新型轴配流轴向恒流柱塞泵的设计论文-毕业论文.doc

新型轴配流轴向恒流柱塞泵的设计
前 言
在经过大学四年的系统学习之后，我们终于要用这个毕业设计来结束我们在
大学期间的学习任务，这也是我们大学学习的最终检验。
毕业设计的目的就是要我们把四年来所学的专业知识融会贯通，紧密联系在一起。只有做到这些，才能够真正的掌握这些知识。只有这样，才能够合格的走上工作岗位。
本次设计的课题是新型轴向恒流柱塞泵的设计。目前，应用广泛的泵有：轴向柱塞泵、径向柱塞泵、螺杆泵、叶片泵和齿轮泵。这几种泵各有优缺点，现有的轴向柱塞泵和径向柱塞泵有容积效率高、工作压力高的优点，但存在明显的流量脉动和压力脉动，并且噪音都在70DB以上，尤其是在工作在高压的情况下噪音更大；螺杆泵、叶片泵具有流量脉动小、噪音低的优点，但其工作压力和容积效率都低；而齿轮泵轮具有结构简单，成本低的优点外其它各项性能指标均不如前面的泵。
当前，所缺少的是一种工作压力高、容积效率高，并且流量脉动和压力脉动低、噪音低的液压泵，尤其是工作在高压的情况下，流量脉动和压力脉动及噪音也很低的液压泵，而要同时满足上述要求的液压泵也只有柱塞泵才有可能，这就需要对柱塞泵的工作机理做深入的研究，改进现有的柱塞泵，提出新的方案和结构，来解决柱塞泵的脉动及噪声问题。解决了柱塞泵的脉动和噪声问题也就解决了在许多封闭空间中使用柱塞泵而产生噪声偏大的问题，从而大大地改善了人们的工作环境，尤其是在那些对噪声控制要求严格的场所，诸如军舰、潜艇和室内，降噪就具有非常重要的意义。
本设计就是根据前面提到的当前泵的一些缺点而提出的一种新型泵，本设计将完成该泵的具体结构设计以及由另一位同学采用法国的系统建模和仿真软件Amesim4.20对该泵进行仿真，将仿真结果与最初设计意图进行比较，看能不能达到设计目的。
经过四个多月的努力，我们终于完成了这次设计。由于设计经验不足，错误
在所难免。还望各位老师同学批评指正，指出其中的问题，以便我们能够及时改正过来，这样才能更好的完成这次毕业设计的任务，为以后的工作打好基础。

新型轴配流轴向恒流柱塞泵的设计

一、 柱塞泵恒流理论的提出
1．1 柱塞泵的运动情况
柱塞泵的常见形式有轴向柱塞泵和径向柱塞泵。柱塞的中心轴线与转轴轴线平行的称为轴向柱塞泵，其柱塞有轴向运动而无径向运动，吸油与排油是通过柱塞的轴向运动实现的；柱塞的中心线与转轴轴线垂直的称为径向柱塞泵，其柱塞有径向运动而无轴向运动，吸油与排油是通过柱塞的径向运动实现的。
通常柱塞泵中有多只柱塞，它们是绕转轴轴线沿周向均匀分布的，工作时一部分柱塞做吸油运动，同时另一部份柱塞做排油运动。单个柱塞绕转轴轴线旋转运动时，先是吸油后是排油，再吸油再排油，如此周而复始，其运动速度V（对于轴向柱塞泵来说是轴向运动速度，对于径向柱塞泵来说是径向运动速度）与转轴转过的角度θ在一个周期T内的关系如图1.1所示(θ=ωt, ω为转轴的角速度,t为时间)。在本篇论文中约定柱塞吸油时的运动速度为正,排油时的运动速度为负，称该曲线为单个柱塞的运动速度曲线。

图1.1：一个周期T内单个柱塞的运动速度曲线
1．2 恒流特征速度曲线的提出
要实现柱塞泵工作时无流量脉动，必须使任一时刻处于吸油状态的各个柱塞的运动速度之和为一恒定值，同理，处于排油状态的各个柱塞的运动速度之和也应该为一恒定值。然而目前的柱塞泵，不管是轴向的还是径向的都不能满足上述要求。要满足上面提出的要求，必须使单个柱塞的运动速度曲线具备一定的特征，

图1.2：恒流特征速度曲线及其位移曲线
现绘出具备这些特征的速度曲线如图1.2粗实线所示（该粗实线为一个周期T内的速度曲线），其表达式为V=Vmax G(θ), Vmax为其最值，现将该曲线的特征罗列如下：
a. 曲线必须是连续的，且具有周期性；
b. 在[0，T/4]区间的曲线必须关于点（T/8，Vmax G（T/８））成原点对称；
c. 在[0，T/2]区间的曲线必须关于直线θ= T/4成轴对称；
d. 在[0，T]区间的曲线必须关于点（T/2，0）成原点对称。
称上述特征为恒流特征，将具备这些特征的单个柱塞的运动速度曲线命名为恒流特征速度曲线。将表达式V= Vmax G(θ)对t积分就得到柱塞的位移（径向位移或轴向位移）的表达式：
1-1
图中细实线为C=0时的位移曲线，当θ=T/2时位移S有最值H（柱塞的升程），且有下式成立：
1-2
那么Vmax=4ωH/T,故式①可改写为：
1-3
只要柱塞的位移曲线满足1-3式，就可使其运动速度曲线为恒流特征曲线,从而实现柱塞泵的恒流,并称满足1-3式的位移曲线为恒流特征位移曲线。
1．3 恒流的实现
下面来说明柱塞泵的单个柱塞的运动速度曲线为恒流特征速度曲线时是如何实现柱塞无流量脉动的。现有一柱塞泵（轴向的或径向的），设该泵单个柱塞的运动速度曲线为恒流特征速度曲线，其柱塞数为4，为单作用柱塞泵,故T=2π（为双作用泵时T取π）,

图1.3:粗细不同的曲线代表不同柱塞的速度曲线
相邻两柱塞之间的相位差为2π/4=π/2。现将该泵中4只柱塞的运动速度曲线绘制到同一个坐标系中如图1.3所示，则在同一坐标系中不难看出相邻两柱塞的速度曲线之间的相位差为π/2，并且还可以发现在任一时该泵有两只柱塞处于吸油状态，另外两只柱塞处排油状态。
依据前述的恒流特征不难证明：θ轴上半部分所有的曲线叠加后为一直线V=Vmax,也即任一时刻处于吸油状态的两只柱塞的速度之和为一恒定值Vmax；同理，θ轴下半部分所有的曲线叠加后为一直线V=-Vmax，也即任一时刻处于排油状态的两只柱塞的速度之和为一恒定值-Vmax。这说明具有恒流特征的速度曲线理论上能实现柱塞泵的恒流。事实上，采用这类速度曲线时,单作用泵的柱塞数必须为4的倍数，双作用柱塞泵的柱塞数必须为8的倍数，否则不能实现恒流，无论单作用泵或双作用泵,通常情况下柱塞数都应选8，采用8只柱塞时任一时刻有4只柱塞处于吸油状态，另4只处于排油状态。
1．4 几种具有恒流特征的速度曲线
（1）一次函数恒流特征速度曲线
V=A G(θ), G(θ)满足下式：
1-4
上式中正负号分别对应着两条恒流特征速度曲线，将上式对时间t求导后 ，就可以得到加速度的表达式，并且从该加速度表达式可以发现加速度有突变，也就是说如果采用一次函数恒流特征速度曲线，柱塞在运动虽无刚性冲击，但存在着柔性冲击。
（2）三角函数恒流特征速度曲线
V=A G(θ), G(θ)满足下式：
1-5
同样将上式对时间t求导后 ，就可以得到加速度的方程式，并且从该方程可以发现加速度没有突变，说明采用该曲线无柔性冲击。
（3）无高次冲击恒流特征速度曲线
将恒流特征速度曲线对θ积分，便得一新曲线（图1.4中的细实线所示），该新曲线酷似恒流特征曲线的前半部分，事实上补上后半部分曲线后（图1.4中的虚线所示），再将前后两半部份组合起来就是一条新的恒流特征速度曲线，其周期为原曲线的2倍，将新得来的恒流特征速度曲线再次进行积分，重复上述步骤，便又得一条恒流特征速

图1.4：图中粗实线为一恒流特征速度曲线
度曲线，经过N次上述步骤后所得到的恒流特征速度曲线至少无N+1次冲击。通常情况下我们求得无3次冲击的恒流特征曲线就足够了，更高次的难以求得，并且给加工也会带来困难。
其实恒流特征速度曲线有很多的，只要依据恒流特征就可以求出许多这样的曲线，而上面仅仅是给出了几种常见的。
以上便是柱塞泵恒流理论，依据该理论可以设计轴向恒流柱塞泵和径向恒流柱塞泵，这两种泵的流量脉动和压力脉动在不考虑工作油液的可压缩性质的情况下是为零的，当此类泵工作在高压的情况下或要考虑油液的可压缩性质的情况下，该理论还有待进一步完善。
二、 新型轴向恒流柱塞泵的结构设计、
2.1 新型轴向恒流柱塞泵的简介及其基本结构
在第一章中所讲的柱塞泵恒流理论既可以用来设计轴向恒流柱塞泵也可以用来设计径向恒流柱塞泵，本设计只设计轴向恒流柱塞泵，下面简单介绍一下该泵的基本工作原理。
该泵为双作用泵，八只柱塞在缸体中沿轴向等分排列，每只柱塞的头部嵌有一滚柱，滚柱与固定在轴承座上的圆柱凸轮曲面是呈线接触，该曲面可依据第一章中所讲的恒流特征位移曲线来设计，缸体与驱动轴之间是通过花键来连接的，在驱动轴的高速带动下，缸体中的柱塞在弹簧力的作用下会使柱塞头部的滚柱贴在圆柱凸轮的曲面上，从而使柱塞完成吸油与排油运动，该泵的配流采用轴配流方式，与普通径向柱塞泵的配流轴大致相同，只是其配油窗口有四个，两个吸油窗口和两个排油窗口。图2.1是该泵的结构简图。

图2.1：轴向恒流柱塞泵的结构简图
1． 排油口；
2． 配流轴；
3． 排油窗口；
4． 缸体；
5． 柱塞；
6． 滚柱；
7． 带圆柱凸轮的轴承座；
8． 传动轴；
9． 吸油窗口；
10． 壳体；
11． 定位孔；
12． 吸油口；
13． 泵体。
2.2缸体、柱塞和滚柱及回程弹簧的设计
图2.2为柱塞副的结构简图，图2.3为柱塞的剖视图。
图2.2：柱塞副的结构简图
图2.3：柱塞的剖视图
依据毕业设计任务书可知该泵的排量为48ml/r,由于此泵有8个柱塞，且为双作用泵，故每个柱塞在泵轴旋转一周的过程中进行两次吸油和两次排油，故而单个柱塞的每次的排油量应为Qs=48/8/2=3ml,并有如下公式成立：

式中D为柱塞的直径，H为柱塞的行程，其中柱塞的直径D得按照优先数系选取，表是常用的柱塞直径，柱塞直径D，不仅是往塞的主要参数，面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35毫米以下，否则，会使其移动惯性力和离心惯性力过大，进而降低其机械效率与吸入能力。这里我们选择D=14mm，那么依据式可知:

为了便于设计，圆整后H取20mm。通常情况下柱塞的行程H的取值范围为（1～1.5）D，H=20满足这一条件（），故H的选取合理。
故此泵的实际设计的单个柱塞的排油量为:

此时泵的排量为：

表2.1液压元件用柱塞、滑阀和活塞外径系列参数（JB826-66）毫米
8、10、12、14、16、18、20、22、25、28、（30）、32、
35、40、45、50、55……
注：括号内的避免使用；如果超出本系列范围，应按GB321-64“优先数和优先数系”R10、R20数系选取。
下面来确定最小含接长度M，依据经验一般M=（1.5～2）D,这里取M=25mm。
那么柱塞的长度L:
L=M+H=25+14=45mm
柱塞的头部尺寸：C、N、E及滚柱的直径D1确定如下：
C=D+8=14+8=22mm；
D1=10mm；
E=18mm；
N=E-3=18-3=15mm。
S=24mm
缸体主要尺寸：A、B、F、G
A=10+14+L+N+D1/2+3=92mm
B=44mm
F=10mm
G=2mm
滚柱的长度K待定。
缸体的配流孔直径2R、和外径2R待定。
图2.4为缸体的结构简图，因为驱动轴的负载为重载，故转子与驱动轴采用渐开线花键联接。
图2.4：缸体的结构简图
查阅《机械设计手册.单行本.联接与紧固》，这里初选渐开线花键的各参数如下：
外径D4：33mm；
模数m：3mm；
齿数z：10；
压力角：=30；
工作长度L1待定。

图2.5：渐开线花键示意图
下面来校核该渐开线花键，图2.5为渐开线花键的示意图。
查阅《机械设计手册.单行本.联接与紧固》，得校核公式如下：

式中 T—转矩，N.mm；
—各齿载荷均匀系数，一般取=0.7～0.8；
z—齿数；
l—齿的工作（配合）长度，mm；
Dm—平均直径，mm，渐开线花键Dm=D；
D—渐开线花键分度圆直径；
h—齿的工作高度，mm，渐开线花键=30时h=m, =37.5时h=0.9m, =45时m=0.8m（m为模数）；
—许用压强，MPa,查表2.2
表2.2花键联接的许用压强
联接方式
使用和制造情况
/MPa
齿面未经热处理
齿面经热处理
静连接
不良
中等
良好
35～50
60～100
80～120
40～70
100～140
120～200
不在载荷作用下移动的动联接
不良
中等
良好
15～20
20～30
25～40
20～35
30～60
40～70
在载荷下移动的动联接
不良
中等
良好

3～10
5～15
10～20
注：1.使用和制造情况不良是指受变载、有双向冲击、振动频率高和振幅大、润滑不好（对动联接）、材料硬度不高和精度不高等。
1． 同一情况下，的较小值用于工作时间长和较重要的场合。
2． 材料：内、外花键用抗拉强度不低于600MPa的钢制造。
将校核公式变形后得下式：

式中 T的值可由该泵的功率及转速确定，即由下式确定：

且
=2/60=157rad/s；(式中n=1500r/min为泵的额定转速)
P=16n/60=211631500/60=25200W=25.2kW；（式中、分别为泵的峰值压力和单个柱塞的每次的排油量）
故
=25200/157=160.51N.m
式中由表可查得为10～20MPa，在这里我们取15MPa，取0.8，取10，h取该渐开线齿的模数m=3mm，取该渐开线齿的分度圆直径=mz=310=30mm。由a\352/152。89定，由
此时花键的长度L1的范围就可以确定下来了:
L1=2160.51/(0.81033015)=29.7mm
为了便于设计在这里L1取42mm；
至此花键的各项参数都确定下来了：
外径D4：33mm；
模数m：3mm；
齿数z：10；
压力角：=30；
工作长度：L1=42mm。
下面来确定缸体的配流孔直径2R和外径2R及柱塞孔中心线半径R：
配流孔直径2R的值至少要大于花键的外径D4=33mm，并且同时还要使转子上8个柱塞孔能布置下，也就是说配流孔的周长要至少要大于112mm(814=112,式中14为转子中柱塞孔的直径，8为柱塞孔的数量)，据此配流孔直径2R应取50mm，也即R=25mm。
那么R= R+B=25+44=69mm
R= R+B/2=25+22=47mm
下面来确定最后一个参数：滚柱的的长度K。
滚柱的长度K需视泵的工作峰值压力、滚柱和圆柱凸轮的材料及工作油液的粘度，还有驱动轴的转速n而定。滚柱和圆柱凸轮的材料必须选用抗疲劳强度性能好的材料。
查阅《机械工程材料手册》可得这些材料的参数具体如下：
滚柱和圆柱凸轮的材料：淬火轴承钢，接触疲劳极限强度为1726MPa。
该泵所用的油液的性质为：工作油液密度0.9g/mm,50度时的粘度值为40mm/s。
滚柱和圆柱凸轮之间的接触为线接触，在转子的高速的带动下，滚柱就会在圆柱凸轮曲面上高速滚动，此时在滚柱和圆柱凸轮曲面间就会形成一薄层油膜，适当设计该油膜就能大大提高滚柱及圆柱凸轮的抗疲劳寿命。
查阅《疲劳强度设计手册》可得求弹流最小油膜厚度计算公式（道森公式）如下：
无量纲形式：

有量纲形式：

式中 H=，G=，U=，
W=，，
R=；
—滚柱承受的载荷,N；
L—滚柱的有效承载长度，m；
—润滑油粘度,；
—综合滚动速度,m/s；
、—分别为物体1和物体2的接触表面线速度,m/s；
、—分别为物体1和物体2的接触表面的曲率半径,m；
R—综合曲率半径，m；
—润滑油粘度压力指数, m/N（见表）；
、—分别为物体1和物体2的材料弹性模量，Pa；
—综合弹性模量，Pa；
、—分别为物体1和物体2表面的材料的泊松比。
表2.3精制矿物油的粘度压力指数（m/N）
温度（C）
环烷基
石蜡基
锭子油
轻机油
重机油
轻机油
重机油
气缸油
30
60
90
2.1
1.6
1.3
2.6
2.0
1.6
2.8
2.3
1.8
2.2
1.9
1.4
2.4
2.1
1.6
3.1
2.8
2.8

由有纲量形式的道森公式可计算出最小油膜厚度，现引入膜厚比为

式中 为最小油膜厚度，；
和—接触面1和2的综合粗糙度，。
当时为全弹流，当时为部分弹流。对于大多数工业传动齿轮和滚动轴承，当时，就处于部分弹流状态；当时，疲劳寿命几乎与油膜厚度无关；当时，即进入边界润滑状态。
弹流油膜的建立使接触面之间的压力分布趋于和缓，峰值压力下降，从而减少了接触疲劳损伤，使接触疲劳寿命提高。进入部分弹流状态后，虽不是全膜，但基本上建立了承载油膜。
所以我们设计时应使此滚柱与圆柱凸轮间的油膜厚度比 ，使它们之间的接触为部份弹流接触，进而减少接触疲劳损伤，使接触疲劳寿命提高，所以就有下式：

在这里我们取==0.2，则

所以取=0. 424去求滚柱的长度K。
将道森公式的有量纲形式变形后得：

F为滚柱所承受的载荷，由于本泵的峰值压力为=21MPa,且柱塞的直径D=14mm,故滚柱所承受的载荷F由下式进行计算：
F==21=3232.7N
为该泵所用油液的压粘指数由表查取，因为一般泵在工作了一段时间后其温度为70度左右，故我们这里粗略地选取。
为油液的动力粘度值，此泵的油液的=0.036。
为接触表面的综合线速度，其值为：
=0.5R=0.515747=3.7m/s
R为综合曲率半径，其值为：
R=
由于为圆柱凸轮曲面的曲率半径，其值是随着滚柱滚过的位置的不同而不同，并且圆柱凸轮与滚柱的接触为线接触，所以粗略地取=-100mm, 为滚柱的曲率半径，因其直径D=10mm，并且圆柱凸轮与滚柱的接触为线接触，故=5mm。将、的值代入上式可得
R=== 5.3mm=0.0053m
为综合弹性模量，其值为：

由于圆柱凸轮和滚柱都是选用的淬火轴承钢，故
==2.275
==0.3
所以
=2.5
为部份弹流接触时油膜的最小厚度，=0.424。
至此所有的量的值都确定下来了，那么滚柱的长度K为：
K
=
=0.0147m
=14.7mm
在设计此泵时，滚柱的长度K应取比14.7大的值就行了，这里计算求得了部份弹流接触下的滚柱长度的范围，但还得考虑滚柱和圆柱凸轮的材料的疲劳极限，从而进一步精确设计出K值，使滚柱和圆柱凸轮在循环高应力的作用下不致产生疲劳破坏。滚柱与圆柱凸轮间的接触为线接触，故要计算其间的接触应力就得用到赫兹应力公式：

式中：F—作用于接触面上的总压力，N；
B—初始接触长度，m；
和—分别为零件1和零件2初始接触线处的曲率半；
径，式中的正号用于外接触，负号用于内接触；
和—分别为零件1和零件2材料的泊松比；
和—分别为零件1和零件2材料的弹性模量。
将赫兹公式变形得下式：
B=
由于圆柱凸轮的曲率半径是变化的，所以粗略地取=100mm=0.1m, =5mm=0.005m为滚柱的曲率半径，==0.3， ==2.275，F=3232.7N，在这里滚柱的材料我们是选取的淬火轴承钢，其疲劳极限值为1726MPa，故
=172610Pa
将这些数值代入上式可得滚柱的长度值为：
B==
=0.0096m
=9.6mm
由于9.6<14.7，故应取滚柱的长度大于14.7mm即可。在这里我们取滚柱的长度为22mm,也即K=22mm。
至此柱塞和缸体的基本尺寸已经全部确定下来了，下面主要进行柱塞，滚柱及缸体的公差与配合及材料的选取设计。
柱塞副的间隙，这是容积式液压传动的极其重要的参数。间隙过大，会使容积效率显著降低，损失过大而发热；间隙过小，虽容积效率高些，但可能由于发热以致使柱塞副研住。这样，就有一个既能保证正常运转，又能使能耗为最少的间隙，由液压技术基本理论可知，最低能耗的间隙应为最小。应为下式：
厘米
式中—工作油液的粘度，公斤秒/厘米；
—柱塞对柱塞孔的相对滑动速度，厘米/秒；
2—柱塞在柱塞孔中的含接长度，厘米；
—工作压力，公斤/厘米。
如所周知，是工作油液的粘度值，此设计中所选的油液的粘度值=0.036=3.67公斤秒/厘米,柱塞的相对速度与含接长度2是随泵铀的转角变化而变化的，对于所述及的情况，我们将柱塞的相对速度取平均值，由另一位同学的Amesim仿真结果可知，柱塞相对速度最大值为250cm/s,所以我们就取125cm/s,而含接长度2取柱塞处于中立位置时柱塞的含接长度，其值为2=25cm。为泵的工作压力值取420公斤/厘米。
将上述数据代入上式得：
=2= 46.7
该间隙为液压泵运转过程中的间隙 ，我们称之为运转间隙．希望泵能在该值下运转，为此目的，制造各零件时应考虑到：
由于制造与运转时的温度差别，一般运转温度为40～65℃，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，会使间隙发生变化。如包容件的线膨胀系数大于被包容件的线膨胀系数，则运转时会增大间隙。当缸体材料为青铜，柱塞为铬钢时，因温差与线膨胀系数不等而引起的间隙变化量为：
厘米
式中—包容件的（缸体）材料的线膨胀系数，青铜为=；
—被包容件的（柱塞）材料的线膨胀系数，铬钢为=；
—运转温度与制造温度之差，。
由于此泵的柱塞的直径为14厘米，据上式可得:
=2.69
材料的金相组织稳定问题，如所周知，钢在淬火后总是有残余奥氏体，该体长时间会转变成密度小的马氏体，这样一来，合使零件尺寸变大与变形，减小间隙。这个因素是难以估计的，所以，从这个观点看，柱塞采用刃量具钢为好，或者采用时效或冷处理，以稳定金相组织，这个问题在间隙小时尤为重要。
从零件磨损角度，制造间隙应偏小些。间隙减少量可取为

式中—柱塞表面的不平度平均高度，—柱塞孔表面的不平度平均高度。
此泵的柱塞与柱塞孔表面的光洁度分别为与，则
=2(0.8+1.6)=4.8微米。
综上所述，柱塞副的制造间隙对于转速n小于等于1500转／分，工作压力＝140～320公斤／厘米的情况，一般取为0.01～0．015毫米，工作压力＜140公斤／厘米的情况，取为0.015～0.025毫米，当转速n＞1500转／分时，须按上述方法取定。
此泵的工作压力为18MPa，工作转速n=1500r/min，因而依据上面所述，确定此泵的柱塞副的制造间隙为0.01～0.02mm。
柱塞副表面上的密封环梢有两种开法，一种是开在柱塞表面上，一种是开在缸孔内表面上，从工艺角度，前者方便，可是从结构要求看，柱塞与缸孔因例向力作用使其边缘的润滑条件差，易发生液压固着，如果将环糟开在缸孔边缘的内表面上，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，还可以储存污物及起密封作用。环槽的尺寸，一般取为深度0.3～0.8毫米，宽度0.3～0.7毫米，间距2～10毫米。顺便指出，柱塞的圆柱表面与诸端面(包括环槽侧面)交成的边棱不得倒回，不然可能会发生污物楔入，以致研损柱塞副。
柱塞工作表面的光洁度应为～，而其柱塞孔的表面光洁度应为～，在这里，此泵的柱塞工作表面的光洁度选为，柱塞孔的表面光洁度为。
柱塞及其缸孔的几何精度，对其工作状况影响很大，应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0.002～0.005毫米。
柱塞副的材料有两种方案，一种是柱塞为硬的，柱塞孔为软的：另一种则相反，柱塞为软材料，柱塞孔为硬材料。前种方案是最常见的，柱塞的材料，通常选用：GCrl5、18CrMnTiA、9SiCr、CrMn和T7A、T8A等。为了提高校塞工作表而的抗咬能力及耐磨性，应热处理至高硬度，对于轴承钢，一殷采用整体淬火，硬度为HRC56～63。像CrMn和9SiCr工具钢，热处理变形很小、金相组织较稳定，这是非常可取的性能，其淬火硬度也应为HRC56～64；18CrMnTiA渗碳钢，耍表面渗碳，渗碳深度为0．8～1．2毫米，淬火硬度须达到HRc56～62。除此之外，还有采用氮化钢，如38CrMoAlA，氮化硬度可达到HV900—1100。
柱塞孔的材料，通常为10-2-3锡铅镍青铜、锑青铜、锑铅青铜、ZQSn10-1青铜、ZQSn11-4-3青铜、ZQAl9-4青铜等，另外还有耐磨铸铁。小规格的液压泵，其转子可制成整体青铜的，而对于大规格的液压泵，为了节省铜，常常制成镶青铜缸套的组合式转子，其基体材料为20Cr、12CrNl3A和OCfl5等合金钢。
若是采用后种材料方案，柱塞常用铍青铜或10-2-3锡铅镍青铜制造，而柱塞孔及转子的的材料为耐磨合金钢，须热处理至高硬度，HRC为60～62以上。
此泵的柱塞的材料方案采用前种方案，即为柱塞为硬的，柱塞孔为软的。柱塞的材料选为18CrMnTiA，柱塞孔的材料选为ZQAl9-4青铜。
另外此泵的柱塞的头部还有一滚柱孔，用于装滚柱的，该滚柱孔需内嵌轴瓦，轴瓦的材料和滚柱的材料的选取方案与柱塞副的材料选取方案类似，轴瓦的材料选为ZQAl9-4青铜，滚柱的材料选取为18CrMnTiA，该滚柱副的间隙选为0.01～0.06mm。
由于此柱塞的头部还有方形结构，故该方形结构的平面的光洁度和对称度及平行度应选取适当，这个需要经验确定，这里就不详述了。
下面来选取回程弹簧：
根据受力情况这里选圆柱螺旋压缩弹簧。参考《机械设计》上关于弹簧的设计计算，在设计时，根据弹簧的最大载荷、最大变形、以及结构要求（例如安装空间对弹簧尺寸的限制）等来决定弹簧丝直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长度等。
经过计算最终选取弹簧的主要参数如下：
弹簧材料选65Mn弹簧钢丝，弹簧丝直径0.8，弹簧中径6，有效圈数28，弹簧自由高度30。
2.3驱动轴的设计及轴承和油封的选取
驱动轴一端是用花键和缸体相联接，另一端是用平键和电机联接的，下面来依据驱动轴所传动的扭矩确定其最小轴径，轴的扭转强度条件为：

式中：—扭转切应力，单位为MPa；
T—轴所受的扭矩，单位为N；
—轴的抗扭截面系数，单位为mm；
n—轴的转速，单位为r/min；
P—轴传递的功率，单位为kW；
d—计算截面处轴的直径，单位为mm；
—许用扭转切应力，单位为MPa，见表2.4
表2.4轴常用几种材料的及值
轴的材料
Q235-A、20
Q275、35
（1Cr18Ni9Ti）
45
40Cr、35SiMn
38SiMnMo、3Cr13
/MPa
15～25
20～35
25～45
35～55

149～126
135～112
126～103
112～97
注：1）表中值是考虑了弯矩影响而降低了的许用扭转切应力。
2）在下述情况时，取较大值，取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷较平稳、无轴向载荷或只有较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转；反之，取较小值，取较大值。
由上式可得轴的直径：

式中=，由于此驱动轴在工作中不受轴向力作用，只受较小弯矩的作用，在这里我们选40Cr为此轴的材料，故据表就可得：
=50MPa
==98.5 mm
将P=25.2kW、n=1500r/min代入上式得：
=98.5=25.23mm
故在设计此轴时其最小轴径应大于25.23mm，前面为转子所选的花键的大径为33mm，其小径为25.5mm，因为25.5，故采用此花键来设计该驱动轴的外花键是安全的。下图2.6是该驱动轴的示意图。

图2.6：驱动轴示意图
下面来设计驱动轴上的平键，普通平键联接强度强度条件为：

式中：T—传递的转矩，单位为N.m；
k—键与轮毂键的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，单位为mm；
l—键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，这里L为键的公称长度，单位为mm，b为键的宽度，单位为mm；
d—轴的直径，单位为mm；
—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa,见表2.5；
表2.5静联接的许用挤压应力
许用挤压应力
联接工作方式
键或毂、轴的材料
载荷性质
静载荷
轻微冲击
冲击

静联接
钢
120～150
100～120
60～90
铸铁
70～80
50～60
30～45
将上式变形得下式：

用此式可求出该驱动轴所用的平键的长度范围，由于该轴在装此平键的位置的轴径为d=40mm, 查《机械设计手册.单行本.联接与紧固》，可知所选平键的参数如下：
键的厚度h=8；
圆头的直径b=12；
式中：
=120MPa(查表可得)；
T=160.51N.m；
k=0.5h=4mm；
将上述参数代入上式可得
16.7mm
故所选键长L应要大于16.7+10=26.7mm，查《机械设计手册.单行本.联接与紧固》可得L取28mm就可以了。
下面来选取轴承，由该泵的简图可知，其驱动轴上有较小的径向力的作用，而且承受转矩的作用，所以我们选取圆锥滚子轴承，而圆锥滚子轴承是成对使用的，故要选两个轴承，并且安装时要对称安装，查《机械设计课程设计》所选取的轴承代号为：30208。
在驱动轴装轴承的地方应该安装密封，由于泵在工作时其内部的空间中会充满泄漏出来的低压油，并且驱动轴在高速运动，所以最好选取内包骨架旋转轴唇形密封圈，查《机械设计课程设计》所选的密封的代号为：（F）B 50 72 8 B-丙稀酸酯橡胶（ACM）。代号中50为该唇形密封的内径，72为其外径，8为其厚度。
驱动轴上的轴承的定位我们选用轴用弹性挡圈定位，以防止其轴向移动，依据驱动轴的轴径，查《机械设计课程设计》我们选用的参数如下。
轴径d0=40
挡圈厚度S=1.5
挡圈高度b=5.0
沟槽直径d2=37.5
沟槽宽度m=1.7
轴承端盖如下图2.7所示，该端盖是非标准件，其内部要装唇形密封圈，端盖上的四个孔是用来拆卸端盖中的唇形密封圈的。另外轴承端盖与轴承座之间有个配合应采用间隙配合，该配合之间还应有一个O形密封橡胶圈起密封作用，防止液压油外泄。据《机械设计手册单行本常用的机械工程材料》，我们可选用HT100进行铸造，因为轴承端盖是对强度要求比较低的。
图2.7：轴承端盖图
轴承端盖的定位也是采用的挡圈定位，由于轴承端盖要定位到泵盖上，所以应该选用孔用弹性挡圈定位。查《机械设计课程设计》得其参数如下。
孔径d0=90
挡圈宽度S=2.5
挡圈高度b=7.3
沟槽直径d2=93.5
沟槽宽度m=2.7

2．4配流轴的设计
该配流轴的结构设计与普通径向柱塞泵的配流轴大致相同，只是其配油窗口有四个，两个吸油窗口和两个排油窗口。该配流轴的结构如下图2.8示：
图2.8：配流轴工作图
2．5带圆柱凸轮的轴承座的设计
轴承座上带有圆柱凸轮曲面，该曲面是依据恒流特征位移曲线来设计的。圆柱凸轮是内嵌在缸体内。安装轴承的右端用轴承盖定位，用唇型密封圈密封，轴承盖用孔用挡圈定位。该轴承座示意图如下图2.9所示：
图2.9：轴承座工作图
2．6泵体的设计
泵体零件图如下图2.10所示：
图2.10：泵体工作图
2．7 泵体端盖的设计
泵体端盖是用于封闭泵体上配流孔的，其选材和轴承端盖是一样的，都选用HT100。
2．8螺钉、密封、止动垫圈及密封纸垫的选取
泵的工作介质为液压油，泵的密封的是非常重要的，常用的密封有O形橡胶密封，和唇形密封和密封纸垫，另外用于配流轴定位的带销的螺钉与泵体的密封采用橡胶垫圈进行密封。螺钉及止动的垫圈的具体选取详见总装配图。

参考书籍
[1](15035.2092)翟培详.斜盘式轴向柱塞泵的设计[M].煤炭工业出版社:1978 [2](7-5024-3550-6)张平格.液压传动与控制[M].冶金工业出版社:2004
[3](15003.6361)许耀铭. 油膜理论与液压泵和马达的摩擦副设计[M].机械工业出版社:1987
[4](7-111-05534-9)嵇光国. 液压泵故障诊断与排除[M].机械工业出版社:1997 [5](7-5603-0060-X/TH.3)曾详荣. 液压噪声控制[M].哈尔滨工业大学出版社:1988
[6](7-5053-7422-2)陈荣林,张磊.液压技术与应用[M].电子工业出版社:2002
[7](7-5025-7541-X)成大先.机械设计手册.单行本.机械制图、极限与配合[M.化学工业出版社:2004
[8](7-5025-4963-3)成大先.机械设计手册.单行本.液压控制[M].化学工业出版社:2004
[9](7-5025-4953-6)成大先.机械设计手册.单行本.联接与紧固[M].化学工业出版社:2004
[10](7-5025-4952-8)成大先.机械设计手册.单行本.常用工程材料[M]化.学工业出版社:2004
[11](7-5025-4957-9)成大先.机械设计手册.润滑与密封[M].化学工业出版社:2004
[12](7-5323-6364-3)祝燮权.实用滚动轴承手册[M].上海科学技术出版社:2002
[13](7-111-01358-1)葛中民,侯虞铿,温诗涛.耐磨损设计[M].机械工业出版社:1991
[14](1008-0813(2006)04-0039-02)李岚,陈用毅.新型径向恒流柱塞泵的设计[J].液压气动与密封,2006年第4期:39～40
[15](1000-4858(2005)06-0078-02)杨国来,王伟健,张守印,吴艳玲.新型双作用径向柱塞泵的设计[J].液压与气动,2005年第6期:78～79
[16](1008-973X(2005)05-0609-05)冀宏,傅新,杨华勇,王庆丰.柱塞泵阻尼槽噪声特性研究[J].浙江大学学报(工学版),2005年第5期:610～613

结 束 语
在完成本论文之际，本人谨在此向所有关心、支持和帮助过我的老师和同学致
以真诚的问候和谢意！
首先，我非常感谢我的指导老师李岚教授！在论文选题、框架构造、材料组织和内容创新等各个方面给予了我细心的指导，同时也为我提供了很多相关的资料以及设计软件。在做论文期间，对我的许多疑难问题做了耐心解答，认真审阅了我的论文，为我提供了很多宝贵的意见和建议，使得我的论文内容得以顺利的完成。在此向李岚老师表示衷心的感谢！
然后，我要感谢我们这一小组的同学们！当我遇到难题时，他们很认真地帮我解答，同时也从他们身上学到了很多专业知识，并锻炼了自己的团队合作能力。
此外，要感谢我们院的所有任课老师。感谢他们在大学四年来在学习上给了我的极大帮助和不倦教诲，让我学习了很多新知识，开阔了我的思维。
在设计的最后，再次衷心的感谢李岚老师，以及感谢这四年来所有关心我的老师！祝愿老师们身体健康，工作顺利。

附录：科技论文翻译
Bubble on