直轴式横向柱塞泵研究设计

1、 编号 淮安信息职业技术学院毕业论文题 目直轴式横向柱塞泵研究设计学生姓名学 号院 系机电工程系专 业机械制造与自动化班 级指导教师 顾问教师二一五年十一月摘 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。本设计对横向柱塞泵进行了研究设计，主要设计了柱塞泵部分主要的结构，例如，柱塞的结构型式泵体的结构型式缸体的结构型式等进行了一些结构设计，还有对零件的材料选用也进行了相关的研究与测试。该设计最后对柱塞泵的优缺点进行了整体的讨论研究，对今后的发展也进

2、行了展望。关键词:柱塞泵, 工艺路线，发展1AbstrAbstractHydraulic pump is to provide a certain flow and pressure to the hydraulic system of the power components in the oil, it is the core of each is indispensable in hydraulic system components, reasonable choice of hydraulic pump for the hydraulic system of energy consu

3、mption, improve the efficiency of the system, reduce noise, improve the working performance and ensure the reliable work of the system is very important.This design for horizontal plunger pump is analyzed, mainly on the analysis of the structure of plunger pump parts mainly, for example, the structu

4、re of the plunger type, structural type of pump body, cylinder body structure and so on are analyzed, and the material selection of parts. The advantages and disadvantages of the design of plunger pump has carried on the overall analysis, the future development are also prospected. Keywords:the incl

5、ined dish，pillar pump，outlook目录目 录摘 要IAbstractII目 录III第一章 绪论11.1横向柱塞泵简介11.2横向柱塞泵的工作原理2第二章 横向柱塞泵主要零部件设计32.1柱塞设计32.1.1柱塞结构型式的选择32.1.2柱塞结构尺寸设计42.1.3柱塞摩擦副比压P比功验算62.2配油盘设计72.3缸体设计102.4滑靴设计132.5变量机构设计152.6柱塞回程机构设计19第三章 横向柱塞泵主要零件受力分析213.1柱塞受力分析213.2滑靴受力分析23第四章 总结与展望294.1总结294.2展望29致谢30参考文献31III第一章 绪论第一章 绪论

6、1.1横向柱塞泵简介横向柱塞泵由于柱塞结构紧凑、工作压力高、效率高、容易实现变量等优点，因此被广泛应用于工作压力高、流量大而又需要调节的液压系统中。阀配流横向柱塞泵存轴配流横向柱塞泵耐冲击、寿命长、控制精度高。使其成为一种优良的高压泵，代表当今国际上液压泵制造的先进水平。但是，它技术含量高、加工制造难度大，国际上只有博世（ BOSCH）公司、沃依特（ VOITH）公司等少数几家公司能够生产。而博世公司只能生产90mL以下规格的泵，沃依特公司只生产 110一250mLr规格的泵。我国从80年代末90年代初有很多科研机构与生产厂家开始研究开发这种产品，但都没有取得实质性进展。主要因为在理论上有待深

7、化，在实际生产中不能解决转子与配流轴、滑靴与定子两对摩擦副烧研的问题。有些生产厂家在柱塞内孔通过浇铸轴承合金等方法来克服烧研，但效果并不理想。这种办法在小排量泵中使用，虽然能够防止摩擦副烧研的问题，但泵的使用寿命不长。由我国著名的液压专家卢望研究员和材料专家闰秉均教授及其课题组经过多年研究与开发，取得了“过平衡压力补偿方法及双排横向柱塞泵”和“一种新型高压大排量横向柱塞泵”两项技术专利、“合金奥氏体一贝氏体球铁开发应用研究”一项国家新材料技术成果。这些技术成果的取得，使我国横向柱塞泵的研制在设计理论与材料工艺方面取得突破性进展。兰州永新科技股份有限公司以上述两项专利与一项新材料技术成果为支持，

8、成功地开发生产的JBP系列机电控制式横向柱塞泵，是国家科技部“八五”攻关和国家科技部火炬计划项目。该泵在多家企业进行了2-3年的工业考核试验，性能优良。泵的技术发展一如其他产业的发展一样，是由市场需求的推动取得的。当今社会，可进发展日新月异，人们在以环保、电子等领域高科技发展及世界可持续发展为主所产生的巨大需求的大背景下，对于包括泵行业在内的许多行业或领域都带来了技术的飞速变革和发展。随着电子、计算机、材料、制造等相关技术的发展，多学科交叉应用于横向柱塞泵的研究，使仿真和试验更为接近现实，横向柱塞泵设计和优化的效率大大提高。产品的生命力在于市场的需求。如今的市场需求正是要求创新，做到与众不同，

9、正是这一点，造就了泵产品的多元化趋势。它的多元性主要体现在：1第二章 横向柱塞泵主要零部件设计 （1）输送介质的多样性 （2）产品结构的差异性 （3）运行要求的不同性从输送介质来看，最早泵的输送对象为单一的水及其它可流动的液体、气体或浆体到现在可输送固液混合物、气液混合物、固液气混合物，直至输送活的物体，如土豆、鱼等等。不同的输送对象对于泵的内部结构要求均不同。除了输送对象对泵的结构有不同要求外，泵的安装形式、管道布置形式、维护维修等方面对泵的内在或外在的结构也提出了新要求。同时，各个生产厂商在结构的设计上又加入了各自企业的理念，更加提高了泵结构的多元化程度。1.2横向柱塞泵的工作原理横向柱塞

10、泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动，造成密封容积的变化，来实现吸油和排油。横向柱塞泵的结构如图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r，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。缸体按n方向旋转，在范围内，柱塞由开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至。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。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。可见，缸体每转一圈，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。1-斜盘 2-回程

11、盘 3-滑靴 4-柱塞 5-缸体 6-配油盘 7-传动轴图1-1 横向柱塞泵工作原理3第二章 横向柱塞泵主要零部件设计给定设计参数最大工作压力 额定流量 =100L/min最大流量 额定转速 n=1500r/min最大转速 2.1柱塞设计2.1.1柱塞结构型式的选择横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2-1（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2-1（b）所示，柱

12、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，其值必须限制在规定的范围内。3）带滑靴的柱塞如图2-1（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。目前大多采用这种横向柱塞泵。图2-1 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

13、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2-1（c）所示的型式。2.1.2柱塞结构尺寸设计1）柱塞直径及柱塞分布塞直径柱塞直径柱塞分布直径和柱塞数Z都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上各柱塞孔直径所占的弧长约为分布圆周长的75%，即 由此可得 式中为结构参数。随柱塞数Z而定。对于横向柱塞泵，其值

14、如表2-1所示。表2.1柱塞结构参数Z7911m3.13.94.5当泵的理论流量和转速根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径为 式中 斜盘最大倾角，取=20°由上式计算出的数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径,应选取22mm.柱塞直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径，即 2）柱塞名义长度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，一般取： 这里取 。因此，柱塞名义长度应满足： 式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸长度，一般取。根据经验数据，柱塞名义长度常取： 这里取。3）柱塞球头直径按经验常取，如图

15、2-2所示。图2-2柱塞尺寸图这里取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，一般取，这里取。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=0.30.7mm；间距t=210mm。这里取。2.1.3柱塞摩擦副比压P比功验算 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。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应在摩擦副材料允许范围内，即 由此可得柱塞缸体摩

16、擦副最大比功为 上式中的许用比压许用速度许用比功的值，视摩擦副材料而定，可参考表2-2。表2.2材料性能材料牌号许用比压 Mpa许用滑动速度m/s许用比功Mpa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨铸铁10518柱塞与缸体这一对摩擦副，不宜选用热变形相差很大的材料，这对于油温高的泵更重要。同时在钢表面喷镀适当厚度的软金属来减少摩擦阻力，不选用铜材料还可以避免高温时油液对铜材料的腐蚀作用。2.2配油盘设计 配油盘是横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。配油盘设计主要是确定内封油带尺寸吸排

17、油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。液压泵是液压系统的动力源，也是液压系统的主要噪声源，降低液压泵的噪声是提高产品性能指标的重要措施。在轴向柱塞泵的噪音研究中发现，目前使用的轴向柱塞泵由于配流盘困油区设计的不合理而造成的流量脉动依然存在。因此，在关于斜盘式轴向柱塞泵的设计研究中有必要把轴向柱塞泵由流量脉动引起的流体噪音机理作为本次设计的重点与难点。图2-3 斜盘式轴向柱塞泵配流盘 图2-4压力变化比较如图2-3所示的配流盘的结构。窗孔A，B分别为排、吸油孔，并分别与泵体上的排、吸油相通。该配流盘的特点是过渡密封区的宽度大于柱塞缸体底部油窗孔的长度，为了消除困油现象而采取的卸荷措施，在A、B窗孔

18、两端设有减振孔。在安装配流盘时，使配流盘上的对称轴线NN相对斜盘的垂直轴线MM，沿缸体旋转方向偏转角（一般为），其目的是:使工作容腔在吸、排油交替时有较好的预升压和预卸荷，从而减低泵的噪声。在配流盘的过渡密封区上还有几个盲孔，直径，深度为，这些盲孔在与压油柱塞相通时，即充满压力油液，在紧接着切断时，孔内的油液便起着弹簧的作用，这样就形成了一个液压垫，起着润滑和缓冲作用。图2-3所示为没有采用卸荷结构而配流盘对称布置时，其压力变化情况。图2-4所示为上述配流盘的压力变化情况（即采用了卸荷结构，而偏转角的布置情况下）。从图2-4所示可以更清楚地看出上述结构的优点。在实际设计计算中，要综合考虑各方面

19、的因素，通过理论分析和具体计算，验证其性能指标达到设计的要求，使设计出的产品具有结构紧凑、能耗损失减少、价格低和性价比合理等特点。 （1）过渡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渡角大于柱塞腔通油孔包角的结构，称正重迭型配油盘。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击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。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及周期性的冲击载荷。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

20、击。（2）配油盘主要尺寸确定图2-5 配油盘主要尺寸1）配油窗尺寸配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径配油窗口包角，在吸油窗口包角相等时，取 为避免吸油不足，配油窗口流速应满足 满足要求。式中 泵理论流量； 配油窗面积，； 许用吸入流速，=23m/s。由此可得 =2）封油带尺寸设内封油带宽度为，外封油带宽度为，和确定方法为：考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取略大于，即 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得 联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸： （3）验算比压p、比功pv为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与

21、配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图4-9中的。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为式中 辅助支承面通油槽总面积；且：（K为通油槽个数，B为通油槽宽度） 吸排油窗口面积。根据估算：配油盘比压p为 式中 配油盘剩余压紧力； 中心弹簧压紧力； 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 式中 平均切线速度，=。 根据资料取。2.3缸体设计下面通过计算确定缸体主要结构尺寸（1）通油孔分布圆和面积图2-6 柱塞腔通油孔尺寸为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径

22、与配油窗口分布圆半径相等。即 式中为配油盘配油窗口内外半径。 通油孔面积近似计算如下（如图2-6所示）。 式中 通油孔长度，；通油孔宽度，；（2）缸体内外直径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2-7），即。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。图2-7缸体结构尺寸缸体强度可按厚壁筒验算 式中 筒外径，且=100mm。 缸体材料许用应力，对ZQAL94：=600800缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为 = 式中 E缸体材料弹性系数； 材料波桑系数，对刚质材料=0.230.30，青铜=0.320.35； 允许变形量，一般刚质缸体取，青

23、铜则取；符合要求。（3）缸体高度H从图2-7中可确定缸体高度H为 式中 柱塞最短留孔长度； 柱塞最大行程； 为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短； 缸体厚度，一般=（0.40.6），这里取0.5=11。2.4滑靴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面减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔和滑靴中心孔，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。滑靴设计常用剩余压紧力法。剩余压紧力法的主要特点是：滑靴工作时

24、，始终保持压紧力稍大于分离力，使滑靴紧贴斜盘表面。此时无论柱塞中心孔还是滑靴中心孔，均不起节流作用。静压油池压力与柱塞底部压力相等，即 =将上式代入式中，可得滑靴分离力为 设剩余压紧力，则压紧系数 ，这里取0.1。滑靴力平衡方程式即为 用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.0080.01mm左右。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。若选择适当的压紧系数，剩余压紧力产生的接触应力也不会大，仍有较高的总效率和较长的寿命。剩余压紧力法简单适用，目前大多数滑靴都采用这种方法设计。（1）滑靴的结构型式的选择滑靴结构有如图2-3所示的3种型式。图2-8滑靴结构型式图2-

25、8（a）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2-8（b）所式滑靴增加了内外辅助支承面。减小了由剩余压紧力产生的比压，同时可以克服滑靴倾倒产生的偏磨使封油带被破坏的情况。图2-8（c）所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。经比较，本设计采用图2-8（a）所示的结构型式。（2）滑靴结构尺寸设计图2-9 滑靴外径的确定滑靴在斜盘上的布局，应使倾角时，互相之间仍有一定的间隙s，如图2-4所示。1）滑靴外径： 一般取s=0.21，这里取0.2。2）油池直径 初步计算时，可设定，这里取0.8. 3）中心

26、孔及长度如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔和可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取 （或）=0.81.5=1.0mm 2.5变量机构设计横向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角，以改变输出流量的方向和大小。变量机构的型式很多，按照控制方式，可分为手动式、机动式、电动式、液动式、电液比例控制式等。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式，如图2-10。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。 图2-10变量执行机构以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图2-10(a)所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜盘改变倾斜角，如果用可逆电机

27、旋转丝杠可实现电动变量。图2-10(b)所示，在伺服阀C端用手轮或杠杆输入一位移量，称手动伺服变量式；若以电机或液压装置输入位移量时，则称电动或液动伺服变量式；如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值，则构成了压力补偿变量式。再如图2-10(c)中，用带有电磁阀的外液压源控制，可成为远程液控变量式；如果用伺服阀控制变量缸，并使泵出口压力为恒值，可成为恒压变量型式。由此可知，变量的型式是多种多样的，下面介绍其中最常用的几种变量机构。并予以比较选择。（1）手动变量机构手动变量机构是一种最简单的变量机构，适用于不经常变量的液压系统。变量时用手轮转动丝杠旋转，丝杠上的螺母直线运动带动斜盘改变倾斜角实

28、现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图2-11所示。图2-11手动变量机构原理及特征 图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量Q的方向和大小与变量机构行程y成正比。（2）手动伺服变量机构该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。手动伺服变量机构的原理图和变量特性如图2-12所示。图2-12手动伺服变量机构图中伺服变量机构由双边控制阀和差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活塞杆相连，变量缸的缸体与泵体相连。当控制阀处于中位时，斜盘稳定在一定的位置上。变量时，若控制阀C端向左移动，油路1和2连通，变量缸AB两腔都是泵出口压力。由于B腔面积大于A腔，变量活塞在液压力作用下向右移动，推

29、动斜盘倾斜角减小，流量随之减少。与此同时，由于阀套与活塞杆相连，阀套也向右移动逐步关闭油路l和2，于是斜盘稳定在新的位置上。反之，控制阀向右移动时，油路2和3连通，变量缸B腔与回油路接通，变量活塞在A腔液压力作用下向左移动，使斜盘倾角增大，流量也增大。同理，由于控制阀阀套的反馈移动，使斜盘稳定在新的位置。这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力，大大提高了变量的性能和精度。变量信号输入可以是手动，也可以是电动。如用外液压源可实现远程无级变量。因此，这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、机床等许多液压系统中。（3）恒功率变量机构恒功率变量机构是根据泵出口压力调节输出流量，使

30、泵输出流量与压力的乘积近似保持不变，即原动机输出功率大致保持恒定。变量机构原理如图10-3(a)所示。图中恒功率变量机构仍由双边控制阀和差动变量缸组成。与手动伺服变量机构不同的是控制阀C端由弹簧预压调定，D端用控制油路接通泵出口管路。利用液压力与弹簧力平衡的关系控制变量活塞，改变斜盘倾角。工作原理与手动伺服变量机构类似。 为使泵功率为一恒值，理论上，泵出口压力与输出流量应保持双曲线关系，如图5-4所示。但是，实际泵的变量机构都是采用弹簧来控制的。因此，只能用一段折线(一根弹簧)或二段折钱(二根弹簧)来近似替代双曲线。图2-11（a）所示的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量

31、特性。（4）恒流量变量机构恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力差调节输出流量，保持流量为一恒值。变量机构原理及变量特性如图2-12所示。图2-13恒流量变量机构原理及特征图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀(恒流量阀)和差动变量缸组成。控制阀C端预压弹簧调定后，节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中垃，斜盘倾角固定在某一角度，泵输出流量为调定值。当泵转速增加时，输出流量也相应增加。由于节流器面积不变，则节流器两端压力差增大，推动控制阀阀芯左移，带动变量活塞左移，斜盘倾角减小，流量城少，直至恢复到调定值。此时，阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀

32、芯处于中位，斜盘倾角稳定，泵输出流量为恒定值。反之，当泵转速减小后，输出流量减少。类似的分析可知，斜盘倾角会增加，流量也随之增加，仍保持为一恒定值。恒流量变星泵用于对液压执行机构要求速度恒定的设备中。例如，机床、运输机械等液压系统。但是恒流量变量泵恒定流星的精度不高，误差较大，这也限制了它的应用。恒压变量机构是一种与外界构成定值自动调节系统的调节器。该调节器是由测压元件与液压缸构成的。测压元件是由双边（或四边）滑阀与测压元件构成的。液压缸有单作用和差动或等积双作用之分。 图 2-14 恒压变量机构的示意图 图 2-15 恒压变量泵的流量特性曲线设计该伺服变量机构依据的是一个三通阀控制单作用液压

33、缸（如图2-14所示）。系统压力作用于滑阀的左端，与其右端的测压弹簧相平衡于中立（即阀口关闭）位置，当压力因外负载变化使平衡破坏时，若液压力作用大于测压弹簧的调定力，便使滑阀向右偏离中立平衡位置压力油液进入液压缸的大端，使液压泵斜盘机构的倾角发生变化，减少泵的输油率，因而使外载压力即系统压力降低，该压力传及滑阀左端，直到达到重新平衡在中立位置，即阀口关闭为止。反之，如果压力作用小于弹簧的调定力，则滑阀由弹簧作用而向左偏移，将液压缸大端泄压，在复位弹簧的作用下使液压泵的的斜盘机构反向移动，增加泵的输油率，因而使系统压力上升，直至使滑阀与测压弹簧平衡于中立位置为止。这种自动调节过程会使系统液压力不

34、随外负载变化而保持一个恒定值即调定值。17第二章 横向柱塞泵主要零部件设计2.6柱塞回程机构设计横向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘2，如图2-8，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙，并可调。回程盘是一平面圆盘，如图2-16所示。盘上为滑靴安装孔径，为滑靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。图2-

35、16 回程盘结构尺寸如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是短轴 长轴 和的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，取椭圆长短轴的平均值较合理，即 从图2-16中可以看出回程盘上安装孔中心O与长短轴端点A或B的最大偏心距相等，且为，因而 为了允许滑靴在任一方向偏离，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。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 式中 滑靴颈部直径； 间隙，一般取=0.51mm。27第三章 横向柱塞泵主要零件受力分析第三章 横向柱塞泵主要零件受力分析3.1柱塞受力分析柱塞是柱塞泵主要

36、受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油一周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下面主要讨论柱塞在排油过程中的受力分析，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。图5-1是带有滑靴的柱塞受力分析简图。图3-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：（1）柱塞底部的液压力柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力为 式中 泵最大工作压力。（2）柱塞惯性力柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度a，则柱塞轴向惯性力为 式中为柱塞和滑靴的总质量。惯性力方向与加速度a的方向相反，随缸体旋转角a按余弦规律变化。当和时，惯性力最大值为 （3）离心反力柱塞随缸体绕主轴作等速圆周

37、运动，有向心加速度，产生的离心反力通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为 （4）斜盘反力 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P及径向力 即 轴向力P与作用于柱塞底部的液压力及其它轴向力相平衡。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。（5）柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力和该力是接触应力和产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞腔的径向力T和离心力引起的接触应力和可以看成是连续直线分布的应力。（6）摩擦力和柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力为 式中 为摩擦系数，常取=0.050.

38、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和可以通过如下方程组求得 式中 柱塞最小接触长度，根据经验=，这里取=44mm； 柱塞名义长度，根据经验=，这里取=189mm； 柱塞重心至球心距离，=-以上虽有三个方程，但其中也是未知数，需要增加一个方程才能求解。根据相似原理有 又有 所以 将式代入求解接触长度。为简化计算，力矩方程中离心力相对很小可以忽略，得 （5-9）将式代入可得 （5-10） 将以上两式代入可得 式中为结构参数，且 3.2滑靴受力分析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面减少了接触应

39、力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔和滑靴中心孔，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。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图把滑靴压向斜盘，称为压紧力；另一是由滑靴面直径为的油池产生的静压力与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离。当压紧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。下面对这组力进行分析。（1）分离力 图3-2 滑靴结构及分离力分布图3-2为滑靴结构与分离力

40、，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漏量q的表达式为 若，则 式中为封油带油膜厚度。封油带上半径为的任仪点压力分布式为 若，则 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可通过积分求得。如图4-4，取微环面，则封油带分离力为 油池静压分离力为 总分离力为 （2）分离力滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力引起的，即 （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 即 将上式代入式中，得泄漏量为 =3 L/min （5-26） 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，

41、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。3.3配油盘受力分析不同类型的横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5-7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；配油窗口和封油带油膜对缸体1-辅助支撑面 2-外封油带 3-内封油带 4-吸油窗 5-过渡区 6-减震槽 7-排油窗图3-3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，使缸

42、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，当有个柱塞处于排油区时，压紧力为 当有个柱塞处于排油区时，压紧力为 平均压紧力为 （2）分离力 分离力由三部分组成。即外封油带分离力，内封油带分离力，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有所扩大，如图5-8所示。图3-4封油带实际包角的变化当有个柱塞排油时，封油带实际包角为 当有个柱塞排油时，封油带实际包角为 平均有个柱塞排油时，平均包角为 式中 柱塞间距角， ； 柱塞腔通油孔包角，这里取。1)外封油带分离力 外封油带上泄漏流量

43、是源流流动，对封油带任仪半径上的压力从到积分，并以代替，可得外封油带上的分离力为 =2)内封油带分离力内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力为 3)排油窗分离力 配油盘总分离力 第四章 总结与展望第四章 总结与展望4.1总结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。 选择液压泵的原则是:根据主机工况功率大小和系统对工作性能的要求,首先确定液压泵的类型,然后按系统所要求的压力流量大小确定其规格型号。一般来说,由于各类液压泵各自突出的特点,其结构功用和运转方式各不相同,因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵。一般在机床液