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轴向柱塞泵设计2


轴向柱塞泵设计 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降低液压系统的能耗、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。 本次设计对轴向柱塞泵进行了分析, 主要分析了轴向柱塞泵的分类, 对其中的结构, 如柱塞的结构型式、滑靴结构型式、配油盘结构型式等也进行了分析和设计,还包括它 们的受力分析与计算。同时缸体的材料选用以及校核也很关键,本文对变量机构分类型 式也进行了分析, 最后利用 Solidworks 制图软件绘制零件图与组装成装配图,并进行干 涉检验,无误后出图。本文对柱塞泵今后的发展也进行了展望。

关键词:轴向,柱塞泵,设计计算,Solidworks

DESIGN?OF AXIAL?PISTON?PUMP? ABSTRACT?

Hydraulic? pump? is? the? power? components? which? can? Provide? a? certain? discharge?and?pressure?of?the?oil? for? Hydraulic?system.?It? is? indispensable?core? components?for?each?hydraulic?system.?It?is?very?important?to?select?a?reasonable? hydraulic? pump,? because? it? can? effectively? Reduce? the? energy? consumption? of? the? hydraulic? system,? improve? system? efficiency,? reduce? noise,? improve? performance?and?ensure?reliable?operation?of the?system.? This?design?analysis?axial? piston?pump.?It?mainly?analyzed? the?classification?of? axial? piston? pump,? on? which? the? structure,? such? as? the? structure? type? of? the? plunger,? the? structure? type? of? slipper? and? oil? pan? structure? type? carried? out? analyzed?and?designed,? including? stress?analysis? and?calculation?of? their too.?At? the? same? time,? the? selection? of? materials? and? checking? the? cylinder? is? also? critical,?the?type?of?variable?institutional?classification?was?also?analyzed?in?this? paper,? finally,? Drawing? parts? drawing? and? installing? Assembly? body? use? the? drawing? software? of? solidworks,? and? drawing? them? after? interference? testing.? The?future?development?of piston?was?also?discussed?in this?paper.?

KEYWORDS:? axial,?piston?pump,?design and?calculation,?solidworks

1 绪论
1.1 引言 轴向柱塞泵/马达是液压系统中重要的动力元件和执行元件, 广泛地应用在工业液压 和行走液压领域,是现代液压元件中使用最广的液压元件之一。轴向柱塞泵是利用与传 动轴平行的柱塞在柱塞孔内往复运动所产生的容积变化来进行工作的。轴向柱塞泵的优 点是结构紧凑,运转平稳,流量均匀性好,噪声低,径向尺寸小,转动惯量小,工作压 力高,效率高,并易于实现变量。此外,由于轴向柱塞泵/马达结构复杂,对制造工艺、 材料的要求非常高,因此它又是技术含量很高的液压元件之一。 近年来, 随着材料、 制造、 电子等技术的发展, 轴向柱塞泵/马达的新技术层出不穷, 例如荷兰 Innas 公司开发的?Float?Cup 结构轴向柱塞泵, 丹麦的 Saur?Danfoss 公司为工程 机械量身定做的?H1?系列的多功能泵,德国?Rexroth?公司推出的电子智能泵等等。而我 国自 20 世纪六、七十年代开发了?CY?系列和引进?Rexroth?技术的泵/马达后,轴向柱塞 泵/马达技术进展缓慢。近年来,随着我国经济的腾飞,在工业现代化和大规模城市化进 程中,工程机械、塑料机械、冶金、机床和农业机械等领域对轴向柱塞泵/马达的需求十 分旺盛,因此提高我国轴向柱塞泵/马达的性能显得十分迫切,对轴向柱塞泵/马达技术 革新的要求也十分紧迫! 纵览国内外轴向柱塞泵/马达技术的发展演变对认识轴向柱塞泵? /马达的发展趋势和加快我国轴向柱塞泵/马达技术的发展都有着重要的指导意义和现实 意义。 1.2 轴向柱塞泵国内外研究现状与发展方向 对轴向柱塞泵的研究可谓历史悠久,其中为了改善轴向柱塞泵流量脉动,减小振动 和噪声,国内外液压界科技工作者作了大量的研究和实验工作,研究表明:轴向柱塞泵 的实际流量受到各种因数的影响,其流量脉动远远大于理论流量脉动,且脉动系数与柱 塞数的奇偶性无关。 就轴向柱塞泵柱塞数的奇偶选择问题,中国学者王意在1982年提出了“偶数泵可以 和奇数泵工作一样好”的观点,并在1984年,选择九柱塞泵与他设计的八柱塞泵进行流 量脉动对比测试,实验表明:八柱塞泵略小于九柱塞泵。1985年,德国Achen大学流体 动力研究所从理论上得出:八柱塞泵在受力、噪声方面优于九柱塞泵,模拟实验装置上 测得结果是八桩塞泵的压力脉动约为九柱塞泵的122%。叶敏则考虑配油盘的偏转安装, 并对传统公式进行了修正,已看不出奇数泵的流量脉动远远小于偶数泵。在“流体控制 与机器人”96学术年会上,北京理工大学的张百海教授就通常工况下,带有预压缩角的 轴向柱塞泵流量脉动作了分析,认为其流量脉动系数远远大于其固有流量脉动系数,且 偶数泵和奇数泵具有相同的流量脉动频率,但他没有给出实验证明。邹骏则在九柱塞泵

的基础上,设计并制造出一个八柱塞泵,对八、九柱塞泵作了仿真分析及实验对比,认 为八柱塞泵的总体性能优于九柱塞泵。此外,北京航空航天大学的王占林教授与博士生 从柱塞泵的计算机辅助设计入手,对斜盘式轴向柱塞泵作了运动学分析,给出了柱塞分 别处于预升压过渡区和预减压过渡区柱塞腔中油液的压力分布及求解方法, 对柱塞泵作 了流量仿真分析,得出奇偶数柱塞泵的流量脉动相差无几的结论。 目前, 国内对轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数研究较多的是甘肃工业大学的那成 烈教授和安徽理工大学的许贤良教授, 他们以各自不同的角度对轴向柱塞泵的实际流量 及脉动系数进行了较深入的研究。 那成烈教授在国家自然科学基金资助项目“轴向柱塞泵噪声控制”的研究中,指出 轴向柱塞泵流量脉动不仅决定于供油质量,也是流体噪声控制的主要因素之一。他主要 从配油盘的结构上对流量脉动进行了全面的分析研究。他的多位学生在他的指导下,对 轴向柱塞泵的实际流量及脉动系数做了大量的研究。 兰州理工大学的那焱青针对轴向柱塞泵的流量脉动是工程噪声控制的主要因素之 一,找出了轴向柱塞泵瞬时流量的影响因素,并运用计算机仿真分析给出了减小流量不 均匀系数的方法。 西南交通大学的邓斌在配油过程流量仿真中, 对瞬时理论流量和倒灌流量分别进行 了仿真,提出了倒罐流量引起的流量脉动比柱塞泵的几何流量脉动大,因此对于柱塞水 压泵的流量脉动应从减小倒灌流量入手,即减小柱塞腔内压力的脉动。在对实际流量进 行分析仿真时,利用b— e 紊流模型和SIMPLEST算法对水压轴向柱塞泵配油过程中的流 场进行了三维模拟,揭示了流量变化及柱塞腔和配流窗口中的流速分布规律,并指出转 速和负载压力对水压轴向柱塞泵的流量脉动有较大影响。 甘肃工业大学的刘淑莲通过对对称偏转配油盘的轴向柱塞泵流量脉动形成机理进 行理论分析,提出了计算流量脉动的修正公式。并用计算机仿真研究轴向柱塞裂流量脉 动与柱塞奇偶数、阻尼形式及通油比例等影响因素的关系。同时对带有横向倾角减振机 构的斜盘酌两种结构形式的泵流量进行了分析与仿真。 兰州理工大学的尹文波主要从几何因数, 即配油盘的结构对实际流量的影响进行分 析和仿真,指出轴向柱塞泵瞬时流量脉动系数比工作介质不可压缩时大一个数量级,且 与柱塞数的奇偶性无关。 同时指出流量脉动系数最大的影响因素是油液的弹性模量和油 泵静工作压力,其次是柱塞数。 安徽理工大学的许贤良教授从几何角度分析了配流结构与流量脉动之间的关系,提 出了偶数柱塞的流量特性及流量脉动是由 a (两相邻柱塞间夹角)、? f , a (缸孔腰形角) 、?

f p (配油盘腰形角)的组合确定的。他的学生,安徽理工大学刘小华对影响轴向柱塞泵
的几何因素和非几何因素(包括泄漏)进行了理论分析,同时对实际流量脉动进行了计算 仿真和动态测试,最后得出结论:流量脉动剧烈,且流量脉动频率只与柱塞数有关,与

奇偶性无关。中国矿业大学的刘利国则考虑配油盘实际几何参数,根据柱塞实际排液状 况,得出八柱塞泵流量脉动和七柱塞泵流量脉动相差不大的结论。 就轴向柱塞泵的泄漏问题, 国外的研究者更感兴趣于柱塞和缸体间因摩损而引起的 泄漏。英国密苏里大学哥伦比亚分校的Noah?D.Manring在讨论泵的实际流量时,着重考 虑了柱塞和缸体间各种磨损所带来的泄漏及泵在预升压过渡区的油液倒灌,得到了七、 八、九柱塞泵的实际流量与理论流量的比较图,结果显示:泵的实际流量脉动远远大于 理论脉动,且偶数泵在数据显示上好于奇数泵。 加拿大萨省大学的李泽良在研究轴向柱塞泵中柱塞与缸体间的泄漏时,用一个压力 控制伺服阀以一个高频率响应用来模拟轴向柱塞泵的柱塞与缸体间的磨损, 并采用控制 运算法模仿各种不同程度的柱塞磨损,测出其泄漏量。实验结果指出实验系统与有真正 磨损的柱塞泵相比,其流壁脉动、压力脉动相当一致,这就为进一步的深入研究提供了 一定的数据依据。 德国汉堡技术大学的RolfLasaar分别从柱塞受力角度和泵的实际流量角度对斜盘式 轴向柱塞泵柱塞与缸体的间隙进行了较为详尽的分析,从柱塞所受摩擦力角度:要求间 隙取大者;从泄漏量对流壁的影响角度:要求间隙越小越好。作者通过计算和实验,得 到了此间隙的最优化处理模式。 综上所述,轴向柱塞泵的实际流量脉动异常复杂,传统理论力所难及。由于柱塞泵 的流量、压力脉动相当复杂,涉及若干几何因素和非几何因素,至今还没有人能够定性 地、更没有人定量地给出哪些几何因素和非几何因素在轴向柱塞泵的流量、压力中所起 的作用和地位。 业界更多地偏向于从配油盘结构的角度去分析轴向柱塞泵的实际流量及 脉动系数,而且形成了较为完善的分析计算体系;至于泄漏对实际流量及脉动系数的影 响,虽进行了一定的研究,但还没一个较为完整的分析计算,更无计算公式。 轴向柱塞泵在发展中,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。

2 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数
2.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理 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 2—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 6—弹簧 2.2 直轴式轴向柱塞泵主要性能参数 给定设计参数 最大工作压力? pmax? = 40? MPa 额定流量? Q = 100?L/r 最大流量? Q? =200?L/r max? 额定转速? n = 1500? r/min 最大转速? nmax? = 3000? r/min 2.2.1 排量、流量、容积效率与结构参数 轴向柱塞泵几何排量?q? 是指缸体旋转一周,全部柱塞腔所排出油油液的容积,即? b? qb = 式中

p
4

d 2 ZSmax? =

p
4?

d 2?ZD f? tan?g

d——柱塞直径; Z——柱塞数; Df——柱塞分布圆直径;

g ——斜盘倾角。
泵的理论流量 q 为

q?=

1000? Q? n ×h v?

式中:hu ——油泵的容积效率,计算时一般去0.92~0.97。本文中取hu =0.95 。? 1000 ? 100? q= =70.2(ml/r)? 1500 ? 0.95? 为了避免气蚀现象,在计算 q 值之后,需按下式做校核计算:? nmax? × q 3? ? C p?
2? 式中:?C?p? ——常数,对进口无预压力的油泵?C?p? =5400;对进口压力为?5kgf /?cm? 的油泵?
1?

C?p? =9100。?
1? 3000? ? 70.2 3?=206.2 ? C? p? 60

所以主参数排量符合设计要求。 4 4? 直径Df,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 g 来实现。 对于直轴式轴向柱塞泵,斜盘最大倾斜角?g max 在15° ~ 18o 之间,该设计是非通轴泵, 受结构限制,取上限,即 g = 18° 。
Rf、d、Z的确定

从泵的几何排量公式?qb =

p

d 2 ZSmax? =

p

d 2?ZD f? tan?g 可以看出,柱塞直径 d?,分布圆

柱塞数Z根据实践经验取定:一般半周型多取Z=7,通轴型多取Z=9,能使结构较为 紧凑。由此这里取Z=7。 Zd? 初算时,可取? ? 0.75?,则可按下式试算 Rf:? 2? R f? p
R f? =
3?

Z? q? ? 3.5(cm) (mm? =35 ) 1.125p 3? tan?g

(2-2)

再由排量公式确定柱塞直径:? d= 2q? ? 2.39(cm) =23.9(mm? ) ZR f? tan?gp

由于上式计算出的 d=23.9mm 需要圆整化,并按有关标准选取标准直径,应选? d=24mm? 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。?
2 × 2 × 2 扭矩与机械效率

不计摩擦损失时泵的理论扭矩?M?tb? 为

6? pb?q? 12 ? 0.0246 ? 10? M tb? = = = 0.047 ? 106? ( N /?m )? 2p 2 ? 3.14?

式中?p? 为泵吸、排油腔压力差。 b? 考虑摩擦损失?M?b? 时,实际输出扭矩?M?gb? 为 M gb = M tb - M b? = 0.047 ? 10 6 - 0.005 ? 10 6 = 0.043 ?10 6? ( 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? 6? M? 0.043 ? 10? hbm? = gb? = = 0.91? 6? M tb? 0.047 ? 10? 轴向柱塞泵的机械效率? bm = 0.88~0.93。所以此泵符合设计要求。 h 2.2.3 功率与效率 不计各种损失时,泵的理论功率?N? tb? N tb = pb Qtb = 2? nM gh? p
N tb? = 2 ? 3.14 ? 1500? ? 0.047 ? 10 6? = 7379?( kw )? 60?

泵的实际输入功率?N? 为? br? 1? N br = 2? nM gb? p

hbm?

N br? = 2 ? 3.14 ?

1500 1? ? 0.043 ? 10 6? ? = 7419?( kw )? 60 0.91?

定义泵的总效率h 为输出功率?N? 与输入功率?N? 之比,即? bc? br? N? h = tb? = hvhbm? = 0.95 ? 0.91 = 0.86? N br? 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?

hb = 0.85 ~ 0.9?,上式满足要求。

3 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析
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。 3.1 柱塞运动学分析 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。 3.1.1 柱塞行程 S 图 3-1 为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。 若斜盘倾斜角为 g ,柱塞分布圆半径? R?f? ,缸体或柱塞旋转角为 a ,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 a 如图示

图 3-1 柱塞运动分析?
h = R f - R f? cos?a

所以柱塞行程 S 为
S = htg g = R f? (1 - cos?a )?tgg

当?a = 180o 时,可得最大行程?S? 为? max?
S max? = 2 R f?tgg = 2 ? 35 ? tg18o = 24? mm

3.1.2 柱塞运动速度分析 V 将式 S = htgg = R f? (1 - cos?a )?tgg 对时间微分可得柱塞运动速度 v 为? d d d? v = s = s × v? = R f?wtg? sin?a g dt d v dt? 当?a = 90o 及 270°时, sin a = ±1 ,可得最大运动速度?V? 为 max? 1500? v max? = R f?wtg g = 35 ? ? 2 ? 3.14 ? tg18 = 1785 ( mm /?s )? 60? a 式中 w 为缸体旋转角速度,?w = 。 t
o

3.1.3 柱塞运动加速度 a

将v =

d s d s d? = × v? = R f?wtg? sin?a 对时间微分可得到柱塞运动加速度 a 为? g dt d v dt? d d d? a = v = v × a? = R f?w 2?tg? cos?a g dt d a d t?
? 1500? ? = R f?w tg g = 35 ? ? ? 2p ÷ tg18o ? 280 ( m /?s )? è 60? ?
2? 2?

当 a =0°或 180°时, cos a = ±1 ,可得最大运动加速度?a? 为 max?
amax?

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 3—2 所示。

图 3—2 柱塞运动特征图 3.2 滑靴运动分析 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 3—3 所示。

图 3—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

长轴 短轴 矢径? 极角?

2b =

2?R?f? cos?g

? 74?( mm )?

2a = 2 R f? = 70?( mm )?

如果用极坐标表示在斜盘平面上旋转 a 角时的柱塞头部坐标则为

r = R f? 12 + tg 2g cos?2? a l = tan ?1? cosg tana) (

滑靴在斜盘平面 x?o?y? 内的运动角速度?wh 为? d? w cos?g wh? = l = 2 dt? cos a + cos2 g sin?2?a 由上式可见,滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动,当?a = ± 短轴位置)为 1500? ? 2? p (wh? max? = ) = 60? o ? 165 ( rad /?s )? cos g cos18?

p
2

时,?wh 最大(在

w

当?a = 0 或 p 时,?wh 最小(在长轴位置)为 1500? (wh) = w cos g = ? 2p ? cos18o ? 149 ( rad /?s )? max? 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? wh? = w = ? 2p = 157 ( rad /?s )? 60? 3.3 瞬时流量及脉动品质分析 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 f?wtg g sin?a 式中?F? 为柱塞横截面积,? Fz? = z?

p
4?

d 2?。 2p 2? p = ,位于排油区的柱塞数为?Z? ,那么参与 m? z 7?

泵柱塞数为 Z=7,柱塞角距为?q = 排油的各柱塞瞬时流量为? Qt1? = FZ R f?wtg g sin?a
Qt 2? = Fz R f?wtg g sin?(a + q )? Qt 3? = Fz R f?tg g sin (a + 2? )? q LL LL

Qtm = FZ R f wtgg éa + ( zm? - 1? q ù )? ? ? 泵的瞬时流量为

Qt = Qt1 + Qt 2? + LL + Qtm?
Z Z? 2? p é = Fz R f wtgg ? sin éa + ( i - 1) q ù =Fz R f?wtgg ? sin êa + ( i?- 1? )? ù ? ? Z ú ? ? t ?1 t??1?
m m?

由以上可以看出,泵的瞬时流量与缸体转角? α 有关,也与柱塞数 Z 有关。

图 3—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? 。 m? q Z? + 1 7 + 1? 当 0?? j ? 时,取?Z m? = = = 4?,由泵的流量公式可得瞬时流量为? 2 2 2? p ? ? cos?? a - ÷ 2?z?? è Q = F R w tg? g
t z f?

2?z q Z? - 1? 当? ? j ? q 时,流量脉动取?Z m? = =3?,同样由泵的流量公式可得瞬时流量为?
2 2? 3? ? p ? cos?? a ÷ 2? ? Z? è Qt = Fz R f?wtg? g p 2sin? 2? Z

2sin?

p

q 当?j = 0 、? 、 q 、 L 时,可得瞬时流量的最小值为? 2 1 tan?g Qt min? = FZ R?f?w p 2? tan? 2? Z q 3? q 5? q L 而当?j = 、? 、? 、 时,可得瞬时流量的最大值为? 4 4 4 1 tan?g Qt max? = × Fz R?f?w p 2? sin? 2? Z
我们常用脉动率 d 和脉动频率 f 来表示瞬时流量脉动品质。定义脉动率

d=

Qt max - Q?min? t? Qtavg?

这样,就可以进行动品质分析。 3.3.1 脉动频率 当 Z=7,即为奇数时
f = 2 nZ = 2 ? 1500? ? 7 = 350?( Hz )? 60?

3.3.2 脉动率 当 Z=7,即为奇数时?

d=
当 Z 为偶数时?

p
2z

tg

p
4z

=

? p ? ? tg?? ÷ = 0.0253? 2? 7 è 4 ? 7??

p

d=

p
z

× tg?

p
2?z

利用以上两式计算值,可以得到以下内容: 表 3—1 脉动率的计算值 Z 5 6 13.9 7 2.53 8 7.8 9 1.53 10 4.98 11 1.23

d (%) 4.89

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。

4 柱塞泵主要部件的设计与受力分析
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,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。 4.1 柱塞设计与受力分析 4.1.1 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,可有以下三种形式: ①点接触式柱塞,如图 3.2(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 3.2(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 3.2(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。

(a) 图 3.2

( b ) 柱塞结构型式

( c ) 图 3.3 封闭薄壁柱塞

从图 3.2 可见,三种型式的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。 因此,采用何种型式的柱塞要从工况条件﹑性能要求﹑整体结构等多方面权衡利 弊,合理选择。 航空液压泵通常采用图 3.3 所式的封闭壁结构。这种结构不仅有足够的刚度,而且 重量减轻 10%~20%。剩余无效容积也没有增加。但这种结构工艺比较复杂,需要用电子 束焊接。 本设计即采用带滑靴的柱塞形式进行设计。 4.1.2 柱塞结构尺寸设计 (1)柱塞直径 d?及柱塞分部圆半径?R?f? 在 2.2.1 中我们已经求出: 柱塞直径?d = 24? mm 柱塞分部圆半径?R f? = 35? mm (2) 柱塞名义长度 L 如图 4—1 所示,应选定下列主要参数:?
S? ——柱塞的最大行程(mm)? max?

l? ——柱塞最小外伸长度(mm)? min?
l? ——柱塞最小接触长度(mm)? 0?
L ——柱塞名义长度(mm)? S? 值在结构计算中已经确定,一般在 S max? = (1 ~ 1.5? d 范围内,而?l? 及 L 值一般可 )? max? min?

按经验数据来取:? lmin? ? 0.2? d 当 PH≥30MPa 时, l0? = ( 2.0 ~ 2.5? d )? 而
L = S max + lmin + l0? = ( 2.7 ~ 3.7?)?d

取?l0? = 2.0d = 48? mm

这里取?

L = Smax +l0 +l min?=77? mm

(3) 柱塞球头直径?d? 1? 按经验常取?d1? = 0.7d=17mm 为使柱塞球头不遮住滑靴的注油孔,应使? d 2 ? d1 sin?g max + d 4? 依经验取?d 4? = 1mm? (2-9)

则?

d 2? ? 17 ? sin18o + 1 ? 6mm?

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?l? ,取?ld? = d = 24? mm d? (4) 柱塞均压槽 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 0.3 : 0.5mm?,宽 0.3 : 0.7mm?,间距?t = 2 ~ 10? mm 本文取槽深 0.5mm 槽宽 0.5mm,间距 t=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。 4.1.3 柱塞受力分析 图 4—1 是带有滑靴的柱塞受力简图。

图 4—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?F? P? 柱塞位于排油区时,作用于柱塞底部的轴向液压力?F? 为 p? Fp? = Fp? =

p
4?

d 2? p? max?
2?

p

? ( 24 ? 10-3 ) ? 40 ?106? = 18086.4 ? 18086?( N )? 4?

式中?P? 为泵的最大工作压力。 max? (2) 斜盘对柱塞的法向力 N

法向力 N 可分为柱塞的侧向分力 T 及柱塞的轴向分力 F, T = N × sin?g ( N )?
F = N × cos?g ( N )?

(3) 缸孔对柱塞的正压力为 F1?( N?)?与 F2? ( N?)? 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?。 ⅰ)?? Fy? = 0?,?N sin g - F1 + F2? = 0? ⅱ)?? Fx? = 0?,?N cos g - fF2 - fF1? - FP? = 0? l - l? ? d d? ? ? l? ? ⅲ)? ? M = 0?,? F1 ? l - l0 + 0 2? ÷ - F2 ? l - 2? ÷ - fF1 + fF2? = 0? 3 ? 2 2? è è 3? ⅳ)由相似原理
F? ( l0 - l? )? 2? 1? 。 = 2? F2 l2? 解上列方程式可得:? 6l0l - 4l02? - 3?fdl? 0? l? = =20mm? 2? 12l - 6 fd - 6?0? l 令
2?

( l0 - l?2? )
F= l?2? 2?
2? l2?

2?

( l0 - l? )? 2?

+ 1? =3.1(mm? ) 2? - 1?

则? cos g - f F sin?g 18086? N= = 21531? N )? ( o o cos18 - 0.12 ? 3.1sin18? é ù ê ú 1? ê1?+ ú F1? = N?× sin g 2? ê ( l - l? )? ú 0 2? ê ú - 1? 2? l2? ê ú ? ? 1? ? ? F1? = 21531? sin18o ? 1 + ÷ = 13188?( N )? è 1.96 - 1?? N?sin?g F? = 2? 2? ( l0 - l?2?)? - 1? 2? l2? F2? =
o 21531? sin18? = 6728?( N )? 1.96 - 1?

N? =

F? p?

(4) 缸孔与柱塞间的摩擦力为? fF?与? fF2? 1?
fF1? = 0.12 ? 13188 = 1583?( N )? fF2? = 0.12 ? 6728 = 807?( N )?

(5) 柱塞惯性力?F? B? 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?F? 为? B? G? 2? FB? = - ma = - Rw tg? cos?a g g 式中 m 、 G 为柱塞和滑靴的总质量。
o 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?a = 0? 和?

o? 180? 时,惯性力最大值为

G? 2 1.0 ? 1500? ? Rw tg18o = ? 35 ? 10 -3? ? ? 2p ÷ ? tg18o? = 28?( N?)? g 10 è 60? ? (6) 柱塞与缸孔间比压 P、平均比功 ( pv?)? 验算 avg? FB? = ma =

2?

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? F? Pmax? = 1? =23Mpa ? [ p ] =30?( Mpa?)? l0?d? 柱塞相对缸体的最大运动速度?v? 应在摩擦副材料允许方位内,即 max? 1500? vmax? = Rw tgg = 35 ? ? 2p ? tg18o = 1.79m / s < [ v ]?= 8m /?s 60? 平均比功可按下式计算: p v? 23 1.79? = 10.29Mpa < [ pv ]?= 60? Mpa ( pv )avg? = max × max? = ? 2 2 2 2? 上式中的许用比压 [ p? 、许用速度 [ v? 、许用比功 [ pv? 的值,以摩擦副材料而定,可 ]? ]? ]? 参考表 4—1 表 4—1
材料牌号 许用比压 [ p ]? 许用滑动速度 [ v ]? 平均许用比功 [ pv ]?

( Mpa?)?
ZQA? 9 - 4 1? ZQS n?10 - 1?
球磨铸铁

( m /?s?)?
8 3 5

( Mpa ×?m /?s )?
60? 20 18

30 15 10

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。

4.2 滑靴的设计与受力分析 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? 和滑靴中心孔?d? ,再经 4? 0? 滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由于油液在封油带环缝中流动,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。 4.2.1 滑靴受力分析 液压泵工作时,作用于滑靴上有一组方向相反的力。一是柱塞底部压力图把滑靴压 向斜盘,称为压紧力?p? ;另一是由滑靴面直径为??D? 的油池产生的静压力?P?1?与滑靴封 y? 1 f? 油带上油液泄露时油膜反力? p?f? 2?,二者力图使滑靴与斜盘分离开,称为分离? p?f? 。当压 紧力与分离想平衡时,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 4—2 为柱塞结构与分离力分布图。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露量 q 的表达式为 pd 3? ( F1 - F? )? 2? q= R? 6 m ln? R?
2? 1?

若?F2? = 0? ,则?

pd 3?F? 1? q= 6 m ln? R? R?
式中 d 为封油带油膜厚度。

2?

1?

封油带上半径为 r 的任一点压力分布式为 R? ln? 2? Pr? = ( F1 - F2 )? r? + F? 2? R? ln? 2? R1? 若? F2? = 0? ,则? R? 2? r? Pr? = F? 1? R? ln? 2? R1? ln? 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?P? 可通过积分求得。 f?

图 4—2 滑靴结构及分离力分布 如图 4—2,取微环面 2? rd r? 。则封油带分离力? p?f? 2?为 p
p f 2 = ò Pr 2? d r? = p
R? 1? R? 2

p F? 1?
R? 2 ln? 2? R1?

(R

2 2

- R12 - F1p R?2? 1?

)?

油池静压分离力?P?1?为? f?
p f?1 = p R12?F1?

总分离力?P? 为 f? p f = p f 1 + p f? 2 =

p ( R22 - R?2 ) 1?
2ln? R? 2? R1?

F1? =

2? p ( 302 - 24? )

30? 2 ln? 24?

7? ? 13188 = 2.98 ? 10? ( N?)?

(2) 压紧力?P? y? 滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力?F? 引起的,即 p? F? 18086? p y? = p? = = 19037?( N )? o cos g cos18?

(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? p y = p f?

p

p ( R22 - R?2?)? p? 1? b? d = P? 1? R? 4 cos?g 2? 2 ln? R1?
2? z?

即 R? 2? P R? 1 1? = 2 2? P? 2 ( R2 - R1? )?cos?g P? d?2? ln? 将上式带入式?q?=

pd 3?p? 1?
R? 6 m ln? 2? R1?

,得泄漏量为

q=

3 p d 0?FP?d?2? 2 2 12m ( R2 - R1? ) cos g

=

2? 3.14 ? 0.0013 ?18086 ? 0.024? = 4.4 ( L?/ min?)? o 12 ? 2 ? 10-8 ? ( 302 - 242? ) ? cos18?

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,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。 4.2.2 滑靴设计 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? 4? p1? = FP? R? 2? p R? 1? 将上式带入式 1 = 中,可得滑靴分离力为 2 2? F? 2 ( R2 - R1? )?cos?g P? d?2? ln? R? 2? R1? 设剩余压紧力?Dp y = p y - p f? 2 ln? p1? = 还是滑靴中心孔?d? ,均不起节流作用。静压 0? 油池压力?p? 与柱塞底部压力?F? 相等,即? 1? p?

p ( R22 - R?2 ) 1?

3.14 ( 302 - 242 ) ?10? 6? FP? = ? 18086 = 40.1? N?)? ( 30? 2 ln? 24? ,则压紧系数?

j=

Dp?y? p y?

= 0.05 ~ 0.15?

,这里取 0.1

滑靴力平衡方程式即为

p f? = (1 - j ) p1? = (1 - 0.1) ? 40.1 = 36?( 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 j , 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。 4.2.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计 (1) 确定滑靴结构型式 滑靴结构有如图 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 a 滑靴结构 图中(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 4.2(b)

图中(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。

图 4.2(c) 滑靴结构型式

(2) 结构尺寸设计 1.包球直径?d?3?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 2.滑靴外径?D? 2? 滑靴在斜盘上的布局,应使倾角?g = 0 时,互相之间仍有一定的间隙 S ,如图 4—4 所示。 d?3? =?2.0cm。

图 4—4 滑靴外径?D? 为 2? D2? = D sin

滑靴外径的确定

p
Z

- S = 70 ? sin

o 180? - 0.5 ? 30?( mm?)? 7?

一般取?S = 0.2 ~ 1? ,这里取 0.5. 3. 油池直径?D? 1? D? 初步计算时,可设定?D = 0.6 ~ 1?
1? 2?

,这里取 0.8

D1 = 0.8 D2? = 0.8 ? 30 = 24?( mm )?

4.

中心孔?d? 、?d o?? 及长度?l? 0? 0?

如果用剩余压紧力法设计滑靴,中心孔?d? 和?d o?? 可以不起节流作用。为改善加工工 0? 艺性能,取? d?0? (或?d o?? )?= 0.8 ~ 1.5mm 本文取 d4=?d o?? =1mm 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? (或?d o?? )对油液有 0? 较大的阻尼作用,并选择最佳油膜厚度? d 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,如图 4—2 所示。 根据流体力学细长孔流量 q 为

p d 0 4? ( pb? - p? )? 1? q?= 128? l0?k m
式中? d?0? 、?l? ---细长管直径、长度 ; K---修正系数。? 0? R d? ? k? = 1?+?V x o? 64?0? l
1?

? 1? ? 6? V = 1 + 2.62?? ÷ ? d ?R ÷ è 0? x? ??

1? ? 0.065? d o??Rx? 1? > 0.065? d 0?? Rx?

V =?2.28
把上式带入滑靴泄漏量公式? q?=

pd 3?F? 1?
R? 6 m ln? 2? R1?

可得

p d 0? ( FP? - F?)? pd 3?F? 1? 1? = R? 128? l0?k? m 6 m ln? 2?
R1?

整理后可得节流管尺寸为? d? ?4? 0? l0?

128? 3?k d a? = F? p? R? 6ln? 2? 1?- a? R1?

带入数据可以求得?

d0?? =?1? mm l0? = 8? mm F? 2? 式中 a 为压降系数,? a?= 1? 。当? a = = 0.667? 时,油膜具有最大刚度,承载能力 3? FP? 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 ~ 0.9?,这里取 0.8 ② 节流器采用节流孔时,常以滑靴中心孔?d? 作为节流装置,如图 5—1 所示,根据 0? 流体力学薄壁孔流量 q 为 q=
2? p d?0?

4?

c

2?g? ( FP? - F?)? 1? r

式中 C 为流量系数,一般取? C = 0.6 ~ 0.7?。 pd 3?F? 1? 把上式带入? q?= 中,有 R? 2? 6 m ln? R1?
2? p d?0?

4? 整理后可得节流孔尺寸

C

2?g? pd 3?F? 1? ( FP? - F?)? = 1? R? r? 6m ln? 2? R1?

2d 3? 1? a? d = × × × F? P? R? 3m ln? 2? C? 2 g 1?- a? R? r 1? d0? = 1? mm
2? 0?

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 m , 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 m 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?? 0.4mm 4.3 配油盘受力分析与设计 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。 4.3.1 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?a?大于 1? 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

图 4—5 配油盘主要尺寸 如图 4—5 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 。即?D0? ? D ,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 m /?s v? =

p D0?n?

取?Do = 68? 。 mm 则
3.14 ? 6.8 ? 1500? = 5.3m / s < [ v?]?= 4 : 6m /?s 6000? 所以符合设计要求。 v? =

② 封油带尺寸 设内封油带宽度为?b? ,外封油带宽度为?b?,?b? 和?b? 确定方法为: 2? 1? 1? 2? 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? b? 略大于?b? ,即 1? 2?
b1 = R1 - R2? = 0.125d = 3?( mm )? b2 = R3 - R4? = 0.1d ~ 0.125d ? 3?( mm )?

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? R12 - R? R32 - R? p zd?2? (1?- j )? 2? 4? = × R1 R? 2? j p? 3? ln? ln? R? R4? 2? 联立解上述方程,即可确定配油盘封油带尺寸:? R1? = 41? ,?R2? = 38? ,?R3? = 30? ,?R4? = 27? . mm mm mm mm 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?2j1? ? 0.75 ? 2p ; 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 ]j1?D f? 式中: [ v? ——吸入液体许可流速 [ m /?s?]?,一般推荐 [ v ]?? 2 ~ 3m /?s 。? ]? 1500 ? 70.2? S = 0.8 > = 0.71cm? 3000 ? 3 ? 2.355 ? 7? 所以符合要求 4.3.2 配油盘受力分析 不同类型的轴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

4—6 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? 配油窗口和风又打油膜对缸体的分离力? p? 。 f?

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 4—6 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, 使缸体受 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? 1? 为 )? y? 2? z?+ 1 p 2 7 + 1? p p y1 = × d Fp = p y?max? = ? ? 2.4 2? ? 18086 = 327110?( N )? 2 4 2 4? 1? 当有 ( z - 1? 个柱塞处于排油区时,压紧力? p? 2?为 )? y? 2? Z? - 1 p 2 7 - 1? p py 2 = × d Fp = p y?min? = ? ? 2.4 2? ? 18086 = 245333?( N )? 2 4 2 4? 平均压紧力? p? 为 y?
py = 1 ( p y1 + p y?2?) = 1?( 327110 + 245333) = 286221?( N )? 2 2?

(2) 分离力? p?f? 分离力由三个部分组成。即外封油带分离力?p?f?1?,内封油带分离力? p?f? 2?,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?j0 有所扩大,如图 4—7 所示。

图 4—7 封油带实际包角的变化
1? ( Z + 1? 个柱塞排油时,封油带实际包角?j1 为 )? 2? 1 1 2p 2p 8? p j1 = ( Z - 1) a + a0? = ( 7 - 1? ? + = )? 2 2 7 7 7? 1? 当有 ( Z - 1? 个柱塞排油时,封油带实际包角?j2 为 )? 2? 1 1 2p 2p 6? p j2 = ( Z - 3) a + a0? = ? ( 7 - 3? ? + = )? 2 2 7 7 7? Z? 平均有? 个柱塞排油时,平均包角?j p 为 2? 1 1 ? 8p 6? ? p j p = (j1 + j 2?)?= ? + ÷ = p 2 2è 7 7? ? 2? p 式中:? a ---柱塞间距角,?a?= ;? Z 2? p a? ---柱塞腔通油孔包角 ,这里取?a0? = 。 o? 7?

当有



外封油带分离力

外封油带上泄漏量是源流流动,对封油带任意半径上的压力? p? 从?R? 到?R?积分,并以? y? 2? 1?

j P 代替 2p ,可得外封油带上的分离力?P?1?为 f? 2 2? j p? ( R1 - R? )? j p? 2? 2?
pf1 = R? 4ln? 1? R2? FP 2? R2?F? P?

p f?1? =

p ( 292 - 27 2 ) ?10? 6?

29? 4ln? 27?

? 8083.4 -

p

? 27 2 ? 10-6? ? 8083.4 = 0.9?( N )? 2?

外封油带泄漏量?q?为 1? j pd 3?F? p ? 0.0013? ? 8083.4? p? q1? = = = 148?( ml?)? R? 29? 12m ln? 1? 12 ? 2 ? 10-7? ? ln? R2? 27? ② 内封油带分离力? P? 2? f? 内封油带上泄漏量是汇流流动,同理可得内封油带分离力?P? 2? 为 f? 2 2? j p? ( - R3 + R? )? j 2? 4? Pf 2 = Fp + p? R3? F? p? R? 2? 4 ln? 3? R4? Pf? 2? =
p (192 - 212 ) ?10? 6?

21? 4 ? ln? 19?

? 8083.4 +

p

? 212 ?10 -6? ? 8083.4 = 0.5?( N )? 2?

内封油带泄漏量?q? 为 2? 3? j d F? p ? 0.0013? ? 8083.4? p? q2? = p = = 106?( ml?)? R? 21? -7? 3? 12m ln? 12 ? 2 ? 10 ? ln? 19? R4? ③ 排油窗分离力?Pf?3? Pf 3 = ④

j p?

(R 2

2 2

2 - R3? ) Fp? =

p

( 27 2?

2

- 212 ) ? 10-6? ? 8083.4 = 3.6?( N )?

配油盘总分离力?Pf?
Pf = Pf 1 + p f 2 + p f?3? = 0.9 + 0.5 + 3.6 = 5?( N )?

总泄露量 q 为 q = q1 + q2? = 148 + 106 = 254?( ml )? 4.3.3 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 4—7 中的?D? 、?D? 。辅助支承面上开 5? 6? 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 p 2? F = ( D 2 - D52 + D12 - D4 ) - ( F1 + F2 + F3?)? 4? 式中:?F?---辅助支承面通油槽总面积 1?
F1 = KB ( R - R5?)? (K 通油槽个数,B 为通油槽宽度)?

F? 、?F? ----吸、排油窗口面积 2? 3? 根据估算: F = 1034?( mm 2?)?

配油盘比压 P 为 P= DPy + p? t? F =
5? 2? ( R - R? ) KB

l1?d

= 284?pa ? [ p? ]?

式中:?Dp y? ---配油盘剩余压紧力? p? ---中心弹簧压紧力 t?

[ 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 pv = pv p? ? [ pv ]? 式中?v?p? 为平均切线速度
2? ( D4? + D?)?. pn 2 p? 2 ? 284? PV = ? (18 + 20 )?= 458 < 600 kgf /?cm?2? ( D4? + D ) = np 1500 ? 3.14? v p? =

[ PV?]?

2? 根据资料取?600 Kgf /?cm? .

2.5 压盘及斜盘尺寸的确定
2.5.1 压盘(返回盘)尺寸的确定

图 2-6 压盘的尺寸 Fig.2-6 platen size

R 由受力分析可知,滑靴中心在斜盘上的运行轨迹是一椭圆,其长轴为? ,短 cos?g max? 轴为 R,所以压盘上滑靴安放孔中心的半径?R? (即压盘滑靴孔的分布半径)为? m?
Rm? = ? 35 ? R?? 1 1? ? ? 36? mm ?1 + ÷ = ?1 + o ÷ 2 è cos g max? ? 2 è cos18? ?

(2-26)

滑靴的包球外径?d?3?已知,盘孔与?d?2? 的最小间隙为?D1 ,则盘孔直径?d?p? 为 (d?3? +?2D 1?)?, ? R? ? 再 加 上 两 倍 的 因 偏 心 而 向 外 ( 或 向 内 ) 移 动 的 量? ? - Rm? ÷ , 即? è cos?g ? ? R? ? ? 35? ? d p = d 3 + 2D1? + 2 ? - Rm? ÷ = 20 + 2 ? 0.5 + 2 ? - 36 ÷ ? 23mm? o è cos18? ? è cos g ? 式中? D1 ——最小间隙,取?D1? = 0.5mm。 滑靴耳边最大外径由滑靴的结构分析可知 D2=30mm。

则压盘最大外径?D?p? 如下? DP? = 2 R? 2 ? 35? + D2 + 2D 4? = + 30 + 2 ? 1 = 105.6mm ? 106? mm o cos g cos18? (2-27)

式中? D 4 ——接触余量,可取?D 4? = 1mm 。

2.5.2 斜盘尺寸的确定
斜盘的最大外径,应能保证滑靴底面全部落在其上。即? D= 式中 2 R? 2 ? 35? + D2? + 2d = + 30 + 2 ? 2 ? 107? mm o cos g cos18? (2-28)

d ——余量,?d = 1.5 ~ 2mm 。本文取 δ=2mm

4.4 缸体设计 4.4.1 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。 4.4.2 缸体主要结构尺寸的确定 (1) 通油孔分布圆半径?R?'? 和面积?Fa?

图 4—8 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? 与配油窗口分布圆半径?R? 相 0? 等,即?
R? = R0? = 34? mm

通油孔面积近似计算如下(如图 4—8 所示)?
Fa = la ba - 0.215? a? b 2?

Fa? = 24 ? 12 - 0.215 ? 122 ? 257?( mm 2?)? 式中:? l? ---通油孔长度,?la? ? d =?24? mm a? b? ---通油孔宽度,?ba? ? 0.5d = 12? mm a? (2) 缸体高度 H 从图 4-9 中确定缸体高度 H 为 H = l0 + S max + l3 + l4? = 48 + 24 + 5 + 12 = 89?( mm )? 式中 :? l? ---柱塞最短留孔长度;? 0? S? ---柱塞最大行程;? max? l? ---为便于研磨加工,留有的退刀槽长度,尽量取短;? 3? l? ---缸体厚度,一般 l4? = ( 0.4 ~ 0.6?)?d ,这里取 0.5d。 4?

图 4—9 缸体机构尺寸图 (3) 缸体内、外直径?D? 、?D? 与壁厚 d 的确定 1? 2? 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) d1 = d 2 = d 3 = d ,壁厚初值仍由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度 ,即? 验算。本文先取?d = 5mm ,再进行校核。 缸体强度可按厚壁筒验算

? d? ? 2?? + d ÷ è 2? ? 2? s= p ? [s ]?é N /?cm? ù 2 2? 2? ? ? ?d ? ?d? +d ÷ -? ÷ ? è2 ? è 2?? 式中:? d?---筒外径 [ cm ]?

2?

d ---相邻柱塞的壁厚 [ cm?]?
P?---工作油压?é N /?cm 2?ù 2? ? ? [s ] ---缸体材料许用应力,对?ZQAL9 - 4?: [s ] = 600 ~ 800 ( N /?cm2?)? 对 40Cr : [s ] = 2200 ( N /?cm 2?)? ? 24? ? 2 ? ? + 5?÷ è 2? ? s= ? 400 = 532 ( N /?cm 2? )? 2 2? ? 24 ? ? 24?? ? + 5?÷ - ? ÷ è 2 ? è 2? ? 所以取?d = 5mm ,当缸体材料取用 40Cr 时 s < [s ] 符合要求。 则缸体的内直径?D? 1?
D1? = D f? - d - 2? d D1? = 70 - 24 - 2 ? 5 = 36?( mm )?
2?

缸体的外直径?D? 2?
D2? = D f? + d + 2? d D2? = 70 + 24 + 2 ? 5 = 104?( mm )?

4.5 斜盘力矩分析
直轴式轴向柱塞泵通过泵的变量机构改变斜盘倾角的大小来改变输出流量。 对斜盘 力矩的分析,将对涉及变量机构提供依据。 下面就以偏心结构为例分析斜盘所受的各力矩。对于无偏心的结构只要令 a 或 b 为 零,推导出的公式仍然适用。

图 4—10 斜盘转轴偏心结构 在以下的分析中,规定使斜盘倾角 g 减小的力矩为正,反之为负。 4.5.1 柱塞液压力矩?M? 1? 泵各柱塞受液压作用力的合力平均值? P? 的合力作用点可以看成是通过球心平面 3 yp? 与缸体轴线 2 的交点? o? 。作用于斜盘转轴的力矩为? 1? M 1 = - Pyp?O1?B 式中柱塞液压平均合力? P? 为 yp? z ( Pb - p0? )?F? z? Pyp? = 2cos?g 式中 :? p? ---排油腔压力;? b? p? ---吸油腔压力;? 0? F? ---柱塞底部液压力; z? 作用力壁? O1?B? ,由图 4--10 可知为? a? O1?B = - btg g cos?g 所以 Z ( FP - P0?)?F? ? a? ? z? - btgg ÷ ? 2 cos g è cos?g ? 7 ? ( 8038.4 - 2630 ) ? 201? ? 0.05? ? M 1? = ?? - 0.053tg 20o ÷ = -137621? N × m )? ( o o 2 cos 20 è cos 20? ? M 1? = 4.5.2 过渡区闭死液压力矩?M 2?

此力矩与配油盘过渡区结构有关。 (1) 具有对称正重迭型配油盘 对于柱塞数为 Z,配油盘过渡区具有对称压缩角? Da1? 的泵(见图 4—10) ;设上下 点处柱塞腔压力分别为? P? ,?P? ; 当柱塞位于上死点过渡区时, 闭死液压平均力矩? M 2?? 0? 1? 为 Z? 2? a? D 1? AO1 + BO? 1? 2? p P F Z Da? é R?f? ? a? ?ù 1? M 2?? = - 0 Z? +? - btgg ÷ ú ê cos gp ? cos g è cos?g ?? M 2? = - Py?0

(

)?

8? p 360? é 0.025 + ? 0.05? - 0.053tg 20o ? ù = -5301? N × m )? M 2?? = ( ÷ú ê cos 20o ? cos 20? o cos 20o p è ?? ? 当柱塞位于下死点过渡区时,闭死液压平均力矩? M 2??? 为? 2630 ? 201? 7??
Fp Fz Da1? é R?f? ? a? ?ù +? - btg g ÷ ú ê p cos g ? cos g è cos?g ?? 8? 8038.4 ? 201? 7?? p 360? é 0.025 + ? 0.05? - 0.053tg 20o ? ù = 16203?( N × m )? ?? = M 2? ÷ú ê cos 20o ? cos 20? o cos 20o p è ?? ? M 2??? =

闭死液压总平均力矩? M?2? 为 M 2 = M 2? + M 2??? = -5301 + 16203 = 10902?( N × m )? (2) 零重迭型配油盘 由于无压缩角,所以? M 2? = 0?

图 4—11(a)配油盘过渡区结构

(3) 带卸载槽非对称正重迭配油盘

图 4—11(b)配油盘过渡区结构 设带卸载槽的配油盘过渡区压力角为? Da1?、?Da2? (见图 4—11(b),那么? ) P F Z Da? é R?f? ? a? ?ù 2? M 2?? = - 0 z? +? - btg g ÷ ú ê 2p cos g ? cos g è cos?g ? ?? Fp Fz Z Da2? é R?f? ? a? ?ù M 2??? = +? - btg g ÷ ú ê 2 cos gp ? cos g è cos?g ?? 同理可得 M 2 = M 2? + M 2??? = 10935?( N × m )? 4.5.3 回程盘中心预压弹簧力矩?M 3? M 3? = F? ? a? ? 8038.4 ? 0.05? ? p? - btgg ÷ = - 0.053tg 20o? ÷ = -291? N × m )? ( ? o ? o? cos g è cos g cos 20 è cos 20? ? ?

4.5.4 滑靴偏转时的摩擦力矩? M?4? 当斜盘改变倾斜角时,滑靴与柱塞球铰之间的相对运动产生摩擦力矩。全部球铰的 平均摩擦力矩? M?4? 为 F Z? 201? 7? M 4 = z? ( Fp? + p0 ) f1r1? = 8038.4 + 2630 ) ? 0.08 ? 0.004 = 2555?( N × m )? o? ( 2 cos g 2 cos 20? 式中 :? f? ---球铰摩擦系数,? f1? = 0.08?。? 1? r?---柱塞球头半径。 1? 设力矩方向与斜盘摆动方向相反,阻止斜盘摆动。

4.5.5 柱塞惯性力矩?M?5? 全部柱塞惯性力矩的平均值为 ? 1500? ? o? 7 ? 0.8 ? 0.025 ? ? ? 2p ÷ tg?20? 2? p Zmz R 2w 2?tg? g Z? f? è 60? ? M 5? = ò Z? ? Mda = = = 17.6?( N × m )? 2 2? o? 0? p 2 cos g 2 cos 20?
2? 2?

4.5.6 柱塞与柱塞腔的摩擦力矩?M?6? 与计算柱塞惯性力矩的方法相同,全部柱塞摩擦力矩的平均值为 ZFB R?f? Z? 2?p 7 ? 333 ? 0.025? M 6? = ò0?z? ? Mda = - 2 cos 2 g = - 2 cos2? 20?o? = 33?( N × m )? 2p 4.5.7 斜盘支承摩擦力矩?M?7? 全部柱塞对斜盘支承的平均摩擦力矩? M?7? 为 F Z? 201? 7? M 7 = B? ( FP? + P0 ) f 2 r2? = 8038.4 + 2630 ) ? 0.01? 0.002 = 160?( N × m )? o? ( 2 cos g 2 cos 20? 式中:?f? ---斜盘支承处摩擦系数(采用滚动轴承时取 0.005-0.010,采用滑动轴承 2? 时取 0.10-0.15) ;? r? ---斜盘支承轴半径,取 2mm。 2? 该摩擦力矩与斜盘摆动方向相反,阻止斜盘摆动。 4.5.8 斜盘与回程盘回转的转动惯性力矩? M?8? 当斜盘摆动变化产生角加速度时,对斜盘转轴的惯性力矩? M?8? 为 M 8? = J e = 80 ? 15 = 1200?( N × m )? 式中:? J? --斜盘与回程盘转动惯量;

e --斜盘转动角加速度。
4.5.9 斜盘自重力矩?M?9? 由于斜盘与回程盘的中心不在斜盘转轴上,则产生的自重力矩?M?9? 为 M 9? = GC cos g = 3 ? 40 ? cos 20 o? = 1.12?( N × m )? 式中 : G--斜盘与回程盘重量; C--斜盘与回程盘重心到斜盘转轴的距离。 综上所述,作用在斜盘上的总力矩为?

?M = M + M +M +M + M + M + M + M +M ? M = -137621 + 10902 - 291 + 2555 + 17.6 + 32 + 160 + 1200 + 1.12 = -123044.3?( N × m )?
1 2 3 4 5 6 7 8 9?

调节机构的负载力矩? M?P? 应满足下式:

M P? ? ? M

5 柱塞回程机构设计与变量机构
5.1 柱塞回程机构设计 直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程机构, 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与带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘,并 用螺纹环联接在斜盘上。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 之间有一固定间隙,并可调。 回程盘是一平面圆盘,如图 5—1 所示。盘上?d? 为滑靴安装孔径,?D? 为滑靴安装孔 h? h? 分布圆直径。 这两个尺寸是回程盘的关键尺寸, 实际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 5—1 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
a = 2 R f? = 2 ? 25 = 50?( mm )?

长轴

b=

2? f? R? cos g

=

2 ? 25? =?53.2?( mm )? o? cos 20?

d? 和?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,?D? 取椭圆 h? h? h? 长、短轴的平均值较为合理,即 a + b? 50 + 53.2? Dh? = = = 51.6?( mm )? 2 2? 从图 5—1 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 1? 等,且为? e? ,因而 max? 2? 2? f ? R R?f? ? 2 ? 25 ? 25? ? emax? = - ? R f? + - ? 25 + = 1.6?( mm )? ÷= o o? ÷ cos g è cos g ? cos 20 è cos 20? ?
1? 为了允许滑靴在任一方向偏离? e? , 回程盘的安装孔径应比滑 max? 而不与回程盘干涉, 2? 靴颈部直径 d 大?e? 。同时,考虑到加工、安装等误差,应在安装孔与滑靴颈部之间保 max? 留有适当间隙 J。这样安装孔的直径为 d h? = d + emax? + 2 J = 16 + 1.6 + 2 ? 0.7 = 19?( mm )?

式中 : d---滑靴颈部直径; J---间隙,一般取 J=0.5~1mm。此处取?J = 0.7? 5.2 变量机构 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 5—2。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。

图 5—2

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 5—2(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 5—2(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 5—2(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 5—3 所示。

图 5—3 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 称 正比。

6? SolidWorks 三维制图
6.1? Solidworks?简介? Solidworks?软件功能强大,组件繁多。? Solidworks? 功能强大、易学易用和技 术创新是?SolidWorks? 的三大特点,使得?SolidWorks? 成为领先的、主流的三维 CAD 解决方案。SolidWorks? 能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提 高产品质量。 (1)装配设计 在?SolidWorks? 中,当生成新零件时,你可以直接参考其他零件并保持这种参 考关系。在装配的环境里,可以方便地设计和修改零部件。SolidWorks? 用捕捉配

合的智能化装配技术,来加快装配体的总体装配。智能化装配技术能够自动地捕 捉并定义装配关系。SolidWorks? 可以动态地查看装配体的所有运动,并且可以对 运动的零部件进行动态的干涉检查和间隙检测。 (2)工程图? SolidWorks? 提供了生成完整的、车间认可的详细工程图的工具。工程图是全 相关的,当你修改图纸时,三维模型、各个视图、装配体都会自动更新。 从三维 模型中自动产生工程图,包括视图、尺寸和标注。 增强了的详图操作和剖视图, 包括生成剖中剖视图、部件的图层支持、熟悉的二维草图功能、以及详图中的属 性管理员。 用交替位置显示视图能够方便地显示零部件的不同的位置,以便了解 运动的顺序。交替位置显示视图是专门为具有运动关系的装配体而设计的独特的 工程图功能。 6.2 主要零件三维图与工程图 6.2.1 柱塞的三维图与工程图

6.2.2 滑靴的三维图与工程图

6.2.3 配油盘的三维图与工程图

6.2.4 缸体的三维图与工程图

6.3 轴向柱塞泵的装配体

结论
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,合理的选择液压泵与液压系统的能耗,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性都十分的重要。 本文通过对直轴滑履式轴向柱塞泵的机构参数设计,主要结构尺寸的设计以及柱 塞、滑履、缸体、斜盘等主要部件的运动学分析、强度校核。在油泵工作时,对柱塞和 滑履进行运动规律分析;同时对柱塞泵进行了流量及流量脉动率分析。配流盘的静平衡 计算和滑履的副静压平衡设计和计算。最后利用 solidworks 制图软件绘制零件图并进 行干涉检验,无误后出图。 轴向柱塞泵在发展中,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] 李培滋﹑王占林主编.《飞机液压传动与伺服控制》 (上册)[M].国防工业出版 社.1989 [2] 曾祥荣﹑叶文柄﹑吴沛容编著.《液压传动》[M].国防工业出版社.1980 [3] 何存兴主编.《液压元件》[M].机械工业出版社.1982 [4] 张赤诚等编.《液压传动》[M].地质出版社.1986 [5] 齐任贤主编.《液压传动和液力传动》[M].冶金工业出版社.1981 [6] 上海煤矿机械研究所编.《液压传动设计手册》[M].上海人民出版社.1976 [7](日)市川常雄著.鸡西煤矿机器厂译.《液压技术基本理论》[M].煤炭工业出版 社.1975 [8](美)H﹒E﹒梅里特著.陈燕庆译.《液压控制系统》[M].科学出版社.1979 [9] 成大先主编.《机械设计手册》[M].化学工业出版社.2004 [10] 闻德生著.《开路式柱塞泵》[M].航空工业出版社.1998 [11] 吉林工业大学等校编.《工程机械液压与液力传动》[M].机械工业出版社.1978 [12] 马玉贵、马治武主编.《新编液压件使用与维修技术大》[M].中国建材工业出版 社.1998 [13] 孙恒,傅则绍主编第七版. 《机械原理》[M]. [14] 濮良贵,纪名刚主编第八版.《机械设计》[M]. 北京高等教育出版社 2006 北京高等教育出版社. 2001

[15] 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编. 《理论力学》[M].高等教育出版社.1961 [16] 刘鸿文主编.《材料力学》[M].高等教育出版社.2004 [17]? Wu?B?S,?CAI?C?Z.?The?hydraulic?pump?performance?test?system?based?on?

LabVIEW.?Computer?Society [J],?2008,?42?(3):?187~190.? [18]? Huang,? C.CASPAR? based? slipper? performance? prediction? in? axial? piston? pumps.? Proceedings? of? 3rd? FPNI?PHD? symposium? on? Fluid? Power.? Terassa.?Spain,?2004.229~238.

致谢
本设计的完成是


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