PVB柱塞泵计算说明书毕业设计

1、毕业设计（论文）目录目录1第一章 概 论31.1 斜盘式轴向柱塞泵的概况41.2 轴向柱塞泵的工作原理111.3 柱塞泵的结构剖析131.4 柱塞泵的主要参数16第二章 运动分析192.1 运动学192.2 流量及其脉动23第三章 受力分析273.1柱塞与滑靴的受力273.2 缸体受力363.3斜盘受力4334泵轴受力45第四章 主要部位设计484.1柱塞副484.1.1柱塞的设计484.1.2柱塞副摩擦比压、比功率的验算504.2滑靴副的设计与校核554.2.2 滑靴副的压紧系数、比功率的验算5843回程盘的设计计算6044缸体的设计计算624.4.1缸体的结构形式和尺寸设计624.5配流盘

2、的设计计算664.5.1配流盘的设计674.5.2 配流盘的压紧系数、比功率的验算754.6中心加力弹簧的设计计算7747斜盘机构的设计计算8048泵轴的设计计算82第五章 伺服变量机构的设计计算855.1 概 述8652伺服机构的设计计算8753伺服变量机构在外供压力时的静动特性96参考文献103外文翻译及原文104致谢131 pvb型轻型轴向柱塞泵的设计 摘要 本说明书介绍了pvb型轻型轴向柱塞泵的概况、原理、用途及结构形式。pvb轻型柱塞泵的设计计算主要从泵的结构特点出发，分析关键部位的受力情况及力学计算。介绍了该类泵的薄弱环节，讨论配流机构和各主要运动副零部件的设计方法。配流盘常采用带

3、卸荷槽的非对称重叠型配流盘，它与后泵盖采用了销定位；斜盘机构中加设止推板是为了使泵的机械效率不受影响。斜盘体上耳轴轴线与传动轴的轴线在同一个平面内，这样使泵的性能得到了保证；滑靴与斜盘这对摩擦副中形成具有一定压强的油膜，油膜内的压强是有外加有压油液形成的，我们采用剩余压紧力法设计滑靴，从而使泵的容积效率及滑靴与斜盘这对摩擦副的润滑得到了可靠的保证。为了防止柱塞在缸孔中运动时受到液压卡紧力的作用，设计柱塞时我们采用开均压槽的结构形式。为使滑靴紧靠在止推板上，我采用一个集中返回弹簧，通过回程盘把柱塞组件推靠在止推板上。该泵的变量机构为恒压变量机构，其实质为恒压定值调节系统，我们采用一个零开口双边滑

4、阀进行控制。关键词：通轴式 后斜盘式 柱塞 滑靴 配流盘 回程盘 缸体 斜盘 耳轴 容积效率 机械效率 变量机构 恒压控制 双边滑阀 第一章 概 论在液压系统中，液压泵的功能是将电动机或内燃机等原动机的机械能转换为液压的压力能，向系统提供压力油并驱动系统工作，属于液压动力元件。具有以下共同的基本特征：1.液压泵在每一个工作周期中吸入或排出的液体容积只取决于工作构件的几何尺寸；2液压泵的理论流量与泵的转速成下比；3在不考虑泄漏和及液体的压缩性时，液压泵的理论流量与工作压力无关。柱塞泵是依靠柱塞在缸体内往复运动，使密封工作腔容积产生变化来实现吸油、压油。由于柱塞与缸体内孔配合精度高，密封性能好，只

5、需改变柱塞的工作行程就能改变泵的排量。所以，柱塞泵具有压力高、容积效率高、流量调节方便和结构紧凑等优点。柱塞泵常用于高压大流量和容积高速系统中。柱塞泵按柱塞排列方向不同，分为轴向柱塞泵和径向柱塞泵两大类。本次毕业设计为pvb45轻型轴向柱塞泵的设计，采用恒压控制的变量方式。由于轴向柱塞泵的柱塞中心线与油缸体的轴线平行或接近于平行，它具有密封性好，工作压力高，在高压下仍能保持相当高的容积效率和总效率的特点。因此，轴向柱塞泵作为中高压及高压油源，广泛地用于各个工业部门。pvb45轻型通轴式轴向柱塞泵，是一种 压力较低、结构较简单、质量较轻的经济型轴向柱塞泵。图1-1为我国邵阳液压件厂引进的美国vi

6、ckers公司pvb型轻型通轴柱塞泵。缸体采用粉末冶金或球墨铸铁成型，其他零件也尽可能采用精密铸造或粉末冶金成型。变变量机构采用单作用变量缸，用弹簧使变量斜盘复位。该类泵的压力较低，设计轻巧。1.1 斜盘式轴向柱塞泵的概况近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。轴向柱塞泵主要有结构紧凑，单位功率体积小，重量轻，压力高，变量机构布置方便，寿命长等优点。不足之处是对油液的污染敏感，滤油精度要求高，成本高等。图1-2 轴向柱塞泵分类轴向柱塞泵，依其配油方式有阀式和盘式之分，如上图1-2所示。阀式轴向柱塞泵由于吸排油阀的滞后现象，限制了泵轴转速不能高于1500r/mi

7、n左右，再加上变量困难及阀式配油泵失去了液压机械的可逆性（即不能换向或作液压马达使用），所以，阀式轴向柱塞泵主要用作32mpa以上的定量泵，而变量型液压泵主要是盘式配油的轴向柱塞泵。斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵相比较，各有所长，如表1-1所示。斜轴式轴向柱塞泵采用了驱动盘机构，使柱塞缸体不承受侧向力，所以，缸体对配流盘的倾复的可能性小，有利于柱塞副与配油部位工作，另外，允许的倾角大（一般情况，作泵时，max=25；作液压马达时，max=30）。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，由于配流盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均

8、采用了静压支承，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，重量轻等优点，从而使该型泵获得了迅速发展，一些原来生产斜轴式轴向柱塞泵的厂家也先后发展了斜盘式轴向柱塞泵。目前斜盘式轴向柱塞泵的连续工作压力多数在21-35mpa之间，其峰值压力为28-40mpa左右，转速一般都在3000r/min以下，排量大都在300-500ml/r，近年来已发展到2336ml/r。斜盘式轴向柱塞泵，由于体积小，重量轻，变量机构简单，惯性小，帮适用于移动设备与自动控制系统，如起重运输机械、矿山机械、机床与锻压冶金机械的液压系统中。表1-1 斜盘式与斜轴式轴向柱塞泵特点比较型式斜盘式（盘式配

9、流）斜轴式结构与加工结构简单，有后斜盘式与前斜盘式之分，高精度零件的数量少。结构复杂，有铰式与无铰式两种，高精度零件的数量多。变量方式改变斜盘倾角变量机构简单改变缸体倾角变量机机构复杂轴承受力径向力与轴向力均不大径向力与轴向力均较大，体积与重量不大大理论排量qtml/r4-50050-1000工作压力mpa21-3521最高压力mpa28-4035效率%85-9288-95斜盘式轴向柱塞泵，依其出轴方式可分为后斜盘式与前斜盘式两种。斜盘位于泵轴后端的，称为后斜盘式轴向柱塞泵，如图1-3a所示；斜盘位于泵轴前端的，称为前斜盘式轴向柱寒泵，如图1-3b所示图1-3 a 前斜盘式轴向柱塞泵, b后斜

10、盘式轴向柱塞泵我们设计的pvb45轻型轴向柱塞泵属于前斜盘式轴向柱塞泵该泵从总体结构上看可分为两部分:1.主体部分：该部分也称为泵的工作部分，是整个结构的核心部分，其他部分都是围绕它进行的2.变量部分：根据工作机的工况要求来控制斜盘的倾角，通过改变斜盘的倾角来改变泵的排量，进而使泵的输出压力基本保持不变，以满足工作机的要求。 在设计查阅资料过程中我们知道pvb型轻型轴向柱塞泵具有如下优点：首先，在上面我们已经提到pvb型轻型轴向柱塞泵是通轴式后斜盘轴向柱塞泵，而通轴式轴向柱塞泵其主轴穿过斜盘，且轴的两端一般是用滚动轴承支撑，取消了非通轴式那种用支撑缸体的大轴承。这样既改善了传动轴的受力状态，有

11、为提高轴承转速创造了有利的条件。其次，变量机构的活塞与传动轴平行或接近平行，并作用于斜盘的外缘，因此有利于缩小泵的径向尺寸，又可以减小变量机构所需的操纵力。而且，它还具有非通轴式泵的一般特点，即变量机构布置方便，寿命长。但是，该pvb型轻型轴向柱塞泵也具有通轴式轴向柱塞泵自身的缺点：首先，通轴式轴向柱塞泵由于两端用轴承支撑，支撑点相距较远，因此在传动轴设计得很粗，这样才不会导致轴因受力过大出现变形等刚度不合格的问题。然而轴设计的很粗必然是泵的径向尺寸增大。其次，该类柱塞泵对油液的污染敏感，对滤油精度要求较高；此外由于该类泵发展较晚，工艺、结构不如cy型泵成熟。但从发展趋势来看，它是比较有前途的

12、。本次设计的cy14-1型轴向柱塞泵要求我们采用要求采用手动伺服变量。1.2 轴向柱塞泵的工作原理下面我们心手动伺服变量轴向柱塞泵为例说明斜盘式轴向柱塞泵的工作原理。如图1-7a所示，泵轴11与缸体2为花键连接，驱动缸体旋转，使均布于缸体中的七个柱塞5绕轴轴线转动，第个柱塞头部有一滑靴6。中心弹簧8通过内套9、钢球a、压盘7将滑靴缸体旋转时，柱塞随缸体转动的同时，相对缸体作往复运动，完成吸排油的工作，油液通过油道a吸入式排出。中心弹簧8通过外套10将缸体压紧于配流盘1上，起预密封作用，同时又是使柱塞回程的加力装置。图1-9 斜盘式轴向柱塞泵的工作原理为了便于柱塞工作过程起见，将图1-7a从下死

13、点沿柱塞分布圆分布圆展开，如图1-9所示。当缸体沿图示方向转动时，位于1处的柱塞既不向外也不向内移动，此时柱塞窗口被配流盘的隔挡封闭。当柱塞离开下死点时，因中心加力装置拖动而使柱塞相对缸体向外移动而使柱塞相对缸体的向外移动，使其底腔形成负压，如图1-9所示的2、3、4处，油液通过配流盘的配油窗口被吸到柱塞底腔内，这时，柱塞处于吸入行程，该行程直至柱塞达到5处，即上死点为止。柱塞位于上死点的状况和位于下死点一样，也是既不向内也不向外移动，相对移动速度为零，柱塞窗口也被配流盘的隔挡封闭。缸体继续转动，柱塞便离开上死点，将被斜盘推压而向缸内移动，产生压力，压排油液，如图1-9所示的6、7、8处，油液

14、便通过配流盘的配油窗口排入压力管路，这时柱塞处于压排行程，该行程直至柱塞达到1处，即下死点为止。这些循环进行就会使缸体均布有z个柱塞的液压泵连续不断地吸入油液。假若斜盘倾角方向不变，只改变缸体的转向，那么，由图1-9所示可以看出，柱塞的吸入行程与压排行程便互易过来，即吸入行程变成压排行程，压排行程变成吸入行程，因而，液压泵的吸入口变成压排口，压排口变成了吸入口，使泵的流向发生改变。如果缸体转向不变，改变斜盘倾角的方向，如图1-9所示，使柱塞球头中心沿斜盘滑动的轨迹变成虚线时，柱塞的工作行程变发生互易，因而，液压泵的流向亦转换。一句话，对于盘式配油的斜盘式轴向柱塞泵而言，无论改变缸体转向还是改变

15、斜盘倾角方向，均可改变泵的流向。所述及的这种液压泵是容积式的，所以，其流量取决于缸体的转速成和泵的排量，亦即改变其中任一个可改变泵的流量。通常将排量可变的液压泵称为变量型液压泵，而将排量不可变的称为定量型液压泵。变量型液压泵的变量型式有：手动、伺肥、压力补偿、恒压、恒流量等多种型式，至于各种变量形式将在第五章详述。图1-7a所示的液压泵为手动伺服变量形式，其变量调节过程如下：压力油液由流道a经过b、c并通过单向阀22流入变量壳体15的下腔d。当拉杆14向下移动时，打开上阀口，使下腔d内的压力油液经过流道有流入上腔g。由于上腔的活塞面积大于下腔的活塞面积，因此，变量活塞16被推向下移动，直至伺服

16、滑阀的上阀口关闭为止，流道e被截止。变量活塞始终跟随伺服滑阀即拉杆移动，变量活塞的称劝带动销18，使斜盘19绕钢球a之中心转动，改变斜盘倾角，因而改变泵的排量，进而改变泵的流量。当拉杆14向上移动时，拖动伺服滑阀上移，上阀口开启，上腔g的压力油液经流道f卸出，因而变量活塞16的移动同样使斜盘19改变其倾角，但改变方向相反。由1-7a所示，这种变量机构可以使斜盘的倾角在一定范围内无级调节，因而，液压泵的流量便可在正向最大排量和反向最大排量之间无级调节变量。这是一个很重要的优点。1.3 柱塞泵的结构剖析斜盘式轴向柱塞泵，由于应用日益广泛，使人们关注这种泵，相继做了不少改进。1从泵的壳体来讲，后斜盘

17、式轴向柱塞泵有两体、三体和四体结构，分别如图1-7和1-8所示；而后斜盘式有两体和三体结构。两体结构（即前述的整体泵壳结构）虽然件数少，误差环节少，可是加工很难保证其粗度和光洁度的要求（轴承孔对配流盘座落平面的不垂直度，以及该平面的不平直度与光度等），而三体结构（即前述的分段泵壳结构）虽比前者多一段，即多一个误差环节，但加工方便，容易保证上述粗度和光洁度要求，进而达到性能要求的的精度和光洁度。至于后斜盘式轴向柱塞泵的四体结构，是为了缩小外廓尺寸，将转子轴承的外座圈变成一段泵壳，这各结构制造也很方便，可是其转子轴承需自制或特制。目前多采用三体结构的壳体。2传动轴即泵轴的结构，后斜盘式轴向柱塞泵的

18、泵轴大部分是悬臂轴， 有一段和两段结构，分别如图1-7和1-8所示，。两段结构，其两根轴间以花键连接，泵轴上的外负荷由两个轴承支承，泵轴在工作时的变形不致影响到配油表面，另外，还可以提高泵轴承强度；一段结构就没有这两优点，但可以是泵轴的结构最简单。除了上述的两种形式之外，还有一种泵，将泵轴与缸体制成一体，使泵轴成两端去承，以稳定缸体运转，但要求精度高，工艺性差。后斜盘式轴向柱塞泵的泵轴，因是悬臂轴，所以还需装设一个转子轴承，通常采用短圆柱滚子轴承，此外，还有采用特制短圆柱滚子轴承，滚针轴承与流体动力轴承。前斜盘式轴向柱塞泵和后斜盘式轴向柱塞泵采用了通轴结构，在轴的两端设有轴承，提高了泵轴的刚性

19、，缸体靠泵轴定位，省去了转子轴承，不公有利于提高转速，以满足大流量的要求，而且还能在另一端设置辅助补油泵，适应集成化的要求。通常，为了使前斜盘式的泵轴粗一些，前斜盘式轴向柱塞泵的柱塞分布圆半径通常比后斜盘式的大一些，因而，柱数个数比后斜盘式的多（一般前者为z=9，后者为z=7），斜盘的倾角也要比后斜盘式的小一些（一般，前者max=15, 后者max=20）。3回程密封加力装置有四种形式：（1）.有一根或两根中心弹簧借助压盘使柱塞返回，使配油表面、滑靴副预密封；（2）.每个柱塞由一根专用弹簧送回，同时对两个表面起预密封压紧作用；（3）.利用具有最大恒定间隙的压盘使柱塞返回；（4）.以辅助补油泵的

20、供油压力使柱塞返回。常见的是第一种和第四种方式相结合，即是说，当泵转速成低，吸入管路阻力小，吸入高度低时，可以靠中心弹簧使柱塞返回，吸入油液，有自吸能力，而当转速高、吸入管路阻力大时，就需以一定的灌注压力充入油液。在第一种回程方式中，有单弹簧结构和双弹簧结构。前种结构用不用一根弹簧既要满足柱塞回程与滑靴预密封要求，又要满足配油机构的要求，这往往不尽合理，可是最简单。而在图1-8所示的中心加力装置有两根弹簧，一根解决柱塞与没有靴的要求。一根以调节满足配油机构的要求，这样便可以达到各取所需，安装调整方便，但其铜制球头常有研损，不如图1-7中的钢球好些。4滑靴副，即滑靴与斜盘这对运动副，磨损是较严重

21、的，人们在改善其工作状况方面做过一些工作。斜盘与滑靴滑动表面直接接触的结构，是最简单的结构，在设计方面力图使之形成理想的静压支承，可是，总不能十分理想的解决，而在滑靴与斜盘平面之间增设了一个止推板，该止推板在工作过程中可以自行绕其轴线旋转，以调整磨损部位，使之磨损均匀，更重要的是便于维修。另一种结构，是将止推板与回程压盘因定在一起，使滑靴夹在中间，这样一来，止推板与压盘一起转动，滑靴只对止推板与压盘有很小的相对运动，而将滑靴相对斜盘的高速滑动面移到止推板与斜盘面之间，改善了这对运动副的磨状况。5配油部位，是盘式配油的轴向柱塞泵的关键部位，人们为使之处于良好的工作状况作了大量的研究试验工作。在固

22、定配油机构中，泵轴与缸体的连接有静连接与挠性连接两种，前者要求制造精度高，但无法补偿受力变形对配油表面的油膜的影响。6斜盘式轴向柱塞泵的变量机构，依其对泵轴的关系分类，有平行、垂直和斜向等三种布置。后斜盘式轴向柱塞泵由于泵轴为悬臂轴，不穿过斜盘，所以，可以使变量机构直接设置在泵的后端，与泵轴成垂直布置；而前斜盘式的轴向柱塞泵则不同于前者，为平行式斜向布置。此次设计的70scy-14型斜盘式轴向柱塞泵为了便于加工制造，采用三体结构，传动轴采用单段结构，回程密封加力装置采用一根中心弹簧，变量机构直接设置在泵的后端，与泵轴成垂直布置。柱塞的径向载荷由缸体外围的转子轴承承受，使缸体的倾复力矩减至最小，

23、保证配油表面均贴紧。这样做的优点：一是径向载荷由转子轴承承受，泵轴只传递转矩，故可以细些；二是因转子轴承是大型轴承，功率可以大些。1.4 柱塞泵的主要参数表1-2 斜盘式轴向柱塞泵的主要设计参数工作压力额定转速排量315mpa1500r/min70ml/r液压泵的主要参数，是其泵的理论单转的理论排量（或称为理论容积常数）qt、工作转速n,以及额定压力ps 与峰值压力ps max等。对于一个相似的泵群来说，泵内的受力与外负压力p有关，即泵的强度限制了泵的最高压力，而运转时的油液流速与滑动部分的滑动速度正比于nq1/3,所以，从滑动部分的强度与气穴的角度，应将nq1/3限定在某一许用值以下，即nm

24、axq1/3maxcp （1-1）式中nmax泵轴的最高转速，qt max泵的最大理论容积常数，ml3/rcp许用值如下：标准级 （r/min）(ml3/r)1/3 无预压的液压泵（工业用） 5400 预压0.5mpa的液压泵（工业用） 9100 预压0.8mpa的液压泵（车辆用） 14400高级 预压0.5mpa的液压泵（工业用） 11400航空机用 9100对于一般工业用的液压泵，如果没有告诉泵的排量，而通常泵以异步交流电动机和内燃机拖动，转速是已知的。这样可以计算出粗略的理论容积常数常数为qt max=q/ ml3/r上式中q按使用要求的流量折算到泵轴为1000rpm时的，该流量最好圆整

25、为r5数系中的数值。容积效率，粗算时取为0.90.95当理论容积常数qt max后，便可根据下式确定柱塞直径之概略值 （1-2）按照表1-3推荐的数值进行圆整，取上式中z柱塞个数，对于所述及的泵，一般为奇数，z=5，7，9。从后面的分析我们可知，奇数柱塞的流量不均匀系数要小于相邻偶数柱塞的流量脉动系数，且z越大，流量脉动系数越小。这里我们取。由上式（1-2）计算所得出的数值要圆整为液压元件用柱塞、滑阀和活塞杆外径系列参数（jb826-66）中的数值，下面列出液压泵中的柱塞直径数值。如表1-3所示。表1-3 液压元件用柱塞、滑阀和活塞杆外径系列参数（jb826-66）mm8、10、12、14、1

26、6、18、20、22、25、28、（30）、32、35、40、45、50、55注：括号内的数值就尽量避免使用，如超出本系列范围，就按gb321-64“优先数和优先数系”r10、r20数系选取。柱塞轴线的在缸体中的分布圆半径r，也是一个重要的参数，其概略值可按下式来确定。 （1-3）由上式求出的数值圆整到0.005mm,这是根据实际取r=37mm。选定诸参数以后，便可按下式核算欲设计的液压泵的理论排量： （1-4）实际中要求理论排量为70ml/r,故符合设计要求。上式中ma斜盘的最大倾角，增大斜盘倾角可增加排量，但不能任意增大，它受到以下条件限制：1倾角增大后，液压力引力的径向力要增大，导致轴套

27、负荷的加重，使结构尺寸加大；2倾角过大，使流量和斜盘倾角之间的线形关系变差；3倾角过大，使柱塞行程变长，柱塞整个长度也要加长，否则运动中可能会引起卡住现象。4倾角过大时，柱塞头部、颈部与滑靴窝边会相碰。一般取1520，在本此设计过和中我们取。额定压力ps与峰值大压力ps max。液压泵的额定压力，是指液压泵在额定转速、额定流量的条件下连续长时间工作的最高压力。液压泵的各个运动副与轴承等均是按额定压力进行设计计算。亦即在额定转速、额定流量与额定压力下保证液压泵设计寿命。峰值压力（或称最高压力）ps max，是表征液压泵的短时超载能力。该压力主要是由液压泵的强度限定的，一般是额定压力的1.251.

28、4倍左右，但也有高达1.9倍的，也有低到1.1倍的。第二章 运动分析2.1 运动学斜盘式轴向柱塞泵，在工作时其柱塞和滑靴作两个主运动：一个是沿缸体轴线的相对缸体的往复移动；一个是与缸体一起旋转。图2-1柱塞滑靴的运动分析图如图2-1所示，当柱塞由对缸体为最大外伸位置转至角时，柱塞球头中心即a点移至b点。柱塞沿缸体轴线的相对（缸体）位移为sp，由直角三角形可以得：sp=bc=actan (2-1)上式中，斜盘的倾角（如图2-1）。由图2-1可以得出，ac=af=ao-fo=r-fo，再由直角三角形cfo得fo=cocos。将上述关系代入式（2-1），经整理得 （2-2）上式中，r柱塞轴线在缸体中

29、的分布圆半径，缸体的转角，（缸体的角速度，时间）。柱塞的行,等于柱塞对缸体的最大与最小的外伸量之差，亦即由转至的相对位移量，由式（2-2）可得 （2-3）柱塞的相对（缸体的移动）速度vp，由相对位移sp对时间t求导，可得 (2-4)其平均相对速度为 (2-5)柱寒的相对加速度为,由相对速度对时间求导，得到： （2-6）滑靴除了与柱塞一起相对缸体往复运行及随缸体旋转之外，还与柱塞头一起沿斜盘平面作平面运动。下面讨论滑靴与柱塞球头中心在斜盘平面的运动状况：图2-2 滑靴与柱塞球头中心沿斜盘平面的运动分析图如图2-2所示，滑靴与柱塞球头中心a之绝对运动轨迹的参数方程为：; 由上式我们可以得知，此运动

30、轨迹为一椭圆，其长轴与短轴分别为：;b=r;如为变量型液压泵，最其最大长轴为： (2-7)图2-3 椭圆的运动轨迹滑靴由于沿斜盘平面作椭圆运动，所以在与压盘一起绕z轴旋转时作径向移动，其位移量： （2-8）上式中滑靴球心（即滑靴与柱塞球头中心）运动轨迹的向径， （2-9）为压盘滑靴颈部的也分布圆直径，对常取： （2-10）将式（2-9）、（2-10）代入到式（2-8）可以得到： （2-11）分析上式可得，当或者及、 、时，的绝对值取到最大。即： （2-12）向径与椭圆长半轴之夹角（即与y轴的夹角）为所以， （2-13）因此，滑靴球心绕o点的旋转角速度为 （2-14）由上式我们可以得到，当、时，

31、取到最大值，其值为： （2-15）而当、时，取到最小值，其值为： （2-16）由结构可以知道，滑靴球心绕o点旋转一周的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其平均角速度等于缸体的角速度，即：顺便指出，柱塞与滑靴除了上述的相对运动与牵连运动以外，还可能由摩擦而产生的绕其自身轴线的转动，这无论对于均匀磨损还是改善润滑都是有益的。2.2 流量及其脉动容积式液压机械的理论流量，是其工作执行元件在单位时间内形成的几何容积。对于此次设计的斜盘式轴向柱塞泵，一个柱塞的理论流量为：上式中，d为柱塞直径；vp柱塞相对缸体的移动速度，即式（2-4）。将式2-4代入上式我们可以得到第一个柱塞的瞬时理论流量为： （2-1

32、7）此次设计的斜盘式轴向柱塞泵有7个柱塞均布于圆周，柱塞间的角距为，所以，以下各个柱塞的瞬时理论流量分别为： （2-18）有7个柱塞有i=(z1)/2个柱塞同时工作，因此，i就等于(z1)/2-1=3或4，即。故这里i=4。那么，液压泵的瞬时理论流量为：将式2-18代入可以，整理可以得到： （2-19）上式中“”当，取“+”；当，取“”。式2-19表明液压泵的瞬时理论排量qt是缸体转角的函数，其变化如图2-4所示。图2-4 输油率脉动曲线由式（2-20）和图2-4可以看出，液压泵的理论变量是以为转角进行周期变化的，其脉动频率将为上式中，n泵轴的转速。当z为奇数时，液压泵的瞬时理论排量为qt在、

33、时为最小值，而在、时为最大值。 （2-20） （2-21）液压泵的平均理论流量为qt mean可由式2-19在其变化周期内积分求平均值得： （2-22）流量脉动率以下式来定义，将式（2-20）、（2-21）、（2-22）代入上式，经整理便可求得液压泵的流量脉动率为： （2-23）当z为偶数时，上述关系将在为简化，qt在、为最小；而在、时为最大值。经过变换可以得到： （2-24）由此可以得到斜面盘式轴向柱塞泵的流量脉动率只有与柱塞的个数z有关，其值如下表所示：表2-1z567891011q%4.9813.92.537.81.535.01.02上式所列数据表明，z为偶数时的q比其相邻近的奇数都大，

34、这就是柱塞个数应选取奇数的根据所在，通常z选取为5、7和9。泵的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地存在有液阻，流量的脉动必然要引起压力脉动。这些脉动严重影响了输出流量品质，使系统工作不稳定，当泵的脉动频率与液压油柱及管路或附件固有频率相接近时，就产生了谐振的条件，谐振时压力脉动可能很高，这时系统的构件有极大的潜在破坏性。在一些极端的情况下，几分钟之内管路或附件即可达到疲劳破坏极限。液压油的流量、压力脉动在管路或附件中激励起高频率的机械振动将引起导致管路及安装构件破坏的应力。液压泵的供油管路，一般都是最容易受到破坏的部位。以上，对飞机液压系统尤为重要。在设计液压泵和液压系

35、统中，要考虑采取措施抑制或吸收压力脉动，避免引起谐振。对于压力脉动的幅值，在标准中有严格的规定：在任何情况下，压力脉动均不超过压力的10%。实际上10%的指标还是偏大，但由于制造工艺上的原因，压力脉动的指标还不能定得严格，但降低泵的压力脉动无疑是今后液压发展的一种趋势。第三章 受力分析液压泵将原动机传递的转矩，通过其内各部件传递，变换以流体压力能传输出去，本章将着重讨论斜盘式轴向柱塞泵的主要零部件的受力情况，为第四章各主要零部件的设计奠定理论基础。3.1柱塞与滑靴的受力柱塞有两种工作过程：吸入行程和压排行程，其受力状况是不同的，下面将分述两个工作过程：一吸入行程，即柱塞由中心加力弹簧经过压盘和

36、滑靴拖动，向缸外移动，使其底腔形成负压吸入吸排油液的过程。所以，中心加力弹簧力fs必须克服下述诸力：柱塞（包括滑靴）的总惯性力fi;柱塞吸入油液所需的总吸入力f1;柱寒（位于吸入行程）的总摩擦力f3;滑靴去撑面所需的密封力f2;克服滑靴翻转所需的推压力f4。中心加力弹簧须满足下式：fs1.15fi+f1+f2+f3+f4 （3-1）柱塞（包括滑靴）的总惯性力fi单个柱塞（包括滑靴）所受的移动惯性力为fi=mpspi （3-2）上式中，mps柱塞与滑靴的总质量，这里可以先概略的计算出柱塞与滑靴的总质量。上式中k质量系数，查手册可得，k=1.2;d柱塞直径，由式（1-2）可知d=22mm;d1柱塞

37、空腔直径，d1=10mm;l1为柱塞空腔长度，l1=51mm;柱塞和滑靴的所选材料密度，取=7.9g/cm3.将式（2-6）代入式（3-2）计算可得， （3-3）因此所有吸入和压排油腔相通的柱塞的总惯性力为：上式中当、等时，亦即达到最大值时，fi达到最大值，则上式可以写成下述形式： （3-3）上式中是与柱塞个数z有关的系数，其值如下表所示：表3-1z5791113151.622.252.883.514.154.78如下图3-1所示，z=7时的柱塞的惯性力 fi以及总惯性力fi同缸体转角的变化关系。图3-1惯性力fi与fi同缸体转角的变化曲线柱塞吸入油液所需的总吸入力为： (3-4)上式中pv液

38、压泵吸入管路中的真空度，计算时可取令pv=0.05mpa。如假定和吸入油腔相通的柱塞个数为（z+1）/2，则其总吸入力为： （3-5）滑靴去承面所需的总密封力f2为了使滑靴去承面不漏气，需加力保证其密封，一个滑靴去承面所需的的密封力为： （3-6）上式中，as一个滑靴支承面的面积，其中d6=32mm;k支承表面为阻止吸入空气所需的接触比压，依经验，计算是可取令k =0.080.1mpa,这里我们取0.85mpa。与吸入油腔相通的（z+1）/2个柱塞滑靴所需的总密封力为： （3-7）同时，还应当保证缸体端面与配油盘间的密封性，所需的总密封力为： （3-8）上式中，avp配流盘与缸体相接触的表面积

39、，取k=0.085mpa。代入式3-8可得计算中心加力弹簧装置时，就满足式（3-7）、（3-8）中的最大值。这里取f2=829.61n。柱塞位于吸入行程时的摩擦力f3 ( 3-9)上式中，f 1柱塞与其缸孔之间的滑动摩擦系数，此次设计的柱塞泵柱塞采用18crmntia,而缸体的材料为zqa19-4。查手册可知，钢对表铜的滑动摩擦系数为0.12;克服滑靴翻转所需的力矩f4如第二章所述，滑靴沿斜盘平面作椭圆运动，其离心惯性力为 （3-10）上式中，ms滑靴的质量，；滑靴重心的运动向径，由式（2-9）得；s滑靴重心的旋转角速度，由式（2-14）得。图3-2滑靴部位由图3-2可知，滑靴因离心惯性力引起

40、翻转力矩为：上式中e0滑靴重心至柱塞球头中心的距离，。要想克服此力矩，须通过压盘加一力矩ma，使得：mam0上式中ma为附加力矩，。所以，由前述可知，当时，为最大值，向径为最小值， 取得最大值为，这样一来，便为最大值。于是便有： （3-11）克服（z+1）/2个柱塞翻转所需的总推压力为：在以上的计算中，上述诸式中的泵轴角速度均以欲要求的自吸角速度代入。由以上的分析可知：二压排行程，即柱塞因缸体拖动，再由斜盘经滑靴推压而压排油液的过程。柱塞与缸孔间的配合间隙，一般为0.010.05mm,远远小于柱塞的直径d及其含接长度2l。所以，假定无间隙滑动是可行的。再假定滑动摩擦对其接触比压的分布无影响；滑

41、靴与球头之间无相对转动，柱塞与缸孔壁的接触长度为： （3-12） （3-13）并且，各支反力的合力n1和n2的作用点分别距接触边缘为l/4和 l2/4,如图3-3所示。图3-3 柱塞受力分析图滑靴与斜盘之间的摩擦力,在据点述及的问题中，假定与力f5和f6在一个平面内，其值为： （3-14）上式中，滑靴与斜盘之间的摩擦系数，考虑到起动等因素，=0.0080.08；f5斜盘经滑靴对柱塞的作用力。缸孔对柱塞的摩擦力和，其值为： （3-15）上式中缸孔对柱塞的摩擦系数，青铜对钢，一般取为（有油润滑的情况）。工作阻力为： （3-16）上式中，液压泵的额定输出压力，此次设计的柱塞泵的额定压力为31.5mp

42、a;单个柱塞滑靴的最大移动惯性力，令式（3-2）中的=1，即；一个柱塞的回程弹簧力，中心加力装置的情况，在每个柱塞专用一根回程弹簧的情况：（为弹簧的刚度，为弹簧的预压缩量）将上述各项的值代入式（3-16）可以得；处于压排行程的上述诸力应满足下述力学平衡方程： （3-17） （3-18） ( 3-19)将式（3-13）、（3-14）代入上述方程组，得： ( 3-20) ( 3-21) （3-22）由式（3-21）、（3-22）联立可解得 （3-23） （3-24）再将式（3-22）、（3-23）代入式（3-20），略去（因为较小），解得 （3-25）上式左端，上式右端，由上面的计算我们可以得知，

43、0.66860.7125，即（3-25）成立。上式中c结构系数，其值直接影响着柱塞的工作状况。由机械力学可知，为了保证柱塞可靠工作，就c、和有一个最大的倾角。其值为： （3-26）考虑到实际情况，为了简化计算，可取，这样，式（3-25）中的系数c可以简化为下式， （3-27）c是一个结构系数，其值直接影响着柱塞的工作状况。由机械力学可知，为了保证柱塞可靠工作，就c、和有一个最大的倾角。如图3-4所示：图3-4 倾角与结构参数c的关系曲线通常，斜盘的倾角取为，由图3-4我们可以得知，因而c=4.5(令)，则最小含接长度与柱塞长度之比，最好要大于0.46，而实际上，否则会降低机械效率，增加柱塞的卡

44、塞危险性。3.2 缸体受力缸体由泵轴拖动，借助斜盘、滑靴及中心装置驱动柱塞，实现吸排油液，其受力较复杂。该型液压泵的主要环节之一，是配油面，从运转结构的观点，希望各滑动表面之间不发生金属直接接触，其间形成油膜。对于配流表面间，要想实现上述要求，缸体在运转过程应与配流盘表面保持平行，即不歪斜而平衡。为此，作用于缸体的诸力必须满足下述力平衡方程。如图3-5图3-5缸体受力分析图 （3-27） （3-28） （3-29） （3-30）（由于诸力均垂直于x轴，故自然平衡，至于，不影响配流表面）在讨论上述方程之前，先逐一讨论一下缸体所承受的各个力。缸体在运转过程中承受着下述诸力：斜盘的推压力f5；转子轴

45、承的支反力f7；中心加力弹簧的弹簧国fs；配流盘与缸体之间压力场的支承力fz，以及辅助支承力f8z等。在讨论时，我们取为o点为坐标原点的直角坐标系，如图3-5所示，假定力沿坐标轴正向为正，力矩以右旋为下，x轴正负分别为排油边和吸油边，亦即假定流盘为零重迭的。斜盘的推压力f5在讨论缸体受力时，摩擦力与惯性力较之工作阻力小得多，为了简化问题，略去不计，这样，由式（3-16）和式（3-25）我们可知， （3-30）式中p柱塞缸内的压力，或为排出压力，或为吸入边压力。该力可沿y、z轴线分解为两个分量：和，力通过柱塞底腔油液将缸体压向配流盘，与压排窗口相通的每个柱塞的为 （3-31）与吸入窗口相通的柱塞

46、的为 （3-32）而和由图3-5可以得出 （3-33）由第二章我们可以得知，奇数个柱塞的流量脉小，通常z=5、7、9等，为了讨论方便起见，假定液压泵的柱塞个数为z=2m+1(式中m为正整数)。由于z=7,m=3液压泵的工作情情况是：当时，有m+1个柱塞压排窗口相通，有m个与吸入窗口相通；当时，有m个柱塞压排窗口相通，有m+1个与吸入窗口相通。其中，为柱塞的角距， ；为缸体的转角，取一个柱塞缸中心与y轴线一致时为起点。这样一来，的总推压力为：当时 （3-34）当时， （3-35）由上式我们可以看出，这两种状态在缸体每转角交替重复。f5对x轴的力矩为当时将（3-31）、（3-32）、（3-33）、

47、（3-34）和（3-35）代入上式，整理得 （3-36）上式中，l0滑靴球铰中心中性面至缸配流表面的距离。同时，当时 （3-37）f5对y轴的力矩m5y为当时 （3-38）当时 （3-39）缸体与配流盘之间压力场的支承力及其力矩缸体与配流盘之间的压力场区域，如图3-5所示，由于缸体的柱塞窗口使其不限于配流窗口，而有所扩展。若相邻柱塞缸体窗口间的隔挡非常小，并假定s和0分别为配流表面的向压侧与低压侧的压力分布范围，为柱塞缸体窗口的开角，则当时， （3-40）当时， （3-41）如所周知，油液通过两平行圆板之间隙成放射流动时，任一点的压力按对数衰减，就所述及的情形，当假定泄油槽的压力为零时，如图3-6所示，在区域式中r1、r2内密封带的半径，p配油窗口的压力，或为ps,或为p0;在区域，p2=p;在区域,r3、r4外密封带的半径.压力场的总支承力为：