恒压变量泵设计与性能分析.

燕山大学
课程设计说明书
（机电一体化课程设计）
项目名称：25ml/r恒压变量泵设计及控制特性仿真分析姓名：闫桂山、张帅、宋旭通、孙永海指导教师：权凌霄职称：讲师
2012-11-17
燕山大学课程设计（论文）任务书院（系）：机械工程学院基层教学单位：机电控制系项目名称25ml/r恒压变量泵设计及控制特性仿真分析指导教师姓名权凌霄
小组成员分工闫桂山：了解掌握各种恒压变量泵的工作原理和控制策略张帅：液压泵外壳三维建模
宋旭通：液压泵仿真分析
孙永海：说明书的编写
项目考察知识点1.在理解反馈控制原理的基础上，初步了解液压泵特别是变量轴向柱塞泵的变量形式和工作原理
2.SOLIDWORKS的简单应用——泵壳三维建模。

3.Amesim的基本建模与仿真设计。

项目设计参数25ml/r，恒压轴向柱塞泵，斜盘式
项目实施内容1.设计恒压变量泵主体结构及变量机构（机-液反馈）。

2.通过理论建模（机-液反馈传函）和仿真分析，给出25ml/r恒压变量泵变量机构的结构参数和工作参数。

3.绘制25ml/r恒压变量泵三维零件模型、装配模型及相应的二维工程图。

项目结题须提交材料1. 设计计算说明书
2. 变量机构工作原理图A4
3. 泵的三维装配模型及二维工程图1*A1、8A2
4. 仿真分析报告、汇报PPT
项目实施时间节点要求第一周：设计恒压变量泵主体结构及变量机构（机-液反馈）。

第二周：通过理论建模（机-液反馈传函）和仿真分析，给出25ml/r 恒压变量泵变量机构的结构参数和工作参数。

第三周：完成二维和三维图的绘制
第四周：完成泵壳体模态分析，准备汇报。

小组分工及贡献
姓名课题组分工
闫桂山各种恒压变量泵的工作原理和控制策略的了解及其原理图绘制，恒压变量泵的设计计算，恒压变量AMESim仿真，Matlab仿真，恒压变量泵的测绘，word排版制作，PPT制作
宋旭通恒压变量泵的原理分析，恒压变量泵AMESim 仿真、恒压变量泵的原理分析，恒压变量泵的测绘，solid works三维爆炸视图的生成，word排版制作，PPT制作
张帅恒压变量泵的测绘，三维建模，二维图绘制，相关资料查询
孙永海恒压变量泵的测绘，三维建模，二维图绘制，相关资料查询
摘要
恒压变量泵是一种高效、节能、大功率的液压动力源，这种恒压能源与定量泵——溢流阀恒压能源相比较具有效率高、节约能源，系统的发热量少从而可靠性提高等一系列优点。

它广泛应用于工程机械、机床工业、航空航天工业等液压系统领域。

本次课设以恒压变量泵设计及控制特性仿真分析为主要目的，通过国内外研究现状调研，原理结构分析、数学建模，对恒压变量泵有了直观的认识。

最后对25ml/r恒压变量泵主体结构及变量机构进行了设计及受力校核，并应用AMESim、MATLAB、SolidWorks等软件进行了三维建模和仿真分析。

关键词恒压变量泵三维建模仿真分析数学建模变量机构
目录
小组分工及贡献 (3)
摘要 (4)
第1章绪论 (8)
1.1恒压变量泵发展的背景 (8)
1.2恒压变量泵的国内研究现状 (8)
1.3恒压变量泵的国外研究现状 (8)
第2章恒压变量泵概况 (9)
2.1恒压变量泵简介 (9)
2.2恒压变量泵的改进和发展 (10)
2.2.1 第一代PCY14—1B恒压变量泵 (10)
2.2.2 第二代PCY14—1B恒压变量泵 (11)
2.2.3 第三代恒压变量泵(Q※PCY14—1 BK) (13)
2.2.4 国外恒压变量泵 (14)
2.2.5我国QB※P系列恒压泵 (15)
第3章恒压变量泵原理分析 (17)
3.1恒压变量泵的工作原理 (17)
3.2恒压变量泵数学建模 (18)
3.2.1静态特征方程 (18)
3.2.2动态数学模型 (19)
第4章恒压变量泵主体及变量机构设计及分析 (23)
4.1轴向柱塞泵工作原理与性能参数 (23)
4.1.1 轴向柱塞泵工作原理 (23)
4.1.2 轴向柱塞泵主要性能参数 (24)
4.1.2.1 排量﹑流量与容积效率 (24)
4.1.2.2扭矩与机械效率 (24)
4.1.2.3功率与效率 (25)
4.2 轴向柱塞泵主要零部件设计 (26)
4.2.1柱塞设计 (26)
4.2.1.1柱塞结构型式的选择 (26)
4.2.1.2柱塞结构尺寸设计 (27)
4.2.2滑靴设计 (30)
4.2.2.1滑靴的结构型式的选择 (31)
4.2.2.2滑靴结构尺寸设计 (32)
4.2.3配油盘设计 (33)
4.2.3.1过渡区设计 (33)
4.2.3.2配油盘主要尺寸确定 (34)
4.2.3.3验算比压p 、比功pv (35)
4.2.4缸体设计 (36)
4.2.4.1通油孔分布圆f R 和面积F (37)
4.2.4.2缸体内﹑外直径1D ﹑2D 的确定 (37)
4.2.4.3缸体高度H (39)
4.2.5柱塞回程机构设计 (39)
4.3 轴向柱塞泵主要零件受力分析 (41)
4.3.1柱塞受力分析 (41)
4.3.2滑靴受力分析 (44)
4.3.3配油盘受力分析 (47)
第5章 恒压变量泵solidworks 建模分析 (50)
5.1 S OLID W ORKS 软件及其特点分析 (50)
5.2恒压变量泵的测绘 (51)
5.2.1 恒压变量泵测绘的意义 (51)
5.2.2 恒压变量泵测绘的过程 (51)
5.3恒压变量泵的SOLID WORKS建模 (54)
第6章恒压变量泵仿真分析 (55)
6.1软件AMES IM介绍 (55)
6.2软件AMES IM 的建模方法 (56)
6.3恒压变量泵建模分析 (57)
第7章恒压变量泵的matlab仿真分析 (63)
7.1MATLAB/SIMULINK的液压系统仿真简介 (63)
7.2恒压变量泵的仿真建模 (64)
7.2.1转速对系统性能的影响 (66)
7.2.2调压弹簧刚度ks的影响 (67)
结论 (68)
心得 (69)
参考文献 (71)
第1章绪论
1.1 恒压变量泵发展的背景
斜盘式轴向柱塞泵第一次应用于实践是在1906年，应用于军舰的炮塔上，距今已经有100多年的历史了；叶片泵自H.F.Vickers先生1925年发明以来也已经有80多年的历史了。

但是恒压变量泵的发明的历史相比之下却要短得多。

20世纪70年代初，世界上发生第一次石油危机。

为了节省能源，恒压变量泵应运而生。

1.2 恒压变量泵的国内研究现状
在国内，70年代中期，我国引进德国的1700轧机上已经大量应用力士乐公司的A1系列恒压变量泵。

我国在1980年开始研制PCY恒压变量泵，1982年研制成功63PCYl4--1B恒压变量泵，并开始投放市场，满足各行业的需要。

多年以来，PCY恒压变量泵得到不断改进和发展。

到目前为止，我国PCY恒压变量泵的发展已经经过了3代的历史。

目前，我国的变量泵噪声低，转速高、自吸能力好、可靠性高、重量也比前两代泵轻20%以上，而且随着科技的不断进步，恒压变量泵业从以前的单一品种发展成为有多种结构和型号的适应于不同场合的恒压变量泵，并且渐渐的发展出了节能和环保的产品。

我国第三代恒压变量泵主要有双级压力变量泵、三级压力变量泵、远距离无级调整压力的变量泵、负载传感变量泵和电液比例恒压变量泵等。

1.3 恒压变量泵的国外研究现状
国外一些液压公司也有十分成熟的恒压变量泵可供选用，例如力士乐、威格士、丹尼逊以及意大利的沙姆公司(SAM HYDRAIJK)等。

另外，近来美国、日本、德国等国研究开发出的一种新型电液控制阀，它是通过脉冲宽度调制
(PWM)信号(一般由计算机或PWM放大器产生)来控制阀的开启和关闭时间，即通过控制调制频率的大小来实现流量或压力的比例控制。

它的控制方式较伺服阀、比例阀简单得多，特别适合于计算机控制，是实现电液数字控制的最佳方式之一。

它的显著优点还有对油液清洁度要求不苛刻、抗污能力强、响应速度快、结构紧凑、工作可靠、重复性好、寿命长以及价格便宜等，因此具有广阔的应用前景。

第2章恒压变量泵概况
2.1 恒压变量泵简介
恒压变量泵泵是通过调定调压弹簧设定工作压力、改变斜盘倾角实现变量的，变量系统的被控对象是斜盘组件，变量调节机构属于阀控缸式液压动力机构。

其变量控制方式是利用泵的出口压力作为反馈信号，与调压弹簧调定值进行比较，然后再通过变量机构的位置控制作用来调节泵的排量，使泵的压力恒定。

液压泵的排量调节是进行变量控制的基础和根本。

系统的输入是调压弹簧的预紧力，输出是泵的实际压力。

恒压泵一般用于这样的液压系统：开始阶段要求低压快速前进，而后转为慢速靠近，最后停止不动并保压，像油压机就是这样。

这里，恒压泵设定的压力就是系统保压所需要的压力。

这里，对“液压系统压力由负载决定，而由溢流阀加于限定”的基本原则应该讲是符合的。

为了更好理解泵控系统，可以考虑修改为“系统压力由负载决定，而由恒压泵加于限定”。

像压机的例子，压制件的反力可以很大，具体施加多少由恒压泵调节。

2.2 恒压变量泵的改进和发展
2.2.1 第一代PCY14—1B恒压变量泵
图2-1 第一代POY14-1B恒压变量泵结构
图2-2 第一代PCY14-1B恒压变量泵液压原理图和变量特性
第一代PCY14—1B恒压变量泵设计有l0、25、63、160、250 mL／r五种规格，但实际投放市场的只有25和63mL／r两种规格。

图2-l为其结构，图2-2为其液压原理图。

其结构特点为：
1)变量活塞倒装，小头在上面，大头在下面。

上腔常通高压，内装定位弹
簧。

以保证恒压阀不工作时，泵的排量最大，变量活塞下腔处于常卸荷状态。

2)恒压阀装在变量机构下法兰内部。

3)恒压阀芯直径为Φ8mm，在阀芯外面装有阀套。

4)为保证泵恒压变量时变量特性的稳定性，在变量活塞下腔装有一个常泄漏的阻尼器(见图2的A点)。

主要缺点如下:
1)恒压阀装在下法兰里面，通用性较差，特别对于小排量(例如10PCY泵)，下法兰内无法安装恒压阀。

此外，恒压阀调试也不方便。

2)恒压阀制造工艺较复杂，制造成本较高，泵价格较贵。

3)由于有常泄口，故能量损失大，特别在保压系统中，系统容易发热。

4)恒压阀阀芯直径大，当泵变量时，容易引起恒压特性不稳定，引发系统振荡。

2.2.2 第二代PCY14—1B恒压变量泵
第二代恒压变量泵克服了第一代恒压变量泵的缺点，但由于泵的安装联接尺寸未变，故泵的型号未变。

图2-3为第二代恒压变量泵的结构。

图2-4为其液压原理图。

图2-3 第二代PCY14-1B恒压变量泵结构
图2-4 第二代PCY14-1B恒压变量泵液压原理图
其结构特点为
1)变量活塞大头在上，小头在下，上、下腔同时通高压，上腔内装有定位弹簧，以保证恒压阀不工作时，泵的排量最大。

2)恒压阀为一独立部件，安装在上法兰上面。

3)恒压阀芯直径为Φ6mm，与国外泵的恒压阀阀芯直径一样。

4)当恒压阀开启时，变量活塞上腔放油，变量活塞向上运动，泵的排量减小，实现恒压变量。

存在问题有：
1)泵变量机构和恒压阀内一些阻尼设计存在缺陷，恒压特性容易产生不稳定，特别是泵在小排量保压时容易引发振荡。

2)缺少远程调压和其他变型的品种。

2.2.3 第三代恒压变量泵(Q※PCY14—1 BK)
第三代恒压变量泵是改型泵。

在原PEY14-1B泵型号前加一个“Q”表示轻重量、轻噪声；最后“B”改为“BK”，表示仅用于开式油路。

图2-5为Q※PCY14-1B 系列泵的的结构，图2-6为其液压原理图。

图2-5 第三代恒压变量泵（Q*PCY14-1Bk）结构
其结构特点如下：
1)泵主体的结构有重大改进，排量规格有10、16、25、32、40、63、80、100、125、160 mL／r，主要优点是噪声低，转速高、自吸能力好、可靠性高、重量比前两代泵轻20％以上。

2)变量活塞的布置与第二代恒压变量泵相同，但恒压阀旋转180°安装。

3)第三代恒压变量泵的变量液压原理(图2-6)比前两代泵有重大改进。

其基本功能类似于溢流阀，即将恒压阀2作为先导阀来控制变量活塞1(相当于溢流阀的阀)的运动．节流器3使变量活塞上下腔形成压力主差，并向上腔补油。

恒压阀始终由泵的出1：3压力单独控制。

只与泵的负载有关，不受其他干扰。

因此该泵的恒压特性稳定．不会产生系统振荡。

图2-6 Q*PCY14-1Bk恒压变量泵液压原理图
1-变量活塞 2-恒压阀 3-节流器
2.2.4 国外恒压变量泵
国外所有的恒压泵原理都相同，如图2-7所示，其中2为变量小缸，常通泵的出油口。

装有最大流量定位弹簧。

使泵处于最大的输出流量位置。

当泵的输出压力未达到恒压阀设定压力时，泵的输出流量最大；当泵的输出压力达到恒压阀设定压力时，恒压阀开启。

变量大缸3进油，使泵的斜盘角减小，泵的输出流量减小。

图2-8为恒压变量泵特性。

图2-9为国外恒压阀结构。

图2-7 国外恒压泵原理
1-恒压阀 2-变量小缸 3-变量大缸
图2-8 恒压变量泵特性曲线
图2-9 国外恒压阀结构
2.2.5我国QB※P系列恒压泵
我国QB※P系列恒压泵的液压原理如图2-10所示，其中2为变量小缸，常通泵的出油口，3为变量大缸，通过阻尼器4与泵的下缸相通，变量大缸3中装有定位弹簧，保持斜盘角处于最大位置，泵的输出流量最大；当泵的输出压力达到恒压阀设定的压力时，恒压阀开启，变量大缸泄油，由于阻尼器的存在，使变量小缸2的压力大于大缸3的压力．变量小缸2推动泵的斜盘角减小，泵的输出流量减小。

图2-11所示的恒压泵输出特性。

图2-12为我国QB系列泵恒压阀结构。

图2-10 QB※P系列恒压泵的液压原理
图2-11 恒压泵输出特性曲线
图2-12 我国QB系列泵恒压阀结构
从图2-10的原理可以看出：我国的QB※P系列恒压变量泵的恒压阀和变量机构的原理与国外的恒压阀和变量机构的原理完全不同，我国的QB※P型恒压泵变量原理与先导型溢流阀的原理十分相似，可以很方便实现电磁阀卸荷和多点控制，具有许多优点，并已经获得了中国专利局授予的专利权。

第3章恒压变量泵原理分析
3.1 恒压变量泵的工作原理
恒压式柱塞液压泵是依靠柱塞的往复运动,改变柱塞缸内的容积，进行吸入和排出液体的泵。

柱塞泵由于具有参数高，效率高，寿命较长等优点, 应用越来越广泛。

液压泵的变量控制是在排量控制的基础上按特定调节要求实现的。

斜盘式柱塞泵是通过改变斜盘倾角与主轴线夹角实现变量的。

图3-1 为其变量控制机构的工作原理
图3-1 变量控制机构的工作原理
变量机构是由变量活塞1、弹簧2、调压弹簧3、控制滑阀4 组成的。

当变量泵活塞符号的带箭头斜线受变量活塞推动变得更陡，表示泵的排量减小。

如图所示的变量泵为内控式。

泵的输出流量过大，会引起系统压力p s 增加。

此时，控制滑阀端部的液压力大于调压弹簧的弹簧力而使阀芯右移，泵输出的高
压油，通过油路及凸肩a 上的小平面进入凸肩a 的右腔，克服调压弹簧3 的弹簧力，使阀口打开，高压油进入活塞左腔，并推动泵的变量机构，使泵的排量减小，因而输出流量减小，泵的工作压力也随之降低。

当滑阀左端面上的液压力刚好等于调压弹簧3 的预紧力时，滑阀关闭，变量活塞停止运动，变量过程结束，泵的工作压力稳定在调定值。

同理，如系统压力下降，变量机构使泵的输出流量增加，工作压力回升到调定值。

调节调压弹簧的预紧力，即可调节泵的工作压力。

3.2 恒压变量泵数学建模
3.2.1静态特征方程
1） 三通阀的流量方程为
()
()ρc S d P P x S C Q -=21
式中：d C 为流量系数； S(x)为三通阀节流孔过流面积；
x 为阀芯位移；
ρ为油的密度；
s P 为排油压力；
Pc 为变量活塞前腔压力；
1Q 为三通阀节流口流量．
2)控制阀芯力平衡方程为
()()()θcos 211c s V d x S P P x S C C x x K P A -++=
1A 为控制阀芯受压面积；
1x 为控制弹簧的预压缩量；
θ为阀口出流射流角度；
v C 为流速系数；
x K 为弹簧刚度．
3)变量活塞力平衡方程为
()()F y y K P P A y c ±+=-102
式中：2A 为变量活塞受压面积；
y K 为调解弹簧刚度；
1y 为弹簧预压缩量；
y 为变量活塞位移；
0P 为回油压力;
F 为斜盘调节力．
4)变量活塞阻尼间隙流量方程为
()032P P K Q c -=
式中：3K 为阻尼系数；
c P 为变量活塞前腔压力．
3.2.2动态数学模型
(1) 液压缸前腔连续方程：
dt
dy A dt dp V Q Q c e 2021+=-β 式中 2Q ——阻尼间隙回油流量，/s m 3 0V ——变量前腔容积，3m
2A ——变量活塞受压面积，2m y ——变量活塞位移，m
e β——油液的弹性模量
(2) 三通阀流量方程：
ρω)(21c s d p p x
C Q -=
式中 1Q ——三通阀节流口流量，/s m 3
d C ——控制阀节流口的流量系数，S /N m 5∙ ω ——阀开口位置梯度，N/m s p ——泵口压力，N
x ——阀芯位移，m
c p ——变量活塞无杆腔压力，N ρ ——油液密度，3kg/m
对方程式(4-1)进行线性化后得:
c c q P K x K Q -=1
式中 q K ——三通阀的流量增益，s /N m 5∙
c K ——三通阀的流量压力系数，N/m
(3) 三通控制阀芯的运动微分方程：
)(11221x x K x K dt
dx B dt x d mv P A x f f S ++++= 式中 1A ——控制阀芯的收压面积，2m
mv ——控制阀芯与1/3 弹簧刚度之和 1f B ——控制阀阻尼系数，N ⋅s/m f K ——节流口液动力等效刚度，N/m 1x ——控制弹簧预压缩量，m x K ——控制弹簧刚度，N/m
(4)斜盘的力矩方程：
L A P T L F dt
d I p L S S 022-+=β 式中 β ——斜盘倾角，且 )y -(y arctann max =β
I ——斜盘的转动惯量，2kg/m
T ——柱塞在斜盘上作用的扭矩，N ⋅m L ——变量活塞缸到斜盘支点之间的距离，m
s F ——弹簧对斜盘的作用力，N ，)sin sin (max 0ββx x S L L l k F -+=
k ——弹簧的刚度，N/m
0l ——弹簧的最大安装压缩长度，m
(5)变量活塞运动微分方程：
F y y K dt
dy
B dt y d m P P A y f p
C ±+++=-)()(122202
式中 P m ——负载及活塞总质量，kg
2f B ——变量活塞阻尼系数，N ⋅s/m
y K ——调节弹簧刚度，N/m
1y ——调节弹簧预压缩量，m
F ——斜盘调节力，N
0P ——回油压力，N
(6)柱塞腔压力为：
()[]()[]⎪⎪⎪⎩⎪⎪⎪⎨⎧-----+=i
n
S SO n i i
n P m P P m P P P 2/2/32/2/0γπθγπθ πθππθγπγπθππθγπγπθ22/32
/32/32/32/2/2/2/0<<<<--<<<<--<<n n n n n
式中 n P ——柱塞腔压力，N
0P ——标准大气压，MPa
γ ——配流盘上封油区的夹角
ρ——油液的密度，kg/m3
Z h ——配油盘中心到油箱的垂直距离，m
g ——重力加速度
(7)阻尼间隙流量方程为：
)(032P P K Q C -=
式中 3K ——阻尼间隙阻尼系数，m5/N ⋅s
c P ——变量活塞前腔压力，N
(8)泵流量连续方程为：
1Q Q Q dt
dp V Q C L e s
t p +++=
β 式中P Q ——泵的理论流量，/s m 3
L Q ——负载流量，/s m 3 C Q ——系统的外泄露流量，/s m 3 t V ——泵出口总容积，3m
(9)泵的理论流量方程为：
)(max y y n K Q P P -=
式中 P K ——泵的结构参数（排量梯度）
n ——泵的转速，rad/s (10)油泵输出压力特性
()S X K Q t S s =
其中r
n Z
D d K f S 604
2π
=
式中S K ——变量泵的排量梯度，12-∙s m
d ——柱塞直径，mm D f ——柱塞分布圆直径，mm Q s ——泵的输出流量；13-∙s m
第4章恒压变量泵主体及变量机构设计及分析
4.1 轴向柱塞泵工作原理与性能参数
4.1.1 轴向柱塞泵工作原理
恒压轴向柱塞泵主要结构如图4-1所示。

柱塞的头部安装有滑靴，滑靴底面始终贴着斜盘平面运动。

当缸体带动柱塞旋转时，由于斜盘平面相对缸体平面（xoy面）存在一倾斜角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180︒～360︒范围内，柱塞由下死点(对应180︒位置)开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至上死点(对应0︒位置)止。

在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔内，这是吸油过程。

随着缸体继续旋转，在0︒～180︒范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内，柱塞腔容积不断减小，直至下孔点止。

在这过程中，柱塞腔刚好与配油盘排油窗相通，油液通过排油窗排出。

这就是排油过程。

由此可见，缸体每转一跳各个往塞有半周吸油、半周排油。

如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。

图4-1 恒压轴向柱塞泵工作原理
4.1.2 轴向柱塞泵主要性能参数
给定设计参数
最大工作压力 max 31.5P MPa = 额定流量 Q =37.5L/min 额定转速 n=1500r/min 4.1.2.1 排量﹑流量与容积效率
轴向柱塞泵排量V 是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油液的容积，即
2
tan 0.025L /r 2
d V zR πγ=
=
不计容积损失时，泵的理论流量t q 为
37.5L /min t q nV ==
泵的实际流量q 为
min /6.35L q q t v =⨯=η
式中 A —柱塞横截面积； d —柱塞直径； max s —柱塞最大行程； R —柱塞分布圆半径 Z —柱塞数； γ—斜盘倾角 n —传动轴转速。

v η—柱塞泵容积效率 4.1.2.2扭矩与机械效率
不计摩擦损失时，泵的理论扭矩tb M 为
2b b
tb p q M π
∆=
=5510(.)N m ⨯
式中b p ∆为泵吸﹑排油腔压力差。

考虑摩擦损失b M ∆时，实际输出扭矩gb M 为
gb tb b M M M =+∆=55.210(.)N m =⨯
轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之间﹑柱塞与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。

泵的机械效率定义为理论扭矩tb M 与实际输出扭矩gb M 之比，即
1
96%
1tb tb mb b
gb tb b fb
M M M M M M M η=
===∆+∆+
4.1.2.3功率与效率
不计各种损失时，泵的理论功率tb N
t q tb b N p =∆==450()kw
泵实际的输入功率br N 为
1
22br b gb b tb
mb
N n M n M ππη===448()kw
泵实际的输出功率bc N 为
bc b gb b tb b N p Q p Q γη=∆=∆=3267()kw
定义泵的总 效率η为输出功率bc N 与输入功率br N 之比，即
1
2b tb b
bc b b mb br tb
mb
p Q N N M γγηηηηπη∆=
== =0.8890.97=0.86⨯ 上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。

对于轴向柱塞泵，总效率一般为b h =0.85～0.9,上式满足要求。

4.2 轴向柱塞泵主要零部件设计
4.2.1柱塞设计
4.2.1.1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：1）点接触式柱塞
如图4-2（a）所示，这种柱塞头部为一球面，与斜盘为点接触，其零件简单，加工方便。

但由于接触应力大，柱塞头部容易磨损﹑剥落和边缘掉块，不能承受过高的工作压力，寿命较低。

这种点接触式柱塞在早期泵中可见，现在很少有应用。

2）线接触式柱塞
如图4-2（b）所示，柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞球窝中心摆动。

摆动头上部是球面或平面与斜盘或面接触，以降低接触应力，提高泵工作压。

摆动头与斜盘的接触面之间靠壳体腔的油液润滑，相当于普通滑动轴承，其[]pv值必须限制在规定的范围内。

3）带滑靴的柱塞
如图4-2（c）所示，柱塞头部同样装有一个摆动头，称滑靴，可以绕柱塞球头中心摆动。

滑靴与斜盘间为面接触，接触应力小，能承受较高的工作压力。

高压油液还可以通过柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持与斜盘之间有一层油膜润滑，从而减少了摩擦和磨损，使寿命大大提高。

目前大多采用这种轴向柱塞泵。

图4-2 柱塞结构型式
可见，柱塞大多做成空心结构，以减轻柱塞重量，减小柱塞运动时的惯性力。

采用空心结构还可以利用柱塞底部高压油液使柱塞局部扩张变形补偿柱塞与柱塞腔之间的间隙，取得良好的密封效果。

空心柱塞内还可以安放回程弹簧，使柱塞在吸油区复位。

但空心结构无疑增加了柱塞在吸排油过程中的剩余无效容积。

在高压泵中，由于液体可压缩性能的影响，无效容积会降低泵容积效率，增加泵的压力脉动，影响调节过程的动态品质。

综上，本设计选用图4-2（c ）所示的型式。

4.2.1.2柱塞结构尺寸设计
1）柱塞直径Z d 及柱塞分布塞直径f D
柱塞直径Z d ﹑柱塞分布直径f D 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Z d 所占的弧长约为分布圆周长f D π的75%，即
0.75Z
f
Zd D π=
由此可得
1.375.0=≈
=
π
Z
d D m z
f 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4-1所示。

表4-1柱塞结构参数
Z 7 9 11 m
3.1
3.9
4.5
当泵的理论流量t q 和转速b n 根据使用工况条件选定之后，根据流 量公式得柱塞直径Z d 为
14.5mm 4d 3
≈=γ
πtg Zn m q b t
Z
式中 γ—斜盘最大倾角，取γ=20°
由上式计算出的Z d 数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径,应选取15mm.
柱塞直径d Z 确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径f D ，即
mm d Zn tg d Q D Z b
Z tb
f 4395.14===
γπ
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0l ，一般取：
20b p Mpa ≤ 0(1.4 1.8)z l d =- 30b p Mpa ≥ 0(2 2.5)z l d =-
这里取 mm d l z 3020==。

因此，柱塞名义长度l 应满足：
0max min l l s l ≥++
式中 max s —柱塞最大行程；
min l —柱塞最小外伸长度，一般取mm d l Z 32.0min ==。

根据经验数据，柱塞名义长度常取：
20b p Mpa ≤ Z d l )37.2(-=
30b p Mpa ≥ (3.2 4.2)z l d =-
这里取mm d l Z 5.525.3==。

3）柱塞球头直径1d
按经验常取1(0.70.8)z d d =-，如图4-3所示。

图4-3 柱塞尺寸图
这里取mm d d Z 128.01==
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d l ，一般取(0.40.55)d z l d =-，这里取mm d l Z d 5.75.0==。

4）柱塞均压槽
高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环行均压槽，起均衡侧向力﹑改善润滑条件和存储赃物的作用。

均压槽的尺寸常取：深h=0.3～0.7mm ；间距t=2～10mm 。

这里取mm t mm h 2,5.0==。

5）柱塞摩擦副比压P ﹑比功v P 验算
对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的接触应力不仅会增加摩擦副之间的磨损，而且有可能压伤柱塞或缸体。

其比压应控制在摩擦副材料允许的范围内。