直轴式横向柱塞泵研究设计

范文一：直轴式横向柱塞泵研究设计

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淮安信息职业技术学院

毕业论文

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顾问教师机电工程系机械制造与自动化

二〇一五年十一月

摘要

液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件，它

是每个液压系统中不可缺少的核心元件，合理的选择液压泵对于液压

系统的能耗﹑提高系统的效率﹑降低噪声﹑改善工作性能和保证系

统的可靠工作都十分重要。

本设计对横向柱塞泵进行了研究设计，主要设计了柱塞泵部分主

要的结构，例如，柱塞的结构型式﹑泵体的结构型式﹑缸体的结构型

式等进行了一些结构设计，还有对零件的材料选用也进行了相关的研

究与测试。该设计最后对柱塞泵的优缺点进行了整体的讨论研究，对

今后的发展也进行了展望。

关键词:柱塞泵, 工艺路线，发展

Abstract

Hydraulic pump is to provide a certain flow and pressure to the

hydraulic system of the power components in the oil, it is the core of each

is indispensable in hydraulic system components, reasonable choice of

hydraulic pump for the hydraulic system of energy consumption, improve

the efficiency of the system, reduce noise, improve the working

performance and ensure the reliable work of the system is very important.

This design for horizontal plunger pump is analyzed, mainly on the

analysis of the structure of plunger pump parts mainly, for example, the

structure of the plunger type, structural type of pump body, cylinder body

structure and so on are analyzed, and the material selection of parts. The

advantages and disadvantages of the design of plunger pump has carried

on the overall analysis, the future development are also prospected.

Keywords :the inclined dish，pillar pump，outlook

摘要 . ..................................................................... I Abstract . .................................................................. II 目录 . ................................................................... III

第一章绪论 . ................................................................ 1

1.1横向柱塞泵简介 .......................................................... 1

1.2横向柱塞泵的工作原理 .................................................... 2

第二章横向柱塞泵主要零部件设计 . ........................................... 3

2.1柱塞设计 . ............................................................ 3

2.1.1柱塞结构型式的选择 ............................................. 3

2.1.2柱塞结构尺寸设计 ............................................... 4

2.1.3柱塞摩擦副比压P ﹑比功P v 验算 . ................................... 6

2.2配油盘设计 . .......................................................... 7

2.3缸体设计 . ........................................................... 10

2.4滑靴设计 . ........................................................... 13

2.5变量机构设计 . ....................................................... 15

2.6柱塞回程机构设计 . ................................................... 19

第三章横向柱塞泵主要零件受力分析 . ......................................... 21

3.1柱塞受力分析 . ....................................................... 21

3.2滑靴受力分析 . ....................................................... 23

第四章总结与展望 . ........................................................ 29

4.1总结 . ............................................................... 29

4.2展望 . ............................................................... 29

致谢 . ...................................................................... 30

参考文献 . .................................................................. 31

绪论第一章

第一章绪论

1.1横向柱塞泵简介

横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。

阀配流横向柱塞泵存轴配流横向柱塞泵耐冲击、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90mL 以下规格的泵，沃依特公司只生产 110一250mL ／r 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横向柱塞泵”和“一种新型高压大排量横向柱塞泵”两项技术专利、“合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，使我国横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 系列机电控制式横向柱塞泵，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。随着电子、计算机、材料、制造等相关技术的发展，多学科交叉应用于横向柱塞泵的研究，使仿真和试验更为接近现实，横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：

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（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。

1.2横向柱塞泵的工作原理

横向柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动，造成密封容积的变化，来实现吸油和排油。横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180?～360?范围内，柱塞由180?开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至0?。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。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

。

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 横向柱塞泵工作原理

第二章横向柱塞泵主要零部件设计

给定设计参数

最大工作压力 P max =40MPa

额定流量 Q =100L/min

最大流量 Q max =200L /min

额定转速 n=1500r/min

最大转速 n max =3000r /min

2.1柱塞设计

2.1.1柱塞结构型式的选择

横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：

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[pv ]值必须限制在规定的范围内。

3）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。目前大多采用这种横向柱塞泵。

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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。

2.1.2柱塞结构尺寸设计

1）柱塞直径

柱塞直径d Z d Z 及柱塞分布塞直径D f D f ﹑柱塞分布直径

d Z 和柱塞数Z 都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上各柱塞孔直径所占的弧长约为分布圆周长

Zd Z =0.75 πD f πD f 的75%，即

由此可得 m =D f

d Z≈Z 9==3.82 0.75π0.75π

表2.1柱塞结构参数式中m 为结构参数。m 随柱塞数Z 而定。对于横向柱塞泵，其m 值如表2-1所示。

当泵的理论流量Q tb 7 3.1 9 3.9 11 4.5 和转速

为 n b 根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径d Z

第二章横向柱塞泵主要零部件设计 d Z =4Q tb

≈21. 7m m

m πZn b tg γ

式中 γ—斜盘最大倾角，取γ=20° 由上式计算出的柱塞直径

d Z

数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径, 应选取22mm.

D f

确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径，即

D f =2）柱塞名义长度l

4Q tb

=1. 95d Z =43mm

πd Z tg γZn b

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0，一般取：

41. d z 8 ) p b ≤20Mpa l 0=(1. -

5z ) p b ≥30Mpa l 0=(2-2. d

这里取 l 0=2d z =44mm 。因此，柱塞名义长度l 应满足：

l ≥l i 0+s m a x +l m 式中

s m a x

—柱塞最大行程；

l m i n

—柱塞最小外伸长度，一般取l min =0. 2d Z =4. 4mm 。

根据经验数据，柱塞名义长度常取：

p b ≤20Mpa l =(2. 7-3) d Z

2 p b ≥30Mpa l =(3. -

4. d z 2 )

这里取l =3. 5d Z =77mm 。 3）柱塞球头直径按经验常取

d 1

，如图2-2所示。

d 1=(0.7-0.8) d z

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图2-2柱塞尺寸图

这里取d 1=0. 8d Z =18mm

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

l l =(0.4-0.55) d z

距离d ，一般取d ，这里取l d =0. 5d Z =11mm 。

4）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 ；间距t=2～10mm 。这里取h =0. 5mm , t =2mm 。

2.1.3柱塞摩擦副比压P ﹑比功P v 验算

对于柱塞与缸体这一对摩擦副，过大的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 p max =

2p 1

=23Mpa d Z l 1

柱塞相对缸体的最大运动速度v max 应在摩擦副材料允许范围内，即 v max =R f atg γ=0. 55m /s

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功p max v max 为 p max v max =

2p 1

R f ωtg γ=11. 5Mpam /s

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2-2。

第二章横向柱塞泵主要零部件设计表2.2材料性能

材料牌号 ZQAL9-4 ZQSn10-1 球墨铸铁

许用比压[p ]

Mpa 30 15 10

许用滑动速度[v ]

m/s 8 3 5

许用比功[pv ] Mpa.m/s 60 20 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配油盘设计

配油盘是横向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。

配油盘设计主要是确定内封油带尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。液压泵是液压系统的动力源，也是液压系统的主要噪声源，降低液压泵的噪声是提高产品性能指标的重要措施。在轴向柱塞泵的噪音研究中发现，目前使用的轴向柱塞泵由于配流盘困油区设计的不合理而造成的流量脉动依然存在。因此，在关于斜盘式轴向柱塞泵的设计研究中有必要把轴向柱塞泵由流量脉动引起的流体噪音机理作为本次设计的重点与难点。

图2-3 斜盘式轴向柱塞泵配流盘图2-4压力变化比较

如图2-3所示的配流盘的结构。窗孔A ，B 分别为排、吸油孔，并分别与泵体上的排、吸油相通。该配流盘的特点是过渡密封区的宽度大于柱塞缸体底部油窗孔的长度，为了消除困油现象而采取的卸荷措施，在A 、B 窗孔两端设有减振孔。

在安装配流盘时，使配流盘上的对称轴线N —N 相对斜盘的垂直轴线M —M ，沿缸体旋转方向偏转角α（一般为5—6），其目的是:使工作容腔在吸、排油交替时有较好的预升

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压和预卸荷，从而减低泵的噪声。

在配流盘的过渡密封区上还有几个盲孔，直径d s =1.5~2mm ，深度为6~8mm ，这些盲孔在与压油柱塞相通时，即充满压力油液，在紧接着切断时，孔内的油液便起着弹簧的作用，这样就形成了一个液压垫，起着润滑和缓冲作用。

图2-3所示为没有采用卸荷结构而配流盘对称布置时，其压力变化情况。图2-4所示为上述配流盘的压力变化情况（即采用了卸荷结构，而偏转α角的布置情况下）。从图2-4所示可以更清楚地

看出上述结构的优点。

在实际设计计算中，要综合考虑各方面的因素，通过理论分析和具体计算，验证其性能指标达到设计的要求，使设计出的产品具有结构紧凑、能耗损失减少、价格低和性价比合理等特点。

（1）过渡区设计

为使配油盘吸排油窗之间有可靠的隔离和密封，大多数配油盘采用过渡角a 1大于柱塞腔通油孔包角a 0的结构，称正重迭型配油盘。具有这种结构的配油盘，当柱塞从低压腔接通高压腔时，柱塞腔内封闭的油液会受到瞬间压缩产生冲击压力；当柱塞从高压腔接通底压腔时，封闭的油液会瞬间膨胀产生冲击压力。这种高低压交替的冲击压力严重降低流量脉动品质，产生噪音和功率消耗以及周期性的冲击载荷。对泵的寿命影响很大。为防止压力冲击，我们希望柱塞腔在接通高低压时，腔内压力能平缓过渡从而避免压力冲击。（2）配油盘主要尺寸确定

图2-5 配油盘主要尺寸

1）配油窗尺寸

配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径D f

第二章横向柱塞泵主要零部件设计配油窗口包角?0，在吸油窗口包角相等时，取 ?0=π-

a 1+a 2

=π-a 2

为避免吸油不足，配油窗口流速应满足

υ0=

Q tb

=2.3≤[υ0]=3m /s 满足要求。 F 2

式中 Q tb —泵理论流量； F 2—配油窗面积，F 2=

2(R 2-R 32) ；

[υ0]—许用吸入流速，[υ0]=2～3m/s。由此可得

R 2-R 32=

2Q t

?0v 02）封油带尺寸

设内封油带宽度为b 2，外封油带宽度为b 1，b 1和b 2确定方法为：

考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取b 1略大于b 2，即

0. 125 b 1=R 1-R 2= z d

b 2=R 3-R 4=(0.1-0.125) d z

当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得

R 32-R 4R 12-R 2πZd z 2(1-?) -=. R 1R 32?p ln ln R 2R 4

联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：

R 1=50mm ，R 2=32mm , R 3=27mm , R 4=17mm

（3）验算比压p 、比功pv

为使配油盘的接触应力尽可能减小和使缸体与配油盘之间保持液体摩擦，配油盘应有足够的支承面积。为此设置了辅助支承面，如图4-9中的D 5﹑D 6。辅助支承面上开有宽度为B 的通油槽，起卸荷作用。配油盘的总支承面积F 为

π2

F =(D 2-D 52+D 12-D 4) -(F 1+F 2+F 3)

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式中 F 1—辅助支承面通油槽总面积；且：F 1=KB (R -R 5) （K 为通油槽个数，B 为通油槽宽度）

F 2﹑F 3—吸﹑排油窗口面积。根据估算：F =1034(mm 2) 配油盘比压p 为

p =

?p y +p t

2KB (R -R 5)

==284pa ≤[p ]

式中 ?p y —配油盘剩余压紧力； p t —中心弹簧压紧力； [p ]—根据资料取300pa ；

在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算pv 值，即

pv =pv p ≤[pv ]

式中 v p —平均切线速度，v p = pv =

(D 4+D ) 。 πn

(D 4+D ) =458≤600Kgf /cm 2 n π

[pv ]根据资料取600Kgf /cm 2。

2.3缸体设计

下面通过计算确定缸体主要结构尺寸（1）通油孔分布圆R f 和面积F

第二章横向柱塞泵主要零部件设计

图2-6 柱塞腔通油孔尺寸

为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径R f 与配油窗口分布圆半径r f 相等。即

R f =R 2+R 3=26mm

式中R 2﹑R 3为配油盘配油窗口内﹑外半径。通油孔面积近似计算如下（如图2-6所示）。

F a =l a b a -0. 215b a =832(mm 2)

式中 l a —通油孔长度，l a ≈d z ；

b a —通油孔宽度，b a ≈0.5d z ；

（2）缸体内﹑外直径D 1﹑D 2的确定

为保证缸体在温度变化和受力状态下，各方向的变形量一致，应尽量使各处壁厚一致（如图2-7），即δ1=δ2=δ3。壁厚初值可由结构尺寸确定。然后进行强度和刚度验算。

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图2-7缸体结构尺寸

缸体强度可按厚壁筒验算 σ=p b

D 1+D 2D 1-D 2

?1256=0142(kgf /cm 2）≤[σ]

式中 D 1—筒外径，且D 1=d Z +2δ=100mm。

[σ]—缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：[σ]=600～800(kgf /cm 2) 缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为

?δ=z (σ+μP b ) =0.004mm ≤[?δ]

式中 E —缸体材料弹性系数；

μ—材料波桑系数，对刚质材料μ=0.23～0.30，青铜μ=0.32～0.35；

mm 5，青铜则取 [?δ]—允许变形量，一般刚质缸体取[?δ]≤0. 006

mm 8； [?δ]≤0. 004

符合要求。

（3）缸体高度H

从图2-7中可确定缸体高度H 为

第二章横向柱塞泵主要零部件设计 H =l 0+l max +l 3+l 4=115mm

式中 l 0—柱塞最短留孔长度； S max —柱塞最大行程；

l 3—为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；

l 4—缸体厚度，一般l 4=（0. 4～0.6）d z ，这里取0.5d z =11mm 。

2.4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d 0和滑靴中心孔0，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d 0还是滑靴中心孔0，均不起节流作用。静压油池压力 p 1=p b

R 2

p R 1

将上式代入式1=中，可得滑靴分离力为 2

p b 2(R 2-R 12)cos γ

d z 2ln

p 1

与柱塞底部压力

p b

相等，即

p 1=

π(R 22-R 12)

2ln

R 2

R 1

p b =3(N )

设剩余压紧力?p y =p y -p f ，则压紧系数 ?=滑靴力平衡方程式即为

p f =(1-?) p y =2. 8(N )

用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.008～0.01mm 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

?p y p y

=0. 05-0. ，这里取150.1。

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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2-8滑靴结构型式

图2-8（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2-8（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2-8（c ）所示的滑靴在支承面上开设了阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。

经比较，本设计采用图2-8（a ）所示的结构型式。（2）滑靴结构尺寸设计

图2-9 滑靴外径的确定

滑靴在斜盘上的布局，应使倾角γ=0时，互相之间仍有一定的间隙s ，如图2-4所示。 1）滑靴外径D 2：

第二章横向柱塞泵主要零部件设计

D 2=D f sin π

Z -s =43?sin π

9-0. 2=15mm

一般取s=0.2～1，这里取0.2。

2）油池直径D 1 初步计算时，可设定D 1=0.6-0.8，这里取0.8. D 2

D 1=0. 8D 20. 8?15=12mm

3）中心孔d 0﹑d 0'及长度l 0

如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔

性能，取

d 0（或d 0'）=0.8～1.5=1.0mm d 0'和d 0可以不起节流作用。为改善加工工艺

2.5变量机构设计

横向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角，以改变输出流量的方向和大小。变量机构的型式很多，按照控制方式，可分为手动式、机动式、电动式、液动式、电液比例控制式等。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式，如图2-10。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。

图2-10变量执行机构

以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图2-10(a)所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜盘改变倾斜角，如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。图2-10(b)所示，在伺服阀C 端用手轮或杠杆输入一位移量，称手动伺服变量式；若以电机或液压装置输入位移量时，则称电动或液动伺服变量式；如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值，则构成了压力补偿变量式。再如图2-10(c)中，用带有电磁阀的外液压源控制，可成为远程液控变量式；如果用伺服阀控制变量缸，并使泵出口压力为恒值，可成为恒压变量型式。

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由此可知，变量的型式是多种多样的，下面介绍其中最常用的几种变量机构。并予以比较选择。

（1）手动变量机构

手动变量机构是一种最简单的变量机构，适用于不经常变量的液压系统。变量时用手轮转动丝杠旋转，丝杠上的螺母直线运动带动斜盘改变倾斜角实现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图2-11所示。

图2-11手动变量机构原理及特征

图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量Q 的方向和大小与变量机构行程y 成正比。

（2）手动伺服变量机构

该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。手动伺服变量机构的原理图和变量特性如图2-12所示。

图2-12手动伺服变量机构

图中伺服变量机构由双边控制阀和差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活塞杆相连，变量缸的缸体与泵体相连。当控制阀处于中位时，斜盘稳定在一定的位置上。变量时，若控制阀C 端向左移动，油路1和2连通，变量缸A ﹑B 两腔都是泵出口压力。由于B 腔

第二章横向柱塞泵主要零部件设计

面积大于A 腔，变量活塞在液压力作用下向右移动，推动斜盘倾斜角减小，流量随之减少。与此同时，由于阀套与活塞杆相连，阀套也向右移动逐步关闭油路l 和2，于是斜盘稳定在新的位置上。

反之，控制阀向右移动时，油路2和3连通，变量缸B 腔与回油路接通，变量活塞在A 腔液压力作用下向左移动，使斜盘倾角增大，流量也增大。同理，由于控制阀阀套的反馈移动，使斜盘稳定在新的位置。

这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力，大大提高了变量的性能和精度。变量信号输入可以是手动，也可以是电动。如用外液压源可实现远程无级变量。因此，这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、机床等许多液压系统中。

（3）恒功率变量机构

恒功率变量机构是根据泵出口压力调节输出流量，使泵输出流量与压力的乘积近似保持不变，即原动机输出功率大致保持恒定。变量机构原理如图10-3(a)所示。图中恒功率变量机构仍由双边控制阀和差动变量缸组成。与手动伺服变量机构不同的是控制阀C 端由弹簧预压调定，D 端用控制油路接通泵出口管路。利用液压力与弹簧力平衡的关系控制变量活塞，改变斜盘倾角。工作原理与手动伺服变量机构类似。

为使泵功率为一恒值，理论上，泵出口压力与输出流量应保持双曲线关系，如图5-4所示。但是，实际泵的变量机构都是采用弹簧来控制的。因此，只能用一段折线(一根弹簧) 或二段折钱(二根弹簧) 来近似替代双曲线。图2-11（a ）所示的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量特性。

（4）恒流量变量机构

恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力差调节输出流量，保持流量为一恒值。变量机构原理及变量特性如图2-12所示。

图2-13恒流量变量机构原理及特征

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图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀(恒流量阀) 和差动变量缸组成。控制阀C 端预压弹簧调定后，节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中垃，斜盘倾角固定在某一角度，泵输出流量为调定值。

当泵转速增加时，输出流量也相应增加。由于节流器面积不变，则节流器两端压力差 p 增大，推动控制阀阀芯左移，带动变量活塞左移，斜盘倾角减小，流量城少，直至恢复到调定值。此时，阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀芯处于中位，斜盘倾角稳定，泵输出流量为恒定值。反之，当泵转速减小后，输出流量减少。类似的分析可知，斜盘倾角会增加，流量也随之增加，仍保持为一恒定值。

恒流量变星泵用于对液压执行机构要求速度恒定的设备中。例如，机床、运输机械等液压系统。但是恒流量变量泵恒定流星的精度不高，误差较大，这也限制了它的应用。

恒压变量机构是一种与外界构成定值自动调节系统的调节器。该调节器是由测压元件与液压缸构成的。测压元件是由双边（或四边）滑阀与测压元件构成的。液压缸有单作用和差动或等积双作用之分。

图 2-14 恒压变量机构的示意图图 2-15 恒压变量泵的流量特性曲线设计该伺服变量机构依据的是一个三通阀控制单作用液压缸（如图2-14所示）。系统压力p s 作用于滑阀的左端，与其右端的测压弹簧相平衡于中立（即阀口关闭）位置，当压力因外负载变化使平衡破坏时，若液压力作用大于测压弹簧的调定力，便使滑阀向右偏离中立平衡位置压力油液进入液压缸的大端，使液压泵斜盘机构的倾角发生变化，减少泵的输油率，因而使外载压力即系统压力p s 降低，该压力传及滑阀左端，直到达到重新平衡在中立位置，即阀口关闭为止。反之，如果压力作用小于弹簧的调定力，则滑阀由弹簧作用而向左偏移，将液压缸大端泄压，在复位弹簧的作用下使液压泵的的斜盘机构反向移动，增加泵的输油率，因而使系统压力上升，直至使滑阀与测压弹簧平衡于中立位置为止。这种自动调节过程会使系统液压力p s 不随外负载变化而保持一个恒定值即调定值。

第二章横向柱塞泵主要零部件设计

2.6柱塞回程机构设计

横向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱

塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。

固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程

盘2，如图2-8，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙，并可调。

回程盘是一平面圆盘，如图2-16所示。盘上d h 为滑靴安装孔径，D h 为滑靴

安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。

图2-16 回程盘结构尺寸

如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是

短轴 a =2R =3m 9m ( f =2?19. 5

长轴 b =2Rf =42(mm ) cos γmax

d h 和D h 的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，D h

取椭圆长﹑短轴的平均值较合理，即

D k =a +b Rf =R f +=61(mm ) 2cos γmax

从图2-16中可以看出回程盘上安装孔中心O 与长﹑短轴端点A 或B 的最大1偏心距相等，且为e max ，因而 2

e max =R f 2Rf -(R f +) =22mm cos γmax cos γmax

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1 为了允许滑靴在任一方向偏离e max ，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔2

径应比滑靴径部直径d 大e max 。同时，考虑到加工﹑安装等误差，应在安装孔与

滑靴径部之间保留有适当间隙J 。这样安装孔的直径为

d k =d +e max +2J =32(mm )

式中 d —滑靴颈部直径；

J —间隙，一般取J =0.5～1mm 。

第三章横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。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油﹑

一周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下面主要讨论柱塞在排油过程中的受力分析，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。图5-1是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

图3-1 柱塞受力分析

作用在柱塞上的力有：

（1）柱塞底部的液压力P b

柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力P b 为

π2 p t =d x p max =12560(N ) 4

式中 P max —泵最大工作压力。

（2）柱塞惯性力P B

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P B 为

P B =-m Z a =-G Z R f ω2tg γcos a =-101 g

式中m z ﹑G z 为柱塞和滑靴的总质量。

惯性力P B 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。当

a =0O和180O时，惯性力最大值为

G P B max =Z R f ω2tg γ=243(N ) g

（3）离心反力P t

柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度a t ，产生的离心反力P t 通

过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为

7N ) P t =m Z a t =90(

（4）斜盘反力N

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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P 及径向力T 0 即

P =N c o γs =1213(N 2) T =N s i n γ=346(N 2)

轴向力P 与作用于柱塞底部的液压力P b 及其它轴向力相平衡。而径向力T

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。

（5）柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力p 1和p 2

该力是接触应力p 1和p 2产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞腔的径向力T 和离心力p f 引起的接触应力p 1和p 2可以看成是连续直线分布的应力。

（6）摩擦力P 1f 和P 2f

柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力p f 为

P f =(P (N 2) 1+P 2) f =259

式中 f 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 ﹑p 1和p 2可以通过如下方程组求得

∑y =0 N sin γ-p 1+p 2+p t =0

N cos γ-fp 1-fp 2-p b -p s =0∑z =0

l -l ?d ??l ?p 1 l -l 0+02?-p 2 l -2?-fp 1z 3?2?3??

d +fp 2z -p t l t =02

式中 l 0—柱塞最小接触长度，根据经验l 0=(1.5-2)d，这里取l 0=2d =44mm； 0∑M =0 l —柱塞名义长度，根据经验l =(2.7-3.7)d，这里取l 0=3d =189mm； l 1—柱塞重心至球心距离，l t =l 0-l 2=44-21=23mm

以上虽有三个方程，但其中l 2也是未知数，需要增加一个方程才能求解。

根据相似原理有

p l -0l 0= 1m a x p 2m a x l 2

1又有 p 1=p 1m (l ) 2a l x -02

1 p 2=p z m a l x d z 2 2

p 1(l 0-l 2) 2

=所以 2p 2l 2

第三章横向柱塞泵主要零件受力分析

p 1(l 0-l 2) 2

将式代入N sin γ-p 1+p 2+p t =0求解接触长度l 2。为简化计算，力=2p 2l 2

矩方程中离心力P t 相对很小可以忽略，得

6l l -4l 0-3fd Z l 0 l 2=0=21mm 12l -6fd Z -6l 0

（5-9） p 1(l 0-l 2) 2

将式代入N cos γ-fp 1-fp 2-p b -p s =0可得 =2p 2l 2

????1??P 1=(N sin γ+p t ) 1+2?(l 0-l 2) ?-1 ??l x 2??2

1??=(57?103?sin15O+122.5) ? 1+?=20.1(kN ) ?2.557?

（5-10）

N sin γ+P t 57?103?sin15O+122.5 P 2===5823(N ) (l 0-l 2) 2(78-57.6) 2

-1-1117l x 2

l -l ?d d ??l ?将以上两式代入p 1 l -l 0+02?-p 2 l -2?-fp 1z +fp 2z -p t l t =0可得 3?22?3??

P +P B +f ?P t N =b =13(KN ) cos γ-f ?sin γ

式中φ为结构参数，且

2(l 0-l 2) 2(78-57.6) +1+12l x j ===1.78 22(l 0-l 2) (78-57.6) -1-1117l x 2

3.2滑靴受力分析

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d 0'和滑靴中心孔d 0，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。

液压泵工作时，作用于滑靴上有一组方向相反的力。一是柱塞底部液压力图

p D 把滑靴压向斜盘，称为压紧力y ；另一是由滑靴面直径为1的油池产生的静压

p p 力f 1与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力f 2，二者力图使滑靴与斜盘分离开，

p 称为分离f 。当压紧力与分离力相平衡时，封油带上将保持一层稳定的油膜，

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形成静压油垫。下面对这组力进行分析。（1）分离力p f

图3-2 滑靴结构及分离力分布

图3-2为滑靴结构与分离力，根据流体学平面圆盘放射流动可知，油液经滑靴封油带环缝流动的泄漏量q 的表达式为

πδ3(p 1-p 2) q = 26μln R 1

若p z =0，则

q =πδ3p 1

R 6μln 2

R 1

式中δ为封油带油膜厚度。

封油带上半径为r 的任仪点压力分布式为

R ln 2

p r =(p 1-p 2) +P 2 R ln 2

R 1

若p z =0，则

R ln 2

p r =p 1R ln 2

R 1

第三章横向柱塞泵主要零件受力分析

从上式可以看出，封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降。封油带上总的分

离力p f 可通过积分求得。如图4-4，取微环面2πrd r ，则封油带分离力p f 2为

p f 2=?

油池静压分离力p f 1为

2 p f 1=πR 1p 1R 2R 1p r 2πd r =πp 12l 2R 1(2R 2-212 R -) π1P R 1

总分离力p f 为

P f =P f 1+P f 2=6?105(KN )

（2）分离力p y

滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力p b 引起的，即

P y =P b P 2P b =d Z =12. 95(KN ) cos g 4cos g

（3）力平衡方程式

当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式

p y =p f p b π(R 22-R 12) d =P 1 R 24cos γ2ln R 1

R d z 2ln 2

p R 1即 1= 2p b 2(R 2-R 12)cos γπ2z

将上式代入式q =πδ3p 1

6μln 2

R 1中，得泄漏量为

pd 3p b d z 2 q = =3 L/min （5-26） 2212m (R 2-R 1)cos g

除了上述主要力之外，滑靴上还作用有其他的力。如滑靴与斜盘间的摩擦力，

由滑靴质量引起的离心力，球铰摩擦力，带动滑靴沿斜盘旋转的切向力等。这些

力有的使滑靴产生自转，有利于均匀摩擦；有的可能使滑靴倾倒而产生偏磨，并

破坏了滑靴的密封，应该在滑靴结构尺寸设计中予以注意。

3.3配油盘受力分析

不同类型的横向柱塞泵使用的配油盘是有差别的，但是功用和基本构造则相

同。图5-7是常用的配油盘简图。

液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即

缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力p y ；配油窗口和封油带油膜对缸

体

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1-辅助支撑面 2-外封油带 3-内封油带 4-吸油窗 5-过渡区 6-减震槽 7-排油窗

图3-3配油盘基本构造

（1）压紧力p y

压紧力是由于处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶上，使

缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。 1对于奇数柱塞泵，当有(Z +1) 个柱塞处于排油区时，压紧力p y 1为 2

Z +1π2. d z p b =p y m a x p y 1=24

9+1π=??392?10-6?12560=24150(N ) 24

1当有(Z -1) 个柱塞处于排油区时，压紧力p y 2为 2

Z -1π2. d z p b =p y m i n p y 2=24

9-1π=??392?10-6?12560=19320(N ) 24

平均压紧力p y 为

P y =

（2）分离力

分离力由三部分组成。即外封油带分离力p f 1，内封油带分离力p f 2，排油

窗高压油对缸体的分离力。

对于奇数泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同。

封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘油窗包角?0有所扩大，如图5-8所示。 1(P y +P y 2) =2173(5N ) 21

第三章横向柱塞泵主要零件受力分析

图3-4封油带实际包角的变化 1当有(Z +1) 个柱塞排油时，封油带实际包角?1为 2

1 ?1=(Z -1) a +a 0 2

12π2π =?(9-1) ?+299

2π =3

1当有(Z -1) 个柱塞排油时，封油带实际包角?2为 2

1 ?2=(Z -3) a +a 0 2

12π2π =?(9-3) ?+299

8π =9

Z 平均有个柱塞排油时，平均包角?p 为 2

1 ?p =(?1+?2) 2

1=(Z -2) a +a 0 2

7π =9

2π式中 a —柱塞间距角，a = ； Z

2π a 0—柱塞腔通油孔包角，这里取a 0=。 9

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1) 外封油带分离力p f 1

外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任仪半径上的压力p y 从R 2到R 1

积分，并以?p 代替2π，可得外封油带上的分离力p f 1为

p f 1=?p (R 12-R 22)

4ln 1

R 2P b -?p 22R 2p b

7π7π?(172-152) ?10-6

=?12560-?112?10-6?12560 1724ln 15

=3.4(N )

2) 内封油带分离力p f 2

内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力p f 2为

p f 2=?p (-R 32+R 42)

4μln R 3

R 4p b +?p 2( ) R 32P b =5. 2N

3) 排油窗分离力p f 3

p f 3=

配油盘总分离力p f 1

p f =p f 1+p f 2+p f 3

2 =3. 4+5. +1. =6N 10. 2?p 2(R 22-R 23) p b =7π2?(15-2?912?1) 1=2560N 1. 6 ( )

第四章总结与展望

4.1总结

液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件，它是每个液压

系统中不可缺少的核心元件，合理的选择液压泵对于液压系统的能耗﹑提高系统

的效率﹑降低噪声改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要。

选择液压泵的原则是:根据主机工况﹑功率大小和系统对工作性能的要求,

首先确定液压泵的类型, 然后按系统所要求的压力﹑流量大小确定其规格型号。

一般来说, 由于各类液压泵各自突出的特点, 其结构﹑功用和运转方式各不

相同, 因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵。一般在机床液压系统中，

往往选用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵; 而在筑路机械﹑港口机械以及小型

工程机械中，往往选择抗污染能力比较强的齿轮泵；在负载大﹑功率大的场合往

往选择柱塞泵。

该泵的特点是：

(1)在柱塞头部加滑靴，改点接触为面接触，并为液体摩擦。

(2)将分散布置在柱塞底部的弹簧改为集中弹簧，并通过压盘使柱塞紧贴斜

盘。

(3)将传动轴改为半轴，悬臂端通过缸体外大轴承支承。

由于采用上述这些结构措施，使得泵的结构比较复杂，使用和维护要求都较

高。而且缸体外大轴承不宜用于高速，致使提高它的流量比较困难。

4.2展望

在柱塞泵发展的过程中，肯定会存在很多问题，随着科学技术的不断发展，

这些问题都在不同程度上得到了解决，但是还有好多问题至今没有得到充分解

决，比如，轴向柱塞泵中各部件之间的摩擦问题一直都是困扰着技术人员，这个

问题也是一直研究的课题，还有就是怎么解决润滑的问题，等等。

在轴向柱塞泵发展中，其基本结构保持了稳定。高速高压以及良好的控制方

法是其发展的方向。

致谢致谢

在论文完成之际，我首先向关心帮助和指导我的指导老师***，表示衷心的

感谢并致以崇高的敬意!

在论文工作中，遇到了一些棘手的问题，一直得到***老师的亲切关怀和悉

心指导，使我克服了在写论文时的困难。***老师以其渊博的学识、严谨的治学

态度、求实的工作作风和他敏捷的思维给我留下了深刻的印象，我将终生难忘这

一次写论文的经历。再一次向他表示衷心的感谢，感谢他为学生营造的浓郁学术

氛围，以及学习、生活上的无私帮助! 值此论文完成之际，谨向***老师致以最

崇高的谢意!

在学校的学习生活即将结束，回顾两年多来的学习经历，面对现在的收获，

我感到无限欣慰。为此，我向热心帮助过我的所有老师和同学表示由衷的感谢!

特别感谢我的舍友对我的学习和生活所提供的大力支持和关心!

在我即将完成学业之际，我深深地感谢我的家人给予我的全力支持！

最后，衷心地感谢在百忙之中评阅论文和参加答辩的各位专家、教授!

参考文献

[1] 樊瑞，李建华. 液压技术[M].第一版. 北京: 中国纺织出版社，1999.

[2] 赵则祥. 公差配合与质量控制[M].开封：河南大学出版社，1999.

[3] 路甬祥. 液压气动技术手册[S].北京：北京机械工业出版社，2002.1

[4] 曾祥容，叶文柄，吴沛容. 液压传动[S]. 北京：国防工业出版社，1980.8

[5] 黄大宇，梅瑛. 机械设计课程设计[M].第一版. 长春：吉林大学出版社，2006

[6] 濮良贵，纪名刚. 机械设计[M].第八版. 北京：高等教育出版社，2007.9

[7] 张利平. 液压泵及液压马达原理、使用与维护[M].北京：化工工业出版社，

2008.10

[8] 杨务滋. 液压维修入门[M]. 北京：化工工业出版社，2009.6

[9] 大连理工大学工程图学教研室. 机械制图[M] ．第六版. 北京:高等教育出版

社，2007．

[10] 马玉贵, 马治武. 新编液压件使用与维修技术大全[S].北京：中国建材工业

出版社，1998

[11] 左健民. 液压与气压传动[M].北京：机械工业出版社，1999

[12] 文怀兴. 泵的排量设计工况及优化设计[M].北京:机械工业出版社,2005

[13] 成大先. 机械设计图册[S].北京：化学工业出版社，2000

[14] 沙毅, 闻建龙. 泵与风机[M].合肥：中国科学技术大学出版社，2005

[15] 何存兴. 液压元件[M].北京：机械工业出版社，1982

[16] 隗金文，王慧. 液压传动[M].北京：东北大学出版社，2001.

[17] 陈榕林，张磊. 液压技术与应用[M].第一版. 北京：电子工业出版社，2002.

范文二：逯曼直轴式轴向柱塞泵(1)

专科生综合设计（论文）

题目：直轴式轴向柱塞泵学生姓名：逯曼学号： 201208027224 院系：机械与控制工程学院专业年级： 2012级机械制造与自动化专业指导教师：李福坤

2015年6月15日

摘要

斜盘式轴向柱塞泵是液压系统中的主要部件，它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，它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，因此它具有结构紧凑、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, 轴向

ABSRACT

The 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，axial pump

摘要 ····························· Ⅰ ASBTRACT ··························第一章轴向柱塞泵概述 ····················1.1轴向柱塞泵简介 ·····················1.2直轴式轴向柱塞泵的工作原理 ···············第二章直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计 ···········2.1柱塞设计 ························2.2滑靴设计 ························2.3配油盘设计 ·······················2.4缸体设计 ························2.5柱塞回程机构设计 ····················2.6变量机构设计 ······················第三章直轴式轴向柱塞泵主要零件受力分析 3.1柱塞受力分析 ······················3.2滑靴受力分析 ······················3.3配油盘受力分析 ·····················第四章总结与展望 ······················参考文献 ··························· Ⅱ 1

1 1

3 7 9 12 14 16

20 23 26

30 31

·········

第一章轴向柱塞泵概述

1.1轴向柱塞泵简介

轴向柱塞泵是采用配油盘配油，缸体旋转，靠变量头变量的斜盘式轴向柱塞泵。该泵采用液压静力平衡的最佳油膜厚度设计，使缸体与配油盘、滑靴与变量头之间处于纯液体摩擦下运转，具有结构简单、体积小、噪音低、效率高、寿命长和有自吸能力等优点。

轴向柱塞泵具有多种变量形势满足用户的要求，它广泛适用于机床锻压、冶金、工程、矿山、船舶等机械及其他液压传动系统中。

轴向柱塞泵1-手轮；2-丝杆；3-变量活塞；4-斜盘；5-销；6-回程盘；7-滑靴；8-柱塞；9-中间泵体；10-前泵体：11-前轴承；12-配流盘；13-轴；14-定心弹簧；15-缸体；16-大轴承；17-钢球。

1.2直轴式轴向柱塞泵的工作原理

柱塞泵是液压泵的一种，故先叙述液压泵的基本工作条件。液压泵若正常工作，必须具备以下基本条件：

1）存在密封容积并且发生变化。密封容积的变化是液压泵实现吸液和排液的根本原因。所以，这种泵又称为容积式液压泵。

2）密封容积在变化过程中，分别与吸、排液腔相沟通。 3）吸液腔与排液腔必须隔开，即不能同时相互沟通。

4）油箱内液体绝对压力必须不小于大气压力，这是容积式液压泵能吸液的外部条件。

轴向柱塞泵是依靠柱塞在缸体孔内的往复运动，造成密封容积的变化，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180?～360?范围内，柱塞由180?开始不断伸出，柱塞腔容积不断增大，直至0?。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?，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 P max =40MPa 额定流量 Q =100L/min 最大流量 Q max =200L /min 额定转速 n=1500r/min 最大转速 n max =3000r /min

第二章直轴式轴向柱塞泵主要零部件设计

2.1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

2）线接触式柱塞

3）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

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

1）柱塞直径d Z 及柱塞分布塞直径D f

柱塞直径d Z ﹑柱塞分布直径D f 和柱塞数Z 都是互相关联的。根据统计资料，在缸体上各柱塞孔直径d Z 所占的弧长约为分布圆周长πD f 的75%，即

Zd Z

=0.75 πD f

由此可得 m =

D f d Z

≈

Z 9

==3.82 0.75π0.75π

式中m 为结构参数。m 随柱塞数Z 而定。对于轴向柱塞泵，其m 值如表2-1所示。

表2-1柱塞结构参数

Z m

7 3.1

9 3.9

11 4.5

当泵的理论流量Q tb 和转速n b 根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径d Z 为 d Z =4Q tb

（2-1） ≈21. 7m m

m πZn b tg γ

式中 γ—斜盘最大倾角，取γ=20°

由上式计算出的d Z 数值要圆整化，并应按有关标准选取标准直径, 应选取22mm. 柱塞直径d Z确定后，应从满足流量的要求而确定柱塞分布圆直径D f ，即

D f =2）柱塞名义长度l

4Q tb

=1. 95d Z =43mm （2-2）

πd Z tg γZn b

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l 0，一般取：

p b ≤20Mpa l 0=(1. -41. d z 8 )

p b ≥30Mpa l 0=(2-2. d 5z ) 这里取 l 0=2d z =44mm 。因此，柱塞名义长度l 应满足：

l ≥l 0+s m a x +l m

式中 s m a x —柱塞最大行程；

l m i n —柱塞最小外伸长度，一般取l min =0. 2d Z =4. 4mm 。

根据经验数据，柱塞名义长度常取：

p b ≤20Mpa l =(2. 7-3) d Z

p b ≥30Mpa l =(3. -2这里取l =3. 5d Z =77mm 。 3）柱塞球头直径d 1

按经验常取d 1=(0.7-0.8) d z ，如图2-2所示。

图2-2柱塞尺寸图

4. d z 2 )

这里取d 1=0. 8d Z =18mm

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l d ，一般取l d =(0.4-0.55) d z ，这里取l d =0. 5d Z =11mm 。

4）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 ；间距t=2～10mm 。这里取h =0. 5mm , t =2mm 。（3）柱塞摩擦副比压P ﹑比功P v 验算

2p 1

=23Mpa （2-3） d Z l 1

柱塞相对缸体的最大运动速度v max 应在摩擦副材料允许范围内，即

v max =R f atg γ=0. 55m /s

由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功p max v max 为 p max v max =

2p 1

R f ωtg γ=11. 5Mpam /s

d Z l 1

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2-1。

表2-1材料性能

材料牌号 ZQAL9-4 ZQSn10-1 球墨铸铁

许用比压[p ]

Mpa 30 15 10

许用滑动速度[v ]

m/s 8 3 5

许用比功[pv ] Mpa.m/s 60 20 18

2.2滑靴设计

滑靴设计常用剩余压紧力法。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d 0'还是滑靴中心孔d 0，均不起节流作用。静压油池压力p 1与柱塞底部压力p b 相等，即 p 1=p b

R 2

p R 1

将上式代入式1=中，可得滑靴分离力为 2

p b 2(R 2-R 12) cos γ

d z 2ln

p 1=

π(R 22-R 12)

2ln 2

R 1

p b =3(N ) （2-6）

设剩余压紧力?p y =p y -p f ，则压紧系数 ?=

?p y p y

0.1。 =0. 05-0. ，这里取15

滑靴力平衡方程式即为

p f =(1-?) p y =2. 8(N )

用剩余压紧力法设计的滑靴，油膜厚度较薄，一般为0.008～0.01mm 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阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼共同形成液阻。从而实现滑靴油膜的静压支承。

经比较，本设计采用图2-3（a ）所示的结构型式。（2）滑靴结构尺寸设计

图2-4 滑靴外径的确定

滑靴在斜盘上的布局，应使倾角γ=0时，互相之间仍有一定的间隙s ，如图2-4所示。 1）滑靴外径D 2：

D 2=D f sin

-s =43?sin

-0. 2=15mm （2-7）

一般取s=0.2～1，这里取0.2。 2）油池直径D 1 初步计算时，可设定

D 1

=0.6-0.8，这里取0.8. D 2

D 1=0. 8D 20. 8?15=12mm

3）中心孔d 0﹑d 0'及长度l 0

如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔d 0和d 0'可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取

d 0（或d 0'）=0.8～1.5=1.0mm

2.3配油盘设计

配油盘是轴向柱塞泵主要零件之一，用以隔离和分配吸﹑排油油液以及承受由高速旋转的缸体传来的轴向载荷。它设计的好坏直接影响泵的效率和寿命。

配油盘设计主要是确定内封油带尺寸﹑吸排油窗口尺寸以及辅助支承面各部分尺寸。（1）过渡区设计

图2-5 配油盘主要尺寸

1）配油窗尺寸

配油窗口分布圆直径一般取等于或小于柱塞分布圆直径D f 配油窗口包角?0，在吸油窗口包角相等时，取 ?0=π-

a 1+a 2

=π-a 2

为避免吸油不足，配油窗口流速应满足 υ0=

Q tb

=2.3≤[υ0]=3m /s 满足要求。 F 2

式中 Q tb —泵理论流量； F 2—配油窗面积，F 2=

2(R 2-R 32) ；

[υ0]—许用吸入流速，[υ0]=2～3m/s。

由此可得

R 2-R 32=

2Q t

?0v 02）封油带尺寸

设内封油带宽度为b 2，外封油带宽度为b 1，b 1和b 2确定方法为：

考虑到外封油带处于大半径，加上离心力的作用，泄漏量比内封油带泄漏量大，取b 1略大于b 2，即

b 1=R 1-R 2= 0. 125z d

b 2=R 3-R 4=(0.1-0.125) d z

当配油盘受力平衡时，将压紧力计算示与分离力计算示带入平衡方程式可得

R 32-R 4R 12-R 2πZd z 2(1-?)

（2-8） -=.

R 1R 32?p ln ln R 2R 4

联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：

R 1=50mm ，R 2=32mm , R 3=27mm , R 4=17mm

（3）验算比压p 、比功pv

F =

(D 2-D 52+D 12-D 4) -(F 1+F 2+F 3)

式中 F 1—辅助支承面通油槽总面积；且：F 1=KB (R -R 5) （K 为通油槽个数，B 为通油槽宽度）

F 2﹑F 3—吸﹑排油窗口面积。根据估算：F =1034(mm 2) 配油盘比压p 为

p =

?p y +p t

F 2KB (R -R 5) ==284pa ≤[p ] （2-9）

式中 ?p y —配油盘剩余压紧力； p t —中心弹簧压紧力； [p ]—根据资料取300pa ；

在配油盘和缸体这对摩擦副材料和结构尺寸确定后，不因功率损耗过大而磨损，应验算pv 值，即

pv =pv p ≤[pv ]

式中 v p —平均切线速度，v p = pv =

(D 4+D ) 。 πn

(D 4+D ) =458≤600Kgf /cm 2 n π

[pv ]根据资料取600Kgf /cm 2。

2.4缸体设计

下面通过计算确定缸体主要结构尺寸（1）通油孔分布圆R f 和面积F

图2-6 柱塞腔通油孔尺寸

为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径R f 与配油窗口分布圆半径r f 相等。即

R f =R 2+R 3=26mm

式中R 2﹑R 3为配油盘配油窗口内﹑外半径。

通油孔面积近似计算如下（如图2-6所示）。

F a =l a b a -0. 215b a =832(mm 2)

式中 l a —通油孔长度，l a ≈d z ；

b a —通油孔宽度，b a ≈0.5d z ；

（2）缸体内﹑外直径D 1﹑D 2的确定

图2-7缸体结构尺寸

缸体强度可按厚壁筒验算 σ=p b

D 1+D 2D 1-D 2

?1256=0142(kgf /cm 2）≤[σ] （2-10）

式中 D 1—筒外径，且D 1=d Z +2δ=100mm。

[σ]—缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：[σ]=600～800(kgf /cm 2) 缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为

?δ=

d z

(σ+μP b ) =0.004mm ≤[?δ] （2-11） 2F

式中 E —缸体材料弹性系数；

μ—材料波桑系数，对刚质材料μ=0.23～0.30，青铜μ=0.32～0.35；

mm 5，青铜则取 [?δ]—允许变形量，一般刚质缸体取[?δ]≤0. 006

mm 8； [?δ]≤0. 004

符合要求。

（3）缸体高度H

从图2-7中可确定缸体高度H 为

H =l 0+l max +l 3+l 4=115mm

式中 l 0—柱塞最短留孔长度； S m a x —柱塞最大行程；

l 3—为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；

l 4—缸体厚度，一般l 4=（0. 4～0.6）d z ，这里取0.5d z =11mm 。

2.5柱塞回程机构设计

直轴式轴向柱塞泵一般都有柱塞回程结构，其作用是在吸油过程中帮助把柱塞从柱塞腔中提伸出来，完成吸油工作，并保证滑靴与斜盘有良好的贴合。

固定间隙式回程结构使用于带滑靴的柱塞。它的特点是在滑靴颈部装一回程盘2，如图2-8，并用螺纹环联结在斜盘上。当滑靴下表面与回程盘贴紧时，应保证滑靴上表面与斜盘垫板3之间有一固定间隙，并可调。

回程盘是一平面圆盘，如图2-8所示。盘上d h 为滑靴安装孔径，D h 为滑靴安装孔分布圆直径。这两个尺寸是回程盘的关键尺寸，设计不好会使滑靴颈部及肩部严重磨损。下面主要研究这两个尺寸的确定方法。

图2-8 回程盘结构尺寸

如前所述，滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是短轴 a =2R =3m 9m ( f =2?19. 5长轴

b =

2Rf

=42(mm )

cos γmax

d h 和D h 的选择应保证泵工作时滑靴不与回程盘发生干涉为原则。因此，D h 取椭圆长

﹑短轴的平均值较合理，即 D k =

a +b Rf

=R f +=61(mm ) 2cos γmax

从图2-8中可以看出回程盘上安装孔中心O 与长﹑短轴端点A 或B 的最大偏心距相等，

且为e max ，因而

e max

R f 2Rf

=-(R f +) =22mm （2-12）

cos γmax cos γmax

为了允许滑靴在任一方向偏离e max ，而不与回程盘干涉，回程盘的安装孔径应比滑

2靴径部直径d 大e max 。同时，考虑到加工﹑安装等误差，应在安装孔与滑靴径部之间保留有适当间隙J 。这样安装孔的直径为

d k =d +e max +2J =32(mm )

式中 d —滑靴颈部直径；

J —间隙，一般取J =0.5～1mm 。

2.6变量机构设计

轴向柱塞泵通过变量机构改变直轴泵斜盘倾斜角或斜轴泵摆缸摆动角，以改变输出流量的方向和大小。变量机构的型式很多，按照控制方式，可分为手动式、机动式、电动式、液动式、电液比例控制式等。按照变量执行机构可分为机械式、液压伺服机构式、液压缸式，如图2-9。按照性能参数还可分为恒功率式、恒压式、恒流量式等。

图2-9变量执行机构

以上各种型式的变量机构常常组合使用。例如，图2-9(a)所示，手动变量机构采用杠杆或采用手轮转动丝杠，带动斜盘改变倾斜角，如果用可逆电机旋转丝杠可实现电动变量。图2-9(b)所示，在伺服阀C 端用手轮或杠杆输入一位移量，称手动伺服变量式；若以电机或液压装置输入位移量时，则称电动或液动伺服变量式；如果输入的控制信号量使得泵输出的功率为常值，则构成了压力补偿变量式。再如图2-9(c)中，用带有电磁阀的外液压源控制，可成为远程液控变量式；如果用伺服阀控制变量缸，并使泵出口压力为恒值，可成为恒压变量型式。

由此可知，变量的型式是多种多样的，下面介绍其中最常用的几种变量机构。并予以比较选择。

（1）手动变量机构

手动变量机构是一种最简单的变量机构，适用于不经常变量的液压系统。变量时用手轮转动丝杠旋转，丝杠上的螺母直线运动带动斜盘改变倾斜角实现变量。手动变量机构原理图及变量特性如图2-10所示。

图2-10手动变量机构原理及特征

图中表明手动变量机构可实现双向变量。流量Q 的方向和大小与变量机构行程y 成正比。

（2）手动伺服变量机构

该机构用机械方式通过伺服阀带动变量缸改变斜盘倾角实现变量。手动伺服变量机构的原理图和变量特性如图2-11所示。

图2-11手动伺服变量机构

图中伺服变量机构由双边控制阀和差动变量缸组成。控制阀的阀套与变量活塞杆相连，变量缸的缸体与泵体相连。当控制阀处于中位时，斜盘稳定在一定的位置上。变量时，若控制阀C 端向左移动，油路1和2连通，变量缸A ﹑B 两腔都是泵出口压力。由于B 腔面积大于A 腔，变量活塞在液压力作用下向右移动，推动斜盘倾斜角减小，流量随之减少。与此同时，由于阀套与活塞杆相连，阀套也向右移动逐步关闭油路l 和2，于是斜盘稳定在新的位置上。

反之，控制阀向右移动时，油路2和3连通，变量缸B 腔与回油路接通，变量活塞在

A 腔液压力作用下向左移动，使斜盘倾角增大，流量也增大。同理，由于控制阀阀套的反馈移动，使斜盘稳定在新的位置。

这种利用机械位置反馈的伺服变量机构减少了变量控制力，大大提高了变量的性能和精度。变量信号输入可以是手动，也可以是电动。如用外液压源可实现远程无级变量。因此，这种变量型式广泛用于频繁变速的行定车辆、工程机械、机床等许多液压系统中。（3）恒功率变量机构

为使泵功率为一恒值，理论上，泵出口压力与输出流量应保持双曲线关系，如图5-4所示。但是，实际泵的变量机构都是采用弹簧来控制的。因此，只能用一段折线(一根弹簧) 或二段折钱(二根弹簧) 来近似替代双曲线。图2-11（a ）所示的变量特性就是采用内外双弹簧和机械限位装置控制的恒功率变量特性。（4）恒流量变量机构

恒流量变量机构是根据装于泵出口主油路中的节流阀两侧的压力差调节输出流量，保持流量为一恒值。变量机构原理及变量特性如图2-12所示。

图2-12恒流量变量机构原理及特征

图中恒流量变量机构由带有节流阀的双边控制阀(恒流量阀) 和差动变量缸组成。控制

阀C 端预压弹簧调定后，节流阀两侧压力差在控制阀阀芯上产生的液压力与弹簧力相平衡，阀芯处于中垃，斜盘倾角固定在某一角度，泵输出流量为调定值。

当泵转速增加时，输出流量也相应增加。由于节流器面积不变，则节流器两端压力差

p 增大，推动控制阀阀芯左移，带动变量活塞左移，斜盘倾角减小，流量城少，直至恢复

到调定值。此时，阀芯上液压力与弹簧力重新平衡阀芯处于中位，斜盘倾角稳定，泵输出流量为恒定值。反之，当泵转速减小后，输出流量减少。类似的分析可知，斜盘倾角会增加，流量也随之增加，仍保持为一恒定值。

综合比较以上几种变量机构，本设计选择手动伺服变量机构。

3. 直轴式轴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。单个柱塞随缸体旋转一周时，半周吸油﹑一周排油。柱塞在吸油过程与在排油过程中的受力情况是不一样的。下面主要讨论柱塞在排油过程中的受力分析，而柱塞在吸油过程中的受力情况在回程盘设计中讨论。图5-1是带有滑靴的柱塞受力分析简图。

图5-1 柱塞受力分析

作用在柱塞上的力有：（1）柱塞底部的液压力P b

柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力P b 为 p t =

d x p max =12560(N ) （5-1）

式中 P max —泵最大工作压力。（2）柱塞惯性力P B

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P B 为 P B =-m Z a =-

G Z

R f ω2tg γcos a =-101 （5-2） g

式中m z ﹑G z 为柱塞和滑靴的总质量。

惯性力P B 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。当a =0O和

180O时，惯性力最大值为

P B max =

G Z

R f ω2tg γ=243(N ) （5-3）

（3）离心反力P t

柱塞随缸体绕主轴作等速圆周运动，有向心加速度a t ，产生的离心反力P t 通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为

P t =m Z a t =907(N ) （5-4）（4）斜盘反力N

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P 及径向力T 0 即

P =N c o γs =1213(N 2)

（5-5）

T =N s i n γ=346(N 2)

轴向力P 与作用于柱塞底部的液压力P b 及其它轴向力相平衡。而径向力T 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。（5）柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力p 1和p 2

该力是接触应力p 1和p 2产生的合力。考虑到柱塞与柱塞腔的径向间隙远小于柱塞直径及柱塞腔内的接触长度。因此，由垂直于柱塞腔的径向力T 和离心力p f 引起的接触应力p 1和p 2可以看成是连续直线分布的应力。（6）摩擦力P 1f 和P 2f

柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力p f 为

P f =(P (N 2) （5-6） 1+P 2) f =259式中 f 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 ﹑p 1和p 2可以通过如下方程组求得

∑y =0

N sin γ-p 1+p 2+p t =0

∑z =0

N cos γ-fp 1-fp 2-p b -p s =0

（5-7）

l -l ?d ??l ?

p 1 l -l 0+02?-p 2 l -2?-fp 1z

3?2?3??d

+fp 2z -p t l t =0

∑M

式中 l 0—柱塞最小接触长度，根据经验l 0=(1.5-2)d，这里取l 0=2d =44mm； l —柱塞名义长度，根据经验l =(2.7-3.7)d，这里取l 0=3d =189mm； l 1—柱塞重心至球心距离，l t =l 0-l 2=44-21=23mm

以上虽有三个方程，但其中l 2也是未知数，需要增加一个方程才能求解。根据相似原理有

p 1m a x l -0l 0

= （5-8） p 2m a x l 2

p 1m (l ) a l x -021

p 2=p z m a l x d z 2

又有 p 1=

p 1(l 0-l 2) 2

所以 =2

p 2l 2

p 1(l 0-l 2) 2

将式代入N sin γ-p 1+p 2+p t =0求解接触长度l 2。为简化计算，力矩方程中=2

p 2l 2离心力P t 相对很小可以忽略，得

6l l -4l 0-3fd Z l 0 l 2=0=21mm （5-9）

12l -6fd Z -6l 0p 1(l 0-l 2) 2

将式代入N cos γ-fp 1-fp 2-p b -p s =0可得 =2

p 2l 2

????1??P 1=(N sin γ+p t ) 1+2?(l 0-l 2) ?

-1 ??l x 2??

1??

=(57?103?sin15O+122.5) ? 1+?=20.1(kN )

?2.557?

（5-10）

N sin γ+P t 57?103?sin15O+122.5

P 2===5823(N )

(l 0-l 2) 2(78-57.6) 2

-1-12

117l x

l -l ?d d ??l ?

将以上两式代入p 1 l -l 0+02?-p 2 l -2?-fp 1z +fp 2z -p t l t =0可得

3?22?3??

N =式中φ为结构参数，且

P b +P B +f ?P t

=13(KN ) （5-11）

cos γ-f ?sin γ

2(l 0-l 2) 2(78-57.6) +1+1

l x 2 j ===1.78 （5-12）22(l 0-l 2) (78-57.6)

-1-12

117l x

3.2滑靴受力分析

液压泵工作时，作用于滑靴上有一组方向相反的力。一是柱塞底部液压力图把滑靴压向斜盘，称为压紧力

p y

；另一是由滑靴面直径为

D 1

的油池产生的静压力

p f 1

与滑靴封油带

上油液泄漏时油膜反力

p f 2

，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离

p f

。当压紧力与分

离力相平衡时，封油带上将保持一层稳定的油膜，形成静压油垫。下面对这组力进行分析。（1）分离力p f

图5-4 滑靴结构及分离力分布

图5-4为滑靴结构与分离力，根据流体学平面圆盘放射流动可知，油液经滑靴封油带环缝流动的泄漏量q 的表达式为 q =

πδ3(p 1-p 2)

R 6μln 2

R 1

（5-18）

若p z =0，则

q =

πδ3p 1

6μln 2

R 1

（5-19）

式中δ为封油带油膜厚度。

封油带上半径为r 的任仪点压力分布式为

R 2

p r =(p 1-p 2) +P 2 （5-20）

2ln R 1

若p z =0，则

R 2

（5-21） p r =p 1

R 2ln R 1

从上式可以看出，封油带上压力随半径增大而呈对数规律下降。封油带上总的分离力p f 可通过积分求得。如图4-4，取微环面2πrd r ，则封油带分离力p f 2为 p 2

f 2=?

R R 1

p r 2πd πp 1

r =

(2R 2

2-R -) π2

11P R 1

2l R 2

R 1

油池静压分离力p f 1为

p 2

f 1=πR 1p

1总分离力p f 为

P f =P f 1+P f 2=6?105(KN )

（2）分离力p y

滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力p b 引起的，即 P P b P 2y =cos g =4d P b

Z cos g

=12. 95(KN ) （3）力平衡方程式

当滑靴受力平衡时，应满足下列力平衡方程式

p y =p f

d 2p b π(R 22-R 24z

cos γ=1) 2ln

P 1 2R 1

d 2R 2

z ln

即 p 1p =R 1

2(R 2

-R 2 b 21) cos γ

（5-22） 5-23）

（5-24）

（5-25）（

将上式代入式q =

πδ3p 1

R 6μln 2

R 1

中，得泄漏量为

pd 3p b d z 2

q = =3 L/min （5-26） 22

12m (R 2-R 1)cos g

除了上述主要力之外，滑靴上还作用有其他的力。如滑靴与斜盘间的摩擦力，由滑靴质量引起的离心力，球铰摩擦力，带动滑靴沿斜盘旋转的切向力等。这些力有的使滑靴产生自转，有利于均匀摩擦；有的可能使滑靴倾倒而产生偏磨，并破坏了滑靴的密封，应该在滑靴结构尺寸设计中予以注意。

3.3配油盘受力分析

不同类型的轴向柱塞泵使用的配油盘是有差别的，但是功用和基本构造则相同。图5-7是常用的配油盘简图。

液压泵工作时，高速旋转的缸体与配油盘之间作用有一对方向相反的力；即缸体因柱塞腔中高压油液作用而产生的压紧力p y ；配油窗口和封油带油膜对缸体的分离力p f 。

1-辅助支撑面 2-外封油带 3-内封油带 4-吸油窗 5-过渡区 6-减震槽 7-排油窗

图5-7配油盘基本构造

（1）压紧力p y

压紧力是由于处在排油区是柱塞腔中高压油液作用在柱塞腔底部台阶上，使缸体受到轴向作用力，并通过缸体作用到配油盘上。

对于奇数柱塞泵，当有(Z +1) 个柱塞处于排油区时，压紧力p y 1为

Z +1π2

. d z p b =p y m a x （5-29） p y 1= 249+1π=??392?10-6?12560=24150(N ) 24

当有(Z -1) 个柱塞处于排油区时，压紧力p y 2为

Z -1π2

. d z p b =p y m i n （5-30） p y 2= 249-1π=??392?10-6?12560=19320(N ) 24

平均压紧力p y 为

P y =（2）分离力

分离力由三部分组成。即外封油带分离力p f 1，内封油带分离力p f 2，排油窗高压油对缸体的分离力。

对于奇数泵，在缸体旋转过程中，每一瞬时参加排油的柱塞数量和位置不同。封油带的包角是变化的。实际包角比配油盘油窗包角?0有所扩大，如图5-8所示。

(P y 1+P y 2) =2173(5N ) 2

图5-8封油带实际包角的变化

当有(Z +1) 个柱塞排油时，封油带实际包角?1为

?1=(Z -1) a +a 0

212π2π=?(9-1) ?+ 299

2π 3

当有(Z -1) 个柱塞排油时，封油带实际包角?2为

?2=(Z -3) a +a 0

212π2π=?(9-3) ?+ 2998π= 9

平均有个柱塞排油时，平均包角?p 为

?p =(?1+?2)

=(Z -2) a +a 0 27π= 9

2π

式中 a —柱塞间距角，a = ；

2π

a 0—柱塞腔通油孔包角，这里取a 0=。

1) 外封油带分离力p f 1

外封油带上泄漏流量是源流流动，对封油带任仪半径上的压力p y 从R 2到R 1积分，并以?p 代替2π，可得外封油带上的分离力p f 1为 p f 1=

?p (R 12-R 22)

4ln

1R 2

P b -

R 2p b （5-32）

7π7π

?(172-152) ?10-6

=?12560-?112?10-6?12560

24ln 15 =3.4(N )

2) 内封油带分离力p f 2

内封油带上泄漏流量是汇流流动，同理可得内封油带分离力p f 2为

p f 2=

?p (-R 32+R 42)

4μln

R 3R 4

p b +

( ) （5-33） R 32P b =5. 2N

3) 排油窗分离力p f 3 p f 3=

(R 22-R 23) p b =

7π2

?(15-2?9

12?1) 1=2560N 1. 6(5-34) ）（

配油盘总分离力p f 1

p f =p f 1+p f 2+p f 3

=3. 4+5. +

21. =6

N 10. 2

第四章总结与展望

液压泵是向液压系统提供一定流量和压力的油液的动力元件, 它是每个液压系统中不可缺少的核心元件, 合理的选择液压泵对于液压系统的能耗﹑提高系统的效率﹑降低噪声﹑改善工作性能和保证系统的可靠工作都十分重要.

选择液压泵的原则是:根据主机工况﹑功率大小和系统对工作性能的要求, 首先确定液压泵的类型, 然后按系统所要求的压力﹑流量大小确定其规格型号.

一般来说, 由于各类液压泵各自突出的特点, 其结构﹑功用和运转方式各不相同, 因此应根据不同的使用场合选择合适的液压泵. 一般在机床液压系统中, 往往选用双作用叶片泵和限压式变量叶片泵; 而在筑路机械﹑港口机械以及小型工程机械中, 往往选择抗污染能力比较强的齿轮泵; 在负载大﹑功率大的场合往往选择柱塞泵.

正如科学技术的发展一样，现阶段科技领域中交叉学科、边缘学科越来越丰富，跨学科的共同研究是十分普遍的事情，作为泵产品的技术发展亦是如此。以屏蔽式泵为例，取消泵的轴封问题，必须从电机结构开始，单局限于泵本身是没有办法实现的；解决泵的噪声问题，除解决泵的流态和振动外，同时需要解决电机风叶的噪声和电磁场的噪声；提高潜水泵的可靠性，必须在潜水电机内加设诸如泄漏保护、过载保护等措施；提高泵的运行效率，须借助于控制技术的运用等等。这些无一不说明要发展泵技术水平，必须从配套的电机、控制技术等方面同时着手，综合考虑，最大限度地提升机电一体化综合水平。

参考文献

[1]隗金文，王慧. 液压传动[M].北京：东北大学出版社，2001.

[2]陈榕林，张磊. 液压技术与应用[M].第一版. 北京：电子工业出版社，2002. [3]成大先. 机械设计手册[M].第三版. 北京：化学工业出版社，1996. [4]俞新陆. 液压机[M].北京：机械工业出版社，1990.

[5]秦勇. 液压机技术的现状与发展趋势[J].煤矿机械，2002（11），10~12. [6]孙恒，陈作模. 机械原理[M].第六版. 北京：高等教育出版社，2001. [7]姜佩东. 液压与气动技术[M].北京：高等教育出版社，2000.

[8]罗晴岚. 跨世纪中国锻造业的发展方向[J].锻压机械，2001（5）：1~4. [9]黄宏甲，黄宜. 液压传动[M].北京：机械工业出版社，1999.

[10] 李永堂，付建华，白墅洁，张文杰. 锻压设备理论与控制[M].第一版. 北京：国防工业出版社，2005. [11]路勇祥. 团结奋斗、开拓创新，建设制造业强国[z].制造业未来与中国，2002（12）：15~18. [12]闻德生，斜盘型开路式轴向柱塞泵北京；机械工业出版社，1993.9

[13]Lebek A O.principles and Design of Mechanical Face Seals,TJ246.L43,1991 [14]Peter Hattwig.Synthesis of ABS Hydraulic Systems.SAE,930509

范文三：直签合同有哪些好处

直签合同有哪些好处

直签劳动合同书

劳动合同编号:----------------------

劳动合同书

用人单位: 劳动者:

湖北省劳动和社会保障厅印制

用人单位名称:-----------------------------------------(以下称“甲方”)

住所:----------------------------------------------

通讯地址:-------------------(来自:WWw.XieLw.com 写论文网:

直签合同有哪些好处)---------------------------

邮政编码:?????

法定代表人或主要负责人:----------------------------

劳动者姓名----------------------------------------------(以下称“乙方”)

身份证号码:??????????????????

家庭住址:---------------------------------------邮政编码:?????

户籍所在地:------------------------------------邮政编码:????? 联

系方式:-----------------(固定电话)-------------------(移动电话) 紧

急联系人:------------------联系电话:----------------------------

劳动者身份证或者其他证件复印粘贴处

甲乙双方就劳动关系的建立及其权利义务等事宜，根据《中华

人民共和国劳动合同法》及有关的劳动法律、法规、行政规章和

本单位依法制定的规章制度、集体合同、遵循合法、公平、平等

自愿、协商一

致、诚实信用的原则，一致同意订立本劳动合同(以下简称合同)确定劳动关系。

一、合同的类型与期限

(一)甲、乙双方选择合同类型为(---------------------)

A、固定期限，自---------年----月-----日起至---------年---------月----------日止，共-------------年(个月)。

B、无固定期限，自----------年------月--------日起至本合同第七条的终止情形出现时即行终止。

C、以完成一定的工作任务为期限，自--------年-------月--------日起止-----------------------------------------------------------工作完成时即行终止。

(二)试用期

甲乙双方约定试用期自--------年-------月------日起至---------年----------月----------日止，共--------个月，试用期工资为----------。

二、工作内容与工作地点

(一)甲方聘用乙方从事--------------------工作，具体任务或职责是:-----------------------------------------------------------------------

-----------------------------------------------------------------------------------

--------------------------------------------------------------------------------;

(二)乙方的工作地点为-----------------------------------------。

(三)乙方应认真履行甲方制定的岗位职责，按时、按质、按

量完成其本职工作;未经甲方允许，乙方不得在其他单位兼职。

三、工作时间与休息休假

(一)乙方所在岗位执行工时制度(------------------------)。

A、标准工时制。

B、不定时工时制。

C、综合计算工时制。

(二)甲方在正常出勤并付出正常劳动后，有权获得相应劳动报酬。乙方所在岗位执行工资计发形式(----------------)。

(三)乙方加班须征得甲方确认同意，否则不视为加班。

四、劳动报酬

(一)乙方在正常出勤并付出正常劳动后，有权获得相应劳动报酬。乙方所在岗位执行工资计发形式(------------------)。

A、计时形式:乙方的月工资为:------------。其中加班加点 --------------元/小时，病假扣除标准为------------元/小时。

B、计件形式:乙方的劳动定额为----------------，计件单价为 -------------。

C、其他工资形式:-------------------------------------------------

---------------------------------------------------------------------------。

(二)甲方于每月----------日以人民币形式支付乙方上月工资。如遇节假日或休息日，则应提前到最近的工作日支付。

(三)甲方可以根据期生产经营状况、乙方工作岗位的变更和依法制定的劳动报酬分配办法，经协商调整乙方的工资待遇。

(四)甲方安排乙方延长工作时间或休息日、法定休假日工作的，

篇二:人才直签委托协议

人才委托协议

甲方:身份证号码:

乙方:

甲方具备国家建造师执业资格(有证书)，甲乙双方经友好协商，就乙方受甲方委托协调受聘(注册)在相关企业，达成如下协议。

一、委托事项:

1、甲方委托乙方在全省范围内协调二级机电专业建造师受聘事宜。甲方受聘报酬标准, 000

元/年，聘用时间为 2年，甲方委托乙方收取上述费用后转交甲方。

2、甲方委托乙方负责甲方及建筑企业之间的沟通和联系工作。

3、甲方将执业资格证书交由乙方负责办理注册等各项手续。

二、支付办法

1、分期付清，甲方按乙方要求将执业资格证书、身份证及毕业证扫描件、照片等交付乙方时，乙方提

供带有乙方签字加盖公章的收条。甲方提供材料企业验证通过后，乙方将第一年报酬支付甲方，次

年支付第二年费用。

2、甲方须保证所提供证书及相关证件的真实性，否则因此产生

的一切法律责任均由甲方承担。并且甲

方应退回已收取全部款项。如甲方证书注册不成功，乙方及时退回已接收的甲方相关资料，并且告

知甲方注册不成功的原因，甲方应返还乙方的全部款项，

三、双方责任:

1、因甲方提供材料问题导致注册单位无法成功注册，本次签订的授权服务协议自动失效，甲方应

退还乙方向甲方支付的全部费用，乙方应于收到退费后三日内退还甲方全部资料;因乙方企业原因

致使注册不成功的，甲方已收取的费用不予退还。

2、若因注册需要(如:相关地市主管部门要求、相关政策法规要求等)需建造师本人到场参加注册，

甲方应积极配合注册，乙方企业根据情况为甲方向注册单位申请报销差旅、食宿费用。

3、因注册单位需要申报“建筑企业安全生产许可证”，甲方应配合注册单位，参加安全三类人员考核

项目经理(B证)证书的培训及考试。项目经理(B)证同二级建造师注册证书同时由用证件企业保管，只可用于办理安全生产许可证及资质、安全证的年检所用。如未经过甲方同意，用证单位私自用于项

- 1 -

目管理，甲方不承担任何责任。考试所产生的差旅、误工、食宿

等费用，由乙方或注册单位承担。

4.甲方应参加注册二级建造师继续教育培训。其所产生的报名费、食宿费用，由乙方或注册单位承担。

5. 乙方向甲方推介、联络注册单位，并保证注册单位真实性、可靠性，保障甲方“资格证书”相应

权益。自受聘者在注册地建委注册成功之日(住建部网站公告之日)起10个工作日内，乙方督促企业将受聘者执业印章交由甲方。

6.乙方督促企业为甲方办理延期注册、继续注册、变更注册、继续教育等相关服务。

7.乙方应妥善保管甲方提供的相关注册材料，保证不丢失、不损毁。

四、其他事项

1、甲方需要承担聘用企业工程项目或入职该企业，应当与企业签订相关协议，乙方不承担任何法律责

任。

2、乙方为甲方提供聘用的企业是合法企业。由于企业的原因造成甲方损失的，乙方应积极配合甲方采取措施维护权益。

3、在没有经过乙方允许的情况下，甲方不能私自跟乙方推荐企业联系，一旦发现，乙方有权终止协议，

并且有权处理甲方的证件，甲方赔偿乙方所造成的一切损失。

4、本协议金额为税后金额;本协议自甲、乙双方签订之日起生效。

5、如有争议双方应协商解决，协商不成的应当在乙方人民法院提起诉讼。

甲方: 乙方:

经办人: 经办人:

手机:

QQ 号:电话:

地址:

账号:

年月日年月日

- 2 -

篇三:2015年核电站直签岗位简章

项目编号:HRJD002

核建直签岗位招聘简章

——(辽宁、福建、广东、浙江、海南、广西、江苏、山东) 行业前景:在全世界范围内，核电由于资源消耗少、环境影响小和供应能力强等优点，成为与火电、水电并称的世界三大电力供应支柱。中国目前保持着7%以上的经济增长率，用电需求也同比增长7%左右。再加上各大城市日益严重的空气污染，单纯依靠煤电的增长不再可行。相比风电和太阳能发电，核电成为兼

顾

治污与经济的优先选择。

新一轮国际核电建设热潮，对我国发展核电产业是一个很好的

机会。中国正在成为世界核电建设市场的领导者，成为世界领先的核电厂建设者，到2040年，大约130座核反应堆将投入运行，将超过欧洲和美国。同时，中国核电企业也正走出国门。

行业现状:中国运行的核电站有6座。到2040年，中国将投入3450亿美元用于新的核电站，以及投资1320亿欧元进行产能扩张。在可预见的未来，欧洲也将出现中国的核电技术。

由于投资过大等原因，许多国家往往对待核电站投资持消极态度。国际能源署首席经济学家法提赫?比罗尔认为，核能发电有两个优势:首先，可以尽可能以这种方式减少二氧化碳排放量，这方面核电等同于可再生能源;其次，核能被认为是长期可靠的电源。

岗位优势:

1、国家级重点、热点项目，国家核工业建设集团下属核建直签合同;

2、综合工资4000--8000元，五险一金、节假日福利优厚;

3、行业门槛低、轻松进入国有大型核建企业;

4、用工规范，休息时间、节假日休假时间等软性福利优厚。

一、岗位名称:钳工、电工、焊工

二、岗位要求:

1、男生、18-28周岁，身高165cm以上，大专及以上学历(优秀者可放宽);

2、机电一体化专业、机械自动化专业和机电工程专业等专业优

先;

3、性格稳重、身体健康、责任心强，有吃苦耐劳的精神，无不良犯罪记录;

4、要求有电工证或钳工操作证，户籍不限。

三、岗位职责:

钳工:从事划线、加工零件、装配、设备维修和创新技术等;

电工: 从事电力生产和电气制造电气维修、建筑安装行业等;

四、岗位薪资待遇及福利

培训期:1-3个月，免费住宿，餐费自理;

试用期:3-6个月，提供住宿，有工作餐，综合工资3000元以上;

转正后:综合薪资4000到8000，提供住宿，提供工作餐;

福利待遇:五险一金，按国家法定节假日休息，享受节假日福利，工作满一年有15-20天带薪年假，单位报销往返路费;

工作时间:5天八小时工作制，超出部分按国家劳动法规定算加班费，没有夜班;

五、报名资料:

1、身份证及复印件;

2、学历证复印件;

3、健康证明(在县级以上医院体检报告单)

六、合同性质:单位直签，首签两年，续签两年，转终身合同，属单位正式员工

七、分布地区:辽宁、福建、广东、浙江、海南、广西、江苏、山东

首批可分配地点:台山核电站、宁德核电站

备注:

1、工作地点根据核建用工单位用工需求分配，可就近安置，但因工作区域不同，具体公司规定的制度和工资待遇按实际工作单位的规定为准;

2、本招聘简章岗位及合同属于核电站的核建公司;

3、本招聘简章最终解释权归中国人联所有

范文四：爬墙植物有哪些

(上图为牵牛花)

爬墙植物是园林植物中较为特殊的一个类型，由于茎较细软，它们自身不能直立生长，需要依附其它物体向上攀援，能爬墙的植物有以下几种:

爬山虎、五叶地锦、牵牛花、凌霄、扶芳藤、常春藤、薜荔、藤本月季、藤本夜来香、常云南黄馨、紫藤、春油麻藤等等。

1、爬山虎

爬山虎，又称捆石龙、枫藤、小虫儿卧草、红丝草、红葛、趴山虎、红葡萄藤、巴山虎，葡萄科植物。夏季开花，花小，黄绿色，浆果紫黑色。常见攀缘在墙壁岩石上。爬山虎的根茎可入药，破瘀血、消肿毒;果可酿酒，但它的根会分泌酸性物质腐蚀石灰岩，它的根会沿着墙的缝隙钻入其中，使缝隙过大，严重可至墙体碎裂倒塌。

2、五叶地锦

五叶地锦又名五叶爬山虎，葡萄科爬山虎属。别名五叶地锦、爬墙虎。落叶大藤本，具分枝卷须，卷须顶端有吸盘。叶变异很大，通常宽卵形，先端多3裂，基部心形，边缘有粗锯齿。聚伞花序，常生于短枝顶端两叶之间，花小，黄绿色，浆果球形，蓝黑色，被白粉，花期6月，果期10月。

3、牵牛花

牵牛花一年生蔓性缠绕草本花卉，全株多密被短刚毛。叶互生，全缘或具叶裂。聚伞花序腋生，1朵至数朵，花冠喇叭样，花色鲜艳美丽。为夏秋季常见的蔓性草花，可作小庭院及居室窗前遮阴、小型棚架、篱垣的美化，也可作地被栽植，同时它还有杀虫的功效额。

4、藤本月季

藤本月季是蔷薇亚科藤性灌木，干茎柔软细长呈藤木状或蔓状。藤本月季开花时花朵硕大，花色艳丽，花团锦簇，甚是美丽，具有很好地观赏价值，在山野间、公园里甚至庭院里都可以看到绽放灿烂地藤本月季。其次藤本月季还可以用来装饰家庭的作用，现代装修风格中欧式风格中就大量运用藤本月季来装饰家里。

5、藤本夜来香

藤本夜来香原产南美，在中国分布于云南、广西、广东和台湾等地，嫩枝绿色，长而下墨，叶互生，表面有光泽，伞房状聚伞花序，腋生或顶生，花白色或谈藏绿色，夜间开放，开花时散发出浓烈的香气，故名夜来香。夏天的蚊子很讨厌这种气味，所以夜来香有很好的驱蚊效果，藤本夜来香夜来香枝条细长，夏秋开花，黄绿色花朵傍晚开放，飘出阵阵扑鼻浓香，在南方多用来布置庭院、窗前、塘边和亭畔。

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范文五：濒危植物有哪些

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濒危植物有哪些

2016-06-03 来源:土巴兔

从自然保护生物学的角度来讲，自工业革命开始，地球就已经进入了第六次物种大灭绝时期。在中国，地域辽阔，植物资源还是很丰富的，但是近30年来，由于经济的快速发展，人口的快速增长，环境被大规模的破坏，据了解，中国现在有野生植物物种6000种濒临灭绝，其中100多种已经是极为危险了。那么有哪些植物是濒危植物呢，我们该怎样做，一起了解一下。

普陀鹅耳枥普陀鹅耳枥是国家一级保护植物，在全世界只有一株，就在中国，也是中国特有植物。普陀鹅耳枥属于桦木科落叶乔木，就像它的名字一样，是长在普陀山的。本来在上世纪50年代的时候还有数棵，但是由于开荒垦殖的原因遭到的破坏。

http://www.oceano.com.cn 绒毛皂荚绒毛皂荚现在还有两棵，它是豆科落叶乔木，属于濒危植物，国家2级保护植物。传说，绒毛皂荚的名字是因为荚果特别密被黄绿色的绒毛而得名的。绒毛皂荚的花杂性，有记载说可以用皂荚对砖木进行嫁接繁殖，但是技术要求高，已经失传，现在很少用到。广西火桐广西火桐现在还有3株，也是国家级的保护植物，广西火桐属于梧桐棵落叶乔木，濒危树种，我国特有的植物。广西火桐的木材纹理特别直，材质柔韧容易加工，而且不易开裂。在制作家具、建筑、胶合板方面是上等材料。广西火桐先开花后长叶子，花色火红火红的，鲜艳亮丽，具有很高的观赏价值。百山祖冷杉百山祖冷杉同样是濒临灭绝，也是在近年在我国的东部中亚热带首次发现的冷杉属性植物。但是由于当地的农民有烧恳的习惯，自然

http://www.oceano.com.cn 植被已经被破坏，百山祖冷杉分布已经十分的狭窄，同时，百山祖冷杉的开花结实周期又非常的长，天然更新能力弱，目前在全国也只剩下了5株，而且一株衰弱，一株生长不良。菩提树一听这个名字大家肯定也就知道也也是中国特有的树种，是高大的落叶乔木，它的树皮片状的脱落，树质坚硬，小枝粗直，褪色不会起毛。菩提树的花期是5月，果期是9到10月。菩提树上的菩提子与菩提树同样的出名，它坚硬，耐磨，大都被做成了装饰品。菩提树树干笔直高大，树枝雄伟壮丽，冠如华盖，叶子大，外形美观，在全世界都是有名的观赏树种。濒临灭绝的树种还有很多，它们都有自己的特色，或实用或观赏，但是我们即将永远的失去它们。我们要一起行动起来，保护这些植物。

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