轴向柱塞泵设计
斜盘式轴向柱塞泵伺服变量机构设计计算
ＬＩ Ｓｉ·ｑｉａｎ ． ＣＨＥＮ Ｇｕａｎｇ—ｑｉｎｇ ．ＮＡＭＥＫＡＴＡ ＫＵＮＩＴＳＵＧＵ
（１．山东 常 林 机 械 集 团 股 份 有 限 公 司 ，山东 临 沂 ２７６７００；２．山 东科 技 大学 机 械 电 子 工 程 学 院 ，山东 青 岛 ２６６５１０）
摘 要 ：斜盘 式轴 向柱 塞 泵伺服 变量机 构 ，具 有调 节柱塞 泵流 量 ，控制 扭矩 、功 率的作 用 。该 文 简要介 绍 其 工作 原理 和伺服 机 构 简化 设计 计算 的方 法。
为 了说 明计算原 理 ，先 简 要 的介 绍一 下 产 品的结 构原 理 。泵 的原理 图如 图 １，具体 结构如 图 ２。
图 １ 原 理 图
Ｋ３Ｖ泵 为双 联 柱塞 泵 ，共 有 ４个 反 馈 控制 量 Ｐｉｌ． Ｐｉ４，限于文 章篇 幅 ，在 此 只表 达其 中一 个 泵 的变 量机 构 。图 ２中变 量 机 构分 别 由 １．斜 盘 ２．控 制 柱 塞 ３．滑动块 ４．顶 杆 ５．连杆 １ ６．伺 服 阀杆 ７．阶梯 反 馈柱塞 ８．反馈 活塞 ９．连杆 ２ １０．柱 塞等构 成 。
工作 过程 中 ，阶梯 反馈 柱塞 ３ ２
１
图 ２ 变 量 机 构
的力共 同作用 于 顶杆 ，随着 作 用反 馈 柱 塞 和反 馈 活 塞 的反馈 力 的变化 ，顶杆移 动并 通 过销 轴 拨动 连 杆 １，连 杆 １绕 上端 固定在 壳 体上 的销 轴 摆 动 ，连杆 １中间通 过 一个 销轴 和连杆 ２连 接 。通 过此 销轴推 动连杆 ２摆 动 ，连杆 ２再拨 动伺 服 阀杆 ，伺 服 阀将 控制 柱塞大 端油 腔 接通 高压油 ，柱塞 在 高 压 油 的推 动 下拨 动 柱塞 泵斜 盘倾 角减 小 ，达 到 调整 柱 塞 泵 排量 的 目的。控制 柱 塞 与滑 动块 固定 在一起 ，在控 制柱 塞拨 动斜 盘 同时 ，滑动 块侧面的销轴拨动连杆 ２的下端的拨叉 ，使伺服 阀杆 复位 ，截止 高压 油 ，达 到平 衡位置 。
纯水轴向柱塞泵滑履的静压支承设计
式 （） １ 和式 （ ） ， 为 压 降 系数 ， ２中 ｈ为 液 膜 厚 度 ， 为 阻尼 孔 长 ， 。 阻 尼 孔 直 径 ， 为 滑 履 半 径 ， 为 滑 ｄ 为 Ｒ。 Ｒ 履 的 分 布 圆半 径 ，。 内 油 室 半 径 ， 为 水 的 动 力 粘 ，为 一 ／ １ 度， 户为 泵 的 工 作 压 力 ， ”为 泵 的 转 速 ． 滑 履 受 力 理 想 模 型 如 图 １所 示 ．
陈 远 玲 ，周 华 ，杨 华 勇
（ ．广 西 大 学 机 械 工 程 学 院 ，广 西 南 宁 ５ ０ ０ ； １ ３ ０ ４
２ ．浙 江 大 学 流 体 传 动 及 控 制 国 家 重 点 实 验 室 ，浙 江 杭 州 ３ ０ ２ ） １ ０ ７
摘 要 ： 纯 水 轴 向 柱 塞 泵 滑 履 摩 撩 副 的 最 佳 水 膜 厚 度 进 行 了计 算 和 分 析 ． 果 表 明 ． 水 轴 向 柱 塞 泵 滑 履 摩 擦 副 对 结 纯 不 宜采 用 完全 平衡 型静 压支 承 设计 ．对 纯水 轴 向柱 塞泵 滑履 的结 构 参数 和 材料进 行 了设计 分 析． 关 键 词 ：水 压 泵 ； 压 支 承 ；滑 履 静
图 １ 滑 履 受 力 理 想 模 型
Ｆｉ ｇ．１ Ｆｏｒ ｅ ａ ｃ ｎａｌ ｉ ｏｄｅ ｌｐｐ ｙｓ ｓ ｍ ｌｏｆｓ ｉ ｅｒ
实 现 容 积 损 失 和 摩 擦 损 失 之 和 最 小 的 液膜 厚 度
即最 佳 液 膜 厚 度 ｈ为
考 虑 到 滑 靴 的 压 紧 力 变 化 幅 度 不 大 ， 为 了 减 且 小 滑 靴 的 尺 寸 ， 设 计 中 取 一 ０ ８ 在 ． ～０ ９ Ｒ。 增 ．． ／ 大 ， 漏 流 量 减 小 ， 滑 靴 的 外 径 要 增 大 ， 般 取 泄 但 一
柱塞泵设计与计算
目录第1章绪论第2章斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数斜盘式轴向柱塞泵工作原理斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数第3章斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析柱塞运动学分析柱塞行程s柱塞运动速度v柱塞运动加速度a滑靴运动分析瞬时流量及脉动品质分析脉动频率脉动率第4章柱塞受力分析与设计柱塞受力分析柱塞底部的液压力Pb柱塞惯性力Pg离心反力Pl斜盘反力N柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P2摩擦力p1f和P2f柱塞设计柱塞结构型式柱塞结构尺寸设计柱塞摩擦副比压p、比功pv验算第5章滑靴受力分析与设计滑靴受力分析分离力Pf压紧力Py力平衡方程式滑靴设计剩余压紧力法最小功率损失法滑靴结构型式与结构尺寸设计滑靴结构型式结构尺寸设计第6章配油盘受力分析与设计配油盘受力分析压紧力Py分离力Pf力平横方程式配油盘设计过度区设计配油盘主要尺寸确定验算比压p、比功pv第7章缸体受力分析与设计缸体地稳定性压紧力矩My分离力矩Mf力矩平衡方程缸体径向力矩和径向支承径向力和径向力矩缸体径向力支承型式缸体主要结构尺寸的确定通油孔分布圆半径Rf ′和面积Fα缸体内、外直径D1、D2的确定缸体高度H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力零件之一，滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，比径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。
关键词斜盘柱塞泵滑靴缸体AbstractThe inclined dish type and axial pump with a pillar is a main part in liquid press system，The inclined dish type and axial pump with a pillar is a back and forth movement by pillar to fill the inside of the pillar cavity，in order to change the pillar fills the contents of cavity to realize the oil of inhaling with line up oily，Is a capacity type liquid to press the pump .Fill to pillar to pump for the inclined dish type stalk the pillar fill, slip the boots and go together with the oil dish an is its importance part. The pillar fills is it suffer the one of the dint spare parts primarily. The slippery boots is one of the form that high pressure pillar fill the pump to often adopt. It can adapt to the high demand turning soon in high pressure dint, go together with the oil dish and the efficiency of the direct influence in a pump with life span. Because of going together with the oil dish fills ,pillar and a slippery boots these two rightness of high speeds the sport the vice- all adopting a the static pressure accepts. The province went to the big capacity push the bearings, have the construction tightly packed, the spare parts is little, the craft is good, the cost is low, the physical volume is small, the weight is light, comparing the path face to pump the construction simple etc. Because the inclined dish type stalk fills to pillar the pump to realizes to have no easily the class changes the deal, maintain convenience and so on.Key words the inclined dish pillar pump slippery boot crock body第1章绪论近年来，容积式液压传动的高压化趋势，使柱塞泵尤其轴向柱塞泵的采用日益广泛。
纯水轴向柱塞泵配流盘的静压支承设计
摘
要 ： 据 水压 传 动 的特 点 ， 根 分析 了配 流盘 设 计 的 合 理 方 法 ， 对 所 研 发 泵 的 配 流 盘 进行 参 数 计 算 和 分 并
析 ， 出设 计 时 应 注 意 的 问题 。 指
关键 词： 水压 泵 ； 配 流盘 ； 静 压 支承 ； 参 数 计 算
中 图 分 类 号 ： Ｈ１ ７５ Ｔ ３ ．ｌ 文 献标 识 码 ： Ａ 文 章 编 号 ： ０ １ ４ ２２ ０ ￣８ ０ ４ ２ １ ０ —４ ６ （０ ２ —０ １ －０
水 的 有 限 润 滑 性 能 的 同 时 ， 须 注意 水 的粘 度 低 、 必 泄 漏大的特点 ， 保持一 定的容积效率 。 以
综 合 设 计 法 实 质 上 也 是 一 种 剩 余 压 紧 力 设 计
ｌ 配 流 盘 摩 擦 副 油 膜 设 计 方 法 的 选 择
剩 余 压 紧 力 设 计 法 是 油 压 泵 常 用 的 一 种 设 计 方
液 膜 的 存 在 ， 善 了 润 滑 条 件 ， 方 面 可 减 小 或 消 除 改 一 摩 擦 面 间 的直 接 接触 ， 小 磨 损 和 功 率 损 失 ， 一 方 减 另 面 ， 膜 的 新 旧更 换 ， 带 走 大 部 分 摩 擦 产 生 的 热 液 可
量 。 液 膜 厚 度 又 不 能 过 大 ， 则 将 导 致 容 积 效 率 下 但 否 降 ， 至 不 能 建 立 起 与 负 载 相 适 应 的 压 力 。 水 轴 向 甚 纯
间 形 成 必 要 且 合 理 的 油 膜 厚 度 ， 在 轴 向 负 载 力 变 并
化 时 利 用 油 膜 厚 度 变 化 的 压 力 反 馈 作 用 ， 实 现 缸 以
体 和配流盘 之 间在 任何 负 载下 的液 体 静 压 支承 。 静
斜盘式柱塞泵毕业设计
目录绪论斜盘式轴向柱塞泵工作原理与性能参数2.1 斜盘式轴向柱塞泵工作原理2.2 斜盘式轴向柱塞泵主要性能参数斜盘式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析3.1 柱塞运动学分析3.1.1 柱塞行程s3.1.2 柱塞运动速度v3.1.3 柱塞运动加速度a3.2 滑靴运动分析3.3 瞬时流量及脉动品质分析3.3.1 脉动频率3.3.2 脉动率柱塞受力分析与设计4.1 柱塞受力分析4.1.1 柱塞底部的液压力Pb4.1.2 柱塞惯性力Pg4.1.3 离心反力Pl4.1.4 斜盘反力N4.1.5 柱塞与柱塞腔壁之间的接触力P1和P2 4.1.6 摩擦力p1f和P2f4.2 柱塞设计4.2.1 柱塞结构型式4.2.2 柱塞结构尺寸设计4.2.3 柱塞摩擦副比压p、比功pv验算滑靴受力分析与设计5.1 滑靴受力分析5.1.1 分离力Pf5.1.2 压紧力Py5.1.3 力平衡方程式5.2 滑靴设计5.2.1 剩余压紧力法5.2.2 最小功率损失法5.3 滑靴结构型式与结构尺寸设计5.3.1 滑靴结构型式5.3.2 结构尺寸设计配油盘受力分析与设计6.1 配油盘受力分析6.1.1 压紧力Py6.1.2 分离力Pf6.1.3 力平横方程式6.2 配油盘设计6.2.1 过度区设计6.2.2 配油盘主要尺寸确定6.2.3 验算比压p、比功pv缸体受力分析与设计7.1 缸体地稳定性7.1.1 压紧力矩My7.1.2 分离力矩Mf7.1.3 力矩平衡方程7.2 缸体径向力矩和径向支承7.2.1 径向力和径向力矩7.2.2 缸体径向力支承型式7.3 缸体主要结构尺寸的确定7.3.1 通油孔分布圆半径Rf´和面积Fα7.3.2 缸体内、外直径D1、D2的确定7.3.3 缸体高度H结论摘要斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，斜盘式轴向柱塞泵是靠柱塞在柱塞腔内的往复运动，改变柱塞腔内容积实现吸油和排油的，是容积式液压泵，对于斜盘式轴向柱塞泵柱塞、滑靴、配油盘缸体是其重要部分，柱塞是其主要受力零件之一，滑靴是高压柱塞泵常采用的形式之一，能适应高压力高转速的需要，配油盘与缸体直接影响泵的效率和寿命，由于配油盘与缸体、滑靴与柱塞这两对高速运动副均采用了一静压支承，省去了大容量止推轴承，具有结构紧凑，零件少，工艺性好，成本低，体积小，重量轻，比径向泵结构简单等优点，由于斜盘式轴向柱塞泵容易实现无级变量，维修方便等优点，因而斜盘式轴向柱塞泵在技术经济指标上占很大优势。
一种新型液压轴向柱塞泵的设计
接 头组件 ， 便可 使其 处 于最佳 连接 位置 。
３ ）回油管 接座
而 回油管接座 的设计 也 比较独 特 ， 其结构 图见 图 ３ ，
凸 Ｋ 向
图 ３ 回油 管 接 座 结 构
为锻件结构 ， 它一方面起到垂 直通道 的转弯 作用 ， 又是单 向阀阀体 ， 同时还可用其来旋转 管接 头 ， 调整管接 头的方
３ 结 论
通 过 以上 分 析 ， 经过 实 际装机 使用 后证 明 ， 种 并 该 回油 单 向 阀管 接 头设 计 合 理 ， 构 紧 凑 ， 装 灵 活 方 结 安
便 ， 用 安全 可靠 ， 全满 足 了主 机 各项性 能 与技术 要 使 完
求， 不失 为一 种优 良的设计 方案 ， 已经产 生 了 良好 的经 济 与社 会效 益 ， 得推 广 。 值 口
、 ｅ
、 ｓ
席、 — 鼍
赤 、 — 鼍
虑
辟
—舒
虽 然简单 ， 却新 颖别 致 ， 中回油 螺管 既是 其与泵 体 的 其
结合 件 ， 是 回油通 道 ， 又 同时 也 是 管 接 头 的旋 转 轴 ， 当 接 口与主 机对 接不 上时 ， 可拧 松上 端螺母 ， 平旋 转管 水
维普资讯
２０ ０６年 第 ４期
液 压 与 气动
测定 为 １ ～１ 。 ０ ２级
斜盘式轴向柱塞泵的结构分析与设计详尽教程共40页
ZB2250型高压轴向柱塞泵的构造与设计
一、用途与特点 本油泵是预应力张拉动力与操纵部分，是使用额定压力 为 50MPA 的各种千斤顶动力配套设备。也可用于其他各种 型式的低流量、高压力的液压机械中，具有结构紧凑，操作简 便的特点。适用于市政建设工程，铁路工程和矿山等行业野 外作业。 二、技术性能
况运行时的不同声响、人员之间的对话等） ； 其次表现为对人 体的生理和心理 影 响，长 期 在 噪 声 环 境 中 工 作 时，容 易 导 致 工作人员情绪激 动、烦 燥、产 生 疲 倦 感 等。 鉴 于 上 述 噪 声 危 害的存在，需要对主控制室噪声进行治理。
（ 二） 主控制室噪声源。主控制室为封闭的建筑结构声 场，造成其噪声污染的因素较多，如空调系统的噪声、电气设 备运行的辐射噪声和散热用风扇的气流噪声、相邻区域隔墙 空气传递噪声以及室内混响声场的叠加噪声。核电厂主控 制室内主要噪声源噪声值如表 1。通过分析各个噪声源的贡 献量可以得出空调系统所产生的噪声是主控制室噪声污染 的主要来源。因此，如何处理好空调系统的噪声问题显得极 其重要，是主控制室噪声综合治理最终控制目标实现的关键 所在。主控制室空调系统形式是全空气系统，空调机组本身 功率大，风量大，风 压 高，因 此 噪 声 比 较 大，对 主 控 制 室 声 环 境影响也就较大。空调系统对主控制室噪声污染的贡献主 要包括两部分：
1． 吸油过程。柱塞在回程弹簧弹力作用下升起，柱塞孔 内密封工作腔容 积 不 断 增 加，产 生 局 部 真 空，在 大 气 压 的 作 用下，油箱的油液推开吸油单向阀 ，从吸油口进入柱塞缸底 部，高压柱塞泵完成吸油过程。
2． 排油过程。斜盘将柱塞压入柱塞套内，柱塞孔内密封 工作腔容积不断 减 小，柱 塞 腔 里 的 油 液 压 力 逐 渐 升 高，使 得 吸油单向阀关闭，排油单向阀 被推开，油液从柱塞腔流经压 油腔，到排油口完成压油过程。
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1 直轴式轴向柱塞泵工作原理与性能参数1．1直轴式轴向柱塞泵工作原理直轴式轴向柱塞泵主要结构如图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γ，迫使柱塞在柱塞腔内作直线往复运动。
如果缸体按图示n方向旋转，在180︒～360︒范围内，柱塞由下死点(对应180︒位置)开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至上死点(对应0︒位置)止。
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0︒～180︒范围内，柱塞在斜盘约束下由上死点开始不断进入腔内，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。
由此可见，缸体每转一跳各个往塞有半周吸油、半周排油。
如果缸体不断旋转，泵便连续地吸油和排油。
图1.1 直轴式轴向柱塞泵工作原理=2(19.50.2)(19.50.22)94≈0.84(L) 不计容积损失时，泵的理论流量tb Q 为2max 4b b x b q n d s Zn π===0.84×15001000100010070.2.15000.95v Qn （ml/r ）p C1370.2206p C 是常数，对进口无预压力的油泵p C =5400，这里取p C =9100故符合要求。
排量是液压泵的主要性能参数之一，是泵几何参数的特征量。
相同结构型式的系列泵中，排量越大，作功能力也越大。
因此，对液压元件型号15。
b Q =100-3=97ml/min ）b Q 为柱塞泵泄漏流量。
轴向柱塞泵的泄漏流量主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之间及柱塞与柱塞腔之间的油液泄漏产生的。
此外，泵吸油不足﹑柱塞腔底部无效容积也造成容积损失。
泵容积效率97%=0.94～0.98，故符合要求。
2b b p q π==66120.8410 1.610(.2N m b p 为泵吸﹑排油腔压力差。
考虑摩擦损失b M 时，实际输出扭矩gb M 为gb b M M M =+=6661.6100.210 1.810(.N m 轴向柱塞泵的摩擦损失主要由缸体底面与配油盘之间﹑滑靴与斜盘平面之间﹑柱塞与柱塞腔之间的摩擦副的相对运动以及轴承运动而产生的。
泵的机械效率定义为理论扭矩tb M 与实际输出扭矩gb M 之比，即661 1.61088.9%1.8101tb tb mb bgb tb b fb M M M M M M M功率与效率不计各种损失时，泵的理论功率tb N2b tb p Q =615002 1.810283()60kw 为2gb b n M π=6150012 1.610282()600.889kw 泵实际的输出功率bc N 为b gb b tb b p Q p Q =363 1.610954267(kw 为输出功率bc N 与输入功率br N 之比，即12b tb b bc b b mb br tb mb p Q N N M =0.8890.970.86上式表明，泵总效率为容积效率与机械效率之积。
对于轴向柱塞泵，b =0.85～0.9,上式满足要求。
2 直轴式轴向柱塞泵运动学及流量品质分析泵在一定斜盘倾角下工作时，柱塞一方面与缸体一起旋转，沿缸体平面做圆周运动，另一方面又相对缸体做往复直线运动。
这两个运动的合成，使柱塞轴线上任一点的运动轨迹是一个椭圆。
此外，柱塞还可能有由于摩擦而产生的相对缸体绕其自身轴线的自转运动，此运动使柱塞的磨损和润滑趋于均匀，是有利的。
2.1柱塞运动学分析柱塞运动学分析，主要是研究柱塞相对缸体的往复直线运动。
即分析柱塞与缸体做相对运动时的行程﹑速度和加速度，这种分析是研究泵流量品质和主要零件受力状况的基础。
2.1.1柱塞行程S图2.1为一般带滑靴的轴向柱塞运动分析图。
若斜盘倾斜角为γ，柱R，缸体或柱塞旋转角为a，并以柱塞腔容积最大时的塞分布圆半径为f上死点位置为0︒，则对应于任一旋转角a时，图2.1 柱塞运动分析cos f f R R a 1(1cos)htg R tg 180时，可得最大行程max s 为max2f f R tg D tg 3918039()tg mm2.1.2柱塞运动速度分析v将式s htg tg γγ==对时间微分可得柱塞运动速度v 为 .sin ss a f t a t d d d R tg a d d d时，sin 1a =±，可得最大运动速度max υ为max 150019.52.15819(/60f R tg tg mm s 为缸体旋转角速度，a t 。
柱塞运动加速度asin a f d R tg a d ωγ=对时间微分可得柱塞运动加速度a 215008192129(/)60f R tg m s ﹑速度v ﹑加速度a 与缸体转角a 的关系如图o y 内的运动规律（如图圆的长﹑短轴分别为 239240.4()cos cos15f R b mm2239()faR mm点坐标为 sin cos f f R a R a==222coscos cos sin htd d aa由上式可见，滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当最大（在短轴位置）为maxcosh 1500260162(cos15rad 最小（在长轴位置）为min1500cos2cos15152(/60h rad s 由结构可知，滑靴中心绕o '点旋转一周（2π）的时间等于缸体旋转一周的时间。
因此，其平均旋转角速度等于缸体角速度，即15002157(/)60ap rad s柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力236max(2010)401012560(44x d p N 为泵最大工作压力。
B P柱塞相对缸体往复直线运动时，有直线加速度a ，则柱塞轴向惯性力2cos 101()zz f G m aR tg a N g为柱塞和滑靴的总质量。
方向与加速度a 的方向相反，随缸体旋转角a 按余弦规律变化。
时，惯性力最大值为2230.6150019.510215243()1060Zf G R tgtg N g离心反力t P柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度t a ，产生的离心反通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。
其值为 2243907()15Zz tf G m a R N gtg斜盘反力通过柱塞球头中心垂直于斜盘平面，可以分解为轴向力cos 12560cos1512132()sin12560sin153250()N N N N与作用于柱塞底部的液压力b P 及其它轴向力相平衡。
则对主轴形成负载扭矩，使柱塞受到弯矩作用，产生接触应力，并使缸体产生倾倒力矩。
柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力1p 和2p12()(201005823)0.12592.3(P p fN 为摩擦系数，常取f =0.05～0.12，这里取0.1。
分析柱塞受力，应取柱塞在柱塞腔中具有最小接触长度，即柱塞处于上死点时的位置。
此时，N ﹑1p 和2p 可以通过如下方程组求得 1202202123322b s z z t tfp fp p p l l l d l l p lfp d fp p l触长度，根据经验0l =(1.52)d ，这里3.7)d ，27857.620.4l mm 也是未知数，需要增加一个方程才能求解。
22000064367811747830.1397857.6(12661211760.139678z z l l l fd l l fd l 20222()l l l -代入12cos 0b s N fp fp p p γ----=可得 20221(sin)1()1t x N p l l l31(5710sin15122.5)120.1()2.557kN322022sin 5710sin15122.55823(()(7857.6)11117t xN P l l l 022021203322z z t tl l l d d l l p lfp fp p l 可得125601010.1 1.78122.557()cos sin cos150.1 1.78sin15b B t P P f P KN f为结构参数。
22222222()(7857.6)11117 1.78()(7857.6)11117x xl l l l l l 柱塞结构型式轴向柱塞泵均采用圆柱形柱塞。
根据柱塞头部结构，可有以下三种形式：擦和磨损，使寿命大大提高。
目前大多采用这种轴向柱塞泵。
（a）( b ) ( c )图3.2 柱塞结构型式图3.3 封闭薄壁柱塞从图3.2可见，三种型式的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，无效容积会降低泵容积效率，增加泵的压力脉动，影响调节过程的动态品质。
因此，采用何种型式的柱塞要从工况条件﹑性能要求﹑整体结构等多方面权衡利弊，合理选择。
航空液压泵通常采用图3.3所式的封闭壁结构。
这种结构不仅有足够的9 3.820.750.75f xD Z d为结构参数。
m 随柱塞数Z 而定。
对于轴向柱塞泵， 7 9 3.1 3.9 3420.3tbb Q m zn tg数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径24 1.9539tbx bQ dmm d tg Zn1.8)z d2.5)z dmaxmin l s l——柱塞最大行程；——柱塞最小外伸长度，一般取min 0.27.8zl d mm 。
根据经验数据，柱塞名义长度常取： 20bp Mpa (2.73.5)z l d = 30b Mpa ≥(3.24.2)z d 3117d mm 柱塞球头直径1d 按经验常取1(0.70.8)z d d =，如图3.4(0.40.55)z d 0.519.5zd mm 。
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=0.3～0.7mm t=2～10mm实际上，由于柱塞受到的径向力很大，均压槽的作用并不明显，还容31312220.1102130391020.4z p Mpa p Mpa d l柱塞相对缸体的最大运动速度max v 应在摩擦副材料允许范围内，即319.5104.6615100.55/8/f R tgtg m s v m s由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功max max p v 为1max12210.5511.55./60./f z p v R tg Mpa m spvMpa m s d l 上式中的许用比压[]p ﹑许用速度[]v ﹑许用比功[]pv 的值，视摩擦副材料而定，可参考表3.2。