基于Solidworks的轴向柱塞泵的设计说明

1、基于Solidworks的轴向柱塞泵的设计目录中文摘要及关键词英文摘要及关键词ii引言i1 轴向柱塞泵的工作原理与性能参数31.1 轴向柱塞泵的工作原理31.2 斜盘式轴向柱塞泵白主要性能参数41.2.1 流量、容量、容积效率与结构参数51.2.2 扭矩与机械效率61.2.3 功率与效率72斜盘式轴向柱塞泵运动学分析82.1 柱塞的设计82.1.1 柱塞结构形式的选择82.1.2 柱塞的结构尺寸设计102.1.3 柱塞摩擦副的压力P及功率Pv的校核验算122.2 滑靴的设计132.2.1 滑靴结构型式的选择142.2.2 滑靴的尺寸的设计152.3 油盘的力学分析152.3.1 过渡区域的设计

2、162.3.2 计算配油盘上重要结构尺寸大小162.3.3 校核配油盘压紧力P错误！未定义书签。2.4 缸体结构的设计172.4.1 缸体的受力分析172.4.2 缸体直径的确定183直轴式轴向柱塞泵重要零件的受力分析201.1 对柱塞受力分析201.2 对滑靴面上所受到的力进行具体计算221.3 对配油盘的受力进行分析244 主要零件的材料的选择284.1 柱塞与缸体的材料284.2 配流盘材料的选择294.3 斜盘与压盘的材料选择295 Solidworks绘制三维立体图305.1 柱塞的三维图305.2 滑靴的三维立体315.3 配流盘的三维图325.4 缸体的三维立体图335.5 柱塞

3、泵总装配效果图33参考文献36致37基于Solidworks的轴向柱塞泵的设计摘要伴随着全球的工业技术的不断发展与进步，液压传动的也越来越被广泛的使用，作为液压传动系统的核心部分-液压泵，就显得尤为重要了。液压泵是用来给传动系统输送高压油的运动能力的部件，它是液压传动系统中最重要的一部分，选取一个合适的液压泵对传动体系来说有很大的作用，能够减少在正常工作时的能量消耗，提高工作效率，减少噪音污染，改善运动过程工作性能，使工作系统更加安全、稳定。本文主要对轴向柱塞泵的分类、结构组成进行了较为深入的研究，着重研究了柱塞、滑靴以及配流盘的结构，在此基础上还对其进行受力分析及强度计算，随后设计出符合要求

4、的液压泵结构，最终利用Solidworks软件对其进行三维模型的建立，并利用AutoCAD软件绘制完成其主要零件图以及装配图。在本文中采取了带滑靴的柱塞，这种类型的柱塞可以减小能量损失，增加了容积效率，而且柱塞采取了中空的方式，减小了柱塞泵的重量和惯性力矩，提高了承载能力。关键词：轴向柱塞泵；斜盘；配流盘；柱塞;缸体SolidWorksaxialpistonpumpbaseddesignAbstractWiththeglobalindustrialtechnologycontinuestoevolveandprogress,hydraulictransmissionisalsobecoming

5、morewidelyused,butasacorepartofthehydraulicdrivesystem-hydraulicpump,isparticularlyimportant.Hydraulicpumpisusedtotransportpartsathleticismdrivetrainhighpressureoil,whichisthehydraulicdrivesystemisthemostimportantpart,selectanappropriatepumphasaninvaluableroleinthedrivesystem,itispossibletoreducethe

6、normalworkingwhenenergyconsumption,improveefficiency,reducenoisepollution,improvethemovementperformance,makethesystemworkmoresecureandstable.Thispapermainlyaxialpistonpumpclassification,structure,compositionofspecificoptions,suchastheformofthecharacteristicsofaplungervalveplateandslipperwerediscusse

7、d,inadditiontoitsmechanicalanalysisandcalculation,youneedtocheckingitscheck,youcannotexceedthepermissiblevalue.Alsochecktheuseoftheblockmaterialisalsoverycritical.TodrawthefinalpartdrawingsandassemblydrawingsbytotalSolidworksdrawingsoftware.Keyword:Axialplungerpump;Swashplate;Portplate;引言众多的液压泵系列之中，

8、只有轴向柱塞泵能够在高压力、高转速及流量大的条件下较为理想地工作。轴向柱塞泵的紧密性好，占用空间小，转动时产生的离心力比其他的泵小得多，所以可在高速的条件下进行工作；并且轴向柱塞泵可以调节本身的容量，适用于多种不同的条件下。轴向柱塞泵是利用柱塞在在固定的容积作直线循环活动，因此增大或减小了柱塞腔中的体积，进而完成了吸油和排油。对于轴向柱塞泵来说，柱塞、配油盘、滑靴以及缸体都是它的重要组成部分。而柱塞是主要的受力零件，滑靴是高压柱塞泵通用的形式，原因是其能够适应高压力高转速条件下的需求，而缸体和配油盘的性能对柱塞泵的工作效率及寿命的作用非常大。它具有紧密性好、占用空间小、质量小、比径向柱塞泵的组

9、成方式简单、经济实惠等特点。它主要应用在工程机械、农业机械、冶金、船舶、机床等领域。最近几年以来，伴随着制造、计算机科技等的不断提高，轴向柱塞泵的高新技术不断推出新，且性能越来越好。近年来，我国的经济、科技不断推出新，在工业现代化的进程中，机械、冶炼金属等方面对轴向柱塞泵的要求越来越高，所以增加我国在轴向柱塞泵方面的研究，推出新技术也显得更加紧迫。对于轴向柱塞泵的探索及优化的过程已经非常久远了，其中为了改良轴向柱塞泵的脉动流量，减少震动及噪音，各国的专业人员做出了大量的试验，通过实验数据表明：轴向柱塞泵的流量大小被各方面因素的控制，理论的脉动流量比实际的脉动流量小很多，而且柱塞数目的奇或偶不会

10、对脉动系数产生影响。对于轴向柱塞泵的柱塞数选取奇数好还是选取偶数好的问题上，我国科学研究工作者在1982年了给出了结论“偶数泵同样可以很好地工作”，而且在1984年对这种观点进行了脉动流量对比测试,实验结果表明：偶数泵略小于奇数泵但是在1985年，德国的流体动力研究者从理论上推断出：偶数泵在受力和噪音方面上要比奇数泵好，经过仿真模型实验测出偶数泵的压力脉动是奇数泵的120%另外，工业大学的楚从计算机辅助制造方面进行研究，对斜盘式轴向柱塞泵做了具体的剖析，结果是：柱塞泵的柱塞数无论是选择奇数还是偶数对脉动流量几乎没有影响1o现在，我国许多大学分别从不同的方面对柱塞泵的流量脉动开始了彻底的探索，而

11、且所得到的结果无一例外地体现了轴向柱塞泵的脉动流量与柱塞数目选择奇数还是偶数没有关系，但是柱塞数目的大小会有影响。所以，对斜盘式轴向柱塞泵的实际流量脉动产生作用的因素是各种各样的，固有的理论分析难以达到较好的效果。大多数学者比较倾向按照配油盘的结构去分析斜盘式轴向柱塞泵的实际脉动流量，进而构成了比较完整综合的计算分析体系，但是泄露量对于真实的脉动流量的作用虽然进行了一定的探索与研究，但是往往缺少一个具体的分析体系。1轴向柱塞泵的工作原理与性能参数1.1 轴向柱塞泵的工作原理轴向柱塞泵是把柱塞沿着主轴的方向平均地布置在缸体的柱塞孔的一种液压泵。轴向柱塞泵分为径向和轴向两种形式，如图1-1所示为直

12、轴式轴向柱塞泵的结构组成，这种泵由缸体1、配油盘2、柱塞3和斜盘4等部分组成0c柱塞沿圆周均匀且对称的分布在缸体的部，而斜盘与缸体的中心线之间有一定的倾斜角度，而柱塞被弹簧的弹力紧固在斜盘上，配油盘和斜盘是固定不动的，当电动机在传动装置的连接下使柱塞泵开始工作时，带动了斜盘在缸体部转动，从而推动了柱塞在柱塞腔进行循环往复的直线运动，并且在配油盘的配油口的作用下实现了吸油与压油的过程。根据图1-1中所示，当缸体的旋转的角度为180-360之间时，柱塞是处于伸长状态的，从而使柱塞根部与缸体之间的体积扩大、压力缩小，然后经过配油口进行吸油的动作；当缸体的旋转角度为0-180之间时，柱塞向刚体收缩，导

13、致柱塞底部与缸体之间的容积变小，所以增大了部的压力，因此实现了排油的动作。每当缸体旋转3600,所有的柱塞都完成一次吸油与压油的过程。当改变了斜盘的倾斜角度，柱塞的伸长量随之改变，柱塞底部与缸体之间的最大容积也发生相应的变化，柱塞泵的排量会发生变化，当斜盘的倾斜的方向被更改时，则可以改变吸油与排油的方向，能够变为双向变量泵。3121-缸体2-配油盘3-柱塞4-斜盘5-传动轴6-弹簧图1-1轴向柱塞泵的结构原理图1.2 斜盘式轴向柱塞泵的主要性能参数给定设计参数最大工作压力Pmax60Mpa,额定压力p20Mpa额定流量Q160L/min,额定转速n3000r/min1.2.1流量、容量、容积效

14、率与结构参数轴向柱塞泵的几何排量qb是指柱塞在缸体的带动下转动3600所有的柱塞压出油的体积网，即,2rqbdZSmax4.2-dZDftan4(1-1)式中：d柱塞直径；Z柱塞数；Df柱塞分布圆直径；斜盘倾角。泵的理论流量q为1000Qnv(1-2)式中:v油泵的容积效率，我们通常取0.920.97,本文中取v0.95。计算:式中:1000160q56.14mL/r30000.95(1-3)在柱塞常会发生气体腐蚀现象，所以在分析完排量时，还需要进行做检验1n3cnmaxqCp(1-4)Cp一常数，对于进口无预压的油泵Cp取5400;对于进口压力为5kgf/cm2pp的油泵Cp9100。130

15、00356.143191.45Cp60p所以主参数排量符合设计要求。根据上面的泵的几何排量计算公式qbd2ZSmax-d2ZDftan冏，柱44塞直径d,分布圆直径Df,柱塞数Z都在很大程度上影响液压泵的性能，而且当选择了电动机之后则传动系统的转速n也随之确定。当提高或减小流量的大小或方向，提高或减小斜盘的倾斜度即可。在斜盘式轴向柱塞泵中，斜盘的最大倾斜度max的值在1518围之，在本文中由于遭到结构等条件的作用，令max18。对于柱塞数Z的值，可以根据实际的经验来确定，一般在半圆环型的情况下Z7,而在贯通轴型的情况下Z9,这样能够使得结构更加的紧凑。所以在本文中可取Z7。在最初计算时30.7

16、5,则可以按照下面的公式进行计算Rf：2RfRf3Zq1.1253tan3.3cm33mm(1-5)然后再通过排量公式来确定柱塞的直径:d2q.ZRftan2.18cm21.8mm(1-6)由于上面公式中计算出的d21.8mm需要进行圆整，所以应选d22mm排量的大小是对柱塞泵的性能影响最大的参量之一5,在型号完全一致的柱塞泵中，当排量越大时，泵做功大小也随之增大，所以在一般情况下用泵的排量来区分泵的型号1.2.2扭矩与机械效率在不计摩擦损失的情况下，泵的扭矩即为理论扭矩Mtb大小为:tbpbq120.0246106223.140.047106N/(1-7)其中Pb为泵吸、排油腔压力差。需要考

17、虑摩擦损失，泵的扭矩即为泵的实际扭矩Mgb大小为:MgbMtbMb0.0471060.0051060.043106N/m(1-8)斜盘式轴向柱塞泵的由摩擦所引起的能量损失严重的有三处，分别发生在缸体底面和配油盘面之间、两个滑靴平面中间、柱塞与缸体接触部分出现的地方滚动轴承转动时也会产生一定程度的摩擦现象。柱塞泵的，、乙1rt.p.f头际扭矩总机械效率-理论扭矩bm叫0043U0.91Mtb0.047106(1-9)经过查表可知斜盘式轴向柱塞泵的机械效率的围是bm0.880.936,故而此泵的设计是合理的。1.2.3功率与效率当所有方式所产生的损耗都忽略，柱塞泵工作时的理论功率Ntb为NtbPb

18、Qtb2nMtb(1-10)3000Ntb23.140.0476010614758kw而柱塞泵的实际功率Ngb为一C一1Ngb2nMgbbm(1-11)Ngb300023.14-600.043106114838kw0.91规定泵的实际总效率输出功率输入功率NtbNgbvbm0.90(1-12)上式的意义为：柱塞泵的总效率机械效率般的轴向柱塞泵的总效率为0.850.907,故而本设计中的泵满足设计要求。2斜盘式轴向柱塞泵运动学分析2.1 柱塞的设计2.1.1 柱塞结构形式的选择根据规定，普通的轴向柱塞泵所使用的柱塞都采取圆柱形式。然而圆柱形的柱塞由于头部采用的组成结构不一致，大概包括三类网：(1

19、)点接触式柱塞如图2-1(a)所示，此类柱塞的头部为球形，与斜盘的接触为一点，这类的柱塞结构简单并且加工容易，另外其价格低廉。但是这类柱塞的头部与斜盘直接接触，导致头部的接触应力非常大，所以柱塞的头部容易磨损或发生胶合现象，导致其寿命减小，所以这类柱塞不能进行大排量的工作。因此这类柱塞不能满足当今的批量生产的技术发展，故而使其被淘汰。(2)线接触式柱塞如图2-1(b)所示，这类柱塞的柱塞头上安装了摆动头，而且摆动头还可以环绕着柱塞球的中心进行循环往复的摆动。这类的柱塞是通过摆动头上部分的平面与斜盘面进行配合，从而减小了接触应力，所以使用这种柱塞的液压泵可以承受较大的压力。但是这种柱塞的摆动头部

20、与斜盘面之间利用润滑油来降低摩擦力，相当于一个普通滑动轴承，所以根据滑动轴承的滑动条件，必须把压力p、pv值以及速度v的值限制在一定的围。(3)带滑靴的柱塞如图2-1(c)所示，柱塞的顶部也是安装了摆动头，即为滑靴，这个滑靴也能够环绕柱塞球的球心进行往复转动。斜盘面与滑靴之间为面接触，所以面间的接触应力小，因此能够承受大的工作压力，同时还有较高的工作寿命。液压油可以通过柱塞和滑靴的轴心孔，并且沿着滑靴的平面进行渗漏，所以能够在滑靴平面与斜盘面的接触部分产生润滑油膜层，这样可以降低表面间由于摩擦所引起的能量损失，使得柱塞的寿命有了很大的提高，另一方面也减小了经济损失。由于这类的柱塞有很高的性能，

21、能够满足各方面的要求，所以当今的各个领域都采用这种轴向柱塞泵。(a)点接触式柱塞(b)线接触式柱塞(c)带滑靴的柱塞图2-1柱塞结构形式从工作效率、质量等方面进行分析，柱塞最好做成中空的形状，这样既同以减小柱塞泵的重量，又能增加柱塞工作时的承载能力，并减小柱塞在运动时候的惯性力矩。采用中空形状的柱塞还可以使柱塞底部的高压力液压油进入，从而使得柱塞的局部向外变形扩，减小柱塞与缸体之间的缝隙，减少液压油的泄露，提高了整体的密封效果。柱塞的空心部位还可以安装弹簧，使柱塞能够紧紧地靠在斜盘上，同步性较好，随斜盘的转动而进行往复运动，实现吸、压油的动作。但是采用中空的形式，不可避免地会提高柱塞在吸、压油

22、动作中的不进行工作的容积的大小，在压力较高的柱塞泵之中，由于液压油的被压缩量比较大，所以这部分无效的容积会增加能量的损失，从而降低了液压泵的容积效率。综上所述的性能特点，所以在本文中选取图2-1(c)所示的形式，选择带滑靴的柱塞，在一定程度上，减少缸体部的摩擦，提高整体的密封性。2.1.2柱塞的结构尺寸设计(1)柱塞直径dz及柱塞分布直径Df柱塞直径dz、柱塞分布直径Df以及柱塞数Z的关系都是密不可分的。通过实践经验，在缸体上每个直径为dz的柱塞沿缸体均匀分布，其所占的弧的长度占分布圆周长Df的75%:(2-1)管075故可得DfZ.m2.97dz0.750.75(2-2)式中m为结构参数。在

23、直轴式轴向柱塞泵中，参数m的值如表9所示表2-1柱塞结构参数mZ7911m3.13.94.5由计算得出柱塞的直径dz22mm,当柱塞直径dz确定之后，在达到流量的工作条件下，可以计算Df,当Qfb取160L/min时(2-3)4QfbDf262mmdztanZnb(2)柱塞长度l对于直轴式轴向柱塞泵来说，会有很大的径向力T作用在柱塞圆球上，所以在设计时要保证柱塞能够通畅运动，并且还使其密封有足够的长度，因此应该满足存在最小的留孔长度10,其值通常为:pb20Mpa,101.41.8dz(2-4)pb30Mpa,1022.5dz(2-5)(2-6)所以柱塞的长度要满足:110smax1min公式

24、(2-6)中的Smax为柱塞所运动的最大行程；1min是柱塞向缸体外伸长的最小距离，其取值一般是1min0.2dz12.4mm。根据实践的经验，可取得长度为:pb20Mpa2.73.5dz(2-7)pb30Mpa3.24.2dz(2-8)所以取13dz66mm(3)柱塞头直径di根据以往的实践经验，可取0.70.8dz,其结构如图2-2所示。di图2-2柱塞的结构保证柱塞在彻底排出油液之后圆柱面能够全部进入柱塞腔的部，所以要让圆柱面与柱塞球头的球心之间的距离保持恒定，通常ld0.40.55dz,在本文之中ld0.5dz11mm。(4)柱塞均压槽在高压的轴向柱塞泵之中，通常在柱塞的表面上会加工出

25、一系列的环形的均压槽，这些均压槽可以改善柱塞的结构性能，如能够均衡侧向的压力、可以改善柱塞在工作时的润滑条件，并且还有储存工作时所产生的杂质。一般取均压槽的深度尺寸h0.30.7mm,两均压槽之间的间距尺寸t210mm。2.1.3柱塞摩擦副的压力P及功率巳的校核验算首先对柱塞和缸体这对摩擦副进行分析，当摩擦副之间的接触应力超过许用应力值时，不仅能增加对摩擦副的磨损，而且还会对柱塞和缸体产生损坏。所以我们要把压力P的值控制在一定的围之，不允许其超过摩擦副材料的许用围。通常柱塞伸出缸体的最大长度时的接触应力最大，则利用这个值来计算压力值，即Pmax2dd11220.11033910320.421M

26、pap40Mpa(2-9)另外，为了把柱塞与缸体的相对运动的最大速度控制在一定的空间，使其不大于摩擦副材料所允许的区间，其大小应为vmaxRftan19.5104.66tan181030.55msv8ms(2-10)所以可计算出柱塞和缸体之间的摩擦副的最大功率为pmaxVmax210.5511.55Mpam/spv60Mpam/s(2-11)上述几式中的p、v、pv的值根据材料的性能来确定，如表2-2所示10。表2-2材料的性能许用压力p/Mpa许用速度v/ms许用比功pv/Mpam.sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨铸铁10518对于缸体和柱塞这对运动摩擦副来说，由于在

27、工作时柱塞进行往复运动,所以缸体与柱塞之间会产生摩擦热，对材料的力学性能和变形产生较大的影响，故而不适合选取热变形大或对温度变化敏感的材料。为了改善材料的性能，我们要在柱塞材料的表面镀一层较厚的质软的金属，从而降低摩擦副之间的摩擦力。为了提高零件的使用寿命，最好不选用铜作为摩擦副材料，这样可以避免当液压油温度过高时在铜表面上的腐蚀破坏。2.2滑靴的设计如今为了使柱塞泵能够在高速、高压的条件下进行工作，绝大多数的高压的斜盘式轴向柱塞泵都采取滑靴的结构形式。滑靴与斜盘之间采用面与面的方式进行配合，这样在提高配合时的面积的同时，有效降低了接触应力，并且还可以降低液压油的损耗。同时柱塞下面的压力油可以

28、经过柱塞轴心的孔和滑靴的轴心的孔，进入滑靴和斜盘的配合面的接触处，形成一层油膜，从而在很大程度上减小了摩擦副在工作时的摩擦阻力，提高了零件的使用寿命，并且提高了机械效率，能够满足高速、高压的需求。在对滑靴进行设计时，保证使其紧固在斜盘上，有两种比较合理的方案：一种是静压支承，另一种是剩余压紧力的方法，但通常采用剩余压紧力的方法。这种力能够保证其一直比分离力大，所以能够让滑靴很好地贴紧斜盘面。利用这种方法进行紧固的滑靴，与斜盘面之间的油膜比较薄，具围大概在0.0080.1mm之间。并且高压油的泄漏量比较小，能提高容积效率。但是有一定的缺点，接触平面处的摩擦力过高，使机械效率下降。当选取的适当地压

29、紧力时,不但不会使总效率降低，反而还会增加，并有效地提高了其使用寿命。2.2.1滑靴结构型式的选择滑靴的结构形式有以下几种，如图2-3为滑靴的常用形式。（a）简单型（b）凹槽式（c）开路式图2-3滑靴的结构型式在图3-3中，（a）图所示的是一种简单型，是当今机械领域较为常用的一种型式，这种结构型式的滑靴静压油池大，没有辅助支承面，只有油封带。图（b）与（a）所示的结构有了很大的不同，这类滑靴相比（a）中的滑靴增加了部和外部的辅助支承面。这样的结构型式使得由剩余压紧力所产生的比压降低了，而且可以补偿由于滑靴偏移之后对密封油带所造成的磨损。图（c）所示的结构型式，这种型式比前两种更加复杂，同时其性

30、能也更高，其特点是在支承面上面开设了阻尼形状的环形槽和缝隙阻尼一起形成阻碍，实现静压支承。考虑到成本和成本效益，所以本文采取（a）图所示的滑靴结构。2.2.2滑靴的尺寸的设计LDiJ/I!JxL:/sIy乂-;,-、/R!,/ii图2-4滑靴的外径及通油口尺寸(1)滑靴的外部的直径D2：D2Dfsins16mm(2-12)通常s=13,在本文中取为3。(2)油池的直径大小D1：D1最初假定50.94D2D10.94D215mm(2-13)(3)计算柱塞和滑靴的中心孔直径以及长度。在设计滑靴时，如果采用剩余压紧力的方法，那么中心孔可能起不到节流的作用。想要保证滑靴能够安全可靠地运动，do、&、l

31、o取值如下d04mmd12mml012mm2.3 油盘的力学分析配油盘是轴向柱塞泵中不可或缺的零件，其主要作用是隔离吸、排油口的高压油液，并且能够用来承受缸体高速旋转时所产生的轴向载荷。配油盘设计的结构情况控制了高压柱塞泵的工作寿命和效率。其主要的尺寸有内密封油带的尺寸、吸排油窗口的尺寸、和辅助支承面的尺寸2.3.1 过渡区域的设计在设计配油盘的具体结构尺寸时，要保证吸排油窗口要完全的隔离和密封，所采取的措施为：配油盘的过度角比柱塞腔油口的包角大。采用类似型式的配油盘，当高压力腔和低压力腔被柱塞连接贯通时，柱塞部的高压油在压力不同的影响下产生冲击压力；在这种冲击压力的作用下会产生很大的噪音并且

32、增大了功率的损耗，使总体的效率下降，也在很大程度上影响了柱塞泵的使用寿命。在减小或防止压力冲击的产生的同时，使柱塞腔的压力差能平缓地过渡。2.3.2 计算配油盘上重要结构尺寸大小(1)密封油带的尺寸令环封闭油带的尺寸宽度为b2,外环封闭油带的宽度尺寸bi。由于外圈密封油带安置在较大直径上，还受到转动时产生的离心惯性力的影响，导致其渗露量大于圈密封油带。令bib2,即biRiR20.125dz(2-14)b2R3R40.10.125dz(2-15)在配油盘受力平衡之后，根据平衡方程得(2-16)R2R；R2-Zd2J,R1R3InIn-R2R4通过上述方程组可求得：R168mmR264mmR34

33、9mmR445mm2.3.3 校核配油盘压紧力p配油盘总支承面积为：_2_2_2_2F-D2D；D12D2F1F2F34其中F1为辅助支承面上油槽的面积；SiKBRR5(K油槽数,宽)S2、S3一吸、排油口面积。根据以往经当估算得：S1034mm2PyPt2KBR5Rp-284pap300pa(2-17)B一油槽(2-18)图2-5配油盘结构及尺寸其中Ry一剩余压紧力；5弹簧弹力。2.4 缸体结构的设计2.4.1 缸体的受力分析(1)斜盘作用在缸体上的力在发动机的带动下斜盘旋转运动对滑靴产生了摩擦力，力又被柱塞作用在缸体上；斜盘对给柱塞的作用力中，还有沿半径方向的挤压力以及在转动时产生的离心作

34、用力的作用下造成的摩擦力F2、弹力F3和高压力等在斜盘上引起的反力。现为了计算方便，可以忽略一些无关紧要的力，主要虑油压造成的反作用力和力矩。(2)配流盘和缸体之间的流体的作用力F1配流盘与缸体之间由流体产生的作用力主要有两种，一个是从腰形进出油口渗入缝隙中的油压反力，另一种是配流盘表面的辅助支承力。通常忽略接触平面产生的摩擦力。Fi图2-6缸体受力分析图2.4.2 缸体直径的确定在设计缸体时，要保证在有温差和受力的情况下，各部位的变形量一直的情况下，所以应让缸体各处的壁厚相同，即图2-7缸体的尺寸对缸体壁厚进行强度校核Pbd2dWd2_2239223923922239212560129kgf

35、cm2(2-19)dw一缸筒外部直径，dwdz2;一缸体所用材料的许用应力，此处采缸体用ZQAL94材料，许用应力600800kgf/cm2。缸体的变形量:dz390.0048mm二Pb20.3125600.0038mm2F21034E一材料的弹性模量；一波桑系数，钢：0.230.30,青铜：0.320.35。故缸体壁厚的取值符合要求。3直轴式轴向柱塞泵重要零件的受力分析3.1 对柱塞受力分析在直轴式轴向柱塞泵中，大部分的力都由柱塞承受。每个柱塞随着缸体而旋转，每旋转180完成一次吸油或排油，旋转一周时恰好能完成一次吸、排油的过程，但是柱塞在吸油、压油的过程中所遭受的压力是不一样的。PtLj图

36、3-1柱塞受力图柱塞在工作时受到液压力、惯性力、离心力及缸体的摩擦力Fi和斜盘作用反力11(1)高压油所给的液压力PbPbd2Pmax201034010612560N44(3-1)其中Pmax一柱塞泵的工作最大压力。(2)柱塞往复运动时的惯性力PbG2.PBmzaRftancos101Ng(3-2)其中mz一柱塞与滑靴的质量和。惯性力Pb的大小随着缸体的转动而变化，当0和180时，所产生的惯性力达到最大，即Gz2.PBmaxRftang0.6103150019.51032tan18243N60(3-3)(3)离心力PtPtmzatGzgRf243907Ntan18(3-4)(4)斜盘的作用反力

37、斜盘的反作用力经过柱塞顶部球头传递给柱塞，这个力可分为轴向的分力P和径向的分力T0,即PNcos12560cos1812132N(3-5)T0Nsin12560sin183250N(3-6)斜盘作用在柱塞上产生的反作用力的分出的轴向力需要由柱塞根部的高压力油的力来抵消，而所分出的径向分力让柱塞出现弯矩，并产生接触应力，从而影响缸体的正常工作，所以应尽可能的减小斜盘作用力。3.2 对滑靴面上所受到的力进行具体计算在液压泵正常工作时，滑靴会受到一组作用力，且方向相反。一个是柱塞根部的高压油使滑靴紧贴到斜盘上，称之为压紧力Py2；另一个是滑靴面上由泄露的油产生的油膜的反力，称之为分离力。图3-2滑靴

38、受力分析图(1)分离力Pf3泄露的油量：qJpJ(3-7)6ln&R当P20时，qPilnR2Ri一油膜厚度图3-3滑靴所受分离力的分布密封油带上任意一点所受的压力为lnR2PrrPiP2PR2lnRi(3-8)R2ln假设P20,那么PrPiR2lnRiP2(3-9)根据方程3-9可有，当柱塞半径增大时，密封油带上的压力按对数的规律下降。令微环面为2rd,则R2Pf2RPr2drRjD222DR2RiPiRi2lnR2Ri(3-i0)静压油池的分离力PfiR12pl，总分离力:PfPfiPf2Pi2I4iiI42lnii20.I6I05KN(3-II)(2)压紧力PyPbPy一cosP.2P

39、b4zcos1256013KNcos18(3-12)(3)受力平衡方程,当压紧力Py与总分离力相等时有故有PiPb2Pbzcos2r2dfln2lnRiRi2cos4R2R(3-13)(3-14)3已知q(3-15)Pipd3pbd12mR2R22zcos3_3_320.001320.11033910312210714211210*6cos183Lmin另外滑靴还受到一些影响较小的力，像滑靴和斜盘面之间的摩擦力，滑靴转动时所产生的离心力等。部分力可以利于滑靴的运动，而有的却对滑靴表面产生磨损，所以在设计滑靴时我们应该注意综合考虑对滑靴的影响。3.3对配油盘的受力进行分析在柱塞泵正常转动时，由于

40、缸体时高速旋转的，会与配油盘形成两种主要的力，即压紧力Py和分离力Pf21配流窗孔2一部密封油带3外部密封油带4辅助支承5一泄油槽3-3配流盘的结构(1)预紧力Py的计算当柱塞泵的柱塞为奇数，有Py11个在排油区是,2392410612560py1得24150N(3-16)Z1个柱塞在排油区时,Py2为Py2Z1.291-dzPbPymin241239241061256019320N(3-17)根据Py得出，Py21735(2)总分离力Pf的计算分离力PfPf1Pf2Pf3(3-18)其中Pn外密封油带分离力;Pf2一密封油带分离力;Pf3一高压油对缸体的分离力当2Z如果12图3-4配流盘上的

41、油口所受压力围角的柱塞处于压油区域时，真实包角1得1iZ10(3-19)1的柱塞进入排油区时，实际包角2Z3(3-20)所以平均实际包角(3-21)一柱塞间距角,0一柱塞腔的通孔的包角,1）外密封油带分离力Pf1pR2R；Pf1Pb41nBR2722一17159fR22Pb41nli10612560(3-22)2）圈密封油带分离力Pf2Pf2R；R42RT-4InR4PbR2Pb2267911109-9-112106125605.2N42107In1129(3-23)3）排油窗分离力Pf3Pf3P_2_2722_R2R3Pb1511125601.6N229(3-24)由公式3-18得Pf3.4

42、5.21.610.24主要零件的材料的选择4.1 柱塞与缸体的材料柱塞和缸体的材料在选择时，主要有两种方案可以选择：硬柱塞软缸体和软柱塞硬缸体13。硬柱塞的常用材料有18CrMnTiA、20Cr、12CrNi、40Cr、GCr15、9SiCr等,前三种需要进行表面的渗碳处理，并且厚度要0.81.2mm,然后进行淬火达到HRC5663;类似9SiCr这样的工具钢，其热加工后的变形小，金相组织稳定。而GoCr15这类材料在热加工后，出现应力集中时破坏较大，并柱塞容易有断裂的危险，所以在设计时尽可能得减少使用。缸体常用的材料为ZQSn101、ZQAlFe94,也可以选择耐磨铸铁或球墨铸铁等。为了节省

43、成本，要减少铜的使用，采用20Cr、12CrNi3A等作为基体再镶嵌套筒。4.2 配流盘材料的选择在选择配流盘的材料时要与缸体相对应，同时具有良好的抗胶合能力，首选的材料有ZQSn101、Cr12MoV等。在渗碳淬火后需要保证金相组织的稳定，所以还要进行冷却处理和时效处理。4.3 斜盘与压盘的材料选择斜盘一般应具有较好的硬度，故选用GoCr15,淬火之后硬度为HRC5862,其硬度值能够满足使用要求。压盘在材料的选择时应具有一定的抗胶合能力，所以常选18CrMnTi,渗碳淬火后硬度为HRC6065,为了避免压盘的油孔划伤滑靴，应该将油孔边进行倒圆处理5Solidworks绘制三维立体图Soli

44、dworks是如今比较常用的计算机辅助三维立体绘图软件，可以以拉伸、旋转、扫描、放样等特征形式形成的实体，具有全面的零件实体建模功能。SolidWorks是基于参数化和特征造型技术的软件，对其进行二次开发应遵循参数化CAD的原则。在Solidworks的模拟功能中，不仅可以做机构的运动分析，模拟机构的具体运行时的过程，而且还可以把工作时的具体运行过程演示出来。利用其绘制的立体仿真图形比平面图形更加清晰明了，具体的装配情况也可以一目了然。5.1 柱塞的三维图经过计算得出柱塞球头和柱体等部分的结构，并且通过强度校核满足柱塞所选用材料的许用要求，确定了柱塞的具体结构尺寸，最后利用Solidworks

45、软件的旋转命令得到柱塞的三维实体模型。图5-1柱塞三维实体模型5.2 滑靴的三维立体选取合理的滑靴形式后，经过计算可以得到滑靴的结构尺寸，通过强度校核，能够满足滑靴材料的许用值要求，按照图5-2所示进行绘制草图，旋转后可得到图5-3所示的滑靴三维实体模型。图5-2滑靴草图图5-3滑靴的三维实体模型5.3 配流盘的三维图根据给定的设计参数，可以带入公式计算出配流盘的油口、过渡区域等部分的结构尺寸，然后进行了强度的校核计算，满足了材料的许用应力的围，在Solidworks中经过拉伸等步骤即可得到配流盘的三维实体模型，如图5-4所示图5-4配流盘的三维实体模型5.4 缸体的三维立体图在柱塞、配流盘等的尺寸确定后，可以得到缸体的具体尺寸，在经过校核后，其尺寸大小可以满足材料的许用值要求。在Solidworks中经过拉伸、旋转等命令可以得到缸体的三维实体模型。图5-5缸体的三维实体模型5.5 柱塞泵总装配效果图在各部分的结构尺寸都确定后，可以把各部分组合起来，得到整体的三维实体效果图，如图5-6所示。在图中还可以进行柱塞仿真的运动过程，从而看出设计不合理的地方，进行修改图5-6总装配效果图6结论柱塞泵是所有的液体压力传动系统中不能或缺的部件，设计出安全可靠的柱塞泵对液体压