1.軸向柱塞泵概述1.1軸向柱塞泵簡介軸向柱塞泵由于柱塞結構緊湊、工作壓力高、效率高、容易實現變量等優點，因此被廣泛應用于工作壓力高、流量大而又需要調節的液壓系統中。軸向柱塞泵可分為閥配流與軸配流兩大類。閥配流軸向柱塞泵存在故障率高、效率低等缺點。國際上70、80年代發展的軸配流軸向柱塞泵克服了閥配流軸向柱塞泵的不足。由于軸向泵結構上的特點，軸配流軸向柱塞泵耐沖擊、壽命長、控制精度高。使其成為一種優良的高壓泵，代表當今國際上液壓泵制造的先進水平。但是，它技術含量高、加工制造難度大，國際上只有博世（ BOSCH）公司、沃依特（ VOITH）公司等少數幾家公司能夠生產。而博世公司只能生產90mL以下規格的泵，沃依特公司只生產 110一250mLr規格的泵。 我國從80年代末90年代初有很多科研機構與生產廠家開始研究開發這種產品，但都沒有取得實質性進展。主要因為在理論上有待深化，在實際生產中不能解決轉子與配流軸、滑靴與定子兩對摩擦副燒研的問題。有些生產廠家在柱塞內孔通過澆鑄軸承合金等方法來克服燒研，但效果并不理想。這種辦法在小排量泵中使用，雖然能夠防止摩擦副燒研的問題，但泵的使用壽命不長。由我國著名的液壓專家盧望研究員和材料專家閏秉均教授及其課題組經過多年研究與開發，取得了“過平衡壓力補償方法及雙排軸向柱塞泵”和“一種新型高壓大排量軸向柱塞泵”兩項技術專利、“合金奧氏體一貝氏體球鐵開發應用研究”一項國家新材料技術成果。這些技術成果的取得，使我國軸向柱塞泵的研制在設計理論與材料工藝方面取得突破性進展。蘭州永新科技股份有限公司以上述兩項專利與一項新材料技術成果為支持，成功地開發生產的JBP系列機電控制式軸向柱塞泵，是國家科技部“八五”攻關和國家科技部火炬計劃項目。該泵在多家企業進行了2-3年的工業考核試驗，性能優良。泵的技術發展一如其他產業的發展一樣，是由市場需求的推動取得的。當今社會，可進發展日新月異，人們在以環保、電子等領域高科技發展及世界可持續發展為主所產生的巨大需求的大背景下，對于包括泵行業在內的許多行業或領域都帶來了技術的飛速變革和發展。隨著電子、計算機、材料、制造等相關技術的發展，多學科交叉應用于軸向柱塞泵的研究，使仿真和試驗更為接近現實，軸向柱塞泵設計和優化的效率大大提高。產品的生命力在于市場的需求。如今的市場需求正是要求創新，做到與眾不同，正是這一點，造就了泵產品的多元化趨勢。它的多元性主要體現在： (1) 輸送介質的多樣性 (2) 產品結構的差異性 (3) 運行要求的不同性從輸送介質來看，最早泵的輸送對象為單一的水及其它可流動的液體、氣體或漿體到現在可輸送固液混合物、氣液混合物、固液氣混合物，直至輸送活的物體，如土豆、魚等等。不同的輸送對象對于泵的內部結構要求均不同。 除了輸送對象對泵的結構有不同要求外，泵的安裝形式、管道布置形式、維護維修等方面對泵的內在或外在的結構也提出了新要求。同時，各個生產廠商在結構的設計上又加入了各自企業的理念，更加提高了泵結構的多元化程度。基于可持續發展和環保的總體背景，泵的運行環境對泵的設計又提出了眾多的要求，如泄漏減少、噪聲振動降低、可調性增加、壽命延長等等均對泵的設計提出了不同的側重點或幾個著重點并行均需考慮，也必然形成泵的多元化形式。目前我國的軸向柱塞泵技術還比較落后，但旺盛的需求對軸向柱塞泵技術的發展有很大的推動作用。因此只要能緊跟國際技術潮流，發揮后發優勢，一定能趕上國際先進水平，甚至后來居上。1.2直軸式軸向柱塞泵的工作原理軸向柱塞泵是依靠柱塞在缸體孔內的往復運動，造成密封容積的變化，來實現吸油和排油。直軸式軸向柱塞泵的結構如圖1-1所示，柱塞的頭部安裝有滑靴，滑靴底面始終貼著斜盤平面運動。當缸體帶動柱塞旋轉時，由于斜盤平面相對缸體平面（xoy面）存在一傾斜角r，迫使柱塞在柱塞腔內作直線往復運動。缸體按n方向旋轉，在范圍內，柱塞由開始不斷伸出，柱塞腔容積不斷增大，直至。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤吸油窗相通，油液被吸人柱塞腔內，這是吸油過程。隨著缸體繼續旋轉，在，柱塞在斜盤約束下開始不斷進入腔內，柱塞腔容積不斷減小，直至下孔點止。在這過程中，柱塞腔剛好與配油盤排油窗相通，油液通過排油窗排出。這就是排油過程。可見，缸體每轉一圈，各個柱塞有半周吸油、半周排油。如果缸體不斷旋轉，泵便連續地吸油和排油。如果改變傳動軸的旋轉方向或斜盤的傾斜方向，就可改變泵的吸、排油方向；泵的排量大小可通過改變斜盤的傾角r的大小來實現。這也是斜盤式軸向柱塞泵通常為雙向變量泵的原因。1-斜盤 2-回程盤 3-滑靴 4-柱塞 5-缸體 6-配油盤 7-傳動軸圖1-1 直軸式軸向柱塞泵工作原理2.直軸式軸向柱塞泵主要零部件設計給定設計參數最大工作壓力 額定流量 =100L/min最大流量 額定轉速 n=1500r/min最大轉速 2.1柱塞設計（1）柱塞結構型式的選擇軸向柱塞泵均采用圓柱形柱塞。根據柱塞頭部結構，可有以下三種形式：1）點接觸式柱塞如圖2-1（a）所示，這種柱塞頭部為一球面，與斜盤為點接觸，其零件簡單，加工方便。但由于接觸應力大，柱塞頭部容易磨損剝落和邊緣掉塊，不能承受過高的工作壓力，壽命較低。這種點接觸式柱塞在早期泵中可見，現在很少有應用。2）線接觸式柱塞如圖2-1（b）所示，柱塞頭部安裝有擺動頭，擺動頭下部可繞柱塞球窩中心擺動。擺動頭上部是球面或平面與斜盤或面接觸，以降低接觸應力，提高泵工作壓。擺動頭與斜盤的接觸面之間靠殼體腔的油液潤滑，相當于普通滑動軸承，其值必須限制在規定的范圍內。3）帶滑靴的柱塞如圖2-1（c）所示，柱塞頭部同樣裝有一個擺動頭，稱滑靴，可以繞柱塞球頭中心擺動。滑靴與斜盤間為面接觸，接觸應力小，能承受較高的工作壓力。高壓油液還可以通過柱塞中心孔及滑靴中心孔，沿滑靴平面泄漏，保持與斜盤之間有一層油膜潤滑，從而減少了摩擦和磨損，使壽命大大提高。目前大多采用這種軸向柱塞泵。圖2-1 柱塞結構型式可見，柱塞大多做成空心結構，以減輕柱塞重量，減小柱塞運動時的慣性力。采用空心結構還可以利用柱塞底部高壓油液使柱塞局部擴張變形補償柱塞與柱塞腔之間的間隙，取得良好的密封效果。空心柱塞內還可以安放回程彈簧，使柱塞在吸油區復位。但空心結構無疑增加了柱塞在吸排油過程中的剩余無效容積。在高壓泵中，由于液體可壓縮性能的影響，無效容積會降低泵容積效率，增加泵的壓力脈動，影響調節過程的動態品質。綜上，本設計選用圖2-1（c）所示的型式。（2） 柱塞結構尺寸設計（3） 1）柱塞直徑及柱塞分布塞直徑柱塞直徑柱塞分布直徑和柱塞數Z都是互相關聯的。根據統計資料，在缸體上各柱塞孔直徑所占的弧長約為分布圓周長的75%，即 由此可得 式中為結構參數。隨柱塞數Z而定。對于軸向柱塞泵，其值如表2-1所示。表2-1柱塞結構參數Z7911m3.13.94.5當泵的理論流量和轉速根據使用工況條件選定之后，根據流量公式得柱塞直徑為 （2-1） 式中 斜盤最大傾角，取=20由上式計算出的數值要圓整化，并應按有關標準選取標準直徑,應選取22mm.柱塞直徑確定后，應從滿足流量的要求而確定柱塞分布圓直徑，即 （2-2）2）柱塞名義長度由于柱塞圓球中心作用有很大的徑向力T，為使柱塞不致被卡死以及保持有足夠的密封長度，應保證有最小留孔長度，一般取： 這里取 。因此，柱塞名義長度應滿足： 式中 柱塞最大行程； 柱塞最小外伸長度，一般取。根據經驗數據，柱塞名義長度常取： 這里取。3）柱塞球頭直徑按經驗常取，如圖2-2所示。圖2-2柱塞尺寸圖這里取為使柱塞在排油結束時圓柱面能完全進入柱塞腔，應使柱塞球頭中心至圓柱面保持一定的距離，一般取，這里取。4）柱塞均壓槽 高壓柱塞泵中往往在柱塞表面開有環行均壓槽，起均衡側向力改善潤滑條件和存儲贓物的作用。均壓槽的尺寸常取：深h=0.30.7mm；間距t=210mm。這里取。（3）柱塞摩擦副比壓P比功驗算 對于柱塞與缸體這一對摩擦副，過大的接觸應力不僅會增加摩擦副之間的磨損，而且有可能壓傷柱塞或缸體。其比壓應控制在摩擦副材料允許的范圍內。取柱塞伸出最長時的最大接觸應力作為計算比壓值，則 （2-3）柱塞相對缸體的最大運動速度應在摩擦副材料允許范圍內，即 （2-4） 由此可得柱塞缸體摩擦副最大比功為 （2-5） 上式中的許用比壓許用速度許用比功的值，視摩擦副材料而定， 可參考表2-1。表2-1材料性能材料牌號許用比壓 Mpa許用滑動速度m/s許用比功Mpa.m/sZQAL9-430860ZQSn10-115320球墨鑄鐵10518柱塞與缸體這一對摩擦副，不宜選用熱變形相差很大的材料，這對于油溫高的泵更重要。同時在鋼表面噴鍍適當厚度的軟金屬來減少摩擦阻力，不選用銅材料還可以避免高溫時油液對銅材料的腐蝕作用。2.2滑靴設計目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構。滑靴不僅增大了與斜盤的接觸面減少了接觸應力，而且柱塞底部的高壓油液，經柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環縫中的流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。這種結構能適應高壓力和高轉速的需要。滑靴設計常用剩余壓緊力法。剩余壓緊力法的主要特點是：滑靴工作時，始終保持壓緊力稍大于分離力，使滑靴緊貼斜盤表面。此時無論柱塞中心孔還是滑靴中心孔，均不起節流作用。靜壓油池壓力與柱塞底部壓力相等，即 =將上式代入式中，可得滑靴分離力為 （2-6）設剩余壓緊力，則壓緊系數 ，這里取0.1。滑靴力平衡方程式即為 用剩余壓緊力法設計的滑靴，油膜厚度較薄，一般為0.0080.01mm左右。滑靴泄漏量少，容積效率教高。但摩擦功率較大，機械效率會降低。若選擇適當的壓緊系數，剩余壓緊力產生的接觸應力也不會大，仍有較高的總效率和較長的壽命。剩余壓緊力法簡單適用，目前大多數滑靴都采用這種方法設計。（1）滑靴的結構型式的選擇滑靴結構有如圖2-3所示的3種型式。圖2-3滑靴結構型式圖2-3（a）所示為簡單型，靜壓油池較大，只有封油帶而無輔助支承面。結構簡單，是目前常用的一種型式。圖2-3（b）所式滑靴增加了內外輔助支承面。減小了由剩余壓緊力產生的比壓，同時可以克服滑靴傾倒產生的偏磨使封油帶被破壞的情況。圖2-3（c）所示的滑靴在支承面上開設了阻尼形螺旋槽與縫隙阻尼共同形成液阻。從而實現滑靴油膜的靜壓支承。經比較，本設計采用圖2-3（a）所示的結構型式。（2）滑靴結構尺寸設計圖2-4 滑靴外徑的確定滑靴在斜盤上的布局，應使傾角時，互相之間仍有一定的間隙s，如圖2-4所示。1） 滑靴外徑： （2-7）一般取s=0.21，這里取0.2。2）油池直徑 初步計算時，可設定，這里取0.8. 3）中心孔及長度如果用剩余壓緊力法設計滑靴，中心孔和可以不起節流作用。為改善加工工藝性能，取 （或）=0.81.5=1.0mm 2.3配油盤設計 配油盤是軸向柱塞泵主要零件之一，用以隔離和分配吸排油油液以及承受由高速旋轉的缸體傳來的軸向載荷。它設計的好壞直接影響泵的效率和壽命。 配油盤設計主要是確定內封油帶尺寸吸排油窗口尺寸以及輔助支承面各部分尺寸。（1）過渡區設計為使配油盤吸排油窗之間有可靠的隔離和密封，大多數配油盤采用過渡角大于柱塞腔通油孔包角的結構，稱正重迭型配油盤。具有這種結構的配油盤，當柱塞從低壓腔接通高壓腔時，柱塞腔內封閉的油液會受到瞬間壓縮產生沖擊壓力；當柱塞從高壓腔接通底壓腔時，封閉的油液會瞬間膨脹產生沖擊壓力。這種高低壓交替的沖擊壓力嚴重降低流量脈動品質，產生噪音和功率消耗以及周期性的沖擊載荷。對泵的壽命影響很大。為防止壓力沖擊，我們希望柱塞腔在接通高低壓時，腔內壓力能平緩過渡從而避免壓力沖擊。（2）配油盤主要尺寸確定圖2-5 配油盤主要尺寸1）配油窗尺寸配油窗口分布圓直徑一般取等于或小于柱塞分布圓直徑配油窗口包角，在吸油窗口包角相等時，取 為避免吸油不足，配油窗口流速應滿足 滿足要求。式中 泵理論流量； 配油窗面積，； 許用吸入流速，=23m/s。由此可得 =2) 封油帶尺寸設內封油帶寬度為，外封油帶寬度為，和確定方法為：考慮到外封油帶處于大半徑，加上離心力的作用，泄漏量比內封油帶泄漏量大，取略大于，即 當配油盤受力平衡時，將壓緊力計算示與分離力計算示帶入平衡方程式可得 （2-8）聯立解上述方程，即可確定配油盤封油帶尺寸： 3) 驗算比壓p、比功pv為使配油盤的接觸應力盡可能減小和使缸體與配油盤之間保持液體摩擦，配油盤應有足夠的支承面積。為此設置了輔助支承面，如圖4-9中的。輔助支承面上開有寬度為B的通油槽，起卸荷作用。配油盤的總支承面積F為式中 輔助支承面通油槽總面積；且：（K為通油槽個數，B為通油槽寬度） 吸排油窗口面積。根據估算：配油盤比壓p為 （2-9）式中 配油盤剩余壓緊力； 中心彈簧壓緊力； 根據資料取300pa； 在配油盤和缸體這對摩擦副材料和結構尺寸確定后，不因功率損耗過大而磨損，應驗算pv值，即 式中 平均切線速度，=。 根據資料取。2.4缸體設計下面通過計算確定缸體主要結構尺寸（1）通油孔分布圓和面積圖2-6 柱塞腔通油孔尺寸為減小油液流動損失，通常取通油孔分布圓半徑與配油窗口分布圓半徑相等。即 式中為配油盤配油窗口內外半徑。 通油孔面積近似計算如下（如圖2-6所示）。 式中 通油孔長度，；通油孔寬度，；（2）缸體內外直徑的確定為保證缸體在溫度變化和受力狀態下，各方向的變形量一致，應盡量使各處壁厚一致（如圖2-7），即。壁厚初值可由結構尺寸確定。然后進行強度和剛度驗算。圖2-7缸體結構尺寸缸體強度可按厚壁筒驗算 （2-10）式中 筒外徑，且=100mm。 缸體材料許用應力，對ZQAL94：=600800缸體剛度也按厚壁筒校驗，其變形量為 = （2-11）式中 E缸體材料彈性系數； 材料波桑系數，對剛質材料=0.230.30，青銅=0.320.35； 允許變形量，一般剛質缸體取，青銅則取；符合要求。（3）缸體高度H從圖2-7中可確定缸體高度H為 式中 柱塞最短留孔長度； 柱塞最大行程； 為便于研磨加工，留有的退刀槽長度，盡量取短； 缸體厚度，一般=（0.40.6），這里取0.5=11。2.5柱塞回程機構設計直軸式軸向柱塞泵一般都有柱塞回程結構，其作用是在吸油過程中幫助把柱塞從柱塞腔中提伸出來，完成吸油工作，并保證滑靴與斜盤有良好的貼合。固定間隙式回程結構使用于帶滑靴的柱塞。它的特點是在滑靴頸部裝一回程盤2，如圖2-8，并用螺紋環聯結在斜盤上。當滑靴下表面與回程盤貼緊時，應保證滑靴上表面與斜盤墊板3之間有一固定間隙，并可調。回程盤是一平面圓盤，如圖2-8所示。盤上為滑靴安裝孔徑，為滑靴安裝孔分布圓直徑。這兩個尺寸是回程盤的關鍵尺寸，設計不好會使滑靴頸部及肩部嚴重磨損。下面主要研究這兩個尺寸的確定方法。圖2-8 回程盤結構尺寸如前所述，滑靴在斜盤平面上運動軌跡是一個橢圓，橢圓的兩軸是短軸 長軸 和的選擇應保證泵工作時滑靴不與回程盤發生干涉為原則。因此，取橢圓長短軸的平均值較合理，即 從圖2-8中可以看出回程盤上安裝孔中心O與長短軸端點A或B的最大偏心距相等，且為，因而 （2-12） 為了允許滑靴在任一方向偏離，而不與回程盤干涉，回程盤的安裝孔徑應比滑靴徑部直徑d大。同時，考慮到加工安裝等誤差，應在安裝孔與滑靴徑部之間保留有適當間隙J。這樣安裝孔的直徑為 式中 滑靴頸部直徑； 間隙，一般取=0.51mm。2.6變量機構設計軸向柱塞泵通過變量機構改變直軸泵斜盤傾斜角或斜軸泵擺缸擺動角，以改變輸出流量的方向和大小。變量機構的型式很多，按照控制方式，可分為手動式、機動式、電動式、液動式、電液比例控制式等。按照變量執行機構可分為機械式、液壓伺服機構式、液壓缸式，如圖2-9。按照性能參數還可分為恒功率式、恒壓式、恒流量式等。 圖2-9變量執行機構以上各種型式的變量機構常常組合使用。例如，圖2-9(a)所示，手動變量機構采用杠桿或采用手輪轉動絲杠，帶動斜盤改變傾斜角，如果用可逆電機旋轉絲杠可實現電動變量。圖2-9(b)所示，在伺服閥C端用手輪或杠桿輸入一位移量，稱手動伺服變量式；若以電機或液壓裝置輸入位移量時，則稱電動或液動伺服變量式；如果輸入的控制信號量使得泵輸出的功率為常值，則構成了壓力補償變量式。再如圖2-9(c)中，用帶有電磁閥的外液壓源控制，可成為遠程液控變量式；如果用伺服閥控制變量缸，并使泵出口壓力為恒值，可成為恒壓變量型式。由此可知，變量的型式是多種多樣的，下面介紹其中最常用的幾種變量機構。并予以比較選擇。（1）手動變量機構手動變量機構是一種最簡單的變量機構，適用于不經常變量的液壓系統。變量時用手輪轉動絲杠旋轉，絲杠上的螺母直線運動帶動斜盤改變傾斜角實現變量。手動變量機構原理圖及變量特性如圖2-10所示。圖2-10手動變量機構原理及特征 圖中表明手動變量機構可實現雙向變量。流量Q的方向和大小與變量機構行程y成正比。（2）手動伺服變量機構該機構用機械方式通過伺服閥帶動變量缸改變斜盤傾角實現變量。手動伺服變量機構的原理圖和變量特性如圖2-11所示。圖2-11手動伺服變量機構圖中伺服變量機構由雙邊控制閥和差動變量缸組成。控制閥的閥套與變量活塞桿相連，變量缸的缸體與泵體相連。當控制閥處于中位時，斜盤穩定在一定的位置上。變量時，若控制閥C端向左移動，油路1和2連通，變量缸AB兩腔都是泵出口壓力。由于B腔面積大于A腔，變量活塞在液壓力作用下向右移動，推動斜盤傾斜角減小，流量隨之減少。與此同時，由于閥套與活塞桿相連，閥套也向右移動逐步關閉油路l和2，于是斜盤穩定在新的位置上。反之，控制閥向右移動時，油路2和3連通，變量缸B腔與回油路接通，變量活塞在A腔液壓力作用下向左移動，使斜盤傾角增大，流量也增大。同理，由于控制閥閥套的反饋移動，使斜盤穩定在新的位置。這種利用機械位置反饋的伺服變量機構減少了變量控制力，大大提高了變量的性能和精度。變量信號輸入可以是手動，也可以是電動。如用外液壓源可實現遠程無級變量。因此，這種變量型式廣泛用于頻繁變速的行定車輛、工程機械、機床等許多液壓系統中。（3）恒功率變量機構恒功率變量機構是根據泵出口壓力調節輸出流量，使泵輸出流量與壓力的乘積近似保持不變，即原動機輸出功率大致保持恒定。變量機構原理如圖10-3(a)所示。圖中恒功率變量機構仍由雙邊控制閥和差動變量缸組成。與手動伺服變量機構不同的是控制閥C端由彈簧預壓調定，D端用控制油路接通泵出口管路。利用液壓力與彈簧力平衡的關系控制變量活塞，改變斜盤傾角。工作原理與手動伺服變量機構類似。 為使泵功率為一恒值，理論上，泵出口壓力與輸出流量應保持雙曲線關系，如圖5-4所示。但是，實際泵的變量機構都是采用彈簧來控制的。因此，只能用一段折線(一根彈簧)或二段折錢(二根彈簧)來近似替代雙曲線。圖2-11（a）所示的變量特性就是采用內外雙彈簧和機械限位裝置控制的恒功率變量特性。（4）恒流量變量機構恒流量變量機構是根據裝于泵出口主油路中的節流閥兩側的壓力差調節輸出流量，保持流量為一恒值。變量機構原理及變量特性如圖2-12所示。圖2-12恒流量變量機構原理及特征圖中恒流量變量機構由帶有節流閥的雙邊控制閥(恒流量閥)和差動變量缸組成。控制閥C端預壓彈簧調定后，節流閥兩側壓力差在控制閥閥芯上產生的液壓力與彈簧力相平衡，閥芯處于中垃，斜盤傾角固定在某一角度，泵輸出流量為調定值。當泵轉速增加時，輸出流量也相應增加。由于節流器面積不變，則節流器兩端壓力差增大，推動控制閥閥芯左移，帶動變量活塞左移，斜盤傾角減小，流量城少，直至恢復到調定值。此時，閥芯上液壓力與彈簧力重新平衡閥芯處于中位，斜盤傾角穩定，泵輸出流量為恒定值。反之，當泵轉速減小后，輸出流量減少。類似的分析可知，斜盤傾角會增加，流量也隨之增加，仍保持為一恒定值。恒流量變星泵用于對液壓執行機構要求速度恒定的設備中。例如，機床、運輸機械等液壓系統。但是恒流量變量泵恒定流星的精度不高，誤差較大，這也限制了它的應用。綜合比較以上幾種變量機構，本設計選擇手動伺服變量機構。3. 直軸式軸向柱塞泵主要零件受力分析3.1柱塞受力分析柱塞是柱塞泵主要受力零件之一。單個柱塞隨缸體旋轉一周時，半周吸油一周排油。柱塞在吸油過程與在排油過程中的受力情況是不一樣的。下面主要討論柱塞在排油過程中的受力分析，而柱塞在吸油過程中的受力情況在回程盤設計中討論。圖5-1是帶有滑靴的柱塞受力分析簡圖。圖5-1 柱塞受力分析作用在柱塞上的力有：（1）柱塞底部的液壓力柱塞位于排油區時，作用于柱塞底部的軸向液壓力為 （5-1）式中 泵最大工作壓力。（2）柱塞慣性力柱塞相對缸體往復直線運動時，有直線加速度a，則柱塞軸向慣性力為 （5-2）式中為柱塞和滑靴的總質量。慣性力方向與加速度a的方向相反，隨缸體旋轉角a按余弦規律變化。當和時，慣性力最大值為 （5-3）（3）離心反力柱塞隨缸體繞主軸作等速圓周運動，有向心加速度，產生的離心反力通過柱塞質量重心并垂直軸線，是徑向力。其值為 （5-4）（4）斜盤反力 斜盤反力通過柱塞球頭中心垂直于斜盤平面，可以分解為軸向力P及徑向力 即 （5-5）軸向力P與作用于柱塞底部的液壓力及其它軸向力相平衡。而徑向力T則對主軸形成負載扭矩，使柱塞受到彎矩作用，產生接觸應力，并使缸體產生傾倒力矩。（5）柱塞與柱塞腔壁之間的接觸應力和該力是接觸應力和產生的合力。考慮到柱塞與柱塞腔的徑向間隙遠小于柱塞直徑及柱塞腔內的接觸長度。因此，由垂直于柱塞腔的徑向力T和離心力引起的接觸應力和可以看成是連續直線分布的應力。（6）摩擦力和柱塞與柱塞腔壁之間的摩擦力為 （5-6）式中 為摩擦系數，常取=0.050.12，這里取0.1。 分析柱塞受力，應取柱塞在柱塞腔中具有最小接觸長度，即柱塞處于上死點時的位置。此時，N和可以通過如下方程組求得 （5-7）式中 柱塞最小接觸長度，根據經驗=，這里取=44mm； 柱塞名義長度，根據經驗=，這里取=189mm； 柱塞重心至球心距離，=-以上雖有三個方程，但其中也是未知數，需要增加一個方程才能求解。根據相似原理有 （5-8）又有 所以 將式代入求解接觸長度。為簡化計算，力矩方程中離心力相對很小可以忽略，得 （5-9）將式代入可得 （5-10） 將以上兩式代入可得 （5-11）式中為結構參數，且 （5-12）3.2滑靴受力分析 目前高壓柱塞泵已普遍采用帶滑靴的柱塞結構。滑靴不僅增大了與斜盤的接觸面減少了接觸應力，而且柱塞底部的高壓油液，經柱塞中心孔和滑靴中心孔，再經滑靴封油帶泄露到泵殼體腔中。由于油液在封油帶環縫中的流動，使滑靴與斜盤之間形成一層薄油膜，大大減少了相對運動件間的摩擦損失，提高了機械效率。這種結構能適應高壓力和高轉速的需要。 液壓泵工作時，作用于滑靴上有一組方向相反的力。一是柱塞底部液壓力圖把滑靴壓向斜盤，稱為壓緊力；另一是由滑靴面直徑為的油池產生的靜壓力與滑靴封油帶上油液泄漏時油膜反力，二者力圖使滑靴與斜盤分離開，稱為分離。當壓緊力與分離力相平衡時，封油帶上將保持一層穩定的油膜，形成靜壓油墊。下面對這組力進行分析。（1）分離力 圖5-4 滑靴結構及分離力分布圖5-4為滑靴結構與分離力，根據流體學平面圓盤放射流動可知，油液經滑靴封油帶環縫流動的泄漏量q的表達式為 （5-18）若，則 （5-19）式中為封油帶油膜厚度。封油帶上半徑為的任儀點壓力分布式為 （5-20）若，則 （5-21）從上式可以看出，封油帶上壓力隨半徑增大而呈對數規律下降。封油帶上總的分離力可通過積分求得。如圖4-4，取微環面，則封油帶分離力為 （5-22）油池靜壓分離力為 總分離力為 （5-23）（2）分離力滑靴所受壓緊力主要由柱塞底部液壓力引起的，即 （5-24）（3）力平衡方程式當滑靴受力平衡時，應滿足下列力平衡方程式 即 （5-25）將上式代入式中，得泄漏量為 =3 L/min （5-26） 除了上述主要力之外，滑靴上還作用有其他的力。如滑靴與斜盤間的摩擦力，由滑靴質量引起的離心力，球鉸摩擦力，帶動滑靴沿斜盤旋轉的切向力等。這些力有的使滑靴產生自轉，有利于均勻摩擦；有的可能使滑靴傾倒而產生偏磨，并破壞了滑靴的密封，應該在滑靴結構尺寸設計中予以注意。3.3配油盤受力分析不同類型的軸向柱塞泵使用的配油盤是有差別的，但是功用和基本構造則相同。圖5-7是常用的配油盤簡圖。液壓泵工作時，高速旋轉的缸體與配油盤之間作用有一對方向相反的力；即缸體因柱塞腔中高壓油液作用而產生的壓緊力；配油窗口和封油帶油膜對缸體的分離力。1-輔助支撐面 2-外封油帶 3-內封油帶 4-吸油窗 5-過渡區 6-減震槽 7-排油窗圖5-7配油盤基本構造（1）壓緊力壓緊力是由于處在排油區是柱塞腔中高壓油液作用在柱塞腔底部臺階上，使缸體受到軸向作用力，并通過缸體作用到配油盤上。 對于奇數柱塞泵，當有個柱塞處于排油區時，壓緊力為 （5-29）當有個柱塞處于排油區時，壓緊力為 （5-30） 平均壓緊力為 （2）分離力 分離力由三部分組成。即外封油帶分離力，內封油帶分離力，排油窗高壓油對缸體的分離力。對于奇數泵，在缸體旋轉過程中，每一瞬時參加排油的柱塞數量和位置不同。封油帶的包角是變化的。實際包角比配油盤油窗包角有所擴大，如圖5-8所示。圖5-8封油帶實際包角的變化當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為 當有個柱塞排油時，封油帶實際包角為 平均有個柱塞排油時，平均包角為 式中 柱塞間距角， ； 柱塞腔通油孔包角，這里取。1)外封油帶分離力 外封油帶上泄漏流量是源流流動，對封油帶任儀半徑上的壓力從到積分，并以代替，可得外封油帶上的分