引言
轴向柱塞泵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。此外，由于轴向柱塞泵结构复杂，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。
随着材料、制造、电子等技术的发展，轴向柱塞泵的新技术层出不穷，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技术的泵后，轴向柱塞泵技术进展缓慢。
近年来，科学技术发展迅速，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的需求十分旺盛，因此提高我国轴向柱塞泵的性能显得十分迫切，对轴向柱塞泵技术革新的要求也十分紧迫！纵览国内外轴向柱塞泵技术的发展演变，对认识轴向柱塞泵的发展趋势和加快我国轴向柱塞泵技术的发展都有着重要的指导意义和现实意义。
本文第一章简单的介绍了轴向柱塞泵的工作原理，近年来的发展状况以及市场需求；第二章对轴向柱塞泵主要的零部件进行了设计；第三章对于轴向柱塞泵基本性能参数进行了计算并校核。第四章对轴向柱塞泵的主要零部件的运动学及脉动品质进行了分析；第五章对轴向柱塞泵的主要零部件进行了受力分析。第六章对全文进行了总结，并指出了本次设计中存在的不足。
本次设计的任务：
（1）根据给定的设计题目及参数查阅资料，文献等进行总体方案的设计。
（2）通过对通用零件与部件的设计原理、方法和机械设计的一般规律掌握和了解对部件进行选型，然后进行结构设计。
（3）对设计中的各部分进行参数计算及强度校核。
（4）根据计算的各部件的尺寸画出装配图、部件图及零件图。
轴向柱塞泵设计
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，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配向柱塞泵的不足。由于轴向泵结构上的特点，轴配流配向柱塞泵耐冲击、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，使我国径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系列机电控制式径向柱塞泵，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，在泵的安装形式、管道布置形式、维护维修等方面对泵的内在或外在的结构提出新要求。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。
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。下面以直轴式轴向柱塞泵为例来说明轴向柱塞泵的工作原理。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
轴向柱塞泵设计
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
Fig.1-1 The principle of the Axial piston pump
2直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计
给定数据
最大工作压力
m a x 40
P M Pa
额定流量Q=100L/min
额定转速 n=1500r/min
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
Fig.2-1 The plunger structure types
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
1）柱塞直径
d及柱塞分布塞直径f D
Z
柱塞直径
d﹑柱塞分布塞直径f D和柱塞数Z都是互相关联的。根据统计资料，在缸Z
轴向柱塞泵设计
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 x
D Z m d p
p
=
?
=
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
Tab.2-1 The plunger structure parameters
Z 7 9 11 m
3.1
3.9
4.5
当泵的理论流量fb 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
20.3Z d =
（2-1）
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20mm. 柱塞直径x d 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 2
41.9539
tb f x b
Q D d m m d tg Zn p g =
== （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 M pa ≤ 0(1.41.8)
z l d =
30b p M pa ≥ 0(22.5)z l d
= 因此，柱塞名义长度l 应满足： 0
m a x
m
l l s l
?+
式中 m a x
s —柱塞最大行程； m i n l —柱塞最小外伸长度，一般取min 0.27.8z l d m m ==。
根据经验数据，柱塞名义长度常取：
20b p M pa ￡ (2.7
3.5)z l d = 30b p M pa ≥ (3.2
4.2)z l d =
这里取360z l d m m == 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
Fig.2-2 The plunger dimension drawing
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0.510d z l d m m ==。
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 （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 []3
1m ax 3
1
2220.11021303910
20.4
z p p M pa p M pa d l -创=
=
=<=创 （2-3）
柱塞相对缸体的最大运动速度m ax v 应在摩擦副材料允许范围内，即
3max 19.5104.661510f v R tg tg w g O -==创 （2-4）
轴向柱塞泵设计
[]0.55/8/m s v m s =<=
由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功m ax m ax p v 为 1max max 1
2210.55f z p p v R tg d l w g =
=
（2-5） []11.55./60./M pa m s pv M pa m s =<=
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 Tab.2-1 Material properties
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
2
211
22
21ln 2()cos z b
R d p R p R R γ
=
-中，可得滑靴分离力为
2
2
226
21121
()
(1411)10
12560 3.1()142ln
2ln
11
b R R p p N R R ππ---?=
=
?= （2-6）
设剩余压紧力y y f p p p ?=-，则压紧系数 0.05
0.15
y y
p p ??== ，这里取0.1。 滑靴力平衡方程式即为
(1)(1
0.1)3.12.7
f y p p
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 Fig.2-3 Sliding boots
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。
轴向柱塞泵设计
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
Fig.2-4 Diameter of sliding boots
滑靴在斜盘上的布局，应使倾角0γ=时，互相之间仍有一定的间隙s ，如图2-4所示。 1）滑靴外径2D ：
2s i n 39
s i n
0.24()9
f D D s m m Z
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
12
0.60.8D D = ，这里取0.8.
120.80.84 3.2D D mm ==?=
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1a 大于柱塞腔通油孔包角0a 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，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 Fig.2-5 With oil pan main dimensions
轴向柱塞泵设计
1）配油窗尺寸
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 D 配油窗口包角0?，在吸油窗口包角相等时，取 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，2
2
223()2
F R R ?=
-；
[]0υ—许用吸入流速，[]0υ=2～3m/s 。 由此可得
2223R 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
22
2
2
2
3412132
4
(1)
.
2
ln 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：
117R m m =﹑215R m m =﹑311R m m =﹑ 49R m m =。
（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：21034()F m m = 配油盘比压p 为
[]5
12()
284y t
p p K B R R p pa p F
l d
?+-=
=
=≤ （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 =42
()
D D n
π+。
2
422284()(1820)458600/1500p pv D D K gf cm
n π
π
?=
+=
?+=<
[]pv 根据资料取2
600/K gf
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
轴向柱塞泵设计
图2-6 柱塞腔通油孔尺寸 Fig.2-6 The plunger cavity oil hole size
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
233022262
f R R R m m +'=+=
=
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）。
2220.2150.4539684()a a a a F l b b m m =-=?=
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 Fig.2-7 Cylinder structure size
缸体强度可按厚壁筒验算 []2
2
222222
2
(3922)3912560129(/)(3922)39
w z b
w z
d d p kgf cm d d
σσ
++?+==
?=≤-+?-（2-10）
式中 w d —筒外径，且2w z d d δ=+。
[]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?=
+ （2-11）
[]39(20.312560)0.003821034
m m δ=+?=≤??
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?0.006
5m m ≤，青铜则取[]
δ?0.0048
m m ≤；
符合要求。
轴向柱塞泵设计（