轴向柱塞泵设计

1 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
直轴式轴向柱塞泵主要结构如图1.1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1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理
=2(19.50.2)(19.50.22)94
≈0.84(L) 不计容积损失时，泵的理论流量tb Q 为
2max 4
b b x b q n d s Zn π==
=0.84×1500
1000100010070.2.15000.95v Q
n （ml/r ）
p C
1370.2206p C 是常数，对进口无预压力的油泵p C =5400，这里取p C =9100故符合要求。

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，作功能力也越大。

因此，对液压元件型号15。

b Q =100-3=97ml/min ）
b Q 为柱塞泵泄漏流量。

轴向柱塞泵的泄漏流量主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之间及柱塞与柱塞腔之间的油液泄漏产生的。

此外，泵吸油不足﹑柱塞腔底部无效容积也造成容积损失。

泵容积效率97%
=0.94～0.98，故符合要求。

2b b p q π
==6
6120.8410 1.610(.2N m 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 b M M M =+=6661.6100.210 1.810(.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
661 1.61088.9%1.8101tb tb mb b
gb tb b fb M M M M M M M
功率与效率
不计各种损失时，泵的理论功率tb N
2b tb p Q =6
15002 1.810283()60kw 为
2gb b n M π=6
150012 1.610282()600.889
kw 泵实际的输出功率bc N 为
b gb b tb b p Q p Q =363 1.610954267(kw 为输出功率b
c 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 =0.8890.970.86
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，b =0.85～0.9,上式满足要求。

2 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。

2.1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2.1为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。

若斜盘倾斜角为γ，柱
R，缸体或柱塞旋转角为a，并以柱塞腔容积最大时的塞分布圆半径为
f
上死点位置为0︒，则对应于任一旋转角a时，
图2.1 柱塞运动分析
cos f f R R a 1(1cos)htg R tg 180时，可得最大行程max s 为
max
2f f R tg D tg 3918039()tg mm
2.1.2柱塞运动速度分析v
将式s htg tg γγ==对时间微分可得柱塞运动速度v 为 .sin s
s a f t a t d d d R tg a d d d
时，sin 1a =±，可得最大运动速度max υ为
max 150019.5
2.15819(/60f R tg tg mm s 为缸体旋转角速度，
a t 。

柱塞运动加速度a
sin a f d R tg a d ωγ=对时间微分可得柱塞运动加速度a 215008192129(/)60f R tg m s ﹑速度v ﹑加速度a 与缸体转角a 的关系如图
o y 内的运动规律（如图圆的长﹑短轴分别为 239
240.4()cos cos15f R b mm
2239()f
a
R mm
点坐标为 sin cos f f R a R a
==
222
cos
cos cos sin h
t
d d a
a
由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当最大（在短轴位置）为
max
cos
h 1500
260162(cos15
rad 最小（在长轴位置）为
min
1500
cos
2cos15152(/60
h rad s 由结构可知，滑靴中心绕o '点旋转一周（2π）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
1500
2157(/)60
ap rad s
柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力236
max
(2010)401012560(44
x d p N 为泵最大工作压力。

B P
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2
cos 101()z
z f G m a
R tg a N g
为柱塞和滑靴的总质量。

方向与加速度a 的方向相反，随缸体旋转角a 按余弦规律变化。

时，惯性力最大值为
2
2
3
0.6
1500
19.510215243()10
60
Z
f G R tg
tg N g
离心反力t P
柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度t a ，产生的离心反通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。

其值为 2
243907()15
Z
z t
f G m a R N g
tg
斜盘反力通过柱塞球头中心垂直于斜盘平面，可以分解为轴向力
cos 12560cos1512132()sin
12560sin15
3250()
N N N N
与作用于柱塞底部的液压力b P 及其它轴向力相平衡。

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。

柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力1p 和2p
1
2()(20100
5823)0.1
2592.3(P p f
N 为摩擦系数，常取f =0.05～0.12，这里取0.1。

分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于上死点时的位置。

此时，N ﹑1p 和2p 可以通过如下方程组求得 120
22
021
2
33
2
2
b s z z t t
fp fp p p l l l d l l p l
fp d fp p l
触长度，根据经验0l =(1.52)d ，这里
3.7)d ，27857.620.4l mm 也是未知数，需要增加一个方程才能求解。

2
20000
64367811747830.13978
57.6(12661211760.139678
z z l l l fd l l fd l 2
022
2
()l l l -代入12cos 0b s N fp fp p p γ----=可得 20
22
1
(sin
)1
()1
t x N p l l l
31(5710sin15
122.5)120.1()2.557
kN
32
2
022
sin 5710sin15
122.55823(()(7857.6)1
1117
t x
N P l l l 0
2
2021
2033
2
2
z z t t
l l l d d l l p l
fp fp p l 可得
125601010.1 1.78122.5
57()cos sin cos150.1 1.78sin15
b B t P P f P KN f
为结构参数。

22
222
2
22()(7857.6)11
117 1.78()
(7857.6)1
1
117
x x
l l l l l l 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，可有以下三种形式：
擦和磨损，使寿命大大提高。

目前大多采用这种轴向柱塞泵。

（a）( b ) ( c )
图3.2 柱塞结构型式图3.3 封闭薄壁柱塞
从图3.2可见，三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。

因此，采用何种型式的柱塞要从工况条件﹑性能要求﹑整体结构等多方面权衡利弊，合理选择。

航空液压泵通常采用图3.3所式的封闭壁结构。

这种结构不仅有足够的
9 3.820.750.75
f x
D Z d
为结构参数。

m 随柱塞数Z 而定。

对于轴向柱塞泵， 7 9 3.1 3.9 3
420.3tb
b Q m zn tg
数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径24 1.9539tb
x b
Q d
mm d tg Zn
1.8)z d
2.5)z d
max
min l s l
——柱塞最大行程；
——柱塞最小外伸长度，一般取min 0.27.8z
l d mm 。

根据经验数据，柱塞名义长度常取： 20b
p Mpa (2.7
3.5)z l d = 30b Mpa ≥(3.2
4.2)z d 3117d mm 柱塞球头直径1d 按经验常取1(0.7
0.8)z d d =，如图3.4
(0.4
0.55)z d 0.519.5z
d mm 。

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 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3131
2220.1102130391020.4
z p Mpa p Mpa d l
柱塞相对缸体的最大运动速度max v 应在摩擦副材料允许范围内，即
3
19.5104.661510
0.55/8/f R tg
tg m s v m s
由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功max max p v 为
1
max
1
2210.55
11.55./60./f z p v R tg Mpa m s
pv
Mpa m s d l 上式中的许用比压[]p ﹑许用速度[]v ﹑许用比功[]pv 的值，视摩擦副材料而定，可参考表3.2。

2
1222
1
ln
()ln r R r p p p P R R =-+
若0z p =，则
21
2
1
ln
ln r R r p p R R = 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f p 可通过积分求得。

图4.1 滑靴结构及分离力分布
2
22
52
112
1
21
()
(1411)20.1
610()142ln
2ln
11
f f R R p p p KN R R
4.1.2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 2
1256013()cos
4
cos
cos15
b b z p p p d KN
当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式
f p =
22()
R R π-
3
2
332
2272262
10.00120.110(3910)3(/min)12()cos
12210(1411)10cos15
b z p d L R
R 除了上述主要力之外，滑靴上还作用有其他的力。

如滑靴与斜盘间的摩擦力，由滑靴质量引起的离心力，球铰摩擦力，带动滑靴沿斜盘旋转的切向力等。

这些力有的使滑靴产生自转，有利于均匀摩擦；有的可能使滑靴倾倒而产生偏磨，并破坏了滑靴的密封，应该在滑靴结构尺寸设计中予以注意。

0.15，这里取
=-⨯
(10.1)
用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为
滑靴泄漏量少，容积效率教高。

但摩擦功率较大，机械效率会降低。

若选
0.8，这里取20.80.8D =⨯如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔0.02mm
5 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。

5.1配油盘受力分析
不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是有差别的，但是功用和基本构造则相同。

图5.1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
p；配油窗口和封油力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力
y
p。

带油膜对缸体的分离力
f
1—吸油窗2—排油窗3—过度区4—减振槽
5—内封油带6—外封油带7—辅助支承面
图5.1 配油盘基本构造
120111287()(2)()222399
p Z a a πππ
ϕϕϕ=+=-+=+=
式中 a ——柱塞间距角，2a Z
π
= ；
0a ——柱塞腔通油孔包角，这里取029
a π
=。

① 外封油带分离力1f p
外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任仪半径上的压力y p 从2R 到1R 积分，并以p ϕ代替2π，可得外封油带上的分离力1f p 为
图5.2 封油带实际包角的变化 221221212
()
2
4ln
p p
f b b R R p P R p R R ϕϕ-=
-
226
2677(1715)1099125601110125601724ln 15ππ
--⨯-⨯=⨯-⨯⨯⨯
=3.4()N
0.125)z d 当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可2(1.
2z Zd π=
通油孔面积近似计算如下（如图6.1所示）。

2220.2150.4539684()a a a a F l b b mm =-=⨯=
式中 a l ——通油孔长度，a z l d ≈；
a b ——通油孔宽度，0.5a z b d ≈；
6.2.2缸体内﹑外直径1D ﹑2D 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6.2），即123δδδ==。

壁厚初值可由结构尺寸确定。

然后进行强度和刚度验算。

缸体强度可按厚壁筒验算
[]2222
22222(3922)3912560129(/)(3922)39
w z b w z d d p kgf cm d d σσ++⨯+==⨯=≤-+⨯- 式中w d ——筒外径，2w z d d δ=+。

[]σ——缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：[]σ=600～8002(/)kgf cm
max max max 2(41.52)6122()cos cos f f f R R e R mm γγ⎛⎫=
-+=⨯-= ⎪⎝⎭ 为了允许滑靴在任一方向偏离max 12e ，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑靴径部直径d 大max e 。

同时，考虑到加工﹑安装等误差，应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙J 。

这样安装孔的直径为
图7.1 回程盘结构尺寸
max 28222133()h d d e J mm =++=++⨯=
式中 d ——滑靴颈部直径；
J ——间隙，一般取J=0.5～1mm 。

8斜盘力矩分析
直轴式轴向柱塞泵通过泵的变量机构改变斜盘倾斜角的大小来改变输出流量。

对斜盘力矩的分析，将对设计变量机构提供依据。

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。

图8.1 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。