直轴式轴向柱塞泵毕业设计.docx
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直轴式轴向柱塞泵毕业设计
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序言
液压传动技术是一种近代工业技术，可以借助导管向任一位传达动力；可以借助控制压力油液的流动实现对负载的预约控制；可以实现小型机械化；可以实现无冲击大围的无极调速；可以远距离控制确定运动部分的地点、运动方向的变换、增减速度；便于实现自动化等，所以适应现代机械的自动化发展，广泛应用
于各个技术领域中，象游览器、各种工作母机、建筑机械与车辆、塑料机械、起重机械、矿山机械和船舶等等，均使用着液压传动，并且应用日趋广泛。
因为液压技术自己的诸多长处，使得液压技术的发展速度特别惊人。
特别是近来几年来，液压设备的年增添率向来远远高于其余机械设备，好多机械设备的传动形式已逐渐被液压传动所取代。
而液压泵是液压系统的动力元件，是液压系统中
必不可以少的一部分。
若按液压泵的结构不同样可将液压泵分为齿轮泵、叶片泵、柱塞泵和螺杆泵。
柱塞泵又分为轴向柱塞式和径向柱塞式。
当前液压传动的高压化发展趋向，使柱塞泵特别是轴向柱塞泵获得了相应的发展。
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王迪：
轴向柱塞泵设计
1轴向柱塞泵归纳
柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔的来往运动，造成密封容积的变化，来实现吸油
和排油。
轴向柱塞泵拥有结构紧凑、单位功率体积小、重量轻、工作压力高、容
易实现变量等长处。
这种泵多用于农林机械、起重运输设备、工程机械、船舶甲
板机械、冶金设备、火炮和空间技术中。
柱塞泵按其柱塞在缸体孔中摆列方式不同样，分为轴向泵和径向柱塞泵两类。
轴向柱塞泵是指柱塞的轴线与传动轴的轴线平行或略有倾斜的柱塞泵，而径向柱
塞泵的柱塞轴线与传动轴的轴线相互垂直。
轴向柱塞泵分为直轴式和斜轴式两种。
1.1直轴式轴向柱塞泵大概
直轴式轴向柱塞泵是缸体直接安装在传动轴上，缸体轴线与传动轴的轴线重合，并依靠斜盘和弹簧使柱塞相对缸体来往运动而工作的轴向柱塞泵，亦称斜盘式轴向柱塞泵。
斜盘式轴向柱塞泵的许用工作压力和转速都较高，变量性能优异，且结构紧凑，功率质量比大，容积效率高。
斜盘式轴向柱塞泵因为泵轴和缸体的支承方式不同样，又可分为通轴式和缸体支承式（非通轴式）。
其轴泵的泵轴需要有足够的支承刚度，不只需驱动缸体旋转，并且要保证在承受缸体传来的侧向力时不致出现过大的变形。
而非通轴泵则在缸体的前端设置一个大直径的专用轴承装以直接承受侧向力，泵轴只用来传达转矩。
相对于其余种类液压泵，该泵结构简单、体积小、无极变量、拥有可逆性（可作泵，也可作马达）、压力高、噪音低（相对于斜轴式），效率高，制造成本较低，在我国使用较为广泛。
1.2直轴式轴向柱塞泵的工作原理
柱塞泵是液压泵的一种，故先表达液压泵的基本工作条件。
液压泵若正常工
作，必然具备以下基本条件：
1）存在密封容积并且发生变化。
密封容积的变化是液压泵实现吸液和排液
2
.
的根根源因。
所以，这种泵又称为容积式液压泵。
2）密封容积在变化过程中，分别与吸、排液腔相沟通。
3）吸液腔与排液腔必然分开，即不可以同时相互沟通。
4）油箱液体绝对压力必然不小于大气压力，这是容积式液压泵能吸液的外
部条件。
下边介绍直轴式轴向柱塞泵的工作原理：
如图1-1所示，直轴式轴向柱塞泵的主要零件有斜盘15，柱塞5，缸体2，
配油盘1和传动轴11等。
斜盘15和配油盘1固定不动，缸体2固定在传动轴
11上并经过轴承支撑在泵的壳体。
柱塞缸体沿圆周均匀分布有几个（一般为奇
数个）平行于传动轴的柱塞孔，每个柱塞孔中都装有柱塞5，柱塞可在柱塞孔中
自由滑动。
配油盘1经过定位销固定在泵壳体底部，其上的腰形孔分别与泵体上的吸、排油孔相通。
经过某种措施，可以保证每个柱塞的左端向来紧贴在斜盘表面上（赞成柱塞
与斜盘有相对滑动），并使柱塞缸体的右端面紧靠在配油盘上（赞成二者之间有相对转动）。
于是，柱塞处在最下端时，因伸出缸孔尺寸最短，柱塞右端面与缸
孔表面围成的密封工作容积为最小；当柱塞运行到最上端时，因伸出缸孔的尺寸
最长，柱塞右端面与缸孔表面围成的密封容积达最大。
当传动轴从轴端看，沿逆时针方向旋转时，柱塞5自下向上辗转的半周，既
要随转动缸体作圆周运动，又要逐渐往外伸出，使柱塞底部的密封容积不停增添，产生局部真空，低压油经泵吸油口、配油盘吸油窗孔吸入泵。
柱塞在自上而下半周辗转时，柱塞在作圆周运动的同时，还要逐渐向缸孔缩回，使柱塞底部密封容
积不停减小，高压油从配油盘的排油窗孔，泵排油孔进入系统。
传动轴每转一转，每个柱塞来往运动一次，完成一次吸油和排油动作。
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绕泵轴轴线转动，每个柱塞头部有一滑靴6。
中心弹簧8经过套9、钢球16、
压盘7将滑靴压紧于轴线成某一倾角并支撑于变量壳体13的斜盘15上。
当缸体旋转时，柱塞随缸体转动的同时，相对缸体作来往运动，完成吸油和
排油工作。
中心弹簧8经过外衣10将缸体压紧于配油盘1上，起预密封作用，
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王迪：
轴向柱塞泵设计
同时又是使柱塞回程的加力装置。
1.3直轴式轴向柱塞泵的主要性能参数
本设计给定设计参数以下：
额定工作压力32Mpa，理论流量34.5（l/min）和额定转速1500r/min。
图1-1直轴式轴向柱塞泵
Fig.1-1Straight-axisaxialplungerpump
压力
液压泵的压力平常指泵的排液口排出液体所拥有的相对压力值，常用单位为
帕（Pa）。
在液压泵中，常提到的压力油额定压力、最高压力和实质压力三种形式。
额定压力是指依据试验标准规定，液压泵在正常工作条件下所赞成的连续运
转状况下的最大压力值，即液压泵铭牌注明的压力值（亦称公称压力），平常用pH
表示。
最高压力是指依据试验标准规定，液压泵超出额定压力后所赞成的短暂运行
4
.
状况下的最大压力值，常用pk表示。
明显，同一台泵的额定压力小于最高压力。
液压泵的最高压力平常要受强度和密封条件的限制。
实质工作压力是指液压泵在实质工作条件下，排液口所拥有的详尽压力值，
简称为工作压力。
平常所提液压泵的压力就是指实质工作压力。
排量和流量
液压泵的排量是指液压泵在没有泄漏状况下，传动轴每转一转所排出的液体
体积，平常用qB表示，其单位为L/r或mL/r。
液压泵的排量仅取决于它的结构
几何尺寸，而与泵的工作载荷和转速没关。
液压泵的流量是指在单位时间，液压泵所排出的液体体积,平常用QB来表
示，其单位为L/min或mL/min。
液压泵的流量包含理论流量、泄漏流量和实质流量三种形式。
液压泵的理论流量是指在没有泄漏状况下，单位时间排出液体的体积，平常
用QBt表示。
若液压泵的转速为nB,则液压泵的理论流量为
QBtqB?
nB
（1-1）
图1-2泵的各种流量与工作压力之间关系曲线图
Fig.1-2avarietyofpumpflowandtherelationshipbetweenworkstresscurve
可见，液压泵的理论流量只与排量和转速有关，而与工作载荷是没关的。
理
论流量QBt与工作压力p之间关系曲线如图1-2所示。
液压泵的泄漏流量是指在压力差p的作用下，经泵零、零件之缝隙泄漏掉
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王迪：
轴向柱塞泵设计
的液体质量，平常用QB表示。
泄漏流量包含漏和外漏两部分，漏是由高压腔漏到低压腔部分，外漏是指高压腔的油液直接漏到回油管路中的部分。
平常用泄漏系数L来表征液压泵的泄漏程度，其表达式为
L
QB
（1-2
）
pH
式中pH——泵额定压力；
L——泵泄漏系数。
平常当液压泵的零件之缝隙越大，工作压力越大，油液黏度越小，则液压泵
泄漏流量就越大。
液压泵是实质流量是指液压泵在实质详尽工作状况（存在泄漏）下，单位时
间所排出的液体体积，平常QB表示。
在不加特别说明状况下，液压泵的流量均
指实质流量而言。
实质流量、理论流量和泄漏流量三者关系为
QBQBtQB（1-3）
此关系也可由图1-2看出。
从图还可以看出，跟着工作压力p的增添，实质
流量QB而降落，其主要原由是工作压力增添而泄漏流量也跟着增添所致。
效率
液压泵的效率是表征液压泵在能量变换过程中功率耗费的一个系数，可用
B表示。
液压泵的效率包含容积效率（记为
BV）和机械效率（记为
Bm）。
液压泵的容积效率
BV是指实质流量QB与理论流量QBt的比值，即
QBQBt
QB
1
QB
1
LpH
（1-4）
Bv
QBt
QBt
qBnB
QBt
可见，液压泵的容积效率Bv反响出泵容积损失大小，当泵的工作压力愈高，
泄漏系数愈大，泵的排量愈小，转速愈低，零件之缝隙愈大，油液黏度愈低，泵
的容积效率就愈低，容积损失就愈大。
液压泵的容积效率平常是指在额定压力和
额定转速下的值。
液压泵的机械效率Bm是指理论输入功率NBit（不包含机械磨损所耗费的功
率）与实质输入功率NBi（包含因机械磨耗费资的功率）之比值，即
6
.
NBitNBit
Nm
MBt
（1-5）
Bm
NBi
MB
NBi
式中Nm——机械磨损所耗费的机械功率；
NBit——泵的理论输入功率；
NBi——泵的实质输入功率；
MBit——泵的理论输入力矩；
MBi——泵的实质输入力矩；
Bm——泵的机械效率。
可见，泵的机械效率Bm能反响出泵的机械损失大小。
液压泵的机械磨损主
要表此刻轴与轴承、轴与密封件和相对运动的零件之间，若它们之间的磨损愈大，
以致机械功率耗费愈大，机械效率就愈低。
液压泵的总效率B等于容积效率Bv与机械效率Bm的乘积，即
BBv?
Bm
（1-6）
功率
液压泵是将原动机输入的机械能变换成输出液体压力能的变换装置。
表现机械能的重要参数是转矩和角速度，反响液体压力能的主要参数则是液体的压力和流量。
在下边介绍的液压泵功率计算就要涉及到以上参数。
液压泵的功率包含理论输入功率、理论输出功率、实质输入功率和实质输出功率。
此中理论输入功率和理论输出功率是等价的，因为在理论上以为不存在任何泄漏。
理论输出功率是指在不考虑泵容积损失前提下，输出液体所拥有的液压功率，即
NBotpB?
QBt
（1-7）
式中pB——泵输出液体的压力，Pa；
QBt——泵的理论流量，m3/s；
NBt——泵的理论输出功率，W。
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王迪：
轴向柱塞泵设计
理论输入功率是指在不考虑泵机械损失前提下，泵所输入的机械功率，即
NBitMBt?
wB
（1-8）
式中MBt——泵输入的理论转矩，N?
m；
wB——泵的角速度，rad/s；
NBt——泵的理论输入功率，W。
实质输出功率是指在考虑泵的容积损失前提下，输出液体所拥有的实质液压
功率，即
NBopB?
QBpBQBtBvNBotBvNBitBvNBiBmBvNBitB（1-9）
式中
pB——泵输出液体的压力，Pa；
QB——泵的实质流量，m3/s；
Bv——泵的容积效率；
Bm——泵的机械效率；
B——泵的总效率；
NBot——泵的理论输出功率，W；
NBit——泵的理论输入功率，W；
NBi——泵的实质输入功率，W。
实质输入功率是指在考虑泵机械损失前题下，泵所输入的实质机械功率，即
NBo
NBiMBwB
MBtwB
NBit
Bv
NBo
（1-10）
Bm
Bm
Bm
B
式中
MB——泵输入的实质转矩，N?
m；
wB——泵的角速度，rad/s；
Bm——泵的机械效率；
Bv——泵的容积效率；
B——泵的总效率；
NBit——泵的理论输入功率，W；
NBo——泵的实质输出功率，W；
NBi——泵的实质输入功率，W。
8
.
2主要零零件的设计计算
2.1缸体的设计
确定排量q
1000Q
1000
34.5
（ml/r）
（2-1）
q
1500
25
nv
0.92
式中Q——泵的额定流量（l/min）；
n——泵的额定转速（r/min）；
v——容积效率，一般取v0.85~0.98，这里取v0.92。
上述符号含义和单位适用本节始末。
确定、Z、d和R
（1）
由排量公式q
d2
ZRtan可知，假如增大
，可以减小其余尺寸，但受力
2
剖析中已指出过，
增大对柱塞的受力不利，平常
max15~18，这里取
max16。
（2）R、d、Z的确定
这三个参数是相互限制的，与结构种类有关。
依据实践经验取定：
一般半周
型多取Z=7，通轴型多取Z=9，能使结构较为紧凑。
这里取Z=7。
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王迪：
轴向柱塞泵设计
初算时，可取Zd
0.75，则可按下式试算R：
2R
R
Zq
取R2.7（cm）
（2-2）
3
2.596（cm）
1.1253tan
再由排量公式确定柱塞直径：
d
2q
取d1.8（cm）
（2-3）
1.713（cm）
ZRtan
缸体的其余尺寸
1缸体底的厚度
缸孔底部因加工多成锥形，其最薄处的厚度
ld0.4~0.6d
（2-4）
取ld0.451.80.81（cm）
2底部通油孔尺寸及间隔0
缸体柱塞孔底部的油窗孔的围角为0，应全力扩大，以减少油压反推力矩
Mf的脉动值，其最小间隔0应满足下式
0
2R0
sin1
00
0.4~0.6（cm）
（2-5）
2
从设计图中不难得悉
0
2
2.84sin1
51380.64
（cm），切合要求。
2
为扩大
0，油窗孔的中点半径
R0应取大些；从限制窗口处的圆周速度
2n
u0R0不要太大的角度出发，又希望R0小些；所以尺寸较小的泵，一般取
R0R2.7cm。
10
.
图2-1缸孔底部的油窗孔
Figure2-1atthebottomoftheoilcylinderfenestrae
缸体设计完成后还要校核通油面积的油流速度，详见第四章。
2.2柱塞基本尺寸设计（见图
2-2）
柱塞直径d
柱塞直径d已在缸体设计中确定：
d1.8cm
柱塞长度L、球头直径d1、d2（见图2-2）
（1）柱塞长度L应等于柱塞的最小留缸长度
l0、最小外伸长度l
0.2d和
最大行程Smax
2Rtanmax之和。
平常p
30M时
l02~2.5d,
取
l02.23d2.3
1.84（cm）
（2-6）
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王迪：
轴向柱塞泵设计
图2-2柱塞的有关尺寸
Fig.2-2Dimensionsoftheplunger
（2）高压比低压需要较大的留缸长度，因为高压时侧向弯力大，留缸长度大，可防范柱塞和缸孔的侧应力过大。
故
当p
30M时：
L
2.2~2.7d2Rtan
max
（2-7）
则
L
2.5d2Rtanmax
2.5
1.822.45tan
16
5.9056.0（cm）
（3）球头直径d1，依经验取
d10.7~0.8d这里取d10.77d
0.771.81.4（cm）（2-8）
为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔，应使
d2
d1sinmax
d4
（cm）
依经验取d4
0.2cm
（2-9）
则
d2
1.4sin16
0.2
0.586
这里取d2
0.6cm
（2-10）
（4）柱塞与孔的缝隙s与均衡槽的尺寸
配合缝隙s
0.001d。
取
s0.018mm
均衡槽，深为
0.3~0.8mm
；宽为0.3~0.8mm；槽与槽的间隔t为2~10mm
（近似为行程的一半）。
则取均衡槽深为0.5mm，宽为0.6mm，槽与槽的间隔t取为7mm。
12
.
2.3滑靴的设计计算
直径d3
包球直径d3一般略小于柱塞直径d，可以使滑靴颈部有一部分进入缸孔中，
从而缩短轴向尺寸。
取d31.6cm。
滑靴底面静压支撑的设计
滑靴的设计有两种方法。
一种是全静压均衡型滑靴设计，而其余一种是“剩
余压紧力法”。
本设计采纳“节余压紧力设计法”。
这种方法在外国的柱塞泵中广泛采纳。
节余压紧力法的实质是将高压油引入
滑靴—斜盘摩擦副的两滑动面之间，靠高压油的静压力均衡绝大多数压紧力，而
节余压紧力用以保证滑靴压紧斜盘。
节余压紧力设计法计算滑靴的基本特色是作用在柱塞底部的油压p经中心
孔直接作用于柱塞滑靴底部，中心孔不起阻尼作用，油腔压力ph近似等于柱塞
底部油压力p。
其次，是压紧力等于分别力。
滑靴和斜盘之间缝隙近似为零，泄漏量凑近为零，节余压紧力有辅助支撑面积承受。
压紧力为：
（2-11）
式中r——柱塞半径。
2p
Fyr
cos
分离力为：
Ff
r62r52
（2-12）
设计中为保证摩擦副功率损失较少以及减少泄漏量，
2lnr6/r5
平常取压紧力与分别力
之比——压紧系数
h在1.05~1.10之间，即为：
Fy
r
2
2lnr
/r
h
6
5
（2-13
）
Ff
1.05~1.10
r62
r52
cosmax
在试算中，可先使r5
0.35~0.44d初算：
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王迪：
轴向柱塞泵设计
取
r5
0.38
187mm
依据式（2-13）可得
r6
11mm
92
2ln11/7
1.0579，切合要求。
此时压紧系数h
52
cos16112
采纳这种方法设计滑靴后，前端仍要采纳必然的阻尼器。
增设、外辅助支撑。
辅助支撑面积可以承受节余压紧力，减少接触比压。
如图
2-2所示。
其余滑靴的引油孔是进入滑靴底部的通道。
因设计中取油腔压力
ph，所以
该孔应大，不该引起阻尼作用。
也就是说压降要很小，不然造成实质分别力降落，
等于增大了压紧力，使摩擦副的工作条件恶化。
平常引油孔德直径可取2mm左右。
图2-3滑靴结构
Fig.2-3theagenciesofslipboots
为使密封带下的压力场能获得充分利用，一般不宜将密封带设计的过宽，特别是在节余压紧力大、摩擦面光洁度较高的状况下。
过宽的压力场常常不可以建立起设计的压力场，以致实质分别力小于计算值，以致节余压紧力增大，滑靴简单烧毁和磨损。
新结构滑靴外径对径的比值一般为1.1~1.2。
本设计中因为压盘尺寸的限制，不便设计外辅助支撑，但可以设计辅助支撑。
已知d5
14mm，取径d4
d5
12mm
。
1.17
14
.
最后辅助支撑设计完成后，要滑靴进行校核，详尽见第四章。
2.4配油盘的设计计算
配油盘是轴向柱塞泵的要点零件之一，它的作用是分配油液，帮助轴向柱塞
泵完成吸、排油任务。
配油盘的设计，主假如确定、外密封带，配油孔与此间隔角，以及辅助支
撑等的有关尺寸。
间隔角、及阻尼孔尺寸
为了防范柱塞腔的油液，由高压到低压或由低压到高压的刹时接通中，因油液的忽然膨胀和压缩所产生的噪声和功率耗费，可采纳带减震孔型的配油盘（如
图2-4）。
减震孔型配油盘经过围的关闭升（减）压与采纳阻尼孔逐渐引入（泄出）
压力油相联合的方法来减低噪声，在缸体窗口走开上死点经与排油孔接经过程中，柱塞腔压力一方面因为预压缩而上涨，另一方面因为柱塞腔经卸荷槽与排油孔沟通而上涨。
这样，当缸体窗口与排油孔接通时，柱塞腔压力已达到排油压力，就防范了压力突变。
其长处是对工作压力的变化有较好的适应性。
比单一正关闭型配油盘用的多。
一般多使其关闭升压和阻尼孔升压各起一半的作用。
假设柱塞腔油液的溶剂
V，压力由p0升至p所需的压缩量为
V，对应的柱
塞位移量为
x，缸体的辗转角（即关闭加压围角）为
1，缸体的辗转角（即
关闭减压围角）为
2，则
2
2
2
V
d
x
d
Rtan
1cos
d
Rtan
2
1
1
4
4
8
V
V
p
p
p0
V
E
E
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