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基于SolidWorks二次开发的轴向柱塞泵参数化建模设计
发表时间：
作者: 许书生*徐兵*李春光*张斌 来源: 万方数据
关键字: &&&&
利用Visual C++6．0编程开发工具对SolidWorks进行二次开发，生成动态链接库DLL插件。以轴向柱塞泵为例，
叙述了部分零件的参数化建模设计方法及自动装配过程的实现方法。
　 2．2建立零件参数化建模模板 &&& 以某系列轴向柱塞泵的柱塞为例，其结构如图3所示。
图3柱塞结构示意图 &&& 根据其结构，在SolidWorks中按图3绘制草图，标注尺寸，并按结构图中的尺寸名称命名，如“Dl@草图l”。尺寸变量命名完成后，退出草图，旋转生成柱塞实体，将装配所需的点、线和面命名，如将与滑靴配合的柱塞球头面命名为facel，最后将模板模型文件保存为piston．sldprt。 &&& 2．3建立插件工程和交互式对话框资源 &&& SolidWorks提供的二次开发向导中，Visual C++ 6．0平台上的向导是基于ATL技术构造的。ATL是一套C++模板库，与MFC的概念相似。使用ATL能够快速地开发出高效、简洁的代码，同时对COM组件的开发提供最大限度的代码自动生成以及可视化支持。 &&& 打开Visual C++6．0，新建所需的插件工程，添加插件菜单和函数，可自动生成函数框架，只需添加相关函数代码，运行即可实现插件功能。如添加函数paraPump，则生成函数框架： &&&
&&& 新建柱塞参数化建模对话框如图4所示，并添加输入数据编辑框。打开ClassWizard，创建新的对话框类，添加成员变量，将各尺寸输入编辑框赋予变量名称。如将D1编辑框添加为double类刑的变量m―D1。
图4柱塞参数化建模对话框 &&& 2．4参数化尺寸驱动建模过程 &&& SolidWorks程序打开模板文件，由以下语句实现： &&&
&&& 其中D：＼piston．SLDPRT为模板文件的储存目录，模板文件打开后弹出对话框，用户输入尺寸参数，点击确定，程序将用户输入的参数通过对话框中的变量传递至尺寸变量： &&&
&&& 其中piston为新建的对话框类，C为定义的单位系数，值为0．001，将用户输入的参数转化成毫米。这样，就已经将用户指定的D1(柱塞外径)的值传递到SolidWorks中了，接下来就是将D1的值赋给之前定义的尺寸变量“D1@草图1”： &&&
&&& 首先定义一个尺寸类指针，然后将尺寸变量放到指针中，使用Dimension：：SetSystemValue3将变量赋值修改，最后使用ModelDoc2：：EditRebuild3重建模型，完成尺寸驱动建模过程。 &&& 2．5 自动装配程序开发过程 &&& 完成各主要零件的建模后，根据图2的设计思路，先新建装配体文件，然后将零件导入装配体中，根据交互式对话框的数据添加装配关系，完成装配过程。 &&& 通过SldWorks：：NewAssembly新建装配体文件，通过SldWorks：：OpenDoc将零件打开放入缓冲区中，再通过AssemblyDoc：：AddComponent4将零件导人新建的装配体中，通过AssemblyDoc：：AddMate添加装配关系。 &&& 添加装配关系时，需要先选择装配的点线面，以柱塞和滑靴之间的重合配合为例，在零件建模时，若原点定在柱塞和滑靴的球面中心，则此时可通过ModelDocExtension：：SelectByID2选择分别位于柱塞和滑靴原点的点，然后添加重合装配关系，程序如下： &&&
&&& 若建模时原点不在中心位置，可以在中心位置定义一个点，再使用上述方法。也可通过选择柱塞球头面和滑靴球窝面，添加面重合，这种方法是普遍适用的。零件建模时将配合所需的面命名，在装配体中通过循环遍历面查找选择所需的面，添加装配关系。 &&& 先获取部件指针，然后获取零件实体指针，再获取面指针。通过Body2：：GetFirstFace和ModelDoc2：：GetEntityName遍历零件各面及获取面的名称，使用判断语句判断是否所需的面，再使用Entity：：Select4选择所需的面。 &&& 自动装配前，需要用户输入参数，如斜盘的倾斜角度以及转子与斜盘中心之间的距离等，方法与零件建模数据传递相似。以斜盘倾角为例： &&& pAssmDoc―>AddMate(6，l，true，0，Degree)； &&& 其中的Degree即为创建的变量，用来将用户输入的数据传递到SolidWorks API函数的变量中去。
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责任编辑：许小倩轴向柱塞泵是变量泵么_百度知道
轴向柱塞泵是变量泵么
我有更好的答案
这个是有变量泵的，不过要看你的配置，
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3秒自动关闭窗口式之一，它能适应高压力高转速的需要；配油盘与 缸体直接影响泵的效率和寿命。由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动 副均采用了一静压支承， 省去了大容量止推轴承， 因此它具有结构紧凑、 零件少、 工艺性好、成本低、体积小、重量轻、比径向泵结构简单等优点。由于斜盘式轴 向柱塞泵容易实现无级变量、维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经 济指标上占很大优势。 关键词：斜盘，柱塞泵，轴向ABSRACTThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system, The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity, in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily, Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on. Key words: The Inclined Dish, Pillar Pump, Axial Pump目录Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling摘要 .............................................................................................................1 ABSRACT ..................................................................................................2 前言 .............................................................................................................4 1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 ..........................................6 1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 ......................................................6 1.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 ..............................................6 1.2.1 排量、流量、容积效率与结构参数 ..................................7 1.2.2 扭矩与机械效率...................................................................8 1.2.3 功率与效率...........................................................................8 2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析 ......................................8 2.1 柱塞运动学分析...........................................................................9 2.1.1 柱塞行程 S ..........................................................................9 2.1.2 柱塞运动速度分析 V ..........................................................9 2.1.3 柱塞运动加速度 a ..............................................................10 2.2 滑靴运动分析............................................................................. 11 2.3 瞬时流量及脉动品质分析 ........................................................12 2.3.1 脉动频率...............................................................................14 2.3.2 脉动率...................................................................................14 3 柱塞泵主要部件的设计与受力分析 ................................................15 3.1 柱塞设计与受力分析.................................................................15 3.1.1 柱塞结构形式.....................................................................15 3.1.2 柱塞结构尺寸设计.............................................................16 3.1. 3 柱塞受力分析......................................................................16 3.2 滑靴设计.....................................................................................19 3.2.1 滑靴设计常用剩余压紧力法 ............................................19 3.2.2 滑靴结构型式与结构尺寸设计 ........................................20 3.3 配油盘受力分析与设计 ............................................................23 3.3.1 配油盘设计.........................................................................23 3.3.2 配油盘受力分析.................................................................25 3.3.3 验算比压 P 、比功 Pv ......................................................26 3.4 缸体设计.....................................................................................27 3.4.1 缸体的稳定性.....................................................................27 3.4.2 缸体主要结构尺寸的确定 ................................................27 3.5 轴的校核.....................................................................................29 3.6 中心弹簧的计算.........................................................................30 4 变量机构 ...........................................................................................34Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling结论 ...........................................................................................................35 参考文献 ...................................................................................................37 致谢 ...........................................................................................................38前言随着工业技术的不断发展，液压传动也越来越广，而作为液压传动系 统心脏的液压泵就显得更加重要了。在容积式液压泵中，惟有柱塞泵是实 现高压p高速化p大流量的一种最理想的结构，在相同功率情况下，径向 往塞泵的径向尺寸大、径向力也大，常用于大扭炬、低转速工况，作液压 马达使用。而轴向柱塞泵结构紧凑，径向尺寸小，转动惯量小，故转速较 高；另外，轴向柱塞泵易于变量，能用多种方式自动调节流量，流量大。 由于上述特点，轴向柱塞泵被广泛使用于工程机械、起重运输、冶金、船 舶等多种领域。航空上，普遍用于飞机液压系统、操纵系统及航空发动机 燃油系统中。是飞机上所用的液压泵中最主要的一种型式。 本设计对柱塞泵的结构作了详细的研究，在柱塞泵中有阀配流p轴配 流p端面配流三种配流方式。这些配流方式被广泛应用于柱塞泵中，并对 柱塞泵的高压p高速化起到了不可估量的作用。可以说没有这些这些配流 方式，就没有柱塞泵。但是，由于这些配流方式在柱塞泵中的单一使用， 也给柱塞泵带来了一定的不足。设计中对轴向柱塞泵结构中的滑靴作了介 绍，滑靴一般分为三种形式；对缸体的尺寸p结构等也作了设计；对柱塞 的回程结构也有介绍。 柱塞式液压泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔容积实现 吸油和排油的。是容积式液压泵的一种。柱塞式液压泵由于其主要零件柱 塞和缸休均为圆柱形，加工方便配合精度高，密封性能好，工作压力高而 得到广泛的应用。 柱塞式液压泵种类繁多，前者柱塞平行于缸体轴线，沿轴向按柱塞运Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling动形式可分为轴向柱塞式和径向往塞式两大类运动，后者柱塞垂直于配油 轴，沿径向运动。这两类泵既可作为液压泵用，也可作为液压马达用。 泵的内在特性是指包括产品性能、零部件质量、整机装配质量、外观 质量等在内的产品固有特性，或者简称之为品质。在这一点上，是目前许 多泵生产厂商所关注的也是努力在提高、改进的方面。而实际上，我们可 以发现，有许多的产品在工厂检测符合发至使用单位运行后，往往达不到 工厂出厂检测的效果，发生诸如过载、噪声增大，使用达不到要求或寿命 降低等等方面的问题；而泵在实际当中所处的运行点或运行特征，我们称 之为泵的外在特性或系统特性。 正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越 来越丰富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情，作为泵产品的技术发展 亦是如此。以屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题，必须从电机结构开始， 单局限于泵本身是没有办法实现的；解决泵的噪声问题，除解决泵的流态 和振动外，同时需要解决电机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的 可靠性，必须在潜水电机内加设诸如泄漏保护、过载保护等措施；提高泵 的运行效率，须借助于控制技术的运用等等。这些无一不说明要发展泵技 术水平，必须从配套的电机、控制技术等方面同时着手，综合考虑，最大 限度地提升机电一体化综合水平。 柱塞式液压泵的显著缺点是结构比较复杂，零件制造精度高，成本也 高，对油液污染敏感。这些给生产、使用和维护带来一定的困难。1. 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数 1.1. 直轴式轴向柱塞泵工作原理[1]轴向柱塞泵是将多个柱塞配置在一个共同缸体的圆周上，并使柱塞中Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling心线和缸体中心线平行的一种泵。 轴向柱塞泵有两种形式， 直轴式(斜盘式) 和斜轴式(摆缸式)，如图 2-1 所示为直轴式轴向柱塞泵的工作原理，这种泵 主体由缸体 1、配油盘 2、柱塞 3 和斜盘 4 组成。柱塞沿圆周均匀分布在缸 体内。斜盘轴线与缸体轴线倾斜一角度，柱塞靠机械装置或在低压油作用 下压紧在斜盘上(图中为弹簧)， 配油盘 2 和斜盘 4 固定不转， 当原动机通过 传动轴使缸体转动时，由于斜盘的作用，迫使柱塞在缸体内作往复运动， 并通过配油盘的配油窗口进行吸油和压油。如图 2-1 中所示回转方向，当 缸体转角在 π~2π 范围内，柱塞向外伸出，柱塞底部缸孔的密封工作容积增 大，通过配油盘的吸油窗口吸油；在 0~π 范围内，柱塞被斜盘推入缸体， 使缸孔容积减小，通过配油盘的压油窗口压油。缸体每转一周，每个柱塞 各完成吸、压油一次，如改变斜盘倾角 ，就能改变柱塞行程的长度，即 改变液压泵的排量，改变斜盘倾角方向，就能改变吸油和压油的方向，即 成为双向变量泵。图 1―1 轴向柱塞泵的工作原理 1―缸体，2―配油盘，3―柱塞，4―斜盘，5―传动轴1.2. 1.2直轴式轴向柱塞泵主要性能参数[1]给定设计参数 最大工作压力 Pmax=35 MPaCreated by WlzAn axial piston pump structure design and modelling额定流量 Q=45mL/min 最大排量 qmax =30mL/r 额定转速 n=1500r/min 最大转速 ???????? =3000r/min1.2.1. 1.2.1 排量、流量、容积效率与结构参数轴向柱塞泵几何排量qb 是指缸体旋转一周，全部柱塞腔所排出油油液 的容积，即???? = ?? 2 ????max = ??? ????tan??4 ?? ??式中??――柱塞直径； ??――柱塞数； ??――柱塞分布圆直径； ??――斜盘倾角。4(1―1)泵的理论排量??为??=1000 ????Q??式中：???? ――油泵的容积效率，计算时一般取 0.92~0.97。本文中取 ???? =0.97 。q=0*0.97=30.9mL/r为了避免气蚀现象，在计算??值之后，需按下式做校核计算：nmax ? q 3 ? Cp1式中： 的油泵CpCp――常数，对进口无预压力的油泵Cp=5400；对有进口压力=9100。13000 ? 29.9 3 ? 155.2 ? Cp 60所以主参数排量符合设计要求。 从泵的排量公式 q ? d 2 ZSmax ? d 2 ZD tan ? 可以看出，柱塞直径 d ，分布4 4??Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling圆直径 D，柱塞数 Z 都是泵的固定结构参数，并且当原动机确定之后传动 轴转速 n 也是不变的量。要想改变泵输出流量的方向和大小，可以通过改 变斜盘倾斜角 ? 来实现。 对于直轴式轴向柱塞泵，斜盘最大倾斜角 ? max 在 15 ~ 20 之间，该设计是 非通轴泵，受结构限制，取上限，即 ? = 20 。 柱塞数 Z， 由泵的结构与流量脉动率 ? 来决定， 因为是非通轴式所以一 般取 Z=7。 柱塞直径 d 和柱塞分布圆半径 Rd?33qsin180? z π ztanγd?3(2―1)当 Z=7 时，3qsin180? z ? 3 1.30q ? 1.72cm π zt anγ 2.55 π由于上式计算出的 d ? 1.72 cm 需要圆整化， 并按有关标准选取标准直径， 应选 d ? 18mm 柱塞直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆半径。即R f ? 2.14?18 ? 38.52mm将柱塞分布圆半径进行圆整取 R f ? 39mm 。 排量是液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的特征量。相同结 构型式的系列泵中，排量越大，做功能力也越大。因此对液压元件型号命 名的标准中明确规定用排量作为主要参数来区别同一系列不同规格型号的 产品。1.2.2. 1.2.2 扭矩与机械效率[2]不计摩擦损失时泵的理论扭矩?????? 为?????? =?? ?? ?? 12 ?0. 2??=2?3.14=0.057*106 (Nm)(2―2)Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling2???????? ??泵吸、排油腔压力差公式：???? =式中 p b 为泵吸、排油腔压力差。 考虑摩擦损失 M b 时，实际输出扭矩 M gb 为6 Mgb ? Mtb ? Mb ? 0.057?106 ? 0.005?106 ? 0.052?10 （ N/m）轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间、滑靴斜盘平面 之间、柱塞与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。泵 的机械效率定义为实际输出扭矩 M gb 与理论扭矩 M tb 之比，即η bm 0.052?106 ? ? ? 0.91 M tb 0.057?106 Mgb轴向柱塞泵的机械效率?bm ? 0.9~0.96。所以此泵符合设计要求。1.2.3. 1.2.3 功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率???????????? =???? ?????? =2?????????? ?????? =2*3.14*.057*10^6/kW泵的实际输入功率 N br 为?bm 1500 1 N br ? 2 ? 3.14 ? ? 0.052 ?10 ? ? 8971kw 60 0.91 定义泵的总效率η 总 为输出功率 N tb 与输入功率 N br 之比，即6N br ? 2? nM gb1η总?N tb ?η νη bm ? 0.97? 0.91 ? 0.88 N br (2―3)上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。对于轴向柱塞泵， 总效率一般为η b ? 0.85 ~ 0.95 ，上式满足要求。2. 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析[3]泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling面做圆周运动， 另一方面又相对缸体做往复直线运动。 这两个运动的合成， 使柱塞轴线上任何一点的运动轨迹是一个椭圆。此外，柱塞还可能有由于 摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自传运动，此运动使柱塞的磨损和 润滑趋于均匀，是有利的。2.1. 2.1柱塞运动学分析[4]柱塞的运动学分析主要是研究柱塞相对于缸体的往复直线运动。即分 析柱塞与缸体做相对运动时的行程、速度和加速度，这种分析是研究泵流 量品质和主要零件受力状况的基础。2.1.1. 2.1.1 柱塞行程 S图 2-1 为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。若斜盘倾斜角为??，柱塞 分布圆半径???? ， 缸体或柱塞旋转角为??， 并以柱塞腔容积最大时的上死点位 置为 0°，则对应于任意旋转角??时，?=???? -???? ????????所以柱塞行程??为??= ?tan??=???? tg??(1 ? cos??) (2―4)当??=180°时，可得最大行程??max 为??max =2???? tg??=2*39*0.mm2.1.2. 2.1.2 柱塞运动速度分析将式??=?tan??=???? tg??(1 ? cos??)对时间微分可得柱塞运动速度??为??=???? =???? ×???? ???? ???? ????=???? ??tg??sin??当 ? ? 90 及 270°时， sin ? ? ?1 ，可得最大运动速度???????????????? =???? ??tan??=39× 60 × 2× 3.14× tan20=2229(mm/s)1500式中??为缸体旋转角速度，??=?? ??Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling图 2-1 柱塞运动分析2.1.3柱塞运动加速度 a将μ ? d s ? d s ? d v ? R fω tanγ sin? 对时间微分可得到柱塞运动加速度 a 为 dt dv dt d d d a ? v ? v ? a ? R fω 2 t a γ n c o? s d t da d t 当 ? =0°或 180°时， cos ? ? ?1 ，可得最大运动加速度 amax 为1500 2 a max ? R fω 2 tan γ ? 39 ? （ ?2 π） tan 20 ? 350 .24(m / s 2 ) 60柱塞运动的行程 s、速度 v、加速度 a 与缸体转角的关系如图 2―2 所示。图 2―2 柱塞运动特征图Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling2.2滑靴运动分析[4]研究滑靴的运动， 主要是分析它相对斜盘平面的运动规律， 即滑靴中心在斜盘平面xoy 内的运动规律，如图 2―3 所示。图 2―3 滑靴运动规律分析图其运动轨迹是一个椭圆。椭圆的长，短轴分别为 2R f 2b ? ? 83 （mm） 长轴 cos γ 短轴2a ? 2R f ? 78 （mm）x ? Rf s i n ?设柱塞在缸体平面上 A 点坐标为y ? Rf c o ? s如果用极坐标表示则为 矢径 极角2 2 R h ? x 2 ? y 2 ? R f 12 ? t a n γ cos α2a ? 2R f ? 78 （mm）滑靴在斜盘平面 x?o?y ? 内的运动角速度 ? h 为 d ?c o ? s ?h ? ? ? 2 2 2 dt c o s? ? c o ?s s ? in 由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当 ? ? 位置)为1500 ? 2? ?h m a x? ? 60 ? 167 ? rad / s ? cos ? cos 20?2(2―5) 或 32? 时，? h 最大(在短轴?当 ? ? 0 或 ? 时， ? h 最小(在长轴位置)为Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling?h m i n? ? cos ? ?1500 ? 2? ? cos 20 ? 147.6 ? rad / s ? 60由结构可知，滑靴中心绕 o? 点旋转一周的时间等于缸体旋转一周的时间。因此，其 平均旋转角速度等于缸体角速度，即 1500 ?h ? ? ? ? 2? ? 157 ? rad / s ? 602.3瞬时流量及脉动品质分析[4]柱塞运动速度确定之后，单个柱塞的瞬时流量可写成 Qti ? Fz R fω t a γ n sin ? (2―6)式中 Fz 为柱塞横截面积， Fz ??4d2。 2? 2? ? ? 0.9 ，位于排油区的柱塞数为 Z 0 ，那么参 z 7泵柱塞数为 7，柱塞角距为 ? ?与排油的各柱塞瞬时流量为 Qt1 ? Fz R fω tanγ sin?Qt2 ? Fz R fω tanγ sin（? ? q） Qt3 ? Fz R fω tanγ sin（? ? 2q）Qt ? Fz R fω tanγ sin?? ? （Z0 ?1 ）? ?泵的瞬时流量为 Qt ? Qt1 ? Qt 2 ?Z0 t ?1? Qt 7?? ? ? Fz R fω t a γ n ?s i n （i ? 1 ）? ?? 1 1 ? ?? ? Fz R fω t anγ cos? ? ? ? ? π 2 2 4? ? sin 4由以上可以看出，泵的瞬时流量与缸体转角 a 有关，也与柱塞数有关。Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling图 2―4 奇数柱塞泵瞬时流量对于奇数柱塞，排油区的柱塞数为 Z 0 。 ? Z ?1 7 ?1 当 0 ? ? ? 时，取 Z0 ? ? ? 4 ，由泵的流量公式可得瞬时流量为 2 2 2 π ? ? cos? ? ? ? 2z ? ? Q t ? Fz R fω tanγ π 2sin 2z ? Z ?1 当 ? ? ? ? 时，流量脉动取 Z0 ? ，同样由泵的流量公式可得瞬时流量为 2 2 3 π? ? cos? ? ? ? 2z ? ? Q t ? Fz R fω tanγ π 2sin 2z ? ? 当 ? ? 0 、 、 、 时，可得瞬时流量的最小值为 2 1 ? Q tmin ? Fz R fω tan γ cot ?10 ?3 2 4 ? 3? 5? 而当 ? ? 、 、 、 时，可得瞬时流量的最大值为 4 4 4 1 ? Q tmax ? Fz R fω tan γ csc ?10 ?3 2 4 油泵的平均流量 Qtavg 可按下式计算： π Q tavg ? n ? d 2 ? 2R f Ztan γ ?10 ?3 4 级数柱塞泵瞬时流量规律见图 2―4 我们常用脉动率 ? 和脉动频率 f 来表示瞬时流量脉动品质。定义脉动率Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling??这样，就可以进行动品质分析。 2.3.1 脉动频率 当 Z=7，即为奇数时f ? 2nZ ? 2 ?Qt max ? Qt min Qtavg1500 ? 7 ? 350 ? Hz ? 60(2―7)2.3.2脉动率 当 Z=7，即为奇数时π π π ? π ? tan ? ? tan? ? ? 0.z 2 ? 7 ? 4? 7 ???当 Z 为偶数时π π 2 2z 利用以上两式计算值，可以得到以下内容：? ? t an表 2―1 脉动率的计算值Z 5 8.61 6 13.91 7 2.53 8 7.82 9 1.53 10 4.98 11 1.23? (%)由以上分析可知： 1.随着柱塞数的增加，流量脉动率下降。 2.相邻柱塞数相比，奇数柱塞泵的脉动率远小于偶数柱塞泵的脉动率，这就是轴向 柱塞泵采用奇数柱塞的根本原因。 泵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的存在有液阻， 流量的脉动必然要引起压力脉动。 在设计液压泵和液压系统时， 要考虑采取措施抑制或 吸收压力脉动，避免引起谐振。Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling3柱塞泵主要部件的设计与受力分析[5]柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度 a ，则柱塞轴向惯柱塞是柱塞泵主要 受力零件之一。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油，半周排油。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。3.13.1.1柱塞设计与受力分析[6]柱塞结构形式轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。根据柱塞头部结构，可以有以下三种形式： ? 点接触式柱塞，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。 ? 线接触式柱塞，柱塞头部安装有摆动头，摆动头下部可绕柱塞窝中心摆动。摆 动头上部是球面或平面或面接触，已降低接触应力，提高泵工作压力。 ? 带滑靴的柱塞，柱塞头部同样装有一个摆动头，称为滑靴，可以绕柱塞球头部 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， 沿滑靴平面泄露， 保持与斜盘之间有一层油膜润滑，Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling从而减少了摩擦和磨损，使寿命大大提高。 本设计即采用带滑靴的柱塞形式进行设计。 3.1.2 柱塞结构尺寸设计(1)柱塞直径 d 及柱塞分布圆半径 R f 在前面中我们已经求出： 柱塞直径 d ? 18mm 柱塞分布圆半径 R f ? 39mm (2) 柱塞名义长度 L 如图 3―1 所示，应选定下列主要参数：h ――柱塞行程(mm)lmin ――柱塞最小外伸长度(mm)l0 ――柱塞最小接触长度(mm)l ――柱塞名义长度(mm)h 值在结构计算中以确定，一般在 h ? ?1~1.5? d 范围内，而 lmin 及 l 值一般可按经验数据来取：lm i n? 0 . 2 dl0 ? ?1 . 5 ~ ? 2 d而取 l0 ? 1.5d ? 27mm (3―8)l ? h?m l i n ? l0 ? ? 2 . 7 ~ 3? . 7d这里取 (3) 柱塞球头直径 d1 按经验常取 d1 ? 0.7d 一定的距离 ld ，取 ld ? 0.5d ? 9mm (4) 柱塞均压槽l ? 3d ? 54 mm(3―9)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高压柱塞泵中往往在柱塞表面开有环形均压槽， 起均衡侧压力、 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 ~ 0.7 mm 间距 t ? 2 ~ 10mm 实际上，由于柱塞受到的径向力很大，均压槽的作用并不明显，还容易滑伤缸体上 柱塞孔壁面。因此，目前许多高压柱塞泵中的柱塞不开设均压槽。 3.1.3 柱塞受力分析 图 3―1 是带有滑靴的柱塞受力简图。Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling图 3―1 柱塞受力简图作用在柱塞上的力有： (1) 柱塞底部的液压力 FP 柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力 F p 为 π 2 Fp ? ? （ 18 ?10 ?3） ? 35 ?10 6 ? 8906 .（ 4 N） 4 式中 Pmax 为泵的最大工作压力。 (2) 斜盘对柱塞的法向力 N 法向力 N 可分为柱塞的侧向分离 T 及柱塞的轴向分力 F， T ? N? s i n ?? N (3―11) ? (3―10)F ? N ? cos ? ? N ?(3) 缸孔对柱塞的正压力为 F1 ? N ? 与 F2 ? N ?(3―12)如忽略柱塞的离心力、惯性力、滑履与斜盘间的摩擦力和柱塞与缸孔的配合间隙， 并假定柱塞与缸孔间的比压按直线分布，则可列出下列四个力的平衡方程式：f ―摩擦系数，可取 f ? 0.12 。) ? Fy ? 0 ， N sin ? ? F1 ? F2 ? 0 (3―13) ) ? Fx ? 0 ， N cos ? ? fF2 ? fF1 ? FP ? 0 (3―14) l ?l ? d d ? ? l ? ) ? M ? 0 ， F1 ? l ? l0 ? 0 2 ? ? F2 ? l ? 2 ? ? fF1 ? fF2 ? 0 (3―15) 3 ? 2 2 ? 3? ? )由相似原理Created by WlzAn axial piston pump structure design and modellingF1 ? l0 ? l2 ? ? 2 F2 l2 解上列方程式可得： 6l l? 4 2l 0? 3 f d 0l l2 ? 0 12 l ? 6f d ? 6 0l2(3―16)l2 ?6 ? 27 ? 54 ? 4 ? 272 ? 3 ? 0.12?18? 27 ? 12(m m) 12? 54 ? 6 ? 0.12?18 ? 6 ? 27令? l0 ? l2 ? ? l0 ? l2 ?2 l2 2 l22?12?? ?12 （ 12 ? 27） ?1 2 12 ?? ? 4.56 2 （ 12 ? 27） ?1 122则cos ? ? f ? sin ? 8906 .4 N? ? 11861 （N） cos 20 ? 0.12 ? 4.6sin 20 ? ? ? ? 1 ? ? F1 ? N ? sin ? 1 ? ? ? l ? l ?2 ? 0 2 ? ? 1? 2 l2 ? ? ? ?1 ? ? F1 ? 11861 ? sin 20?1 ? （N） ? ? 10818 ? 1.6 ? 1 ? N sin ? F2 ? 2 ? l0 ? l2 ? ? 1 l22 11861 ? sin 20 F2 ? ? 6761 （N） 1.6 ? 1N?Fp(4) 缸孔与柱塞间的摩擦力为 fF1 与 fF2fF1 ? 0.12?1 (N ) fF2 ? 0.12?
(N )(5) 柱塞惯性力 FB 性力 FB 为Created by WlzAn axial piston pump structure design and modellingFB ? ?ma ? ?G R fω 2 t a γ n c o? s g(3―17)式中 m 、 G 为柱塞和滑靴的总质量。 惯性力方向与加速度的方向相反，随缸体旋转角 α 按余弦规律变化。当α ? 0 ? 和180 o 时，惯性力最大值为G 0.6 ? 1500 ? FB ? ma ? R fω 2 tan20 ? ? 39?10?3 ? ?2 π ? ? tan20 ? 210 （N） g 10 ? 60 ?(3―18) (6) 柱塞与缸孔间比压 P、平均比功 ? pv ?avg 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 且有可能压伤柱塞活缸体。 其比压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 2 pl pmax ? ? ? p ??Mpa ? d z l1 2 ? 30 ? 54 pmax ? ? 12 Mp a ? p 15 ?18 柱塞相对缸体的最大运动速度 vmax 应在摩擦副材料允许方位内，即 1500 Vmax ? R fω tanγ ? 39 ? ? tan 20 ? 3.55(m / s ) ? ?v ? 60 平均比功可按下式计算：pmax vmax 12 2.55 ? ? ? ? 7.7 Mp a ? ? pv ? ? 60 Mp v 2 2 2 2 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2? pvmax ? ?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。3.2滑靴设计[7]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得接触面、 减少了接触应力，而且柱塞底部的高压油液，经柱塞中心孔 d 0? 和滑靴中心孔 d 0 ，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。 3.2.1 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 d 0? 还是滑靴中心孔 d 0 ，均不起节流作用。静压Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling油池压力 p1 与柱塞底部压力 Fb 相等，即p1 ? FPR2 p R1 将上式带入式 1 ? 中，可得滑靴分离力为 2 2 FP 2 ? R2 ? R1 ? cos ? d z2 lnπ R 2 ? R1 3.14? 122 ? 92 ?10?6 Fp ? ? 8906 .4 ? 8.02 （N） R2 12 2ln 2ln R1 9 设剩余压紧力 ?py ? py ? p f ，则压紧系数2 2p1 ????????p y py?0.05 ~ 0.15这里取 0.1滑靴力平衡方程式即为 p f ? (1 ? ? ) p1 ? (1 ? 0.1) ? 8.02 ? 7.22(N） 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， 容积效率较高。 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。3.2.2滑靴结构型式与结构尺寸设计[8](1) 确定滑靴结构型式 滑靴结构有如图 3-2 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。Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling图 3-2 滑靴结构(2) 结构尺寸设计 ① 滑靴外径 D 2 滑靴在斜盘上的布局，应使倾角 ? ? 0 时，互相之间仍有一定的间隙 S ，如图 3―3 所示。图 3―3 滑靴外径的确定滑靴外径 D 2 为π 180? D 2 ? D f sin ? S ? 78? sin ? 0.5 ? 33.（ 3 mm） z 7(3―19)一般取 S ? 0.2 ~ 1 ，这里取 0.5. ② 油池直径 D1 D1 ? 0.6 ~ 1 初步计算时，可设定 D 2 ，这里取 0.8D1 ? 0.8D2 ? 0.8 ? 33.3 ? 26.（ 6 mm） ③ 中心孔 d 0 、 d o? 及长度 l0如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔 d 0 和 d o? 可以不起节流作用。为改善加工工 艺性能，取Created by WlzAn axial piston pump structure design and modellingd 0 (或 d o? ) ? 0.8 ~ 1.5mm如果采用静压支承或最小功率损失法设计滑靴，则要求中心孔 d 0 (或 d o? )对油液有 较大的阻尼作用，并选择最佳油膜厚度 ? 0 ? 0.01 ，节流器有以下两种型式： ① 节流器采用截留管时，常以柱塞中心孔 d o? 作为节流装置，根据流体力学细长 孔流量 q 为q?? d0 4 ? pb ? p1 ? 128?l0 kRx do? 64l01式中d 0 、 l0 ---细长管直径、长度 ； K---修正系数。k ? 1? ?? 1 ?6 ? ? 1 ? 2.62 ? ? ? d ?R ? ? 0 x?1 ? 0.065 d o? Rx 1 ? 0.065 d 0? Rx? ? 2.28把上式带入滑靴泄漏量公式q??? 3 F1R 6? l n 2 R1可得? d0? ? FP ? F1 ? ?? 3 F1 ? R 128?l0 k 6? ln 2R1整理后可得节流管尺寸为(3―20)d0?4 128? 3k a ? ? F R2 1 ? a p l0 6ln R1带入数据可以求得l0 ? 8mm d0? ? 1 m m 2 F 式中 a 为压降系数， a ? 1 。当 a ? ? 0 . 6 6 7 时，油膜具有最大刚度，承载能 3 FP .9 力最强。为不使封油带过宽及阻尼管过长，推荐压降系数 a ? 0 . 8 ~ 0，这里取 0.8 ② 节流器采用节流孔时，常以滑靴中心孔 d 0 作为节流装置，根据流体力学薄壁孔 流量 q 为 ? d 2 2g q? 0 c ? F ? P ? 1F 4 r式中 C 为流量系数，一般取C ? 0 . 6 ~ 0。 .7Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling把上式带入q??? 3 F1R 6? l n 2 R1中，有? d024C?? 3 F1 2g ? F ? ?F ? P 1 R r 6? l n 2 R1整理后可得节流孔尺寸d02 ?2? 3 1 a ? ? ? FP R2 2 g 1 ? a 3? ln C R1 r d0 ? 1 m m带入数据可以求得以上提供了设计节流器的方法。 从上两式中可以看出， 采用节流管的柱塞―滑靴组 合， 公式中无粘度系数 ? ， 说明油温对节流效果影响较小， 但细长孔的加工工艺性较差， 实现起来有困难。采用滑靴―中心孔为薄壁孔节流，受粘度系数 ? 的影响，油温对节流 效果影响较大，油膜稳定性也要差些。但薄壁孔加工工艺性较好。 为防止油液中污粒堵塞节流器，节流器孔径应 ? 0.4mm3.3配油盘受力分析与设计[9]配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一， 可以隔离和分配吸、 排油油液以及承受由高速旋转的钢铁传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。 3.3.1 配油盘设计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口之间有可靠的隔离和密封， 大多数配油盘采用过渡角 a1 大于 柱塞腔通油孔包角 a 0 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， 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[9]Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling图 3―4 配油盘主要尺寸如图 3―4 所示，求的配油盘主要尺寸如下： ① 配流窗口分部圆直径 D 0 配油盘窗口分布圆直径一般取等于或者小于柱塞分布圆直径 D f 。即 D0 ? Df ，然后根据下式验算其表面滑动速度：? ?v?? 6000 式中： ? v?? ――配油盘许用表面滑动速度 ? m / s ? ，推荐 V ' ? 4 ~ 6.5m / s 取 D0 ? 79mm 则 3.14 ? 7.9 ?1 5 0 0 V' ? ? 6.2m / s ? V ' ? 6.5m / s 6000 所以符合设计要求。 v? ?? D0n? ?② 封油带尺寸 设内封油带宽度为 b2 ，外封油带宽度为 b1 ， b1 和 b2 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b1 略大于 b2 ，即b1 ? R1 ? R2 ? 0.125 d ?? 2 m ?mb2 ? R3 ? R4 ? 0 . 1d ~ 0 . 1 2 d5 ??2 m ?m当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示于分离力计算式代入平衡方程式可得 2 2 R 2 ? R4 R12 ? R2 ? zd 2 ?1 ? ? ? ? 3 ? ? (3―21) R1 R3 2 ? p ln ln R2 R4Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸： R1 ? 34mm ， R 2 ? 32mm ，R 3 ? 24mm ， R 4 ? 14.5mm . ③ 配油窗口(长腰形)的长度与宽度配油窗口长度至少可占其分布圆周围长度的 75，即 2?1 ? 0.75 ? 2? ； 配油窗口的宽度 S ? ? R2 ? R3 ? 应按自吸工况吸入液体的许可流速来计算： nq S? ? cm ? 3000 ? v ??1 D f 式中： ?v ? ――吸入液体许可流速 ? m / s ? ，一般推荐 ?v? ? 2 ~ 3m / s 。 1500 ? 35 S?6? ? 0.46 m / s 3000 ? 2 ? 2.355 ? 8 所以符合要求 3.3.2 配油盘受力分析[10]不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是由差别的， 但是功用和基本构造则相同。 图 3―5 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 p y 。1―吸油盘 2―排油窗 3―过渡区 4―减震槽 5―内封油带 6―外封油带 7―辅助支承面 图 3―5 配油盘基本构造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， 使缸体受Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。 1 对于奇数柱塞泵，当有 ? Z ? 1? 个柱塞处于排油区时，压紧力 p y1 为 2 z ?1 π 2 7 ?1 π p y1 ? ? d Fp ? p y m a x? ? ?1.82 ? 8 9 0 .6 4 ? 9 0 6 5( 6 N) 2 4 2 4 1 当有 ? z ?1? 个柱塞处于排油区时，压紧力 p y 2 为 2 z ?1 π 2 7 ?1 π py2 ? d Fp ? p y m a x ? ? ?1.82 ? 8 9 0 .6 4 ? 6 7 9 9( 2 N) 2 4 2 4 平均压紧力 p y 为py ? 1 1 ( p y1 ? p y 2 ) ? (9 0 6 5? 66 7 9 9) 2 ? 7 9 3 2( 4 N) 2 2[11]3.3.3验算比压 P 、比功 Pv为使配油盘的接触应力尽可能减少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，如图中的 D5 、 D 6 。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F??4?D22 2 ? D ? D ? D ?F ?2 ?? 1F ? F 5 1 4 2 ? 3式中： F1 ---辅助支承面通油槽总面积F1 ? KB ? R ? R5 ?(K 通油槽个数，B 为通油槽宽度)根据估算： F ? 1034 ? mm2 ? 配油盘比压 P 为P? ?Py ? pt F ?F2 、 F3 ----吸、排油窗口面积2 KB ? R ? R 5 ? l1d? 284 pa ? ? p ?式中： ?p y ---配油盘剩余压紧力? 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 v? ppv? ? 式中 v p 为平均切线速度pt ---中心弹簧压紧力p ?vvp ? 2 ? D? D ?. ?n 4Created by WlzAn axial piston pump structure design and modellingP V?2p 2? 2 8 4 18 ? 2 ?0 ? D ? ? ?? 4 ? D n? 1 5 0? 0 3.14?4 5 8 ? 6 0 kg 0f2c/ m? PV ?根据资料取 600 Kgf / cm2 .3.43.4.1缸体设计[12]缸体的稳定性在工作过的配油盘表面上常看到在高压区一侧有明显的偏磨现象，偏磨会使缸体与 配油盘间摩擦损失增大，泄露增加，油温升高，油液粘性和润滑性下降，而影响到泵的 寿命，造成偏磨的原因，除了可能有受力不平衡外，主要是缸体外力矩不平衡，使缸体 发生倾倒。 3.4.2 缸体主要结构尺寸的确定(1) 通油孔分布圆半径 R f ? 和面积 Fa图 3―6 柱塞腔通油孔尺寸为减少油液流动损失， 通常取通油孔分布圆半径 R f ? 与配油窗口分布圆半径 r0 相等， 即R f ? r0 ? 35mm通油孔面积近似计算如下2 Fa ? la ba ?0 . 2 1 5 ba＇Fa ? 18? 9 ? 0.215? 92 ? 145(mm2 )Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling式中： la ---通油孔长度， la ? d ? 18mmba ---通油孔宽度， ba ? 0.5d ? 9mm(2) 缸体高度 H 从图 4-8 中确定缸体高度 H 为 H ? l0 ? Smax ? l3 ? l4 ? 27 ? 29 ? 5 ? 9 ? 70mm 式中 ： l0 ---柱塞最短留孔长度；S m a --x 柱塞最大行程；l3 ---为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短； l4 ---缸体厚度，一般 l4 ? ? 0.4 ~ 0.6? d ，这里取 0.5d。图 3―7 缸体机构尺寸图 (3) 缸体内、外直径 D1 、 D 2 与壁厚 ? 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 4―8)，即 ?1 ? ? 2 ? ? 3 ? ? ，壁厚初值仍由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度 验算。本文先取 ? ? 6mm ，再进行校核。 缸体强度可按厚壁筒验算?d ? 2? ? ? ? 2 ? ? 2 ?? p2 ? ?? ? ? 2 2 ? N / cm ? ? ?d ? ?d ? ? ?? ? ?? ? ?2 ? ?2?2式中： d ---筒外径 ? cm ?? ---相邻柱塞的壁厚 ? cm ?2 P2 ---工作油压 ? ? N / cm ? ?Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling18 2 ? ( ? 6) 2 2 ?? ? 350 ? 1 0 9( N 4 / cm2 ) 18 18 ( ? 6) 2 ? ( ) 2 2 2?? ? ---缸体材料许用应力，对 ZQAL9 ? 4 ： ?? ? ? 600 ~ 800 ? N / cm2 ? 对 40Cr ： ?? ? ? 2200 ? N / cm2 ?所以取 ? ? 6mm ，当缸体材料取用 40Cr 时 ? ? ?? ? 符合要求。 则缸体的内直径 D1D1 ? D 2? f ? d ? D1 ? 78 ? 18 ? 12 ? 48mm缸体的外直径 D 2D2 ? D f ? d ? 2?D2 ? 78 ? 18 ? 12 ? 118mm3.5轴的校核[13]1.花键部分与缸体的连接强度 a.花键表面的挤压强度? cm ?式中：2T ?103 ?zhld m(3―21)T 为轴泵传递的转矩 l 为键的工作长度 Ψ 为不均匀系数 z 为花键键数 Ψ=0.75 z=6D-d ? 2c ，此处 D 为外花键的大径， 2h 为花键的侧面工作高度，矩形花键， h ?d 为内花键的小径，c 为倒角尺寸，此处选取 c=0.3 36 ? 30 h? ? 2 ? 0 .3 ? 2 .4 则 2d m 为花键的平均直径dm ? D ? d 36 ? 30 ? ? 38 mm 2 2Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling?? ?为连接键中最弱材料的许用挤压应力 ?? ? ? 120Mpppa将以上值代入上式可得：2 ? 47.75?103 ? cm ? ? 6.29Mpa 0.75? 6 ? 2.4 ? 37 ? 38 P 7.5 T ? 9550 ? ? 9550 ? ? 47.75 N .m n 1500其中电机的功率取 7.5kw. 显然 ? cm ? ?? p ?b.花键轴的抗扭强度Mz ? ?? ? 其中 w pA 为键轴的抗扭断面系数 w pA 4 4 π d外 ? d内 (3―22) wpA ? （ ） 16 d外 π 3.6 4 ? 34 wpA ? （ ） ? 4.06cm3 16 3.6?A ??? ?为许用扭转应力?? ?=150MPa代入上式可得 ? A ? 47.75 ? 11.76 MPa ? ?? ? 4.06 由以上计算可知花键与缸体的连接强度合适。3.6中心弹簧的计算[13]吸入油液所需的总吸入力 ? F1 ； 柱塞的总摩擦力 ? F3 ； 滑靴支撑面所需的密封力 ? F2 ； 克服滑靴翻转所需的推力 ? F4 ，中心加力弹簧需满足下式：中心弹簧的弹簧力 Fs 必须能克服以下诸力：柱塞(包括滑靴)的总惯性力 ? Fi ；柱塞Fs ? 1.15(? Fi ? ? F1 ? ? F2 ? ? F3 ? ? F4 )柱塞总惯性力 ? Fi ，单个柱塞的总惯性力为 Fi ? m ps a pi(3―23)式中： m ps 为柱塞与滑靴的质量 m ps =kvρ π π m ps ? kv? ? 1.2 ? ( D 2 ? d 2 )lρ ? 1.2 ? （7.9 2 ? 1.82） ? 5 ? 7.8 4 4Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling=2.17kga pi 为第 i 个柱塞的相对加速度于是 Fi ? m ps w2 R tan 因此， 所有与吸入和压排腔相通的柱塞的总惯性力为： γ cos(? ? ia) ，?F ? mipsw2 R tan? ?cos? ? cos(? ? ? ) ? cos(? ? 2? ) ??? (3―24)简化后有：（? Fi） ? ?m ps w2 R tan β式中 ? 为与柱塞个数 z 有关的系数，其值如下： z 5 1.62 7 2.25 9 2.89 11 3.51?将 ? =2.25 代入上公式得：? F ? 2.25 ? 2.17 ? wi2? 0.047 ? tan 20 ? ? (2 π ?1500 2 ) 60=45.34N 移动单位柱塞所需吸入力为： F1 ?π dp v 4式中： pv 为液压泵吸入管路中的真空度，计算时可取 pv =0.5bar 如假定和吸入油腔相通的柱塞个数为(z+1)/2，则总吸入力为?F1?π 2 (z ?1 ） 7 ?1 π d pv ? ? ?1.82 ?10 ? 4 ? 0.5 ?10 5 ? 31.8N 4 2 2 4滑靴支承面所需的总密封力 ? F2 ， 为了使滑靴支撑面不漏气， 需加力保证其密封。 一个滑靴支承面所需的密封力为 式中： As 为滑靴支承面面积As ?F2 ? As? k cos γπ (1.6 2 ? 1.2 2 ) ? 0.88cm 2 4? k 为支承面为阻止吸入空气所需的接触比压，取 ? k =0.08--0.1MpaCreated by WlzAn axial piston pump structure design and modelling与吸入油腔相通的(z+1)/2 个柱塞滑靴所需的总密封力为?F2?z ?1 7 ?1 As? k cos ? ? ? 0.88 ? 0.1?10 6 ? cos 20? ?10 ? 4 2 2=33.1N 同样，还应当保证缸体端面与配油盘间的气密性，所需密封力为：?F2π ? Avp? k ? kAvp? k ? 1? ? （6.9 2 ? 5.12） ?10 5 ?10 ? 4 4=169.6N 柱塞吸入行程时的总摩擦力 ? F3 ， ? F3 ? 其中( z ? 1) f1 ( F2 tan ? ? m ps w2 R) 2f1 为柱塞与缸体孔之间的滑动摩擦系数f1 =0.12?F3?(7 ? 1) 2 π ?1500 2 ? ? ? 0.12? ?169.6 ? tan20 ? 2.17? ( ）? 23.5 ?10?3 ? 2 60 ? ?=45.29N 克服滑靴翻转所需的推压力为 ? F4 滑靴沿斜面作椭圆运动，离心惯性力为 翻转力矩为F0 ? ms ?ws2M 0 ? F0e0 ? ms ?ws e02其中， e0 为滑靴重心至柱塞球头中心的距离 但在实际中， ? F4 很小，可以忽略不计。 所以， Fs ? 1.15(? Fi ? ? F1 ? ? F2 ? ? F3 ? ? F4 ) =1.15(45.34+31.8+33.1+45.29+16.96) =198.4N 中心弹簧参数的确定： 因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按第三类弹簧来考虑。现选用碳素弹簧钢丝 C 级。故取钢 丝直径为 2mm，由《机械设计手册》查阅可得，暂选Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling根据表中可知 ?? ? ? 0.5? B ? 800Mpa ? ? 1600Mpa。B设 D=22mm，则 C=5.5则k ? =4c ? 1 0.615 ? 4c ? 4 c4 ? 5.5 ? 1 0.615 ? ? 1.167 4 ? 5.5 ? 4 5.5d ? 1.6Fs kc?? ?? 1.6198.4 ? 5.5 ?1.167 ? 1.7m m 800取 d ? 3.0mm 合适 设弹簧总压缩量 x ? 10 mm 则弹簧圈数 n ? 取 n=9 节距p ? (0.28 ~ 0.5) D ? (6.16 ~ 11)mmGd 4 x 8 ? ? 8.68 8FD3 8 ?198.4 ? 223取 p ? 7m m自由长度H0 ? np ? (1.5 ~ 2)d ? 9 ? 7 ? (1.5 ~ 2) ? 2 ? （66 ~ 67）mm取 H0 ? 66mmp 7 1 （ ) ? tan ?1 ( ） ? 6.6? 弹簧的螺旋升角 ? ? tan ? πD π ? 22弹簧两端各取一圈支承圈，则总圈数为 弹簧的展开长度L1 ?n1 ? n ? 1 ? 1 ? 11π Dn1 ? 78 .4mm cos 6.6?3. 变量机构[14]轴向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴摆动缸摆动角， 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 4―1。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling图 4―1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 4―1(a)，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 4―1(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 4―1(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。 此次设计就采用一种简单的手动变量机构，下面就介绍手动变量机构的工作原理。 手动变量机构式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 4―2 所示。图 4―2 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 yCreated by WlzAn axial piston pump structure design and modelling称正比。结论液压泵是向液压系统提供一定流量和压力油液的动力元件， 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p提高系统的效率p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p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p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p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。 一般在机床液压系统中， 往往选用双作 用叶片泵和限压式变量叶片泵； 而在筑路机械p港口机械以及小型工程机械中， 往往选 择抗污染能力比较强的齿轮泵；在负载大p功率大的场合往往选择柱塞泵。 该泵的特点是： (1)在柱塞头部加滑靴，改点接触为面接触，并为液体摩擦。 (2)将分散布置在柱塞底部的弹簧改为集中弹簧，并通过压盘使柱塞紧贴斜盘。 (3)将传动轴改为半轴，悬臂端通过缸体外大轴承支承。 由于采用上述这些结构措施，使得泵的结构比较复杂，使用和维护要求都较高。而 且缸体外大轴承不宜用于高速，致使提高它的流量比较困难。 当然，在柱塞泵发展的过程中，肯定会存在很多问题，随着科学技术的不断 发展， 这些问题都在不同程度上得到了解决， 但是还有好多问题至今没有得到充分解决， 比如， 轴向柱塞泵中各部件之间的摩擦问题一直都是困扰着技术人员， 这个问题也是一 直研究的课题，还有就是怎么解决润滑的问题，等等。 在轴向柱塞泵发展中， 其基本结构保持了稳定。 高速高压以及良好的控制方法是其 发展的方向。参考文献[1] [2] [3] [4] 樊瑞，李建华. 液压技术[M].第一版.北京： 中国纺织出版社，1999. 赵则祥. 公差配合与质量控制[M].开封：河南大学出版社，1999. 路甬祥. 液压气动技术手册[S].北京：北京机械工业出版社，2002.1 曾祥容，叶文柄，吴沛容. 液压传动[S]. 北京：国防工业出版社，1980.8Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling[5] [6] [7] [8] [9]黄大宇，梅瑛. 机械设计课程设计[M].第一版.长春：吉林大学出版社，2006 濮良贵，纪名刚. 机械设计[M].第八版.北京：高等教育出版社，2007.9 张利平.液压泵及液压马达原理、使用与维护[M].北京：化工工业出版社，2008.10 杨务滋. 液压维修入门[M]. 北京：化工工业出版社，2009.6 大连理工大学工程图学教研室. 机械制图[M] .第六版.北京：高等教育出版社， 2007. [10] 马玉贵，马治武. 新编液压件使用与维修技术大全[S].北京：中国建材工业出版 社，1998 [11] 左健民. 液压与气压传动[M].北京：机械工业出版社，1999 [12] 文怀兴. 泵的排量设计工况及优化设计[M].北京：机械工业出版社，2005 [13] 成大先. 机械设计图册[S].北京：化学工业出版社，2000 [14] 沙毅，闻建龙. 泵与风机[M].合肥：中国科学技术大学出版社，2005 [15] 何存兴. 液压元件[M].北京：机械工业出版社，1982 [16] 隗金文，王慧.液压传动[M].北京：东北大学出版社，2001. [17] 陈榕林，张磊. 液压技术与应用[M].第一版.北京：电子工业出版社，2002. [18] Lebek A O.principles and Designof Mechanical Face Seals，TJ246.1991 [19] Peter Hattwig.Synthesis of ABS Hydraulic Systems.SAE，930509致谢大学的第八学期我们主要完成一个任务―――毕业设计，通过将近三个月的学习， 本次毕业设计就要完成了，虽然从表面上来看是完成了，但是由于实践和经验的匮乏， 在这次设计中难免会有许多考虑不周全的地方， 多亏了我的指导老师樊瑞教授给我的督 促和指导，才使我明白课题的设计重点在哪，一点一点的给我讲解，最终才让我按时完 成了这次毕业设计。 在这次毕业设计过程中， 我遇到了许许多多的困难， 在此我要特别感谢我的指导老 师樊瑞教授给我悉心的帮助和对我耐心而又细致的指导， 我的毕业论文较为复杂， 但是 樊瑞老师仍然细心的给我纠正图中的错误， 因为我制图这块知识比较欠缺， 所以我有时 连最基本的都有点不懂，当时樊瑞老师很是着急，我也很着急，说实在话不管老师怎么 说我我都没有一点怨言， 毕竟樊老师是一位治学严谨而又德高望众的， 所以我很敬佩她。 在毕业设计期间樊老师给我们讲了很多关于做人的道理， 告诉我们做人要踏实， 对待工 作要有激情和热情，只有这样才能把工作做好，才能更大限度的发挥自己的长处，只有 这样才能用长处来弥补自己的短处，听到这些后使我们受益匪浅。 当然在这次的毕业设计中我组的那些同学也给了我很大的帮助， 每次老师要求见面Created by WlzAn axial piston pump structure design and modelling时都会提前通知大家， 有一些问题我们还是商量解决的， 特别是有些知识点没有掌握牢 时，我会虚心地向他们学习和请教，他们也是很耐心的给我讲解，直到我弄明白为止， 在这里我真心的谢谢他们。 最后， 我真诚地谢谢我的指导老师樊瑞教授给我的帮助， 当然我也要谢谢崔江红教 授给我们上的最后一节课公差课。Created by Wlz
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