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1、 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、容易实现变量等优点，因此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轴向柱塞泵的不足。由于轴向泵结构上的特点，轴配流轴向柱塞泵耐冲击、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
2、90mL 以下规格的泵，沃依特公司只生产 110 一 250mLr 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
3、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，使我国轴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 系列机电控制式轴向柱塞泵，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
4、。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，泵的安装形式、管道布
5、置形式、维护维修等方面对泵的内在或外在的结构也提出了新要求。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。目前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
6、密封容积的变化，来实现吸油和排油。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 范围内，柱塞由 开始不断伸出，柱18036180塞腔容积不断增大，直至 。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 ，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
7、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2.直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计给定设计参数最大工作压力 max40PM额定流量 =100L/minQ最大流量 max2/inL额定转速 n=1500r/min最大转速 ax30/inr2.1 柱塞设计（1）柱塞结构型式的选择轴向柱塞泵均采用圆柱
8、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 值必须限制在规定的范围内。pv3）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
9、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
10、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（3）1）柱塞直径 及柱塞分布塞直径ZdfD柱塞直径 柱塞分布直径 和柱塞数 Z 都是互相关联的。根据统计资f料，在缸体上各柱塞孔直径 所占的弧长约为分布圆周长 的 75%，即Z fD0.75fdD由此可得 93.82.fZmd式中 为结构参数。 随柱塞数 Z 而定。对于轴向柱塞泵，其 值如表 2-1 所m m示。表 2-1 柱塞结构参数Z 7 9 11m 3.1 3.9 4.5当泵的理论流量 和转速 根据使用工况条件选定之后，根据流tbQbn量公式得柱塞直径 为Zd（2-1）
11、.7m2143tgnb式中 斜盘最大倾角，取 =20由上式计算出的 数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径 ,应选取Zd22mm.柱塞直径 确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径 ，即 fD（2-2）mdZntgdQDZbf 4395.142）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 ，一般取：0l2bpMa(1.48)zd3025zl这里取 。mdlz420因此，柱塞名义长度 应满足：l0maxinlsl式中 柱塞最大行程；maxs柱塞最小外伸长度，一般取 。inl mdlZ4.2.0min根据经验数据
12、，柱塞名义长度常取：20bpMaZdl)37.2(34z这里取 。mdlZ75.33）柱塞球头直径 1按经验常取 ，如图 2-2 所示。1(0.8)z图 2-2 柱塞尺寸图这里取 mdZ18.01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 ，一般取 ，这里取 。dl(0.45)dzldmdlZ15.04）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=0.30.7mm；间距t=210mm。这里取 。mth2,5.0（3）柱塞摩擦副比压 P比功 验算v对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的
13、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 （2-3）MpaldpZ231max柱塞相对缸体的最大运动速度 应在摩擦副材料允许范围内，即maxv（2-4）svstgRvf /8/5.0max 由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功 为maxp（2-5） sMvstgRldpvfZ /60/5.121max 上式中的许用比压 许用速度 许用比功 的值，视摩擦副材料而定，p可参考表 2-1。表 2-1 材料性能材料牌号许用比压 pMpa许用滑动速度 vm/s许用比功 pvMpa.m/sZQAL9-4
14、30 8 60ZQSn10-1 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 和滑靴0d中心孔 ，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0d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
15、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还是滑靴中心孔 ，均不起节流作用。静压油池压力 与柱塞底部压力0d 0d 1p相等，即 =bp1pb将上式代入式 中，可得滑靴分离力为211ln()coszbRd（2-6）)(3ln2)(121 NpRpb设剩余压紧力 ，则压紧系数yf，这里取 0.1。0.51yp滑靴力平衡方程式即为)(8.2)1(Npyf 用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为 0.0080.01mm 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。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
