PCY14-1B斜盤式柱塞泵的柱塞優化設計

呂 霞

（遼寧省農業機械化研究所，沈陽 110161）

現代液壓傳動中，柱塞泵是常用液壓動力元件之一，具有高壓、高效率、容易實現變量且變量形勢多樣、單位功率的重量輕等優點。但其本身結構的特殊性，存在缸體與柱塞加工修配等相對困難、維護成本高等問題。斜盤式變量軸向柱塞泵可改善以上問題，因而得到廣泛運用。根據液壓設計手冊和市場常用參數對PCY14-1B 斜盤式柱塞泵的柱塞進行優化設計，使其更好地發揮優勢。

1 斜盤式柱塞泵工作原理

斜盤式柱塞泵屬于液壓泵中的動力機構，將原動機輸出的機械能轉換成油液的液壓能，以壓力和流量的形式輸送到液壓系統中，去驅動執行元件（液壓缸、液壓馬達）對外做功[1]，包括柱塞、缸體、泵軸等部件。改變斜盤的傾斜方向，可改變吸、壓油方向。這種柱塞泵工作徑向作用力幾乎為零，柱塞與缸孔配合精度小，泄露非常小[2]，連續工作壓力大多在21~36 MPa范圍，峰值壓力為28~40 MPa，轉速在3 000 r/min 以下，容量多在300~500 mL/r以下。

2 PCY14-1B 斜盤式柱塞泵設計的主要技術指標和參數

液壓泵主要參數包括泵軸單轉的理論排量（或稱為理論容積常數）、工作轉速、額定壓力、峰值壓力等，這些參數是柱塞尺寸設計的依據。根據有關資料、計算公式、市場需求和應用現狀，確定PCY14-1B 斜盤式柱塞泵各項主要技術指標參數見表1。

表1 PCY14-1B斜盤式柱塞泵各項主要技術指標參數Table 1 Main technical index parameters of PCY14-1B swash plate type piston pump

3 柱塞設計計算

3.1 柱塞數Z的確定

根據柱塞泵瞬時輸油率，可得斜盤式軸向柱塞泵的輸油脈動率為：

式中：σq為不均勻系數，Z為柱塞數。由上式計算可得表2。

表2 ρq與Z的關系Table 2 Relationship between ρq and Z

從表2 可看出，輸油脈動率只與柱塞個數Z有關，且隨柱塞數增多而減小。當柱塞數為奇數時，輸油脈動率較小。考慮到柱塞分布圓直徑大小，故斜盤式軸向柱塞泵的柱塞數一般取7 或9。如果Z太小，則輸油脈動率較大，而Z太大則缸體強度不夠。故取柱塞數Z=7。

3.2 柱塞直徑d及柱塞分布圓直徑D

柱塞直徑d、柱塞分布圓直徑D與柱塞數互相關聯。缸體上各柱塞孔直徑d所占的弧長為分布圓周長πD的75%，即

已知柱塞泵理論排量q和轉速n，則根據理論流量公式可得：

式中：R為柱塞直徑，mm；Z為柱塞數；R為分布圓半徑，mm；γ斜盤最大傾角，°；n為缸體轉速，r/min。

根據液壓缸徑系列表（JB826-66）選取柱塞直徑為d=32mm。對分布圓半徑進行圓整，取R=48 mm，即分布圓直徑D=96 mm。

3.3 柱塞名義長度l

由于柱塞球頭中心受很大的徑向力作用，為使柱塞不致被卡死及保持足夠的密封長度，應保證柱塞有最小留孔長度l0。當工作壓力Pd≤20 MPa時，l0=（1.4~1.8）d；當Pd≥30 MPa 時，l0=（2~2.5）d。式中：d為柱塞直徑，32 mm。

設計工作壓力為32 MPa，故l0=（2~2.5）d=64~80 mm，取最小留孔值l0=68 mm。

柱塞名義長度l應滿足

l≥lo+Smax+lmin

式中，Smax為柱塞最大行程；lmin為柱塞最小外伸長度，一般取lmin=0.2 d=0.2×32=6.4 mm。

根據經驗數據：當pd≤20 MPa 時，取l=（2.7~3.5）d；pd≥30 MPa 時，取l=(3.2~4.2)d。泵的額定工作壓力為32 MPa，則l=(3.2~4.2)d=102.4~134.4mm，這里取值l=110mm。

3.4 柱塞球頭部相關尺寸計算

1）柱塞球頭直徑dh比柱塞直徑略小，一般取值dh=(0.7~0.8)d=22.4~25.6mm。本設計取dh=25mm。

2）柱塞頸部直徑dk一般比柱塞球頭直徑小，dk=(0.5~0.6)d=16~19.2mm，這里取dk=19mm。

3）為保證柱塞排油結束時圓柱面完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離la，一般取la=(0.4~0.55)d=12.8~17.6mm，這里取la=16 mm。

4）柱塞腔尺寸d1和l1是為了減小柱塞質量、減少移動慣性力而設置的，設計時要考慮柱塞強度。根據經驗取值5 mm，兩邊壁厚4.5 mm，則d1=23mm，l1=87.18mm。

3.5 滑靴設計

1）結構與參數設計。滑靴采用帶輔助支撐，其結構和端面尺寸如圖1所示。

圖1 滑靴Figure 1 Piston shoes

根據資料選取壓緊系數ε=1（斜盤傾角為0時）。當γ=180時

因斜盤傾角為0 時壓緊力與液壓反推力相等[3]，故

式中：R5為滑靴底部密封帶的內半徑；R6為滑靴底部密封帶的內外徑。

由于密封帶很窄，故可近似地假設密封帶上壓力呈線性分布，則

計算得出R6+R5=32mm。

一般滑靴密封帶外徑與內徑比為1.6~2.0，根據經驗選擇范圍，這里取值1.2，得到計算值：d6=35mm，d5=29mm

d2=25mm時，縫隙δ=0.02~0.025mm

d1=（0.95~1.0）d=31mm

式中：d為柱塞外徑，取d4=10mm。對應的深度為3mm，取h0=5.5mm，以保證在旋轉角度后不產生干涉。

由式d6=(08~0.9)d8，可得d8=41mm。取滑靴通油孔直徑d3=1.5mm，長度l3=4.59 mm。

2）材料選擇。在材料選擇上，選用ZQAL9-4，許用比壓Pc=30 MPa，許用滑動速度v=8m/s，許用比功率Pcv=60 MPam/s，由此可知許用值Pv=1.24 MPa<30 MPa。

極限許用值Psv_=6.394 MPa m/s<60 MPa m/s ，這表明滑靴設計合理。

4 結語

鑒于斜盤式柱塞泵在液壓傳動中的應用較為廣泛，對其進行優化設計可使其更大限度地發揮優勢，進而提升工作效率。但在元件生產過程中，還要結合企業裝配車間情況，考慮斜盤式柱塞泵的生產、裝配、出廠試驗等布局，優化裝配線總體設計方案，以使生產的元件符合裝配要求。