轴向柱塞泵设计 毕业论文

1.轴向柱塞泵概述

1.1轴向柱塞泵简介

轴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。

轴向柱塞泵可分为阀配流与轴配流两大类。阀配流轴向柱塞泵存在故障率高、效率低等缺点。国际上70、80年代发展的轴配流轴向柱塞泵克服了阀配流轴向柱塞泵的不足。由于轴向泵结构上的特点，轴配流轴向柱塞泵耐冲击、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 110一250mL／r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轴向柱塞泵”和“一种新型高压大排量轴向柱塞泵”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，使我国轴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，成功地开发生产的JBP系列机电控制式轴向柱塞泵，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，多学科交叉应用于轴向柱塞泵的研究，使仿真和试验更为接近现实，轴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，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) 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。

基于可持续发展和环保的总体背景，泵的运行环境对泵的设计又提出了众多的要求，如泄漏减少、噪声振动降低、可调性增加、寿命延长等等均对泵的设计提出了不同的侧重点或几个着重点并行均需考虑，也必然形成泵的多元化形式。

目前我国的轴向柱塞泵技术还比较落后，但旺盛的需求对轴向柱塞泵技术的发展有很大的推动作用。因此只要能紧跟国际技术潮流，发挥后发优势，一定能赶上国际先进水平，甚至后来居上。

1.2直轴式轴向柱塞泵的工作原理

轴向柱塞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。直轴式轴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180?～360?范围内，柱塞由180?开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至0?。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?，柱塞在斜盘约束下开始不断进入腔内，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。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。如果改变传动轴的旋转方向或斜盘的倾斜方向，就可改变泵的吸、排油方向；泵的排量大小可通过改变斜盘的倾角r的大小来实现。这也是斜盘式轴向柱塞泵通常为双向变量泵的原因。

1-斜盘2-回程盘3-滑靴4-柱塞5-缸体6-配油盘7-传动轴

图1-1 直轴式轴向柱塞泵工作原理

2.直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计给定设计参数

最大工作压力

max 40

P MPa

=

额定流量Q=100L/min

最大流量

max 200/min

Q L

=

额定转速 n=1500r/min

最大转速

max 3000/min

n r

=

2.1柱塞设计

（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。目前大多采用这种轴向柱塞泵。

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）柱塞结构尺寸设计

（3）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 9

3.820.750.75f D Z m d ππ

Z

=

≈

== 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2-1所示。

表2-1柱塞结构参数

Z 7 9 11 m

3.1

3.9

4.5

当泵的理论流量tb 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 .7mm 214d 3

≈=γ

πtg Zn m Q b tb

Z （2-1）

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22mm.

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 （2-2）

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 4420==。 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 4.42.0min ==。

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 775.3==。 3）柱塞球头直径1d

按经验常取1(0.70.8)z d d =-，如图2-2所示。

图2-2柱塞尺寸图

这里取mm d d Z 188.01==

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 115.0==。

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==。 （3）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。取柱塞伸出最长时的最大接触应力作为计算比压值，则 Mpa l d p p Z 231

21

max ==

（2-3） 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 s m v s m atg R v f /8/55.0max =<==γ （2-4）

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功max max p v 为

s Mpam pv s Mpam tg R l d p v p f Z /60/5.1121

1

max max =<==

γω （2-5） 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2-1。

表2-1材料性能

材料牌号 许用比压[]p

Mpa 许用滑动速度[]v

m/s 许用比功[]pv Mpa.m/s ZQAL9-4 30 8 60 ZQSn10-1 15 3 20 球墨铸铁

10

5

18

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0d '和滑靴中心孔0d ，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，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0d '还是滑靴中心孔0d ，均不起节流作用。静压油池压力1p 与柱塞底部压力b p 相等，即 1p =b p

将上式代入式22

11

22

21ln

2()cos z b R d p R p R R γ

=-中，可得滑靴分离力为 )(3ln 2)

(1

2

21221N p R R R R p b =-=

π （2-6）

设剩余压紧力y y f p p p ?=-，则压紧系数 0.050.15y y

p p ??==-，这里取0.1。

滑靴力平衡方程式即为

)(8.2)1(N p p y f =-=? 用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.008～0.01mm 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2-3滑靴结构型式

图2-3（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2-3（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2-3（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2-3（a）所示的结构型式。

（2）滑靴结构尺寸设计

图2-4 滑靴外径的确定

γ=时，互相之间仍有一定的间隙s，如图滑靴在斜盘上的布局，应使倾角0

2-4所示。

D：

1）滑靴外径

2

mm s Z

152.09

sin

43sin

D D f 2=-?=-=π

π

（2-7）

一般取s=0.2～1，这里取0.2。 2）油池直径1D

初步计算时，可设定

1

2

0.60.8D D =-，这里取0.8. mm D D 12158.08.021=?= 3）中心孔0d ﹑0d '及长度0l

如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔0d 和0d '可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取

0d （或0d '）=0.8～1.5=1.0mm

2.3配油盘设计

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。

配油盘设计主要是确定内封油带尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。

（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

a

1

a的结构，称正重迭型配油盘。具有这种结构的配油盘，大于柱塞腔通油孔包角

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

D

配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径

f

，在吸油窗口包角相等时，取

配油窗口包角

12

02

a a a ?ππ+=-

=- 为避免吸油不足，配油窗口流速应满足 []002

2.33/tb

Q m s F υυ=

=≤= 满足要求。 式中 tb Q —泵理论流量； 2F —配油窗面积，220

223()2

F R R ?=

-；

[]0υ—许用吸入流速，[]0υ=2～3m/s 。 由此可得

22

23

R R -=[]

002t

Q v ? 2) 封油带尺寸

设内封油带宽度为2b ，外封油带宽度为1b ，1b 和2b 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1b 略大于2b ，即

1120.125z b R R d =-=

234(0.10.125)z b R R 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得

2222

234121324

(1)

.

2ln ln z p R R R R Zd R R R R π??----= （2-8） 联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：

mm R mm R mm R mm R 17,27,32504321====，

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5D ﹑6D 。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

2222

514123()()4

F D D D D F F F π

=

-+--++

式中 1F —辅助支承面通油槽总面积；且：15()F KB R R =-（K 为通油槽个数，B 为通油槽宽度）

2F ﹑3F —吸﹑排油窗口面积。 根据估算：)(10342mm F = 配油盘比压p 为 []p pa F

R R KB F

p p p t

y ≤=-=+?=

284)(25 （2-9）

式中 y p ?—配油盘剩余压紧力； t p —中心弹簧压紧力； []p —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

[]p pv pv pv =≤

式中 p v —平均切线速度，p v =4

2

()D D n π+。 24/600458)(2cm Kgf D D n p

pv ≤=+=

π

[]pv 根据资料取2600/Kgf cm 。

2.4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f R 和面积F

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f R 与配油窗口分布圆半径

f r 相等。即

mm R R R f 2632=+=

式中2R ﹑3R 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）。

)(832215.022

mm b b l F a a a a =-=

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 ≈；

（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2-7），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。

图2-7缸体结构尺寸

缸体强度可按厚壁筒验算 ][/(1421256022

2

2

12221σσ≤=?-+=）cm kgf D D D D p b

（2-10）

式中 1D —筒外径，且δ21+=Z d D =100mm 。

[]σ—缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：[]σ=600～8002(/)kgf cm 缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为 ()2z

b d P F

δσμ?=

+=[]δ?≤mm 04.00 （2-11）

式中 E —缸体材料弹性系数；

μ—材料波桑系数，对刚质材料μ=0.23～0.30，青铜μ=0.32～0.35； []δ?—允许变形量，一般刚质缸体取[]δ?0.0065mm ≤，青铜则取

[]δ?0.0048mm ≤；

符合要求。 （3）缸体高度H

从图2-7中可确定缸体高度H 为

mm l l l l 115H 43max 0=+++=

式中 0l —柱塞最短留孔长度； max S —柱塞最大行程；

3l —为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；

4l —缸体厚度，一般4l =（0.4～0.6）z d ，这里取0.5z d =11mm 。

2.5柱塞回程机构设计

直轴式轴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2-8所示。盘上h d 为滑靴安装孔径，h D 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2-8 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 2219.539()f a R mm ==?= 长轴

)(42cos 2max

mm Rf

b ==

γ

h d 和h D 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，h

D 取椭圆长﹑短轴的平均值较合理，即

)(61cos 2max

mm Rf

R b a D f k =+=+=

γ 从图2-8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max 1

2

e ，因而

mm R R Rf

e f f 22)cos (cos 2max

max max =+-=γγ （2-12）

为了允许滑靴在任一方向偏离max 1

2

e ，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 )(322max mm J e d d k =++=

式中 d —滑靴颈部直径；

J —间隙，一般取J =0.5～1mm 。

2.6变量机构设计

轴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2-9。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。

图2-9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2-9(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，如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。图2-9(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2-9(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现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图2-10所示。