斜盘式轴向柱塞泵伺服变量机构设计计算

斜盘式轴向柱塞泵排量公式

斜盘式轴向柱塞泵排量公式
```
Q=n*V*I*ε/(2*π)
```
其中
Q是泵的排量，单位是立方米/秒(m^3/s)；
n是柱塞的数量；
V是柱塞的体积，单位是立方米(m^3)；
I是泵的转速，单位是转/分(rpm)；
ε是偏心距，单位是米(m)；
这个公式可以分为四个关键部分：
1.柱塞数量(n)：斜盘式轴向柱塞泵中通常有多个柱塞，通过这些柱
塞的运动来实现液压油的输送。

柱塞数量越多，泵的排量也就越大。

2.柱塞体积(V)：柱塞体积是指柱塞在运动过程中所包含的液压油的
体积。

柱塞体积越大，每个柱塞运动一次所输送的液压油量就越大。

3.泵的转速(I)：斜盘式轴向柱塞泵的转速是指泵每分钟转动的圈数。

转速越大，泵的排量也就越大。

4.偏心距(ε)：偏心距是指斜盘和轴承中心之间的距离差。

偏心距越大，柱塞在运动时的放大系数就越大，泵的排量也就越大。

需要注意的是，这个排量公式是一个理论计算公式，实际应用中还需要考虑一些实际因素。

例如，泵的实际排量可能会受到泄漏、摩擦等因素的影响，需要通过实验或者经验数据来修正计算结果。

斜盘式轴向柱塞泵是一种重要的液压元件，广泛应用于各种机械设备中。

了解其排量公式可以帮助工程师在设计和选择泵时进行准确计算，以满足实际工作需求。

通过合理选择柱塞数量、柱塞体积、转速和偏心距等参数，可以实现更高效、更稳定的液压系统。

斜盘式阀配流轴向柱塞泵结构分析(1000r)

斜盘式阀配流高压纯水泵设计计算对于高压水泵而言，主要结构参数有：缸孔分布圆直径R 2（mm ）、斜盘倾角α（︒）、柱塞数量Z 、柱塞直径p d （mm ）等，需要根据已确定的高压水泵技术指标p p 、p Q 及n 来设计计算。

一、主要结构参数1．转速 n当需要尽力提高转速，以缩小泵的尺寸时，有1/3n q -∝（q 为泵的排量），2/3Q nq q=∝,那么泵的极限转速应满足以下关系式：41/21.410n Q -≤⨯=2556r/min此时选取n =1000r/min ； 2．R 、d 、z 、α确定（1）确定排量r ml n Q q v /.537%8010003010001000=⨯⨯==η 假设排量按37.5ml/r 设计，当容积效率取为90%，则流量应为33.75L/min, 当容积效率超过80%，则流量不小于30L/min.（2）确定分布圆直径确定7=Z 、 12=α初算，取75.02≈RZdπ，则计算R 得： 92.312125.1.5377125.13333=︒⨯⨯⨯==tg tg Zq R παπ(cm)计算圆整为33mm ，考虑到后端配流阀布置对泵整体结构上的影响，取柱塞分布圆直径为100mm.(3) 柱塞直径高压水泵的理论排量th q （mm 3/r ）为：απαπtg RZd Rtg d Z q p p th 222124=⋅⋅= （1）则高压水泵的实际输出流量p Q （L/min ）为：αηηtg ZRd n nq Q p v v th p 261057.1⨯⨯==-（2）式中p p 、p Q 及n 已知，综合考虑材料强度、刚度、结构紧凑性、工艺性以及摩擦学性能等因素，通过计算机优化设计，因水的粘度比液压油小得多，可设高压水泵的容积效率9.0=v η，由式（2）可计算出柱塞直径p d ：排量37.5ml/r 当n=1000r/min 时 Q=37.5L/minmm tg ZRtg n Q d v p2.917125079.010001057.15.7331057.166p =⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯=--αη因此，可取mm d p 18=。

斜盘式轴向柱塞泵的结构分析与设计详尽教程共40页

冲突是高校组织内部不可避免的问题之一，处于“承上启下”地位的高校教师则是这一冲突的重要主体。“承上”是指高校教师是高校组织内部管理制度最直接的承受者；“启下”则是指他们作为知识文化的传授者，同时也肩负着文化传承、启赋教育的重要职责。这种角色的双重性与作用的相互转换，在推进高校组织内部管理制度变革的同时，也使教师不可避免地在工作过程、人际关系方面产生诸多不和谐与冲突。本文从人际关系“承上”的角度出发，剖析高校教师与行政管理人员之间的冲突问题，依此来折射高校管理制度中存在的弊病，并对症下药提出一些解决高校教师与行政管理人员冲突的对策建议，从而构建和谐的高校教师与行政管理人员关系。一、冲突理论与高校教师和行政管理人员之间的冲突关系 “冲突理论”这一术语最早是由美国著名社会学家L?科塞使用的，他在《社会冲突的功能》一书中提出了自己对冲突的看法，他认为冲突是“有关价值、对稀有地位的要求、权利和资源的斗争，在这种斗争中，对立双方的目的是要破坏以至伤害对方。”[1]但是，科塞认为，这个定义只是一个出发点，在一定条件下，冲突具有保证社会连续性、减少对立两极产生的可能性、防止社会系统僵化、增强社会组织适应性和促进社会整合等正功能。[1]高校教师和行政管理人员作为高校中的两大主要组成部分，在工作中由于种种原因难免产生一些冲突，如在高校内部资源的分配上、价值观方面和心理方面等。在高校内部资源分配上，由于高校内部资源的稀缺性，导致高校教师和行政管理人员在权力、地位、工资、奖金、住房分配等方面存在一定冲突，这种冲突属于科塞总结的物质性冲突。而且，由于工作职责和工作目标的不同，高校教师和行政管理人员在价值观方面也有很大冲突，这种价值观方面的冲突属于科塞总结的非物质性冲突。此外，高校教师和行政管理人员之间由于缺乏充足的沟通，加上各自的工作压力，使得两者很容易在心理方面产生冲突，这也属于科塞总结的非物质性冲突。当这些冲突发

11斜盘式轴向柱塞泵的结构分析与设计

c、柱塞外伸运动的摩擦力。
还需要保持一定的剩余压紧力使滑靴紧
贴斜盘，缸体紧贴配流盘，以免在吸油过程
中这两对摩擦副的密封漏气。通常，中心弹
簧的剩余压紧力使这两对摩擦副的接触比压
保持在0.1MPa。
四、柱塞滑靴的受力分析
2、滑靴的受力（确定集中弹簧力）滑靴除承受来自柱塞球头中心的压力、弹簧力和斜盘的垂直
1、球面配流 2、浮动缸体 3、浮动式配流盘八、配Fra bibliotek盘和缸体的自位结构
九、关键零部件的设计
1、缸体 a、缸体的参数设计确定斜盘倾角、柱塞直径、柱塞数量和
柱塞分布园直径
b、根据驱动转矩设计泵轴直径（先估算） c、缸体的强度计算
找最小壁厚：柱塞孔与缸体外圆之间的壁厚、柱塞孔与缸体内圆之间壁厚，柱塞孔与柱塞孔之间的壁厚。
九、关键零部件的设计
2、柱塞的设计
a、柱塞长度 L 柱塞长度应等于柱塞的最小
留缸长度、最小外伸长度和最大行程之和。最小留缸长度 l 0 与泵的工作压力 p H 有关，通常有：
当 pH 20MPa 时，l01.5~1.8d
当 pH 30MPa 时，l02.0~2.5d
b、柱塞比压 p 和比功 pu的验算
摩擦表面的相对运动产生的热量导致油膜温升，油膜热膨胀而产生的压力场，压力场带来油膜的承载能力。
热楔油膜理论就是研究在已知的摩擦副几何尺寸、滑动速度和油的物理性质等条件下的油膜厚度与温升和承载能力之间的理论关系。
动压支承油膜理论
动压支承的理论：
两个有倾斜的摩擦副之间的相对滑动的造成在滑动面之间的压力场，此压力场形成承载能力
六、滑靴副的结构
2、剩余压紧力原理
采用剩余压紧力法来设计滑靴，使滑靴底部的液压反推力等于柱塞对滑靴压紧力的95％

毕业设计论文—斜盘式轴向柱塞泵设计-精品

斜盘式轴向柱塞泵设计摘要现代液压传动中，柱塞泵是使用最广的液压动力元件之一，其性能好坏是影响液压系统工作性能的关键。

相对于日益提高的高压、大流量、高功率密度、高集成度、多样的控制形式等要求，我国的柱塞泵设计和制造已远远落后于世界先进水平。

本论文在详细分析国内外轴向柱塞泵结构类型及其特点的基础上，设计了一种斜盘式轴向柱塞泵，结构紧凑合理、变量控制灵活多样、集成性好。

完成斜盘式轴向柱塞泵总装图及主要零件图，并利用三维软件Pro/E进行三维建模，用UG完成指定零件加工仿真及数控编程。

对今后进行轴向柱塞泵的研究和设计具有较高的参考价值。

关键词：斜盘式轴向柱塞泵；加工仿真；UGAbstractModern hydraulic transmission, piston pump is the most widely used in hydraulic components, its performance is one of the hydraulic system is the effect of the key work performance. Relative to the rising high pressure, big flow, high power density, high level of integration, various control requirements, our form of piston pump design and manufacturing has lags behind the world advanced level.This thesis on detailed analysis of domestic and international axial piston pump structure based on the types and characteristics, design a kind of swash-plate axial piston pump, compact structure, variable control agile diversity, integration. Complete swash-plate axial piston pump assembly figure and main parts graph, and using three-dimensional software Pro/E 3-d modeling, complete with UG designated parts processing simulation and CNC programming. In axial piston pump research and design is of high reference value.Keywords: swash-plate axial piston pump; Machining simulation; UG目录摘要 (2)Abstract (3)第1章前言 (1)1.1课题背景 (1)1.2液压技术发展历史 (1)1.3 课题提出的意义 (2)1.4 国内外研究开发水平及发展趋势 (2)第2章斜盘式轴向柱塞泵设计方案 (5)2.1 液压泵的原理与分类 (5)2.1.1液压泵的传动和工作原理 (5)2.1.2 液压泵的分类 (6)2.2 斜盘式轴向柱塞泵主体设计方案的确定 (6)2.2.1 斜盘式轴向柱塞泵的的基本分类及其特点 (6)2.2.2主体设计方案的确定....................... 错误！未定义书签。

斜盘式轴向柱塞泵设计

斜盘式轴向柱塞泵设计毕业设计-斜盘式轴向柱塞泵设计，共38页，14244字，附设计图纸、任务书等主要内容和要求1主要内容包括:1.1本项目研究的目的、意义、国内外研究的动态；1.2总体方案的拟定和主要参数的设计计算；1.3传动方案的确定及设计计算，主要工作部件的设计；1.4主要受力零件的强度或寿命校核计算；1.5装配总图、部件图、零件工作图的绘制。

2要求2.1主要技术参数：最大工作压力额定流量=100L/min最大流量额定转速n=1500r/min最大转速2.2查阅资料15篇以上，翻译一定数量的外文资料；2.3机构设计可靠、布局合理、与各执行机构协调工作；2.4画图相当于3-4张A0图纸的工作量（包括2张以上CAD图纸）；2.5设计计算说明书1万字以上，条理清楚，计算有据。

格式按湖南农业大学全日制普通本科生毕业论文（设计）规范化要求；2.6设计说明书的内容包括：课题的目的、意义、国内外动态；研究的主要内容；总体方案的拟定和主要参数的设计计算；传动方案的确定及设计计算，主要工作部件的设计；主要零件分析计算和校核；参考文献；鸣谢。

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.还有对缸体的材料选用以及校核很关键;最后对变量机构分类型式也进行了详细的分析,比较了它们的优点和缺点.该设计最后对轴向柱塞泵的优缺点进行了整体的分析,对今后的发展也进行了展望。

关键词：斜盘；柱塞泵；液压系统；结构型式目录摘要 (1)关键词 (1)1 前言21.1 选题研究意 (2)1.2 国内外化发展概况 (2)2 总体设计方案的拟定 (3)2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理 (3)2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要零部件设计 (4)2.3 斜盘式轴向柱塞泵柱塞设计 (4)2.4 斜盘式轴向柱塞泵基本性能参数202.5 斜盘式轴向柱塞泵主要零部件的运动学及脉动品质分析222.6 斜盘式轴向柱塞泵主要零件受力分析 (27)3 结论36参考文献 (38)致谢 (38)- 2 -。

斜盘式轴向柱塞泵的结构分析与设计

GCr15、9SiCr、CrMn、T7A、T8A及氮化钢38CrMoAlA等。
前三种表面渗碳深度要达0.8~1.2毫米，淬火硬度须达到
HRC56~63，其它钢种热处理硬度也要达到HRC60左右。
CrMn和9SiCr工具钢具有热处理变形小、金相组织稳定的
优点。
GCr15热处理后对应力集中敏感，曾发生过柱塞折断的现象，尽量少用。
二、流量脉动
1、随着柱塞数的增加，流量不均匀系数减小
2、流量不均匀系数，奇数柱塞明显优于柱塞数相近的偶数柱塞，这就是轴向柱塞泵采用奇数柱塞的原因。
3、大多数轴向柱塞泵柱塞数采用7或9个，有时小排量可采用5个
三、柱塞滑靴的受力分析
1、柱塞的回程辅助泵供油强制回程分散弹簧回程集中中心弹簧回程定间隙强迫回程
柱塞插入部分要开设深0.3~0.5（mm），宽
0.3~0.7（mm），间距3~10（mm）的均压环槽，保
持锐边，以免楔带污物，并有利于消除污物、颗粒。
柱塞粗糙度0.4~0.1，不圆度、锥度允差＜径向间隙 (0.002~0.005mm)的1/4。
孔的粗糙度一般0.8~0.4，不圆度、锥度允差与柱塞相同。
2、配流盘与缸体间流场的作用力配流盘与缸体间流场的作用力可分为两部分，一
部分为从腰形进出油孔渗入两者缝隙中的油压反推力；另一部分为配流盘表面的辅助支撑力。一般把两者接触面内的摩擦力忽略不计。与类似，油压推力的计算也不考虑低压腔压力。
五、滑靴副的结构
两种设计思想： 1、静压支承原理 2、剩余压紧力原理
主要零件的材料与技术要求
（二）配流盘
配流盘的材料要与缸体对应选取，要配对选取材料，其中以ZQSn10-1与Cr12MoV有最好的抗咬合能力。

斜盘式轴向柱塞泵的设计

摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件,斜盘式轴向柱塞泵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来说柱塞、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,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了一静压支承,省去了大容量止推轴承,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：斜盘柱塞泵滑靴缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system,The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity,in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily,Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the 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 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 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, paring the path face to pump the construction simple etc. 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 slippery boot crock body目录摘要IAbstract I第一章绪论1第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数12.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理22.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2排量、流量与容积效率2第三章斜盘式轴向柱塞泵运动学与流量品质分析33.1 柱塞运动学分析3柱塞行程s3柱塞运动速度v43.1.3 柱塞运动加速度a43.2 滑靴运动分析43.3 瞬时流量与脉动品质分析53.3.1 脉动频率63.3.2 脉动率6第四章柱塞受力分析与设计64.1 柱塞受力分析6P64.1.1 柱塞底部的液压力b4.1.2 柱塞惯性力P g64.1.3 离心反力P l74.1.4 斜盘反力N74.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P274.1.6 摩擦力P1f 和 P2f74.2 柱塞设计8柱塞结构型式84.2.2 柱塞结构尺寸设计8柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算10第五章滑靴受力分析与设计105.1 滑靴受力分析105.1.1 分离力P f 105.1.2 压紧力y P 115.1.3 力平衡方程式115.2 滑靴设计125.2.1 泄漏功率损失V N ∆125.2.2 摩擦功率损失m N ∆125.2.3 滑靴总功率损失N ∆125.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计135.3.1 滑靴结构型式135.3.2 结构尺寸设计13第六章配油盘受力分析与设计146.1 配油盘受力分析146.1.1 压紧力y P 156.1.2 分离力P f 156.1.3 力平衡方程式166.2 配油盘设计176.2.2 配油盘主要尺寸确定186.2.3 验算比压p 、比功pv 19第七章缸体受力分析与设计197.1 缸体的稳定性197.1.1 压紧力矩M y 207.1.2 分离力矩M f 207.1.3 力矩平衡方程207.2 缸体径向力矩和径向支承217.2.1 径向力与径向力矩217.2.2 缸体径向力支承型式227.3 缸体主要结构尺寸的确定22R和面积Fα227.3.1 通油孔分布圆半径'f7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定227.3.3 缸体高度H23结论23参考文献24第一章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、操纵系统与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.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.从销售角度看,推销产品即是在推销泵的内在特性；而关注泵的外特性则是生产厂商不仅是推销产品,而是在推销泵站〔成套项目〕.从使用角度看,好的产品必定是适合运行环境的产品而非出厂检测判别的产品.斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较,各有所长,斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构,使柱塞缸体不承受侧向力,所以,缸体对配油盘的倾复可能性小,有利于柱塞副与配油部位工作,另外,允许的倾角大,可是,结构复杂,工艺性差,需要使用大容量止推轴承,因而高压连续工作时间往往受到限制,成本高.斜盘式轴向柱塞泵,由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承,省去了大容量止推轴承,具有结构紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻,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、操纵系统与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.所以,斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展,其发展方向是：扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声,以适应液压技术不断发展的要求.第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变,因而,它们的运动和动力分析就可以用统一的方程式来描述.斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图〔2-1〕.柱塞的头部安装有滑靴,滑靴低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〔xoy 面〕存在一倾斜角γ,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180º~360º范围内,柱塞由下死点〔对应180º位置〕开始不断伸出,柱塞腔容积不断增大,直至死点〔对应0º位置〕止.在这个过程中,柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通,油液被吸入柱塞腔内,这是吸油过程.随着缸体继续旋转,在0º~180º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.在这个过程中柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通,油液通过1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理排油窗排出.这就是排油过程.由此可见,缸体每转一周,各个柱塞有半周吸油,半周排油.如果缸体不断旋转,泵便连续地吸油和排油.2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2.2.1排量、流量与容积效率轴向柱塞泵排量b q 是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油液的容积,即z s d Z s F q z Z b max 2max 4π== 〔2.1〕不计容积损失时,泵理论流量lb Q 为b Z b b lb Zn s d n q Q max 24π== 〔2.2〕式中 Z d ―柱塞外径 mm d z 24=；Z F ―柱塞横截面积 224.452024.044mm d F z z =⨯=⨯=ππ；m ax s ―柱塞最大行程；Z ―柱塞数取Z=7；b n ―传动轴转速 min /1500r n b =；从图可知,柱塞最大行程为式中 f D ―柱塞分布圆直径 mm D f 74=；γ―斜盘倾斜角取 18=γ；所以,泵的理论流量是泵的实际输出流量泵容积效率Vb η为泵的机械效率为%90=mb η所以,泵的总效率为容积效率与机械效率之积,第三章斜盘式轴向柱塞泵运动学与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.3.1 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是的行程、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.柱塞行程s图<3-1>为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图.若斜盘倾角为γ,柱塞分布圆半径为f R ,缸体或柱塞旋转角为α,并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为00 ,则对应于任一旋转角α时,图3-1 柱塞运动分析所以柱塞行程s 为γαγtg R htg s f )cos 1(-== 〔3.1〕当α=1800时,可得最大行程m ax s 为柱塞运动速度v将式〔3-1〕对时间微分可得柱塞运动速度v 为αγωsin tg R dtda da ds dt ds v f === 〔3.2〕当090=α与0270时,1sin ±=α,可得最大运动加速度m ax v 为式中 α 为缸体旋转角速度,t αω=.3.1.3 柱塞运动加速度a将式〔3-2〕对时间微分可得柱塞运动加速度a 为da dv dt dv a ==αγωcos 2tg R dtda f = 〔3.3〕当00=α与0180时,1cos ±=α,可得最大运动加速度m ax a 为3.2 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,也即滑靴中心在斜盘平面'''y o x 内的运动规律如图〔3-1〕,其运动轨迹是一个椭圆.椭圆的长、短轴分别为长轴 mm R b f38.7718cos 372cos 220=⨯==γ 短轴 mm R a f 7437222=⨯==设柱塞在缸体平面上 A 点坐标那么A 点在斜盘平面 '''y o x 的坐标为如果用极坐标表示则为矢径 αγ2222cos 1tg R y x R f h +=+=极角 )cos (cos αγθarctg =滑靴在斜盘平面'''y o x 内的运动角速度k ω为由上式可见,滑靴在斜盘内是不等角速度运动,当α=2π、π23时,k ω最大〔在短轴位置〕为当0=α、π时,k ω最小〔在长轴位置〕为由结构可知,滑靴中心绕 O 点旋转一周〔π2〕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3.3 瞬时流量与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式中z F 为柱塞截面积,2224.452024.044mm d F Z Z =⨯==）（ππ.柱塞数为Z=7,柱塞角距为722ππθ==Z ,位于排油区地柱塞数为Z 0,那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为泵的瞬时流量为ZZ Z Z Z tg R F f Z ππαπγωsin )1sin(sin00-+=〔3.4〕由上式可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角α有关,也与柱塞数有关.对于奇数〔Z=7〕排油区的柱塞数为Z 0 当70ππα=≤≤Z 时,取4210=+=Z Z ,由式〔3-4〕可知瞬时流量为当7227ππαππ=≤≤=Z Z 时,取3210=-=Z Z ,由式〔3-4〕可得瞬时流量当0=α、Zπ、Z π2、……时,可得瞬时流量的最小值为当Z 2πα=、Z 23π、……时,可得瞬时流量的最大值为奇数柱塞泵瞬时流量规律见图<3-3>图3-3 奇数柱塞泵定义脉动率 0025.0min max =-=tpt t Q Q Q δ 式中tp Q 为平均流量,可由瞬时流量公式在2π周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为3.3.1 脉动频率因为奇数柱塞泵,所以21000min /1500722=⨯⨯==r Zn f3.3.2 脉动率因为奇数柱塞泵,所以根据计算值,将脉动率ð与柱塞Z 画成如图〔3-4〕的曲线图3.4 脉动率ð与柱塞数Z 关系曲线由以上分析可知：〔1〕随着柱塞数的增加,无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵,流量脉动率都下降. 〔2〕相邻柱塞数相比,奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率.第四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、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.4.1 柱塞受力分析图〔4-1〕是带有滑靴的柱塞受力分析简图.图4-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：4.1.1 柱塞底部的液压力b P柱塞位于排油区时,作用于柱塞底部的轴向液压力b P 为KN p d P b Z b 25.14105.31024.044622=⨯⨯⨯==）（ππ<4.1>式中b p 为泵的排油压力.4.1.2 柱塞惯性力P g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P g 为αγωcos 2tg R gG a m P f ZZ g -=-= <4.2> 式中m Z 、G Z 为柱塞和滑靴的总质量和总重量.惯性力P g 方向与加速度a 方向相反,随缸体旋转角α按余弦规律变化.当α=00和1800时,惯性力最大值为γωtg R gG P f zg 2max =<4.3> 4.1.3 离心反力P l柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动,有向心加速度a l ,产生的离心反力P l 通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线,是径向力.其值为ωf Zl Z l R gG a m P == 2<4.4>4.1.4 斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头γcos N P = <4.5>γsin N T = <4.6>轴向力P 与作用于柱塞底部的液压力b P 与其他轴向力相平衡.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力P 1和P 2柱塞在柱塞腔内的该力是接触应力p 1 和p 2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与接触长度.因此,由垂直于柱塞轴线的径向力T 和离心力l P 引起的接触应力p 1和p 2可以看成是连续直线分布的应力.4.1.6 摩擦力P 1f 和 P 2f柱塞与柱塞腔之间的摩擦力P f 为f P P P f )(21+= <4.7>式中f 为摩擦系数,常取f=0.05~0.12.取f=0.12分析柱塞受力,应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度,即柱塞处于死点时的位置.此时N 、P 1、和P 2可以通过如下方程求得：式中 0l — 柱塞最小接触长度 mm l 540=；l — 柱塞名义长度 mm l 74=; 解放程组得：式中 82.314.23)4.2354(14.23)4.2354(1)(1)(22222222022220=--+-=--+-=l l l l l l φ 为结构参数 4.2 柱塞设计4.2.1柱塞结构型式轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞.根据柱塞头部结构,有三种型式,<1>点接触式柱塞,<2>线接触式柱塞,<3>带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一个摆动头, 称滑靴,可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,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.目前大多采用这种形式轴向柱塞泵. 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞重量,减小柱塞运动的惯性力.采用空心结构还可以利用柱塞底部的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.空心柱塞内可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位.4.2.2 柱塞结构尺寸设计1.柱塞直径 Zd 与柱塞分布圆直径 D f<本人有该设计的装配图和零件图,若有需要加 970108624,将助你通过设计>柱塞直径Z d 、柱塞分布圆直径D f 、和柱塞数Z 是互相关联的.根据统计资料,在缸体上各柱塞孔直径Z d 所占的弧长约为分布圆周长f D π的75% ,即由此可得 π75.0Zd D m Zf ≈=式中m 为结构参数.m 随柱塞数Z 而定.当泵的理论流量lb Q 和转速b n 根据使用工况条件选定之后,根据流量公式可得柱塞直径Z d 为柱塞直径 Z d 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 D f ,即 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,为使柱塞不致被以与保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取因为 a MP p 5.31= 所以 mm d l Z 5425.20==因此,柱塞名义长度 l 应满足: 式中 m ax s — 柱塞最大行程;m in l — 柱塞最小外伸长度,一般取 Z d l 2.0min =.根据经验数据,柱塞名义长度常取: 同理 mm l 96244)2.4~2.3(=⨯== 3.柱塞球头直径d 1按经验常取 mm d d Z 18)8.0~7.0(1== 如图〔4-2〕图4-2 柱塞尺寸图为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 l d ,一般取 4.柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽,起均衡侧向力,改善润滑条件和存贮赃物的作用.如上图均压槽的尺寸常取:mm mm h 8.08.0~3.0取=;宽mm mm b 6.07.0~3.0取= ; 间距mm mm t 1010~2取=.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,还容易划伤缸体上柱塞孔壁面.因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽.4.2.3柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则柱塞相对缸体的最大运动速度 v max 应在摩擦副材料允许范围内, 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 p max v max 为选用 18CrMnTiA 材料.第五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应力,而且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 '0d 和滑靴中心孔0d ,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.5.1 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力图把滑靴压向斜盘,称为压紧力y p ;另一是由滑靴面直径为 D 1的油池产生的静压力P f1与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力P f2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为分离力P f .当紧压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.5.1.1 分离力P f图〔4-3〕为柱塞结构与分离力分布图.图4-3 滑靴结构与分布力分布根据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量q 的表达式为12213ln 6)(R R p p q μπδ-=〔5.1〕若02=p ,则1213ln 6R R p q μπδ=〔5.2〕式中 δ 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1(p p r =2222ln ln)p rR r R p +- 〔5.3〕若02=p ,则从上式可以看出由上式可以看出,封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降.21121221212)(ln2R p R R R R p P f ππ--=〔5.4〕油池静压分离力P f1为1211p R P f π= 〔5.5〕总分离力P f 为KNp R R R R P P P f f f 2.70105.3105.225.31ln210)05.225.31(ln 2)(6622112212221=⨯⨯⨯-=-=+=ππ 〔5.6〕5.1.2 压紧力y P滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力b p 引起的,即5.1.3 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得泄流量为5.2 滑靴设计滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法选用最小功率损失法最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度,使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损失之和最小,保持最高功率.5.2.1 泄漏功率损失V N ∆已知滑靴在斜盘上的泄漏流量q ,.若不计吸油区的损失,则滑靴在排油区域的泄漏功率损失为mlR R p d q p N b z b V 17118cos 05.225.3105.024105.3101.0cos )(24212263212232=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-==∆）（πγμδπ 〔5.7〕5.2.2 摩擦功率损失m N ∆滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆,为简化计算,近似认为是柱塞分布圆.因此滑靴摩擦功率损失为ωδμπτf m R uR R u F N )(2122-==∆ 〔5.8〕式中 τF —液体粘性摩擦力, δμπτuR R F )(2122-=；u —切线速度,ωf R u =)(2122R R -π—滑靴摩擦〔支承〕面积；δμu—液体粘性摩擦应力,μ为液体粘性系数,δ为油膜厚度.将ωf R u =代入上式中可得5.2.3 滑靴总功率损失N ∆令,0)(=∂∆∂δN 可得最佳油膜厚度0δ为由上式计算出的油膜厚度,可使滑靴功率损失最小,效率最高.最佳油膜厚度在mm 03.0~01.00=δ范围.5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式滑靴的结构型式如图〔5-1〕图5-1 滑靴结构型式关于滑靴的结构,应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨,所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带.这样,即使滑靴出现某些偏磨,也不会破坏滑靴的平衡设计,从而延长了滑靴的寿命.为了减小对滑靴底面的比压,并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形〔这种变形引起松靴〕,常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带,为了不影响滑靴的支承力,并使密封环带内侧压力迅速伸展,内辅助支承面在圆周上是断开的.为了提高滑靴的拉脱强度,可以将滑靴的收口部位加厚.滑靴的球面圆柱度和椭圆度不大于0.003mm,与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于0.01mm,与柱塞球头的接触面积不小于70%.滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造.要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析,否则容易引起疲劳强度损坏.5.3.2 结构尺寸设计1. 滑靴外径D 2滑靴在斜盘上的布局,应使倾斜角0=γ时,互相之间仍有一定间隙s,如图〔5-2〕图5-2 滑靴外径D 2的选定滑靴外径D 2为一般取mm s mm s 6.01~2.0==取 2. 油池直径D 1初步计算时,设定 mm D D 05.225.317.0)7.0~6.0(21=⨯==3. 中心孔0d 、'0d 与长度0l节流器采用节流管时,常以柱塞中心孔'0d 作为节流装置,如滑靴结构与分离力分布图所示.根据流体力学细长孔流量q 为K l p p d q b 014'0128)(μπ-=〔5.9〕式中 0d 、0l ——细长管直径、长度； K ——修正系数；'0641l d R K e ζ+= 〔5.10〕把上式带入滑靴泄漏量公式 1213ln 6R R p q μπδ=可得整理后可得节流管尺寸为经多次试算得 mm d 2.10=mm l 5.220= 式中α 为压降系数,bp p 1=α.当667.032==α时,油膜具有最大刚度,承载能力最强.为不使封油带过宽与阻尼管过长,推荐压降系数 9.0~8.0=α.从b p R R K l d ααμδ-=1ln 612812304'0 公式中可以看出,采用节流管的柱塞-滑靴组合,公式中无粘度系数μ ,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.第六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、排油液以与承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷.它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命.6.1 配油盘受力分析常用配油盘简图如图〔6-1〕图6-1 配油盘基本结构液压泵工作时,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P y ；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力P f .6.1.1 压紧力y P压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶面上,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)7(=Z ,当有4)1(21=+Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y1为KNp p d Z P y b Z y 57105.31024.0421742162max21=⨯⨯⨯⨯+==+=ππ 〔6.1〕当有3)1(21=-Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y2为KNp p d Z P y b Z y 7.42105.311020421742163min22=⨯⨯⨯⨯⨯+==-=）（ππ 〔6.2〕平均压紧力P y 为6.1.2 分离力P f分离力有三部分组成.即外封油带分离力P f1、内封油带分离力P f2、排油窗高压油对缸体的分离力P f3对奇数柱塞泵,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.实际包角比配油盘排油窗包角0φ有所扩大.当有4)1(21=+Z 个柱塞排油时,封油带实际包角1ϕ为当有3)1(21=-Z 个柱塞排油时,封油带实际包角2ϕ为平均有2Z个柱塞排油时,平均包角p ϕ为式中 α― 柱塞间距角 512==Zπα；0α― 柱塞腔通油孔包角 450=α1. 外封油带分离力P f1外封油带上泄流量是源流流动,可得2221222112ln4)(R p R R R R P p b p f ϕϕ--=b p 〔6.3〕外封油带泄流量q 1为2131ln 12R Rp q bp μδϕ=〔6.4〕2. 内封油带分离力P f2内封油带上泄流量是汇流流动,可得b pb p f p R p R R R R P 2321242322ln4)(ϕϕ++-=〔6.5〕内封油带泄流量q 2为4332ln 12R R p q bp μδϕ=〔6.6〕3. 排油窗分离力P f3b pf p R R P )(223223-=ϕ 〔6.7〕4. 配油盘分离力P fb p f f f f p R R R R R R R R P P P P )ln ln (4432423212221321---=++=ϕ 〔6.8〕总泄流量l q考虑到封油带很窄,分离力也可以近似看成线性分布规律,简化计算：6.1.3 力平衡方程式为使缸体能与配油盘紧密贴合,保证可靠密封性,应取压紧力稍大于分离力.设压紧力与分离力之差为剩余压紧力y P ∆；剩余压紧力y P ∆与压紧力y P 之比为压紧系数ϕ,它表示压紧程度.即y y y fy P P P P P ∆=-=ϕ 〔6.9〕由此可得力平衡方程式y f P P )1(ϕ-= 一般取1.0~05.0=ϕ 取1.0=ϕ则 KN P y 4.74=为保证泵启动时,缸体配油盘仍有一定的预压紧力,常设置一轴向中心弹簧,把缸体紧压在配油盘上.一般取弹簧力为300~500N.弹簧力P t 也可按下式选取6.2 配油盘设计配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以与辅助支承面各部分尺寸.6.2.1．过度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度角1α大于柱塞腔通油孔包角0α的结构,称正重迭配油盘.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压力b p ∆；当柱塞从高压腔接通低压腔时,封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力0p ∆.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与周期性的冲击载荷.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.图6-2 柱塞腔内压力变化选带卸荷的非对称配油盘根据式 y b f Z E p p tg R d V 0201)21(21cos -+-=∆γπα 〔6.10〕 yb f Z E p p tg R d V 020241cos --=∆γπα 〔6.11〕。

斜盘式轴向柱塞泵详解

柱塞泵Piston Pumps柱塞泵是通过柱塞在柱塞孔内往复运动时密封工作容积的变化来实现吸油和排油的。

由于柱塞与缸体内孔均为圆柱表面，滑动表面配合精度高，所以这类泵的特点是泄漏小，容积效率高，可以在高压下工作。

2.4.1 斜盘式轴向柱塞泵Swash Plate Axial Piston Pumps轴向柱塞泵可分为斜盘式(Swash Plate Type)和斜轴式(Bent-axial Type)，图2.18为斜盘式轴向柱塞泵的工作原理。

泵由斜盘1、柱塞2、缸体3、配油盘4等主要零件组成，斜盘1和配油盘4是不动的，传动轴5带动缸体3，柱塞2一起转动，柱塞2靠机械装置或在低压油作用压紧在斜盘上。

当传动轴按图示方向旋转时，柱塞2在其沿斜盘自下而上回转的半周内逐渐向缸体外伸出，使缸体孔内密封工作腔容积不断增加，产生局部真空，从而将油液经配油盘4上的配油窗口a吸入；柱塞在其自上而下回转的半周内又逐渐向里推入，使密封工作腔容积不断减小，将油液从配油盘窗口b向外排出，缸体每转一转，每个柱塞往复运动一次，完成一次吸油动作。

改变斜盘的倾角γ，就可以改变密封工作容积的有效变化量，实现泵的变量。

图2.18斜盘式轴向柱塞泵的工作原理1—斜盘(Swash Plate)；2—柱塞(Piston)；3—缸体(Block)；4—配流盘(Valve Plate)；5—传动轴(Drive Shaft)；a—吸油窗口(Inlet Port)；b—压油窗口(Outlet Port)；2.4.1.1 斜盘式轴向柱塞泵的排量和流量如图2.18，若柱塞数目为z，柱塞直径为d，柱塞孔分布圆直径为D，斜盘倾角为γ，则泵的排量为γπtan 42zD d V = （2.25）则泵的输出流量为γηπtan 42v zDn d q = （2.26）实际上，柱塞泵的排量是转角的函数，其输出流量是脉动的，就柱塞数而言，柱塞数为奇数时的脉动率比偶数柱塞小，且柱塞数越多，脉动越小，故柱塞泵的柱塞数一般都为奇数。

斜盘式轴向柱塞泵配流盘程序化设计

斜盘式轴向柱塞泵配流盘程序化设计斜盘式轴向柱塞泵配流盘程序化设计引言：斜盘式轴向柱塞泵是一种常见的液压泵，其配流盘的设计对泵的性能起着至关重要的作用。

然而，传统的配流盘设计通常依赖于经验和试验，效率低下且存在一定的风险。

本文将介绍一种斜盘式轴向柱塞泵配流盘的程序化设计方法，通过数值模拟和优化算法实现高效、可靠的设计。

1. 斜盘式轴向柱塞泵的工作原理斜盘式轴向柱塞泵是一种通过柱塞在滑块上的往复运动来实现液体吸入和排出的泵，其工作原理可简单概括为以下几个步骤：(1) 吸入过程：当滑块从上死点向下运动时，使柱塞向外伸出，使腔室与吸入口连通。

此时，液体被吸入腔室，进入泵体内部。

(2) 排出过程：当滑块从下死点向上运动时，使柱塞向内收回，使腔室与排出口连通。

此时，液体被排出腔室，进入排出口。

2. 传统的配流盘设计方法存在的问题传统的配流盘设计通常是通过试验和经验来确定设计参数，这种方法存在以下几个问题：(1) 效率低下：传统的试验方法需要进行大量的实验和测试，耗时且成本高昂。

(2) 不可靠性：由于试验方法的局限性，设计参数的调整通常依赖于设计师的经验和直觉，存在一定的风险和不确定性。

(3) 无法优化：传统的设计方法往往难以找到最优解，无法实现设计的最佳性能。

3. 斜盘式轴向柱塞泵配流盘的程序化设计为了解决传统设计方法存在的问题，可以采用程序化设计方法来设计斜盘式轴向柱塞泵的配流盘。

程序化设计基于数值模拟和优化算法，可高效、可靠地实现设计参数的确定。

(1) 数值模拟：通过数值模拟可以对斜盘式轴向柱塞泵的工作过程进行详细的分析和建模。

使用计算流体力学（CFD）软件对液体流动进行模拟，可以获得各种工作条件下的流体压力、速度、流量等参数，为后续优化算法提供基础数据。

(2) 优化算法：优化算法可以利用数值模拟得到的基础数据，通过寻找最佳设计参数来实现泵的高效性能。

常用的优化算法包括遗传算法、粒子群算法等。

利用这些优化算法可以在保持泵的可靠性和安全性的前提下，实现最大化的流体输出和最小化的能量损耗。

斜盘式轴向柱塞泵的设计

摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件,斜盘式轴向柱塞泵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来说柱塞、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,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了一静压支承,省去了大容量止推轴承,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：斜盘柱塞泵滑靴缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system,The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity,in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily,Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the 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 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 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, paring the path face to pump the construction simple etc. 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 slippery boot crock body目录摘要IAbstract I第一章绪论1第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数12.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理22.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2排量、流量与容积效率2第三章斜盘式轴向柱塞泵运动学与流量品质分析33.1 柱塞运动学分析3柱塞行程s3柱塞运动速度v43.1.3 柱塞运动加速度a43.2 滑靴运动分析43.3 瞬时流量与脉动品质分析53.3.1 脉动频率63.3.2 脉动率6第四章柱塞受力分析与设计64.1 柱塞受力分析6P64.1.1 柱塞底部的液压力b4.1.2 柱塞惯性力P g64.1.3 离心反力P l74.1.4 斜盘反力N74.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P274.1.6 摩擦力P1f 和 P2f74.2 柱塞设计8柱塞结构型式84.2.2 柱塞结构尺寸设计8柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算10第五章滑靴受力分析与设计105.1 滑靴受力分析105.1.1 分离力P f 105.1.2 压紧力y P 115.1.3 力平衡方程式115.2 滑靴设计125.2.1 泄漏功率损失V N ∆125.2.2 摩擦功率损失m N ∆125.2.3 滑靴总功率损失N ∆125.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计135.3.1 滑靴结构型式135.3.2 结构尺寸设计13第六章配油盘受力分析与设计146.1 配油盘受力分析146.1.1 压紧力y P 156.1.2 分离力P f 156.1.3 力平衡方程式166.2 配油盘设计176.2.2 配油盘主要尺寸确定186.2.3 验算比压p 、比功pv 19第七章缸体受力分析与设计197.1 缸体的稳定性197.1.1 压紧力矩M y 207.1.2 分离力矩M f 207.1.3 力矩平衡方程207.2 缸体径向力矩和径向支承217.2.1 径向力与径向力矩217.2.2 缸体径向力支承型式227.3 缸体主要结构尺寸的确定22R和面积Fα227.3.1 通油孔分布圆半径'f7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定227.3.3 缸体高度H23结论23参考文献24第一章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、操纵系统与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.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.从销售角度看,推销产品即是在推销泵的内在特性；而关注泵的外特性则是生产厂商不仅是推销产品,而是在推销泵站〔成套项目〕.从使用角度看,好的产品必定是适合运行环境的产品而非出厂检测判别的产品.斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较,各有所长,斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘结构,使柱塞缸体不承受侧向力,所以,缸体对配油盘的倾复可能性小,有利于柱塞副与配油部位工作,另外,允许的倾角大,可是,结构复杂,工艺性差,需要使用大容量止推轴承,因而高压连续工作时间往往受到限制,成本高.斜盘式轴向柱塞泵,由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承,省去了大容量止推轴承,具有结构紧凑,零件少,工艺性好,成本低,体积小,重量轻,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、操纵系统与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.所以,斜盘式轴向柱塞泵在不断地改进和发展,其发展方向是：扩大使用范围、提高参数、改善性能、延长寿命、降低噪声,以适应液压技术不断发展的要求.第二章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理各种柱塞泵的运动原理都是曲柄连杆机构的演变,因而,它们的运动和动力分析就可以用统一的方程式来描述.斜盘式轴向柱塞泵主要结构如图〔2-1〕.柱塞的头部安装有滑靴,滑靴低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〔xoy 面〕存在一倾斜角γ,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180º~360º范围内,柱塞由下死点〔对应180º位置〕开始不断伸出,柱塞腔容积不断增大,直至死点〔对应0º位置〕止.在这个过程中,柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通,油液被吸入柱塞腔内,这是吸油过程.随着缸体继续旋转,在0º~180º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.在这个过程中柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通,油液通过1-柱塞 2-缸体 3-配油盘 4-传动轴 5-斜盘6-滑靴 7-回程盘 8-中心弹簧图2-1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理排油窗排出.这就是排油过程.由此可见,缸体每转一周,各个柱塞有半周吸油,半周排油.如果缸体不断旋转,泵便连续地吸油和排油.2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数2.2.1排量、流量与容积效率轴向柱塞泵排量b q 是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油液的容积,即z s d Z s F q z Z b max 2max 4π== 〔2.1〕不计容积损失时,泵理论流量lb Q 为b Z b b lb Zn s d n q Q max 24π== 〔2.2〕式中 Z d ―柱塞外径 mm d z 24=；Z F ―柱塞横截面积 224.452024.044mm d F z z =⨯=⨯=ππ；m ax s ―柱塞最大行程；Z ―柱塞数取Z=7；b n ―传动轴转速 min /1500r n b =；从图可知,柱塞最大行程为式中 f D ―柱塞分布圆直径 mm D f 74=；γ―斜盘倾斜角取 18=γ；所以,泵的理论流量是泵的实际输出流量泵容积效率Vb η为泵的机械效率为%90=mb η所以,泵的总效率为容积效率与机械效率之积,第三章斜盘式轴向柱塞泵运动学与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.3.1 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是的行程、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.柱塞行程s图<3-1>为一般带滑靴的轴向柱塞泵运动分析图.若斜盘倾角为γ,柱塞分布圆半径为f R ,缸体或柱塞旋转角为α,并以柱塞腔容积最大时的上死点位置为00 ,则对应于任一旋转角α时,图3-1 柱塞运动分析所以柱塞行程s 为γαγtg R htg s f )cos 1(-== 〔3.1〕当α=1800时,可得最大行程m ax s 为柱塞运动速度v将式〔3-1〕对时间微分可得柱塞运动速度v 为αγωsin tg R dtda da ds dt ds v f === 〔3.2〕当090=α与0270时,1sin ±=α,可得最大运动加速度m ax v 为式中 α 为缸体旋转角速度,t αω=.3.1.3 柱塞运动加速度a将式〔3-2〕对时间微分可得柱塞运动加速度a 为da dv dt dv a ==αγωcos 2tg R dtda f = 〔3.3〕当00=α与0180时,1cos ±=α,可得最大运动加速度m ax a 为3.2 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,也即滑靴中心在斜盘平面'''y o x 内的运动规律如图〔3-1〕,其运动轨迹是一个椭圆.椭圆的长、短轴分别为长轴 mm R b f38.7718cos 372cos 220=⨯==γ 短轴 mm R a f 7437222=⨯==设柱塞在缸体平面上 A 点坐标那么A 点在斜盘平面 '''y o x 的坐标为如果用极坐标表示则为矢径 αγ2222cos 1tg R y x R f h +=+=极角 )cos (cos αγθarctg =滑靴在斜盘平面'''y o x 内的运动角速度k ω为由上式可见,滑靴在斜盘内是不等角速度运动,当α=2π、π23时,k ω最大〔在短轴位置〕为当0=α、π时,k ω最小〔在长轴位置〕为由结构可知,滑靴中心绕 O 点旋转一周〔π2〕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3.3 瞬时流量与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式中z F 为柱塞截面积,2224.452024.044mm d F Z Z =⨯==）（ππ.柱塞数为Z=7,柱塞角距为722ππθ==Z ,位于排油区地柱塞数为Z 0,那么参与排油的各个柱塞瞬时流量为泵的瞬时流量为ZZ Z Z Z tg R F f Z ππαπγωsin )1sin(sin00-+=〔3.4〕由上式可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角α有关,也与柱塞数有关.对于奇数〔Z=7〕排油区的柱塞数为Z 0 当70ππα=≤≤Z 时,取4210=+=Z Z ,由式〔3-4〕可知瞬时流量为当7227ππαππ=≤≤=Z Z 时,取3210=-=Z Z ,由式〔3-4〕可得瞬时流量当0=α、Zπ、Z π2、……时,可得瞬时流量的最小值为当Z 2πα=、Z 23π、……时,可得瞬时流量的最大值为奇数柱塞泵瞬时流量规律见图<3-3>图3-3 奇数柱塞泵定义脉动率 0025.0min max =-=tpt t Q Q Q δ 式中tp Q 为平均流量,可由瞬时流量公式在2π周期内积分求平均值而得无论奇数泵还是偶数泵均为3.3.1 脉动频率因为奇数柱塞泵,所以21000min /1500722=⨯⨯==r Zn f3.3.2 脉动率因为奇数柱塞泵,所以根据计算值,将脉动率ð与柱塞Z 画成如图〔3-4〕的曲线图3.4 脉动率ð与柱塞数Z 关系曲线由以上分析可知：〔1〕随着柱塞数的增加,无论偶数柱塞泵还是奇数柱塞泵,流量脉动率都下降. 〔2〕相邻柱塞数相比,奇数柱塞泵的脉动流量远小于偶数柱塞泵的脉动率.第四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、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.4.1 柱塞受力分析图〔4-1〕是带有滑靴的柱塞受力分析简图.图4-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：4.1.1 柱塞底部的液压力b P柱塞位于排油区时,作用于柱塞底部的轴向液压力b P 为KN p d P b Z b 25.14105.31024.044622=⨯⨯⨯==）（ππ<4.1>式中b p 为泵的排油压力.4.1.2 柱塞惯性力P g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P g 为αγωcos 2tg R gG a m P f ZZ g -=-= <4.2> 式中m Z 、G Z 为柱塞和滑靴的总质量和总重量.惯性力P g 方向与加速度a 方向相反,随缸体旋转角α按余弦规律变化.当α=00和1800时,惯性力最大值为γωtg R gG P f zg 2max =<4.3> 4.1.3 离心反力P l柱塞随缸体绕主轴作等速度圆周运动,有向心加速度a l ,产生的离心反力P l 通过柱塞质量重心并垂直于柱塞轴线,是径向力.其值为ωf Zl Z l R gG a m P == 2<4.4>4.1.4 斜盘反力N斜盘反力通过柱塞球头γcos N P = <4.5>γsin N T = <4.6>轴向力P 与作用于柱塞底部的液压力b P 与其他轴向力相平衡.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力P 1和P 2柱塞在柱塞腔内的该力是接触应力p 1 和p 2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与接触长度.因此,由垂直于柱塞轴线的径向力T 和离心力l P 引起的接触应力p 1和p 2可以看成是连续直线分布的应力.4.1.6 摩擦力P 1f 和 P 2f柱塞与柱塞腔之间的摩擦力P f 为f P P P f )(21+= <4.7>式中f 为摩擦系数,常取f=0.05~0.12.取f=0.12分析柱塞受力,应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度,即柱塞处于死点时的位置.此时N 、P 1、和P 2可以通过如下方程求得：式中 0l — 柱塞最小接触长度 mm l 540=；l — 柱塞名义长度 mm l 74=; 解放程组得：式中 82.314.23)4.2354(14.23)4.2354(1)(1)(22222222022220=--+-=--+-=l l l l l l φ 为结构参数 4.2 柱塞设计4.2.1柱塞结构型式轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞.根据柱塞头部结构,有三种型式,<1>点接触式柱塞,<2>线接触式柱塞,<3>带滑靴的柱塞.选用带滑靴的柱塞,柱塞头部同样装有一个摆动头, 称滑靴,可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,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.目前大多采用这种形式轴向柱塞泵. 并且这种型式的柱塞大多做成空心结构,以减轻柱塞重量,减小柱塞运动的惯性力.采用空心结构还可以利用柱塞底部的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.空心柱塞内可以安放回程弹簧,使柱塞在吸油区复位.4.2.2 柱塞结构尺寸设计1.柱塞直径 Zd 与柱塞分布圆直径 D f<本人有该设计的装配图和零件图,若有需要加 970108624,将助你通过设计>柱塞直径Z d 、柱塞分布圆直径D f 、和柱塞数Z 是互相关联的.根据统计资料,在缸体上各柱塞孔直径Z d 所占的弧长约为分布圆周长f D π的75% ,即由此可得 π75.0Zd D m Zf ≈=式中m 为结构参数.m 随柱塞数Z 而定.当泵的理论流量lb Q 和转速b n 根据使用工况条件选定之后,根据流量公式可得柱塞直径Z d 为柱塞直径 Z d 确定后,应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 D f ,即 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,为使柱塞不致被以与保持有足够的密封长度,应保持有最小留孔长度 ,一般取因为 a MP p 5.31= 所以 mm d l Z 5425.20==因此,柱塞名义长度 l 应满足: 式中 m ax s — 柱塞最大行程;m in l — 柱塞最小外伸长度,一般取 Z d l 2.0min =.根据经验数据,柱塞名义长度常取: 同理 mm l 96244)2.4~2.3(=⨯== 3.柱塞球头直径d 1按经验常取 mm d d Z 18)8.0~7.0(1== 如图〔4-2〕图4-2 柱塞尺寸图为使柱塞在排油结束时圆柱而能完全进入柱塞腔,应使柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离 l d ,一般取 4.柱塞均压槽高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形压力槽,起均衡侧向力,改善润滑条件和存贮赃物的作用.如上图均压槽的尺寸常取:mm mm h 8.08.0~3.0取=;宽mm mm b 6.07.0~3.0取= ; 间距mm mm t 1010~2取=.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,还容易划伤缸体上柱塞孔壁面.因此目前许多高压柱塞泵中并不开设均压槽.4.2.3柱塞摩擦副比压p 、比功 pv 验算取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值,则柱塞相对缸体的最大运动速度 v max 应在摩擦副材料允许范围内, 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 p max v max 为选用 18CrMnTiA 材料.第五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应力,而且柱塞底部的高压油液,经柱塞中心孔 '0d 和滑靴中心孔0d ,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.5.1 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力图把滑靴压向斜盘,称为压紧力y p ;另一是由滑靴面直径为 D 1的油池产生的静压力P f1与滑靴封油带上油液泄露时油膜反力P f2 ,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为分离力P f .当紧压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.5.1.1 分离力P f图〔4-3〕为柱塞结构与分离力分布图.图4-3 滑靴结构与分布力分布根据流体力学平面圆盘放射流可知,油液经滑靴封油带环缝流动的泄露量q 的表达式为12213ln 6)(R R p p q μπδ-=〔5.1〕若02=p ,则1213ln 6R R p q μπδ=〔5.2〕式中 δ 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1(p p r =2222ln ln)p rR r R p +- 〔5.3〕若02=p ,则从上式可以看出由上式可以看出,封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降.21121221212)(ln2R p R R R R p P f ππ--=〔5.4〕油池静压分离力P f1为1211p R P f π= 〔5.5〕总分离力P f 为KNp R R R R P P P f f f 2.70105.3105.225.31ln210)05.225.31(ln 2)(6622112212221=⨯⨯⨯-=-=+=ππ 〔5.6〕5.1.2 压紧力y P滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力b p 引起的,即5.1.3 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得泄流量为5.2 滑靴设计滑靴设计常用剩余压紧力法和最小功率法选用最小功率损失法最小功率损失法的特点是：选取适当油膜厚度,使滑靴泄漏功率损失法与摩擦功率损失之和最小,保持最高功率.5.2.1 泄漏功率损失V N ∆已知滑靴在斜盘上的泄漏流量q ,.若不计吸油区的损失,则滑靴在排油区域的泄漏功率损失为mlR R p d q p N b z b V 17118cos 05.225.3105.024105.3101.0cos )(24212263212232=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=-==∆）（πγμδπ 〔5.7〕5.2.2 摩擦功率损失m N ∆滑靴在斜盘上的运动轨迹是椭圆,为简化计算,近似认为是柱塞分布圆.因此滑靴摩擦功率损失为ωδμπτf m R uR R u F N )(2122-==∆ 〔5.8〕式中 τF —液体粘性摩擦力, δμπτuR R F )(2122-=；u —切线速度,ωf R u =)(2122R R -π—滑靴摩擦〔支承〕面积；δμu—液体粘性摩擦应力,μ为液体粘性系数,δ为油膜厚度.将ωf R u =代入上式中可得5.2.3 滑靴总功率损失N ∆令,0)(=∂∆∂δN 可得最佳油膜厚度0δ为由上式计算出的油膜厚度,可使滑靴功率损失最小,效率最高.最佳油膜厚度在mm 03.0~01.00=δ范围.5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式滑靴的结构型式如图〔5-1〕图5-1 滑靴结构型式关于滑靴的结构,应该防止由于倾斜而引起密封带出现偏磨,所以往往在密封带外面加上一道断开的外辅助支承面环带.这样,即使滑靴出现某些偏磨,也不会破坏滑靴的平衡设计,从而延长了滑靴的寿命.为了减小对滑靴底面的比压,并防止由于压力冲击而引起滑靴底面沉凹的变形〔这种变形引起松靴〕,常常在滑靴的密封带内侧加上一个或几个内辅助支承环带,为了不影响滑靴的支承力,并使密封环带内侧压力迅速伸展,内辅助支承面在圆周上是断开的.为了提高滑靴的拉脱强度,可以将滑靴的收口部位加厚.滑靴的球面圆柱度和椭圆度不大于0.003mm,与柱塞球头铆合时的径向间隙应不大于0.01mm,与柱塞球头的接触面积不小于70%.滑靴的材料可采用青铜或高强度的黄铜制造.要特别注意材料中心不允许有疏松和偏析,否则容易引起疲劳强度损坏.5.3.2 结构尺寸设计1. 滑靴外径D 2滑靴在斜盘上的布局,应使倾斜角0=γ时,互相之间仍有一定间隙s,如图〔5-2〕图5-2 滑靴外径D 2的选定滑靴外径D 2为一般取mm s mm s 6.01~2.0==取 2. 油池直径D 1初步计算时,设定 mm D D 05.225.317.0)7.0~6.0(21=⨯==3. 中心孔0d 、'0d 与长度0l节流器采用节流管时,常以柱塞中心孔'0d 作为节流装置,如滑靴结构与分离力分布图所示.根据流体力学细长孔流量q 为K l p p d q b 014'0128)(μπ-=〔5.9〕式中 0d 、0l ——细长管直径、长度； K ——修正系数；'0641l d R K e ζ+= 〔5.10〕把上式带入滑靴泄漏量公式 1213ln 6R R p q μπδ=可得整理后可得节流管尺寸为经多次试算得 mm d 2.10=mm l 5.220= 式中α 为压降系数,bp p 1=α.当667.032==α时,油膜具有最大刚度,承载能力最强.为不使封油带过宽与阻尼管过长,推荐压降系数 9.0~8.0=α.从b p R R K l d ααμδ-=1ln 612812304'0 公式中可以看出,采用节流管的柱塞-滑靴组合,公式中无粘度系数μ ,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.第六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、排油液以与承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷.它的设计好坏直接影响泵的效率和寿命.6.1 配油盘受力分析常用配油盘简图如图〔6-1〕图6-1 配油盘基本结构液压泵工作时,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P y ；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力P f .6.1.1 压紧力y P压紧力是由于处在排油区的柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶面上,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)7(=Z ,当有4)1(21=+Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y1为KNp p d Z P y b Z y 57105.31024.0421742162max21=⨯⨯⨯⨯+==+=ππ 〔6.1〕当有3)1(21=-Z 个柱塞处于排油区时,压紧力P y2为KNp p d Z P y b Z y 7.42105.311020421742163min22=⨯⨯⨯⨯⨯+==-=）（ππ 〔6.2〕平均压紧力P y 为6.1.2 分离力P f分离力有三部分组成.即外封油带分离力P f1、内封油带分离力P f2、排油窗高压油对缸体的分离力P f3对奇数柱塞泵,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.实际包角比配油盘排油窗包角0φ有所扩大.当有4)1(21=+Z 个柱塞排油时,封油带实际包角1ϕ为当有3)1(21=-Z 个柱塞排油时,封油带实际包角2ϕ为平均有2Z个柱塞排油时,平均包角p ϕ为式中 α― 柱塞间距角 512==Zπα；0α― 柱塞腔通油孔包角 450=α1. 外封油带分离力P f1外封油带上泄流量是源流流动,可得2221222112ln4)(R p R R R R P p b p f ϕϕ--=b p 〔6.3〕外封油带泄流量q 1为2131ln 12R Rp q bp μδϕ=〔6.4〕2. 内封油带分离力P f2内封油带上泄流量是汇流流动,可得b pb p f p R p R R R R P 2321242322ln4)(ϕϕ++-=〔6.5〕内封油带泄流量q 2为4332ln 12R R p q bp μδϕ=〔6.6〕3. 排油窗分离力P f3b pf p R R P )(223223-=ϕ 〔6.7〕4. 配油盘分离力P fb p f f f f p R R R R R R R R P P P P )ln ln (4432423212221321---=++=ϕ 〔6.8〕总泄流量l q考虑到封油带很窄,分离力也可以近似看成线性分布规律,简化计算：6.1.3 力平衡方程式为使缸体能与配油盘紧密贴合,保证可靠密封性,应取压紧力稍大于分离力.设压紧力与分离力之差为剩余压紧力y P ∆；剩余压紧力y P ∆与压紧力y P 之比为压紧系数ϕ,它表示压紧程度.即y y y fy P P P P P ∆=-=ϕ 〔6.9〕由此可得力平衡方程式y f P P )1(ϕ-= 一般取1.0~05.0=ϕ 取1.0=ϕ则 KN P y 4.74=为保证泵启动时,缸体配油盘仍有一定的预压紧力,常设置一轴向中心弹簧,把缸体紧压在配油盘上.一般取弹簧力为300~500N.弹簧力P t 也可按下式选取6.2 配油盘设计配油盘设计主要是确定内外封油带尺寸、吸排油口尺寸以与辅助支承面各部分尺寸.6.2.1．过度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度角1α大于柱塞腔通油孔包角0α的结构,称正重迭配油盘.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压力b p ∆；当柱塞从高压腔接通低压腔时,封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力0p ∆.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与周期性的冲击载荷.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.图6-2 柱塞腔内压力变化选带卸荷的非对称配油盘根据式 y b f Z E p p tg R d V 0201)21(21cos -+-=∆γπα 〔6.10〕 yb f Z E p p tg R d V 020241cos --=∆γπα 〔6.11〕。

斜盘式轴向柱塞泵设计说明书

（20 16 届）本科生毕业设计说明书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生姓名：李跃班级： 4班学号2008011427指导教师姓名：伍先明职称教授最终评定成绩20 12 年 6 月- 12 -长沙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学生姓名：李跃指导教师：伍先明教授20 12 年 6 月- 12 -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- 12 -ABSTRACTZCY14-1B axial piston pump in the hydraulic system, power components, 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- 12 -- 12 -目录·摘要 ................................................................................ I ABSTRACT . (II)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 (4)2.1给定设计参数 (4)2.2确定结构参数 (5)2.3 泵轴计算与校核 (5)2.3.1功率和电机的选择 (6)2.3.2轴的计算校核 (6)第3章直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 (8)3.1柱塞运动学分析 (8)3.2滑靴运动分析 (9)3.3流量及流量脉动率 (10)3.4脉动率的计算 (11)第4章柱塞泵主要部件的设计、受力分析与强度计算 (13)4.1柱塞设计与受力分析 (13)4.1.1柱塞结构形式 (13)4.1.2柱塞结构尺寸设计 (13)4.1.3柱塞受力分析 (14)4.2滑靴受力分析与设计 (17)4.2.1 确定滑靴结构型式 (17)4.2.2 结构尺寸设计 (17)4.2.3 中心孔0d 、0d 及长度0l (18)4.2.4滑靴受力分析 (20)4.3 配油盘受力分析与设计 (22)4.3.1配油盘设计 (23)4.3.2配油盘受力分析 (24)4.3.3验算比压P 、比功PV (28)4.4缸体设计 (28)4.4.1缸体的稳定性 (28)4.4.2缸体主要结构尺寸的确定 (29)4.4.3缸体的受力分析 (30)4.4.4缸体的强度校核 (30)4.5斜盘力矩分析 (32)4.5.1柱塞液压力矩 (32)4.5.2过渡区闭死液压力矩 (33)4.5.3回程盘中心预压弹簧力矩 (35)4.5.4滑靴偏转时的摩擦力矩 (35)4.5.5柱塞惯性力矩 (35)4.5.6柱塞与柱塞腔的摩擦力矩 (35)4.5.7斜盘支承摩擦力矩 (36)4.5.8斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩 (36)4.5.9斜盘自重力矩 (36)4.6泵的变量机构 (36)4.6.1控制变量的分类 (36)4.6.2变量机构的选型 (37)4.6.3变量机构液压缸内径φd的计算 (38)n4.6.4活塞杆直径φD的计算 (39)n4.6.5液压缸行程s的确定 (40)结论 (41)参考文献 (42)致谢 (43)- 12 -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。

柱塞泵设计与计算(斜盘式)教材

目录第1章绪论第2章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数第3章斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析3.1 柱塞运动学分析3.1.1 柱塞行程s3.1.2 柱塞运动速度v3.1.3 柱塞运动加速度a3.2 滑靴运动分析3.3 瞬时流量及脉动品质分析3.3.1 脉动频率3.3.2 脉动率第4章柱塞受力分析与设计4.1 柱塞受力分析4.1.1 柱塞底部的液压力Pb4.1.2 柱塞惯性力Pg4.1.3 离心反力Pl4.1.4 斜盘反力N4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P24.1.6 摩擦力p1f和P2f4.2 柱塞设计4.2.1 柱塞结构型式4.2.2 柱塞结构尺寸设计4.2.3 柱塞摩擦副比压p、比功pv验算第5章滑靴受力分析与设计5.1 滑靴受力分析5.1.1 分离力Pf5.1.2 压紧力Py5.1.3 力平衡方程式5.2 滑靴设计5.2.1 剩余压紧力法5.2.2 最小功率损失法5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式5.3.2 结构尺寸设计第6章配油盘受力分析与设计6.1 配油盘受力分析6.1.1 压紧力Py6.1.2 分离力Pf6.1.3 力平横方程式6.2 配油盘设计6.2.1 过度区设计6.2.2 配油盘主要尺寸确定6.2.3 验算比压p、比功pv第7章缸体受力分析与设计7.1 缸体地稳定性7.1.1 压紧力矩My7.1.2 分离力矩Mf7.1.3 力矩平衡方程7.2 缸体径向力矩和径向支承7.2.1 径向力和径向力矩7.2.2 缸体径向力支承型式7.3 缸体主要结构尺寸的确定7.3.1 通油孔分布圆半径Rf ´和面积Fα7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定7.3.3 缸体高度H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵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，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了一静压支承，省去了大容量止推轴承，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。

柱塞泵设计与计算(斜盘式)教材

目录第1章绪论第2章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数第3章斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析3.1 柱塞运动学分析3.1.1 柱塞行程s3.1.2 柱塞运动速度v3.1.3 柱塞运动加速度a3.2 滑靴运动分析3.3 瞬时流量及脉动品质分析3.3.1 脉动频率3.3.2 脉动率第4章柱塞受力分析与设计4.1 柱塞受力分析4.1.1 柱塞底部的液压力Pb4.1.2 柱塞惯性力Pg4.1.3 离心反力Pl4.1.4 斜盘反力N4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P24.1.6 摩擦力p1f和P2f4.2 柱塞设计4.2.1 柱塞结构型式4.2.2 柱塞结构尺寸设计4.2.3 柱塞摩擦副比压p、比功pv验算第5章滑靴受力分析与设计5.1 滑靴受力分析5.1.1 分离力Pf5.1.2 压紧力Py5.1.3 力平衡方程式5.2 滑靴设计5.2.1 剩余压紧力法5.2.2 最小功率损失法5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式5.3.2 结构尺寸设计第6章配油盘受力分析与设计6.1 配油盘受力分析6.1.1 压紧力Py6.1.2 分离力Pf6.1.3 力平横方程式6.2 配油盘设计6.2.1 过度区设计6.2.2 配油盘主要尺寸确定6.2.3 验算比压p、比功pv第7章缸体受力分析与设计7.1 缸体地稳定性7.1.1 压紧力矩My7.1.2 分离力矩Mf7.1.3 力矩平衡方程7.2 缸体径向力矩和径向支承7.2.1 径向力和径向力矩7.2.2 缸体径向力支承型式7.3 缸体主要结构尺寸的确定7.3.1 通油孔分布圆半径Rf ´和面积Fα7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定7.3.3 缸体高度H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵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，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了一静压支承，省去了大容量止推轴承，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。

柱塞泵设计与计算(斜盘式)之欧阳家百创编

目录第1章欧阳家百（2021.03.07）第2章绪论第3章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理2.2斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数第4章斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析3.1 柱塞运动学分析3.1.1 柱塞行程s3.1.2 柱塞运动速度v3.1.3 柱塞运动加速度a3.2 滑靴运动分析3.3 瞬时流量及脉动品质分析3.3.1 脉动频率3.3.2 脉动率第5章柱塞受力分析与设计4.1 柱塞受力分析4.1.1 柱塞底部的液压力P b4.1.2 柱塞惯性力P g4.1.3 离心反力P l4.1.4 斜盘反力N4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P24.1.6 摩擦力p1f和P2f4.2 柱塞设计4.2.1 柱塞结构型式4.2.2 柱塞结构尺寸设计4.2.3 柱塞摩擦副比压p、比功pv验算第6章滑靴受力分析与设计5.1 滑靴受力分析5.1.1 分离力P f5.1.2 压紧力P y5.1.3 力平衡方程式5.2 滑靴设计5.2.1 剩余压紧力法5.2.2 最小功率损失法5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式5.3.2 结构尺寸设计第7章配油盘受力分析与设计6.1 配油盘受力分析6.1.1 压紧力P y6.1.2 分离力P f6.1.3 力平横方程式6.2 配油盘设计6.2.1 过度区设计6.2.2 配油盘主要尺寸确定6.2.3 验算比压p、比功pv第8章缸体受力分析与设计7.1 缸体地稳定性7.1.1 压紧力矩M y7.1.2 分离力矩M f7.1.3 力矩平衡方程7.2 缸体径向力矩和径向支承7.2.1 径向力和径向力矩7.2.2 缸体径向力支承型式7.3 缸体主要结构尺寸的确定7.3.1 通油孔分布圆半径R f´和面积Fα7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定7.3.3 缸体高度H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵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，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了一静压支承，省去了大容量止推轴承，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。

柱塞分布塞直径

柱塞分布塞直径如下：
柱塞分布塞的直径取决于轴向柱塞泵的设计参数和工作要求。

在设计斜盘式轴向柱塞泵时，柱塞的直径（d）是一个重要的参数，它与泵的排量和输出流量直接相关。

泵的排量（V）和输出流量（q）的计算公式分别为：V = (π/4) d^2 zDtanγ和 q = (π/4) d^2 zDnη_v tanγ。

这里的Z是柱塞数目，D是柱塞孔分布圆直径，γ是斜盘倾角，n是电动机转速，η_v是柱塞泵容积效率。

柱塞分布塞直径通常需要根据泵的具体应用场景和性能要求来确定。

在设计过程中，还需要考虑到柱塞孔与缸体外圆之间、柱塞孔与缸体内圆之间以及柱塞孔与柱塞孔之间的壁厚，以确保缸体的强度和耐压能力。

此外，在选择或设计柱塞时，还需要考虑柱塞的类型，例如球头柱塞、滚轮柱塞、弹簧柱塞等，因为不同类型的柱塞适用于不同的工作条件和用途。

因此，确定柱塞分布塞的直径是一个综合考虑多个因素的过程，包括泵的设计参数、工作条件、强度要求以及柱塞的类型和用途。