轴向柱塞泵设计(共56页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上1 绪论1.1 国内CY系列轴向柱塞泵发展概况就市场发展需求来看，我国目前大量使用的CY系列轴向柱塞泵，2003年全国的总产量达到了20万台1-2。这类泵的最大特点是采用大轴承支承缸体，具有压力高、工艺性好、成本低、维修方便等优点，比较适合国情，因此，市场需求量大，也成为当今我国应用最广的开式油路轴向柱塞泵。CY型轴向泵从1966年开始设计以来，前人总结经验摸索，经过CY14-I，CYI4-lA，CYI4-IB几个发展阶段，每一个发展时期泵的性能、寿命都得到提高，品种也不断丰富。但是，从1982年CY14-1B轴向泵定型以来，已经过去20余年的时间，该泵的结构发展依旧

2、停滞、变化不大。由于近年来，世界上各家公司的柱塞泵技术已有长足进步，加上国内市场经济的蓬勃发展，对使用CY14-1B泵的更高要求，迫切需要符合市场经济的轴向柱塞泵，因此对CY14-1B轴向泵进行更新，开发一种噪声更低、自吸性能更好、节能、省料、使用更可靠的轴回柱塞泵就显得迫在眉睫，这就是CY14-1BK轴向柱塞泵3-7。早期的斜盘式轴向泵的压力都只有7MPa，但现代液压传动系统注重效率和经济，均要求更高的压力。目前市场上的定量斜盘式轴向柱塞泵的压力均已达21-48 MPa，这是因为我们在各自的发展过程中，工业在进步，突破了一些关键技术8-10。2003年产量估计有近20万台，各行各业中应用非常

3、广泛，特别是应用于CY14-1B斜盘型开式轴向柱塞泵。从1972年开始设计研制，到1982年定型，但是从此之后的20多年的时间里，泵的结构基本是没有什么变化，甚至出现有些厂家生产20余年，没有任何改进。但是世界上的柱塞泵发展不会因为国内的不进步发展而停止不前的，柱塞泵的各个方面有了长足的进步，然而CY14-1 B轴向泵的使用中也依然发现不少的问题，柱塞在工作是压排油液终了之余，柱塞底腔仍有一些油液未排除，当柱塞进入吸入行程时，这样便导致损失了一部分吸入容积，降低了容积效率。进而进行改进，往柱塞腔填入尼龙，减小柱塞腔的残留空间，提高容积效率11-13。以及缸体外套使用轴承钢，使加工非常不方便，因

4、而从加工制造角度考虑变换其他材料。对CYI4-1 B轴向泵进行更新的改造，符合市场需求。是研制CY系列轴向泵的主要目的。1.2 国外轴向柱塞泵发展概况从上世纪80年代以来，国外在轴向柱塞泵的结构、材料、工艺上虽然都有不少进步，但一个最重要的动向是向着个性化发展，即针对不同的需要，设计出专用类型的泵。例如闭式油路用泵、开式油路用泵以及混合式油路泵。这类泵的设计主要是为了满足行走机械静液压传动的需求，符合行走机械要求所使用的泵液压装置均体积小、重量轻、转速高，而静液压传动系统又实现了系统标准化，因此在发展闭式油路用集成化的油泵静液传动装置就成为必然的途经趋势之一，这种结构装置将闭式系统的所有元件(

5、甚至包括过滤器)都集成在泵和马达上，因而用户在使用时只要装上油箱联接两根管道，就可以使系统运转14-15，降低了难度。开式系统大多数用于固定式机械，它的主要功能需求是噪声低、自吸能力好、节能。这样进出油口不对称的开式系统用泵、新的节能和与电子技术相结合的变量型式泵就应运而生。又如为了满足系统对于不同压力的需求，又出现了开式油路用重型泵(压力25 MPa以上)和轻型柱塞泵(压力25 MPa以下)这一分水岭，但是从近期发展动向看，重型泵轻量化，轻型泵参数重型化的趋势也是渐渐盛行。在轴向泵的使用中，开式油路用泵和闭式油路用泵分别解决不同问题：闭式油路用泵和马达主要是解决系统集成化问题，以满足工程机械

6、和建设机械静液压传动的要求；而开式油路用泵主要需求是降低噪声、提高自吸能力，因此开发新的节能和与电子技术相结合的变量型式泵，以满足固定式机械的多种要求。在这其中的分支重型泵，其发展趋势是重型泵轻量化，参数重型化。据有关资料显示，国外对闭式油路用泵和马达与开式油路用泵分别进行了针对性个性化的设计，以发挥它们各自的优点16-17。1.3 CY系列轴向柱塞泵的主要用途和应用领域斜盘式轴向柱塞泵，由于体积小，重量轻，液压伺服变量机构简单，惯性小，因此在移动设备与自动控制系统中，作为液压动力源。斜盘式轴向柱塞泵是现代液压传动系统中被广泛使用的动力元件也是可实现无级变量的两类泵。在1906年斜盘式轴向泵第

7、一次使用于军舰的炮塔上到现在已有近90年的进程;从H. F. Vickers先生1925年发明叶片泵到现在也已有70余年的历史。在这几十年以来，斜盘式轴向柱塞泵是一直在不断地改进、发展、竞争。现在，市面上的斜盘式轴向泵已占领液压系统大部分的变量泵市场和部分高压(20 MPa以上)定量泵和液压马达市场，也因此丧失了绝大部分中高压(20 MPa)以下定量泵和液压马达市场。1.4 主要设计参数额定排量： ml/r额定压力：PS=32MPa额定转速： 斜盘最大摆角： 变量方式： 手动伺服2受力分析液压泵是将原动机输出的转矩，通过其内各机件传递、变换以流体压力能的方式传输出去。下面就此讨论柱塞于滑靴、缸

8、体、斜盘及泵轴等受力情况。2.1柱塞与滑靴的受力柱塞的工作过程分为两种：吸入行程和压排行程，其受力状况是不同的，论述如下：吸入行程：即柱塞由中心加力弹簧经过压盘和滑靴拖动，向缸外移动，使其低腔形成负压而吸入油液的过程。所以，中心加力弹簧的弹簧力必须克服下述诸力：柱塞（包括滑靴）的总惯性力；柱塞吸入油液的总吸入力；滑靴支撑面所需的密封力；柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力；克服滑靴翻转所需的推压力。其中中心加力弹簧必须满足下式： （2-1）在计算受力分析之前我们可以先估算一下柱塞副的质量，会在算惯性力中用到。估算柱塞的尺寸如（2-1）图所示。图2-1 塞简图L=0.128，d=0.032，L1=0.

9、088，d1=0.022，d2=0.024估算柱塞的体积： 柱塞的整个体积V为： 材料密度：柱塞的粗略质量为：一般为了简化问题结构参数C取处的值：如果说球杯高度过大会增加摩擦面积，增加损耗，接触面积过小又会使柱塞于滑靴脱落，所以应稍小一些就可以，取。根据经验给出 。图2-2 靴简图如图2-2所示粗算滑靴的体积： 柱塞和滑靴总质量：2.1.1柱塞（包括滑靴）的移动惯性力单个柱塞（包括滑靴）的移动惯性力为：式中柱塞与滑靴的质量（）；第i个柱塞的相对加速（）。将（3-6）式代入上式，得到 （2-2）因此，所有与吸入和压排油腔相同的柱塞得总惯性力为： 上式当、等时，亦即当达到最大值时亦即达到最大值，则

10、上式可以写成下述形式：式中 与柱塞个数Z有关的系数，其值如表3-1； 柱塞副质量（）； 柱塞在缸体中分布圆半径，查参考文献1表1-29得； 斜盘倾角 取。表2-1 与柱塞个数有关的系数表Z5791113151.622.252.883.514.154.78如图2-3所示，为Z=7的柱塞惯性力以及总惯性力同缸体转角的变化关系。图 2-3 力F1与F1同缸体转角的关系2.1.2柱塞吸入油液所需的总吸入力移动单个柱塞所需的吸入力为：式中 液压泵吸入管路中的真空度，计算时可取令。如果假定和吸入油腔相同的柱塞个数为（Z+1）/2个，其总吸入力为： 式中 柱塞个数，取。2.1.3滑靴支承面所需的总密封力为了

11、使滑靴支承面不漏气，还需加力保证其密封性，一个滑靴支承面所需的密封力为： （2-3） 式中 滑靴支承面积（）；支撑表面为阻止吸入空气所需的接触比压，根据经验，计算时可以取令。如果假定与吸入油腔相同的（Z+1）/2个柱塞滑靴支承面所需要的总密封力为： （2-4）同样，在应当保证缸体端面与配油盘间的气密性中，所需求的密为： （2-5）式中 配油盘与缸体相接触的表面积()。 （2-6）图2-4 配油盘如图2-4由参考文献1表4-4给出配油盘的主要尺寸参数：, , , 根据以上的数据可以算出配油盘与缸体相接触的表面积：那么缸体端面与配油盘间所需的密封力为：2.1.4柱塞（位于吸入行程）的总摩擦力柱塞（

12、位于吸入行程）的总摩擦力：式中 柱塞与其缸孔之间的滑动摩擦系数，钢对青铜的滑动摩擦系数取 柱塞的质量（）。2.1.5克服滑靴翻转所需的推压力据上所述，滑靴沿斜盘平面是作椭圆运动，离心惯性力为： （2-7） 滑靴的质量（）；滑靴的重心的运动向颈； 滑靴重心的旋转角速度（）。由图2-5可知，滑靴因离心惯性力而引起的翻转力矩为：图2-5 滑靴部位 （2-8）e滑靴重心到柱塞球头中心的距离（）。要想克服此力矩，需通过压盘加以力矩，使其方向相反，且大于等于即式中 附加力矩所以： 由前述可知，当为最大值，向径便为最大值，将式(3-15)及代入上式，进而整理得： （2-9）因此克服（Z+1）/2个吸油柱塞的

13、滑靴翻转所需的推压力为：式中 滑靴的质量（）； 柱塞分布圆半径（）； 滑靴重心到柱塞球头中心距离（）。查文献1表4-2取所以：中心加紧力弹簧须满足：在这里需要指出的是，在计算中心加力弹簧力时，上述诸式的泵轴角速度均应以欲要求的自吸角速度（即泵轴的转速）代入。2.1.6处于压排行程柱塞所受的力诸力(和等)应满足下述力学方程： （2-15）式（3-14）代入上述方程组，得联立解得两式联立，省略去（因为很小，可以忽略），解得 （2-16）式中 结构参数，值为：将值代入(2-16)式，得由上式可知道柱塞受力满足设计要求，并且最小含接长度与柱塞长度之比，需要大于0.46，否则会降低机械效率，增加卡塞危险

14、性。即：2.2 缸体受力缸体由于需要泵轴的拖动，借助斜盘、滑靴及中心加力装置的驱动柱塞，来实现吸排油液动作，其受力较复杂。该型液压泵的主要环节之一，是配油面，从运转结构的观点出发，希望各滑动表面之间不发生金属直接接触的情况，在其间形成油膜。对于配油面之间，要想实现上述设计要求，缸体在运转过程应就必须与配油盘表面保持平行才能保持平衡。在讨论上述方程之前，我们先逐一讨论一下缸体各个部分所承受的力。缸体在运转过程会承受下述力（取包括柱塞滑靴在内的平衡力）：斜盘的推压力；转子轴承的支反力；中心加力弹簧的弹簧力；配有盘与缸体之间压力场的支承力，辅助支承的支承力。在讨论时，我们可以取 点为坐标原点的直角坐

15、标系，先假定力沿着坐标轴正向为正，力矩以右旋为正，轴正负分别为排油与吸油边，亦即假定配油盘为零重迭的。2.2.1斜盘的推压力在讨论缸体受力时，其中摩擦力与惯性力和工作阻力相比要小的多，为了简化问题，可以略去不计，这样，根据2-14、2-16可以得出： （2-17）式中 柱塞缸内的压力，或为排出压力，或为吸入边的压力； 斜盘倾角（度）。该力可以沿着、 轴线分解为两个分量：和，力通过柱塞油液将缸体压向配油盘，进而与压排窗口相同的每个柱塞的力为：可以默认吸油窗口的压力为0，即为0，从和可以得出 （2-18）由之前数据可知，奇数的柱塞的输油率脉动小，通常5、7、9等，在这里为了讨论方便起见，假定液压泵

16、得柱塞个数为式中 m正整数。液压泵的配油工作情况是：当时，有个柱塞与压排窗口相通，有m个与吸入窗口相通；当时，有m个与压排窗口相通，有个与吸入窗口相通；其中a柱塞得角距；缸体转角，取一个柱塞缸中心与Y轴线一致时为起点，这样一来，得总推压力为（分两种情况讨论）：当时： （2-19）=当时： （2-20）由上式可以看出的这两种状态在缸体每转角时是交替重复的。对X轴得力矩为：当时： （2-21）整理可以得出； 式中 滑靴球铰中心中性面至缸体配油表面的距离()，取。同理当时： 式中 正整数，取； 斜盘最大倾角，； 工作压力，PS=32MPa； 吸油窗口压力，取。对Y轴的力矩为当时： （2-22）当时：

17、 （2-23）2.2.2缸体与配油盘之间压力场的支撑力及其力矩缸体与配油盘之间会形成压力场区域，由于缸体的柱塞口使其不会限制于配油窗口，进而有所扩展。若相邻柱塞缸体窗口间得隔档非常小，并且假定和分别为配油表面的高压侧与低压侧的压力分布范围值，为柱塞缸体窗口得开角，则当时：， 弧度 （2-24）当时：， 弧度 （2-25）众所周知，油液通过两平行圆板之间隙成放射流动时，任何一点处的压力按对数衰减来算，以及所述及的情形，当假定泄油槽的压力为零时，在区域 （2-26）式中 、内密封带得半径(m)。当区域：当区域： （2-27）式中 、外密封带的半径(m)。压力场的总支撑力： （2-28） 式中 、外

18、密封带的半径（）； 、内密封带的半径（）；压力分布范围，。当时： （2-29） 当时： （2-30） 式中 H力矩矢量的模，其值为： （2-31） 据上式可以看出，压力场所产生的力矩矢量的模H，是和的函数，有两种不同的数值，并且缸体以同一转速，同一方向回转，交替反复。当时；由于，所以得出： （2-32）当时：， （2-33）H之变化值为： （2-34） H之平均值为： 由以上可以看出，力矩的变化取决于，只有当时才能达到理想的平衡，所以，从平衡角度出发，在设计柱塞缸体窗口时，需要尽可能地使其开角大一些，同时还要顾及到容积效率。2.2.3辅助支撑的支撑力用于配油机构中的辅助支撑结构有多种，下面讨论

19、的辅助支撑均是对称的，所以，它的支撑力均沿Z轴线方向，对X、Y轴得力矩亦均为零。现在回头讨论缸体得力平衡方程，沿Y轴应满足式，即： （2-35）绕Y轴之力矩方程为： （2-36），（），（）则由以上可以看出，,是一个矢量模与转角无关的力矩矢的两个分量，其模为： （2-37）而.,在、或内亦均是一个矢量模与转角无关的力矩矢的两个分量参数，其模分别为： （2-38） 除此之外，还可以看出，与的作用轴线重合一致，方向相反，可是由于M的模为双值的原因，因而未能达到良好得平衡。可以令M得模为，代入，整理得： （2-39） 绕X轴得力矩方程式应为： （2-40） 图 2-7 力矩图式中 转子轴承到配油面的

20、安装距离（）。当时： （2-41）当时： （2-42 ）代入，合写成下述形式：由式3-23，3-27变换为下述形式： 当时：当时：所以： （2-43）由此可以看出，在运转过程中，的合力作用点在附近移动，其范围为。为了使对X轴的力矩不会反映到配油盘表面，为了使的作用点落在转子轴承滚动体长度之内，首先应将转子轴承中心安设在处，并且滚动体长度必须满足下式： 除此之外，对于转子轴承的间隙还要加以控制，这事很有必要的，因为这两项措施已由某液压泵厂得经验证实（当将轴承中心移至中性面，轴承间隙由0.1mm减至0.060.07mm，配油盘研损情况大为减少）。除了上述措施外，加长缸体花键配合长度是个不错的办法。

21、2.3 斜盘受力分析斜盘是形成和改变工作容积的主要部位，要求就显的更加重要，改变斜盘倾角便可以改变泵的输油率和流向。在工作过程中，斜盘主要承受下述力：有工作阻力产生的并经过滑靴推压斜盘力；中心加力装置的弹簧力；斜盘支反力、。 图2-8 斜盘受力分析滑靴推压斜盘的力，是由工作阻力产生的，其值与前述的数值相等，方向相反，并且垂直于斜盘平面，垂直于支承轴线，其值为： （2-44） 上式中 P柱塞底腔的压力，或为,或为。在时：当时：斜盘滑动的分支反力和,根据力矩平衡方程求的： （2-45）式中 斜盘支承跨度一半()。 2.3.1柱塞作用于斜盘的压力不平衡力矩压力不平衡力矩与泵的配油机构的结构参数关系很

22、大。一个柱塞对斜盘的作用力矩。 （2-46）由得（因为）；再由得，则，因而，上式可简述下述形式：将式3-40代入上式，得 （2-47）由上式可以看出，每个柱塞压力对斜盘的绕x轴之力矩，与柱塞底腔压力有关，目前，主要的分为对称正重迭的，非对称正重迭的和零重迭的（有时为了减少噪音，采用负重迭的，但其值甚小，故可认为是零重迭的）。所有柱塞对x轴的力矩为：当或者时： （2-48）当或者时： （2-49） 当或者时： （2-50） 当或者时： （2-51） 式中 柱塞在重迭区困于其腔内的压力，对称正重迭的配有机构，由于柱塞通过上死点，需要分别来讨论 。即时，当时，跃至，而在下死点，即时， 可以看出，是随

23、缸体转角周期变化的，假定缸体的每分钟转数为n，则变化频率将为。其力矩可由下式求定： （2-52） 式中 额定工作压力，PS=32MPa； 柱塞分布圆半径（）； 斜盘倾角； 柱塞个数。2.3.2斜盘滑动支承的摩擦力矩 （2-53）式中 滑动支承的半径()；滑动支承的滑动摩擦系数，青铜对淬火钢，取。2.3.3球铰的摩擦力力矩在改变斜盘倾角时，滑靴与柱塞之间的夹角也会随之变化，这样便产生摩擦力矩，其中一个球铰的摩擦力矩为： （2-54） 式中 球铰的滑动摩擦系数，由于润滑充分，青铜对淬火钢，一般可取为球头半径 。平均力矩为： （2-55） 2.3.4柱塞与滑靴在改变倾角时的惯性力矩 由前述可知，柱塞

24、与滑靴之间的相对缸体的运动方程为： （2-56）式中 （为缸体的角速度）对求二次导数，便得出改变倾角时柱塞滑靴相对缸体的加速度。一个柱塞与滑靴的惯性力矩为： （2-57）式中 柱塞与滑靴的质量（）；柱塞滑靴在变倾角时的加速度（）；柱塞分布圆的半径()。总力矩为： （2-58）斜盘与压盘的转动惯性力矩： （2-59）式中 斜盘与压盘绕斜盘支承轴线的转动惯性矩变量时，为斜盘与压盘的倾角的角加速度。2.4 泵轴受力泵轴是支承缸体且拖动其转动的机件。前、后斜盘轴向柱塞泵的泵轴，受力是个不相同的。2.4.1泵轴的理论转矩与理论功率理论来说转矩，仍是不计摩擦的驱动泵轴、缸体等匀速转动的力矩，换个说法来说，

25、就是为了克服柱塞工作压力的转矩所需的力矩，即：= （2-60）可以得出，1个柱塞的作用力对缸体的Z轴的转矩将为： （2-61）而，因此： （2-62）综合比较可变得：当时：= （2-63）当时：= （2-64）由上式可以看出，理论转矩是根据的变化完全一样的形式变化的。平均理论转矩： （2-65）式中 理论容积常数（）；、分别为压排侧与吸入边的压力()。理论功率为： （2-66） 2.4.2后斜盘轴向柱塞泵的泵轴受力后斜盘轴向柱塞泵，它的缸体的径向力由转子轴承支承，另外为了保证配油机构有良好的运转条件，泵轴的初端又不允许以具有径向力的传动连接方式来连接，所以，这种泵的泵轴只能传递转矩，拖动缸体转

26、动，受力最为简单。泵轴为了拖动缸体工作，除了要克服缸体柱塞输出压力为的压力油液所需的理论转矩之外，还需要计算各个运动副的摩擦力矩，进而克服这些力矩：例如配油盘与缸体之间的粘性摩擦力矩；柱塞与缸体之间的粘性摩擦力矩；滑靴与斜盘之间的粘性摩擦力矩；缸体与泵壳之间的粘性摩擦力矩；轴承的摩擦力矩；与工作压力、转速无关的不变阻力矩等 。对于设计计算，泵轴所传递的转矩可根据公式得出： （2-67） 式中 泵的机械效率，可取为0.90。 平均理论转矩（）3 主要部位设计与校核在所述及的这种液压泵中，能够直接影响工作性能的部位有：柱塞副、球铰副、滑靴副、泵轴，现在就对这几个问题进行设计、讨论。3.1 柱塞副柱

27、塞直径d，不仅是柱塞的主要参数，而且还是液压机械的主要参数，该参数要由既定的输油率等诸因素确定，一般在35mm以下，否则，会因为其移动惯性力和离心惯性力过大，进而影响降低其机械效率与吸入能力。柱塞的长度L及含接长度，之比无论从防止柱塞卡塞，还是从柱塞与缸孔之接触强度角度来看，都是希望该值越大越好。但过大会致使液压泵的轴向尺寸过大。一般地，现按经验取定：最小外伸长度；柱塞行程；最小含接长度。这样一来，柱塞的长度可以为由第3章可知柱塞的直径可取为0.032m查参考文献1表1-29取在选取柱塞长度L及最小含接长度2l时，要顾及到前面提及的对结构参数C的要求，在后面须要验算柱塞与缸孔的接触比压和值。图

28、3-1 滑靴与柱塞假定柱塞的最小外伸长度较之其长度可以略去，那么，柱塞的最大外伸长度便为柱塞的行程，在任何一位置的外伸长度将为： （4-1）将式（3-4）、（3-5）代入上式，得 （4-2）由式2-22、2-23比较得知，大于，所以，只讨论处的状况就可以了。当柱塞为任意一位置时，的式3-23可以改写为下式 （4-3） （4-4）缸孔外缘与柱塞的平均接触比压，由机械力学可知： （4-5）式中 柱塞与缸孔外缘的接触长度（）。 (3-11)、(4-3)代入上式，省略去其中、项（因、很小，省略不计），变换得： （4-6）上式中那么，式（4-6）变换为：由上式可以看出，处的接触的压正比于、和并且随着斜盘

29、倾角增大而增大。当、时便达到最大值： （4-7）式中 柱塞分布圆半径,斜盘最大倾角。 并且该值不应超过滑动副中最小的材料许用比压，即 （4-8）式（4-8）中缸孔（或柱塞）材料的许用比压；青铜的材料许用值取经过比较满足设计要求。柱塞相对缸体的最大滑动速度，也应该小于材料的许用值，由得： （4-9） 式中 缸孔（或柱塞）材料的许用滑动速度，经手册青的材料许用值取。 由于在制造与运转时的温度差别（一般运转温度为4065，而制造温度为标准温度），即为20；再者，柱塞与缸体的材料线胀系数不等等原因，会使间隙变化。例如包容件的线胀系数大于被包容件的，会导致运转时会增大间隙。当缸体材料为青铜，柱塞为鉻钢时

30、，会因为温差与线胀系数不等进而引起的间隙变化量为：式中 包容件（缸体）材料的线胀系数，青铜为，被包容件（柱塞）材料的线胀系数，铬钢为，运转温度与制造温度之差，柱塞直径d=3.2mm，则可由上式（4-24）可得T=4.6。另外还存在材料金相组织稳定的问题，众所周知，钢在淬火后总是会有残余的奥氏体，该体长时间会转变成密度小的马氏体。这样一来，会使零件尺寸变形，减少间隙。这个因素基本是估计不到的。所以，从这个观点来看，柱塞采用刃量具钢为好，或者说采用时效或者冷处理，来稳定金相组织。这个问题在间隙小时就显得尤为重要了。从零件磨损角度来看，制造间隙应该要偏小一些 。间隙减少量可取为（-柱塞表面的不平度平

31、均高度；-缸孔表面的不平度平均高度）。总的来看，柱塞副的制造间隙对于转速n1500r/min，工作压力=140320的情况，一般取为0.010.015mm；工作压力140的情况，取为0.0150.025mm；当转速n1500r/min，必须按上述方法取定。柱塞副表面上的密封环槽有两种开法，一种是开在柱塞表面上，一种是开在缸孔，因为侧向力的作用使其边缘的润滑条件变差，易发生液压固着，如果将环槽开在缸孔边缘的内表面上，这样不仅可以改善润滑条件，而且还可以消除液压固着。密封环槽除了可以改善润滑条件，消除液压固着外，还可以储存污物以及起到密封作用。环槽的尺寸，一般取为深度0.30.8mm，宽度0.30

32、.7mm,间距210mm。在这里顺便指出，柱塞的圆柱表面与诸端面（包括环槽侧面）交成的边棱不得倒圆，否则可能发生污物楔入，以致于磨损柱塞副。柱塞及其缸孔的几何精度，对其工作状况影响非常大，必须严加控制其不圆柱度（圆锥度和椭圆度）在最小间隙的1/4之内（通常为0.0020.005mm）。柱塞副的材料一般分为两种方案：一种是柱塞为硬的，缸孔为软的；另一种则相反；柱塞为软材料，缸孔为硬材料。柱塞的材料，通常选用：GCr15、18CrMnTiA、9SiCr、CrMn和T7A、T8A等。为了提高柱塞工作表面的抗咬能力以及耐磨性，应热处理提高柱塞的硬度，对于轴承钢，一般采用整体淬火的方式，硬度为HRC56

33、63。例如CrMn和9SiCr工具钢，热处理变形很小，金相组织相较稳定，这是非常可取的性能，它的淬火硬度为HRC5664；18CrMnTiA渗碳钢，需要表面渗碳，渗碳深度为0.81.2毫米，淬火硬度须要达到HRC5662才可以。除此之外，还要采用氮化钢，如38CrMoALA，氮化硬度可以达到HV9001000。缸孔的材料，通常为锡铅 青铜、锑铅青铜、ZQSn10-1青铜、ZQSn11-4-3青铜、ZQAL9-4青铜等。为了节省铜，通常制成镶青铜缸套的组合式缸体，其基体材料为20Cr、12CrNi3A和GCr15等合金钢。通过上面的分析比对：柱塞材料取18CrMnTiA渗碳钢；缸体材料取QAL9

34、-4青铜；缸体内套材料取QAL9-4青铜。3.2 球铰副从结构紧凑角度来看，滑靴的球杯外径应稍小于柱塞直径d，以确保球杯可以进入柱塞缸孔内。这样，不仅减少了轴向尺寸，而且改善了缸孔壁的受力状（使市柱塞的最小外伸长度近于零）。球铰副的配合直径,须满足下述条件 （4-10）式中 滑靴材料的许用比压ZQAL9-4青铜；、滑靴球窝尺寸（）；柱塞与缸孔之间滑动摩擦系数，钢对青铜，；滑靴与斜盘之间的摩擦系数，。=符合所需要求球铰副的球度粗糙度的选择，由于柱塞的材料为淬钢，硬度高，加工方便，所以，柱塞球头的圆度与粗糙度均应比滑靴球窝的高一些。通常，球头的圆度公差为0.002-0.005mm，粗糙度0.1。至

35、于球窝，一般为软质耐磨材料，其球度和表面粗糙度可以适当的低一些，圆度公差时采用着色接触斑点方法来接触面积来控制，接触面积应处于70-75%这一标准。3.3 滑靴副斜盘是借助滑靴副推压柱塞，进而压排油液。滑靴副在压排过程需要承受柱塞的工作阻力、柱塞与滑靴的惯性力、缸孔对柱塞的摩擦力以及柱塞回程弹簧力等押金力，还有斜盘的推力。滑靴副所承受的总压紧力，由下式可得： （4-11）该力在滑靴副工作过程中会随着与变化的。如假定，结构参数，那么其最大、最小和平均值分别为： （4-12）式中 额定压力（）； 滑靴副质量（）； 一个柱塞的回程弹簧力（N）。 （4-13） （4-14） 图4-2 滑靴在剩余压紧力

36、设计的算法中： （4-15） （4-16）式中 柱塞直径（），； 静压支承的密封带的内经（）； 静压支承的密封带的外经（）。得出：、 式中 最低能耗系数,取。滑靴静压支承面的粗糙度为，不平行度公差为0.002mm,当液压泵转速高于1500r/min时，为了减少摩擦和改善散热条件，滑靴静压支承面需要镀一层银，减小摩擦力（因为银的摩擦系数小，导热性好。镀银厚度为0.040.06mm，或者镀一些镀锡铅合金来代替银。该表面不得采用磨料，因为磨料会嵌入而磨损斜盘表面。斜盘的材料，通常采用耐磨合金钢，如GCr15、20Cr、18CrMnTi等，与滑靴相配合表面须处理使它们的硬度一致。随着本地额发展，为了改

37、善斜盘表面的摩擦状况，通常采用了止推板结构，其材料为氮化钢，例如38CrMoAl，经过氮化处理，这样不仅改善了磨损状况，便于更换，而且提高了它的寿命。滑靴的粗糙度为，平面度公差为0.0020.005mm。除此之外，还需要注意到，为了使中心加力弹簧的力均匀地加到各个滑靴上，对滑靴的凸肩面也是有严格的要求，一台泵的滑靴，最大与最小的尺寸之差应小于0.010.02mm,而且得成组加工。3.4 配油部位在盘式配油的轴向柱塞泵中，配油部位是最关键部位之一，它直接影响着液压泵的可靠性和寿命。配油机构有平面和球面两种，通常所说的的柱塞泵，多采用平面配油机构。配油机构的设计以工作可靠，漏损最少，滑动表面的磨损

38、最少为目标设计。这样，会使缸体与配油盘平面之间形成一定厚度的油膜，防止金属直接接触，保护好机械零件。同时，还要使油膜为最低能耗的油膜厚度。早期的泵的平面配油机构的结构，是在缸体与配油盘之间安设一枚止推球轴承，力图强制人为的构成必要的间隙。可是，在实践指出，由于平面的配油机构的载荷不均匀（一侧几乎没有什么载荷），缸体歪斜，威尔漏损非常严重，不能保证同一的润滑条件。因此导致磨损也是不均匀的。这样，在设计时就必须考虑到在载荷的不均匀性，但是试验结果事与愿违，还是发生不能允许的磨损和漏损。针对漏损，人们试图安设端面机械密封而设计出的配油机构，结果并未因此能有效的减少漏损，由于类似的端面密封的经验可以得

39、出这样一个结论：在配油机构中采用机械端面密封方法是不太可能的，必须重新设计研究按液压原理设计的密封。顺着这个思路，在配油口的内外缘采用了密封带，又在七内外设置了相同的动压楔辅助支承，使缸体浮起来，进而形成油膜。实际运转表明，这种配油机构是有效可用的。但由于动压楔的斜面加工不方便反而催生出另一种平面辅助支承，这种支承系是由温度梯度产生的支承力。配油盘的结构简单，是由下述几部分组成：两个配油窗口、内外密封带、辅助支承和泄油槽道等。这种结构的配油盘现已经在成批生产的液压泵中使用，但是研损现象还是常有发生。因而，在实际上要需要特别注意，除了结构尺寸外，对于配油盘的材质、精度也要注意。目前的设计思路往往

40、是带有半经验性质，因为有些问题是要经过实践摸索改进。实际运行时配油盘的运转还欠可靠，济南铸造机械研究所针对CY14-1型轴向柱塞泵的这种配油盘易烧损的故障，在CY14-1B型泵中设计了一种新型配油机构。就是在柱塞腔换向时易烧损的辅助支承处引入压力油液，进行强制润滑，这样缸体的盲孔A当与B孔接通时，立即充满压力油液，进行润滑辅助支承，同时还起一定的静压支承作用，减少了烧盘故障。另外，人们又想到早期的配油机构，这一循环是上升到静平压平衡的基础上，滚动体只承受很小一部分载荷。随着静压支承技术的进展，进而发展了一种静压支承配油盘，在配油盘配油窗口的外周（或内周）专门开设了一组静压支承，在缸体与配有盘平面之间形成一层稳定的油膜。在配油机构运转的配油面间是要承受很高的压力和相当高的相对滑动速度。所以，配油部位的直径就需要尽可能小（配油窗口的中径可以小于柱塞的分布圆直径），还要避免金属直接接触。这样一来，配油窗口、内外密封带的半径便不可随意选取（避免组装时的不统一）。如果内外密封带或配油窗口过宽，就会将缸体推开，漏损剧增，甚至不能工作。反之，内外密封带或者配油窗口过窄，金属接触比压会过高，增加研损的危险，这其中必然存在着一簇适宜值，它保证配油间隙为适宜间隙，通常认为微米左右。但是，由于配油结构的配油窗口压力场的支承力与配油间隙之间没有关