开题报告作为毕业设计（论文）答辩委员会对学生答辩资格审查的依据材料之一，此报告应

在指导师指导下，由学生填写，将作为毕业设计（论文）成绩考查的重要依据，导师审查后签署意见生效。

XX学院

毕业设计（论文）中期报告

系(部) 机电工程系 班级 4班 学生XX 李跃 指导教师 伍先明 课题名称：63ZCY14-1B轴向柱塞泵设计 课题主要任务：课题主要任务： 1.油泵设计概述； 2.油泵的理论设计过程 3.油泵结构设计过程 1、 简述开题以来所做的具体工作和取得的进展或成果 1） .熟悉了油泵的工作原理及其在液压系统中的作用； 2）. 掌握了油泵设计的一般步骤及设计计算方法； 3）. 了解了国内、外液压泵的现状和发展趋势。 2、 下一步的主要研究任务，具体设想与安排 1）.对油泵的各种标准件的选用 2）.获取模拟参数对比设计参数并进行整体校核； 3）.整体布局与设计并进行校核验证 3、 存在的具体问题 1）.对CAD的运用不是很熟练； 2）.对配油盘整体不是很清楚； 3）.对有些计算校核不清楚 4、指导教师对该生前期研究工作的评价

指导教师签名：

XX学院20 届毕业设计（论文）指导教师评阅表

系（部）：机电工程系

学生XX 专业 课题名称 李跃 学号 2008011427 指导教师XX 班级 伍先明 4班 机械设计制造及其自动化 63ZCY14－1B轴向柱塞泵设计 评语：（包括以下方面，①学习态度、工作量完成情况、材料的完整性和规X性；②检索和利用文献能力、计算机应用能力；③学术水平或设计水平、综合运用知识能力和创新能力；）

选题与文献综述（20分） 创新性(15分) 基础理论和专门知识(35分) 作者写作、表达能力(30分) 合计 是否同意参加答辩： 指导教师签字：年月日 分值： 分值： 分值： 分值： 分值： 是□否□ 说明：各项成绩的百分比由各系部自己确定，但应控制在给定标准的20％左右。

XX学院毕业设计（论文）答辩评审表

(理工文经管法外语类)

学生XX 课题名称 地点 XX 答 辩 小 组 成 员 职务（职称） XX 李跃 学号 2008011427 班级 4班 答辩日期 指导教师 XX 伍先明 63ZCY14－1B轴向柱塞泵设计 职务（职称） 职务（职称）

答评辩定成绩 评 定 评定内容 分值 教师1 教师2 教师3 教师4 教师5 教师6 教师7 答辩中提出的主要问题及回答的简要情况记录： 会议主持人： 记录人： 年月日

思路清新：语言表达准报确，概念清楚，论点正确；告实验方法科学，分析归纳40 内合理；结论严谨，论文（设容 计）有应用价值。 报具备必要告准备工作充分，报告在10 过的报告影象资料； 程 规定的时间内作完报告。回答问题有理论依据，基答 本概念清楚。主要问题回辩 答简明准确 合 计 50 100 答辩小组长签名： 答辩成绩： A＝答辩评分×35％＝ 指导教师评定成绩： B＝指导教师评分×50％＝ 评阅教师评定成绩： C＝评阅教师评分×15％＝ 答辩平均得分： 分值： 分值： 分值： 答辩评分 指导教师评分 评阅教师评分 最终评定成绩 分数： 等级： 教学系主任签名： 年 月 日 说明：最终评定成绩＝A+B+C，三个成绩的百分比由各系部自己确定，但应控制在给定标准的20％左右。