毕业设计（论文）-10SCY14-1B轴向柱塞泵设计

目录TOC\o"1-3"\h\u摘要 第1章绪论1.1课题研究背景液压被越来越广泛的应用到现实生活中各类大中小型机械中，液压系统在机械操作过程中已被普及，现如今，液压系统的设计至关重要，液压系统是由不同的液压元件组成，其中特别重要的液压执行元件之一就是液压轴向柱塞泵，液压泵被生产出来后需要经过一系列的出厂试验和型式试验项目进行参数的检测，试验合格后出厂，投入市场中，现如今随着液压系统的使用的普及，液压泵是液压系统的动力源，所以对于一整套液压系统来说，他的动力源液压泵是至关重要的，相应的设计、参数、要求、性能等对于整个液压系统来说都起着关键性作用。本课题针对设计的是10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵，是一种现如今市场上应用最广泛，这种柱塞泵是一种手动调节式的柱塞泵，通过手动调节机构控制斜盘的斜度，进而控制整个泵的排量，这种泵有着一系列的优势，比如他的结构比较简单，装配简单，同时高精度配合下的运行状态平稳，密封性好，吸油排油性能好，体积集约化程度高，噪音较小，同时他的效率相对来说较高，使用的寿命比一般的泵要长，这种变量泵具有多种变量形式，可以满足客户的不同需求，同时这种泵的应用非常广泛，在平时的工程机械中、在采矿行业中、在机加工行业中、在冶金行业中和在大型海上作业设备中都有这广泛的应用。需求的增多，那么这种泵的设计研发以及全新优化升级显得至关重要。鉴于此，综合多方面的优势，这种手动式轴向变量柱塞泵的设计及推广使用是必要的，可以在现实生活中产生经济效益和社会效益。1.2选题依据和意义为了能更好的对现如今市场上大多数的泵普遍存在的一系列的问题进行综合考虑，详细分析，并对此进行优化设计，从而找到解决办法，解决问题，进而满足泵的相关要求，保证泵在工作的时候的工作效率和它的运行精度，需要针对轴向变量柱塞泵进行针对性的研究设计，同时对于出现的问题进行优化设计，满足各项性能指标，同时设计具有工作效率高、稳定性好、性能优等特点，这样才能满足各种液压系统的需求。本课题针对设计的是10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵，是一种专用的手动可调的变量轴向柱塞泵，这种泵的设计要求是专用性强、准确度高、精度高、性能好、结构合理紧凑、安全可靠和经济实用。由于是手动式的可调的轴向变量柱塞泵，因此需要满足结构优、精度高、性能好、耐用耐疲劳等性能要求。经过对斜盘式轴向柱塞变量泵的样本进行研究分析、对变量泵国内外研究现状进行研究分析、对柱塞泵设计的机械行业标准进行研究分析，同时结合现在市场的需求综合考虑，确定了本次毕业设计的课题：10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵，从而把以上依据作为此次课题的选题和设计依据。对于此种10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵设计意义重大。解决了传统的泵一系列问题，如：解决了控制精度低的问题、解决了配流盘配流不稳定的问题，解决了滑靴的转动卡顿的问题，解决了柱塞往复回程不顺畅的稳定，解决了排量控制精度不高等问题。针对10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵的研究是现在急需的，因为大量的这种高精密柱塞泵不断地应用到市场上，所以对于这种柱塞泵的各项性能参数的要求越来越高。鉴于此，市场需求的增加、技术研发的迫切需求都是这种10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵需要开展一系列的设计研发与研究的意义所在。1.3国内外研究动态目前，国内企业在竞争中发展得比较快，市场份额也在不断增加，使得近年来我国的柱塞泵市场发生了根本改变，已经打破了国外柱塞泵占据主导地位的局面。对于轴向柱塞泵，国外在上个世纪七八十年代就针对性的设计和完善轴向柱塞泵各项性能，于上个世纪四五十年代就开始了研发设计，现如今国外针对柱塞泵的研究越来越深入，一批批高精密的变量柱塞泵被研发设计出来投入市场，高新技术的投入，智能操控的结合，使得轴向柱塞泵越来越精密，越来越能满足市场需求，针对泵的研发设计，国外可以说是走在了科技的前言，大量的生产高新技术公司也不断的涌现被人们所熟知，比如博世力士乐、沃依特等公司，高科技变量泵被这些高科技制造公司不断地设计研发投入市场，从而推动了泵行业的提档升级。我国对于轴向柱塞泵的研发设计相比国外比较晚，先进技术也为普及，同时为数不多的几家制造公司生产的国产泵性能还不稳定，耐用性还不高，不能很好的满足现实各类液压系统的需求，现如今多数国内液压系统所使用的泵还是依靠进口为主，高昂的购买价格和维修成为，使得现如今国内泵的市场呈现出广阔的前景，国家因此进行大量的资金支持，不断的投入大量的人力和物力，相应的资金投入也是不断地增加，用来支持这种泵的研发设计，用来支撑产业的发展，进行不断的设计研发，创新设计，进而推动了国内的对于柱塞泵的研发瓶颈，打破了只能依靠国外进口的现状，同时一些先进的产品也被逐步研发问世，但是数量少，价格成本高，从而收到了一定的局限性。经调查研究发现，对于轴向柱塞泵设计研发的高新技术虽然起步晚，但是发展迅速，已经普遍应用于国内外的各种新型的轴向柱塞变量泵中，得到了普遍的应用。但是从国内外的柱塞泵的发展来看，尽管高新技术已得到应用，各项结构设计，性能测定也已普遍应用，但是还存在着许多不足之处。例如：效率低、能量利用率低、参数具有局限性、面对不同工况稳定性不好等。这些问题急需解决，所以针对液压轴向柱塞泵的研究还有很长的路要走。1.4课题研究内容本课题针对10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵展开一系列的研究，首先查阅相关的资料，分析此变量泵的结构原理和性能参数，原理的分析、性能参数的分析、结构参数的计算、柱塞结构的分析、滑靴结构分析设计、配油盘结构设计与计算、变量机构的设计以及主要零部件的校核等。然后进行三维的绘制，尺寸的确定，二维的出图，完成一套10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵设计。主要内容如下：（1）根据任务书提出的要求，不断地去搜集大量的素材，搜集与本课题相关的研究，综合考虑它的研究背景、现阶段国内外研究的现状，以及今后的发展趋势等；（2）展开市场调研，查阅相关的文献，搜集与本课题相关的资料，进一步明确课题任务；（3）对柱塞泵工作原理进行分析与模块化划分，收集不同规格柱塞泵的结构性能参数；设计模块化组合结构；确定原理方案，分析计算重要结构参数，初步确定10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵整体结构尺寸。（4）结构的设计，排量、容积效率、流量、扭矩和功率的计算，柱塞和滑靴的分析设计，配油盘的分析计算与设计，缸体的设计与计算，主要零部件的校核与验证等。（5）柱塞泵整体的三维建模、CAD绘制二维装配图、重要零部件的零件图等；（6）对整个设计过程进行一个系统的总结；（7）对资料进行总结和整理，不断地完善设计步骤和数据，提交设计作品，准备答辩；第2章轴向柱塞泵的结构原理分析2.1柱塞泵的分类柱塞泵是一种依靠柱塞在缸体内来回往复运动实现吸油和排油的泵，同时通过调节斜盘的斜度，可以调节排量的泵，这种泵应用非常广泛，出现在各大液压系统中充当液压系统的动力源，同时这种柱塞泵的结构非常紧凑，吸油排油效率非常高，调节斜盘的斜度的方式也比较容易，是一种常用的集中多种优点于一身的液压泵。柱塞泵的种类很多，一般我们按照他的结构形式分为五种柱塞泵，包括单柱塞泵、卧式柱塞泵、轴向柱塞泵、直轴斜盘式柱塞泵和径向柱塞泵等五种形式。单柱塞泵：单柱塞泵的结构比较简单，一般由若干个零件组成，其中主要包含了压力弹簧、柱塞缸体、若干个柱塞、偏心轮和若干个单向阀等。若干个柱塞通过精密配合和缸体孔之间形成了密闭的空间，通过斜盘的斜度来调节容积，当偏心轮旋转的时候，柱塞来回运动，密闭空间体积不断地增大缩小。从而实现吸油和排油，排量和泵的结构和参数息息相关。卧式柱塞泵：卧式柱塞泵的形式一般是均匀分布的若干个柱塞并列安装的，通过一根曲轴连接滑块或者偏心轮推动柱塞来回运动，柱塞的来回运动实现了泵的吸油和排油，进而实现了整个泵的工作状态，一般采用阀式配流，设置一定的配流装置实现，卧式柱塞泵的应用范围比较窄，一般作为定量泵使用。他的工作原理就是靠着连接的那根曲轴控制活塞做往复运动，曲轴旋转，带动活塞旋转，实现往复运动，实现吸油和排油。轴向柱塞泵：轴向柱塞泵是用的最广泛的一种柱塞泵，这种柱塞泵的柱塞与缸体配合，柱塞通过在缸体内往复运动，实现吸油和排油，同时，运动的方向和缸体的轴心线是平行的，通过改变斜盘的斜度，可以改变柱塞在缸体内的位置，进而改变柱塞在缸体内来回运动的距离，从而改变了柱塞与缸体形成的密闭空间的体积，通过改变体积来改变柱塞泵的排量，同时柱塞和缸体之间的配合属于高精度配合，所以这种柱塞泵的容积效率还是比较高的。直轴斜盘式：直轴斜盘式柱塞泵一般由两种类型，分别为自吸式油形式的和压力供油形式的。其中比较典型的就是压力供油形式的泵，这种泵大多数都是利用了带有一定气压的油箱，这种气压油箱可以提供一定的气压，然后依据气压来进行供油，当整个设备运转的时候，需要让气压油箱的气压达到一定压力值时，才能运转，然后才能进行下一步操作，当气压油箱的压力值达不到理论值的时候，这时候机器设备如果启动了，就会对泵产生一定的损坏，就会造成滑靴现象，进而产生拉脱现象，造成了泵体内的大量磨损现象的出现，使得泵的使用寿命大大缩短。径向式柱塞泵：径向式柱塞泵一般有两种类型，具体分为阀配流的形式和轴配流的形式这两种形式。一般来说阀配流的径向柱塞泵使用率较低，因为它的功能还不完善，相应的缺点也是显而易见，通常它的故障率非常高，同时它的效率也比较低，所以使用率较低，市场占有率也较低。轴配流的形式相对于阀配流的形式的柱塞泵来说进行了一系列的完善，相应的功能也能满足大众需求，同时还解决了阀配流的许多不足之处，也是市场上比较受欢迎的一种产品。2.2柱塞泵的优点一、结构比较紧凑、容积效率高：一般来说柱塞泵相比于其他泵来说他的结构设置以及运动形式，调节形式都是紧密配合的，通过高精度配合完成一系列的运动，所以他的结构是比较紧凑的，同时因为紧凑，集成化程度高，那么他的体积也是比较小的，同时节省材料，重量比较轻，同时柱塞与缸体高精度配合，容积效率比较高，运转的效果较高，运动平稳，噪音较低；二、安装比较方便：这种泵的安装一般可以通过法兰盘用螺栓固定在架体板上，同时通过联轴器连接电机或者柴油发动机，比较方便，同时对于空间要求比较狭窄的地方可以很好的适应，因为它的安装通过联轴器直接安装，比较节省空间；三、脉冲比较小、噪音比较低：一般柱塞泵是通过高精度配合的柱塞在缸体内做往复运动实现工作的，因为是高精度配合，所以它的运转是比较平稳的，噪音较低，同时脉动也比较小，运动平稳，使得震动很小；四、使用寿命较长：柱塞泵的整体材料一般采用的都是超高耐磨性材料，特别是柱塞和缸体，同时柱塞泵的泵体是铸造一体式的，很好的满足各种强度和刚度要求，耐磨耐腐蚀，一般使用寿命大大的延长；五、应用的场合：一般这种柱塞泵会广泛的应用与各大工程机械设备中，各大矿山机械设备中，各大加工设备中，同时在海上运行设备中也广泛应用，应用领域非常广泛。2.3结构原理分析图2-1斜盘式轴向柱塞结构图原理分析：如上图2-1所示，10SCY14-1B手动变量轴向柱塞泵大体的结构原理一般由两大部分组成，左面的泵主体和右面的变量头部分，首先传动轴1在电机或者柴油机通过键连接和联轴器连接的带动下被驱动旋转，轴的旋转会带动缸体的旋转，缸体一般和轴的连接形式为花键连接，缸体做旋转运动，那么与缸体配合的若干个柱塞就会在缸体旋转的带动下做往复运动，因为柱塞都是通过滑靴与斜盘装置固定的，同时是可以进行球形旋转的，所以当斜盘角度一定，柱塞的头部被固定在斜盘上，斜盘有一定角度，那么缸体旋转，就会使得柱塞在缸体开设的孔内做往复运动，每个柱塞与缸体孔形成的容积在做往复运动的时候他的体积是不断变化的，所以不断变化的体积使得泵实现了吸油与排油，吸油是通过配流盘23进行吸油，当柱塞被旋转到最高位置的时候，容积最大，容积变大的时候，会形成一定的真空，进而从配流盘吸油，当柱塞泵旋转到最低位置的时候，容积最小，油液被挤出，实现排油功能。对于这种斜盘式轴向柱塞泵来说，通过改变斜盘的角度就可以改变柱塞泵的排量，改变泵吸油排油的参数，一般斜盘是通过一个手动操作的控制机构来实现的，操作手柄11，手柄的旋转可以控制整个螺杆的转动，同时变量活塞会沿着导向装置的方向做轴向运动，此时销轴15会使得支撑在变量壳体18上的斜盘10绕着钢球7的中心进行转动，他的转动，就会改变斜盘的倾角，进而就改变了泵的排量，一般斜盘的倾角范围比较小，因为较小的角度就能改变较大的排量差，一般泵的倾角为0°~20°左右，在流量调定后，手动操作的地方的锁紧螺母要锁死，防止误动。这就是整个本次设计的手动轴向变量柱塞泵的整体结构原理分析。图2-2斜盘式轴向柱塞运动图第3章主要参数的设定与计算3.1型号分析图3-1斜盘式轴向柱塞泵型号说明型号：10SCY14-1B含义：10-公称排量为10mL/r手动变量压力等级C代表31.5MPa表示类型为泵缸体旋转式轴向柱塞泵第一种结构技术改进代号为B10SCY14-1B轴向柱塞泵的公称排量为10mL/r，压力等级为31.5MPa，操作形式为手动式，缸体旋转式的轴向柱塞泵，这种轴向柱塞泵是通过若干个柱塞与缸体孔高精度的配合，通过手动调节斜盘的斜度，来控制柱塞在缸体孔内形成的密闭腔体容积的大小来改变泵的参数，同时通过高精度配合，可以实现高的容积效率，相对于其他的泵来说，这种泵因为配合精度高，所以容积效率较高，因为整个结构紧凑，所以体积小，质量轻，同时结构比较简单，操作比较方便，有着一系列的优点，所以它的出现会很快占有市场，广泛的应用于各大工程机械设备中，矿上机械设备中，以及冶金和锻压等大型机械设备的液压系统中充当液压动力源。3.2参数设定最大工作压力：Pmax=31.5MPa公称排量:Q=10mL/r额定流量:Q=15L/min最大流量:Qmax=21L/min额定转速:n=1500r/min泄漏量：Qb=0.5ml/min3.3参数分析3.3.1排量、流量和容积效率轴向柱塞泵排量是指缸体在被驱动轴带动旋转一周的时间内，所有的柱塞腔所排出油液的容积，即==10ml一般来说他的容积损失可以忽略不计，所以泵的理论流量为=0.01×1500=15(L)式中—柱塞横截面积；—柱塞外径；—柱塞最大行程；Z—柱塞数；—传动轴转速。泵的理论排量q为泵实际输出流量为=15-0.5=14.5（ml/min）式中Qb为柱塞泵泄漏流量。泵的容积效率一般都是定义为泵的实际输出流量大小与理论输出流量大小的比值，即=轴向柱塞泵容积效率一般为=0.94～0.98，故符合要求。3.3.2功率和效率泵的理论功率=泵实际的输入功率为=泵实际的输出功率为=定义泵的总效率为输出功率与输入功率之比，即=综上，一般来说，泵的总的效率可以表示为泵的容积效率与泵的机械效率的乘积。对于轴向柱塞泵来说，总效率一般为=0.85～0.9,上式满足要求。3.3.3扭矩和机械效率泵的理论扭矩为=式中为泵吸﹑排油腔压力差。当考虑到摩擦损失时，实际输出扭矩为=一般来说，柱塞泵的摩擦损失的出现是因为内部零件之间的摩擦，主要体现在配流盘与缸体之间的摩擦，滑靴与斜盘上的固定架，柱塞与缸体之间的摩擦，以及相对运动的运动副之间的所有的产生的摩擦。泵的机械效率可以表示为理论扭矩与实际输出扭矩之比，即第4章柱塞的设计4.1柱塞的结构设计一般来说，对于柱塞泵的设计，关键是柱塞的设计，柱塞通常都是圆柱形的，如果对柱塞进行分类，可以根据柱塞头部的不同结构进行分类，具体可以分为三种形式。1）点接触式柱塞如图4-1（a）所示，这种形式的柱塞头部设计为球面的形式，他通过与斜盘配合，配合方式为点接触形式，结构比较简单，加工成本也比较低，但是因为它是点接触，所以相对来说应力比较大，磨损也比较大，同时如果较高的压力的出现，就会使得点接触部分变形，承受不了高压的驱动，所以他的寿命是比较低的，一般在现实生活中应用的比较少。2）线接触式柱塞如图4-1（b）所示，一般来说这种线接触式的柱塞，他的头部都会安装有一个装置，这个装置设置一个摆动的头，摆动头的端部镶嵌在柱塞球内凹中心，通过他们互相的摆动，实现了线接触，摆动头上端是球面的形式，与斜盘面接触，从而可以降低接触的应力集中，摆动头与斜盘的相互直接的接触通过油液润滑，减少摩擦。3）带滑靴的柱塞如图4-1（c）所示，这种带有滑靴的柱塞应用的最广泛的，滑靴头部设置一个可以包含柱塞头部圆球形的凹槽，通过与柱塞头部圆球形配合，实现了面接触，进而实现了球形转动副，因为他们的接触为面接触，所以接触的应力比较小，在同等条件下可以承受较高的压力，同时他们直接的面接触通过压力油润滑，油液会进入到球形转动副直接，形成一定的润滑作用，因为油液的出现，使得摩擦力的减少，进而使得整个机构之间摩擦系数减少，磨损减少，增加了使用寿命。图4-1柱塞结构型式通过分析上述三种结构实行，对比图a,b,c，可知，一般我们常用的柱塞都是空心的，这种空心结构可以在一定条件下抵消整个机构变形带来的容积的改变，可以补偿配合间隙带来的改变，同时是高精度配合，所以密封性能较好，这种空心结构的设置还可以作为弹簧腔使用，可以设置一个弹簧，放置其中，用于柱塞的回程，给柱塞提供回程力，增加复位的精确度和成功率。通过对比上述三种结构，点接触式的承压大，磨损大，线接触的相对于带滑靴的面接触的形式来说也是承压较大，同时动作比较滞后，综合考虑，形式三是比较好的。综上，本设计选用图4-1（c）所示的型式。4.2柱塞的尺寸设计（1）柱塞直径及柱塞分布塞直径柱塞直径﹑柱塞分布直径和柱塞数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的75%，即由此可得式中为结构参数。随柱塞数Z而定。对于轴向柱塞泵，其值如表2-1所示。表4-1柱塞结构参数Z7911m3.13.94.5当泵的理论流量和转速根据使用工况条件选定之后，根据流量公式得柱塞直径为式中γ—斜盘最大倾角，取γ=20°柱塞直径确定后，确定柱塞分布圆直径，即（2）柱塞长度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，一般取：这里取因此，柱塞长度应满足：式中—柱塞最大行程；—柱塞最小外伸长度，一般取。根据经验数据，柱塞名义长度常取：这里取。（3）柱塞球头直径按经验常取图4-2柱塞尺寸图取（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=0.2～0.8mm；间距t=1～10mm。取。4.3柱塞的受力分析与校核图4-3柱塞受力图作用在柱塞上的力有：（1）柱塞底部的液压力柱塞位于排油区时，作用于柱塞底部的轴向液压力为式中—泵最大工作压力。（2）柱塞惯性力柱塞一般来说在缸体内做来回往复运动，这种运动就会产生一定的直线加速度a，那么柱塞轴向惯性力为式中﹑为柱塞和滑靴的总质量。惯性力方向与加速度a的方向相反，随缸体旋转角a按余弦规律变化。当和时，惯性力最大值为（3）离心反力一般来说，柱塞是均匀分布在缸体的圆周孔内的，当缸体绕着主轴旋转的时候，那么柱塞也会随着缸体绕主轴旋转，这种旋转就会产生一个圆周运动，产生一个向心加速度，向心加速度，产生的离心反力通过柱塞质量重心并垂直轴线，是径向力。其值为（4）斜盘反力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及径向力即一般来说，他的轴向方向的力，柱塞底部的压力，还有轴向力都是相互平衡的，而，他的径向方向上的力相对于主轴来说会形成一个扭矩，这个扭矩得作用力是反方向的，对主轴来说起到一定的阻碍作用，从而使得柱塞会受到一定的弯矩作用的影响，进而产生了一定的接触应力。（5）柱塞与柱塞腔壁之间的接触应力和接触应力和产生的合力。一般来说，柱塞和缸体孔的配合间隙较小，这个间隙对于柱塞的直径或者缸体内孔直径或者接触长度来说，基本可以忽略不计，所以他的垂直于柱塞腔的径向力T和离心力引起的接触应力和可以当做是均匀性的连续性的直线分布的应力。（6）摩擦力和柱塞与柱塞腔壁之间的摩擦力为式中为摩擦系数，常取=0.05～0.12，这里取0.1。一般对于柱塞来说，他的受力是比较复杂的，但是我们紧紧考虑到他在缸体内孔内以及滑靴部分的受力，然后进行分析，分析他的接触力和运动副，此时分析柱塞在缸体内孔内最小长度的时候的受力，此时柱塞处于转折点。N﹑和可以通过如下方程组求得式中—柱塞最小接触长度，根据经验=，这里取==44mm；—柱塞名义长度，根据经验=，这里取==189mm；—柱塞重心至球心距离，=-所以将式上式代入求解接触长度。离心力相对很小可以忽略，得式中为结构参数，4.4柱塞的运动分析（1）柱塞行程S如下图4-4所示。斜盘倾斜角为，柱塞分布圆半径为，柱塞旋转角为a，柱塞腔容积最大时的上死点位置为。图4-4柱塞运动分析图所以柱塞行程S为当时，可得最大行程为（2）柱塞运动速度分析v将式对时间微分可得柱塞运动速度v为当及时，，可得最大运动速度为式中为缸体旋转角速度，（3）柱塞运动加速度a将对时间微分可得柱塞运动加速度a为当及时，可得最大运动加速度为第5章滑靴的设计5.1滑靴的设计方法与结构形式5.1.1设计方法针对滑靴开展一系列的设计，目前柱塞泵多数都是采用这种滑靴的机构，因为这种结构属于球面副，接触形式为面接触，这样就会大大减少他的接触应力，进而减少摩擦力，保护了整个机构的运动，运动平稳，噪音低，摩擦小，同时滑靴经过与斜盘的配合，他们中间就会形成一定的油液薄膜，这个油液层就会在工作的时候起到一定的润滑作用，进而大大降低了整个运动副的摩擦，减少了部件之间的摩擦损耗，提高了性能的同时，还增加了使用寿命。一般来说，滑靴需要一定的压紧力压制在斜盘上的，当滑靴工作的时候，这个压紧力需要大于他们之间的分离力，从而使得滑靴始终紧紧的压紧在斜盘上不分离，此时无论柱塞中心孔还是滑靴中心孔，均不起节流作用。静压油池压力与柱塞底部压力相等，因为：可得：设剩余压紧力则压紧系数取0.1。滑靴力平衡方程式为设计滑靴的时候，一般用剩余压紧力的方法思路去设计，同时考虑到这个之间油膜得厚度比较薄，所以他的这种结构使得滑靴的泄露量相对来说比较小，容积效率来说比较高，与此同时，考虑到此时就会产生较大的摩擦力，摩擦引起的功率较大，整个机构的机械效率就会下降。5.1.2结构形式滑靴结构有3种形式，如下图5-1所示。图5-1滑靴结构形式图5-1（a）所示为简单型，通过观察可知，他的静压力油池比较大，没有辅助的支撑面，只有一个封油带，结构相对来说比较简单，这种机构也是比较常见的和常用的。图5-1（b）所式滑靴增加了内﹑外辅助支承面。因为这种辅助的面的设置，进而降低了压紧力的压比，与此同时他还能克服滑靴倾倒产生的磨损使封油带被破坏的情况。图5-1（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。本设计采用图5-1（a）所示的结构型式。5.2滑靴的结构尺寸设计图5-2滑靴结构尺寸滑靴在斜盘上的布局，应使倾角时，互相之间仍有一定的间隙s，如图5-2所示。滑靴外径：一般取s=0.2～1，这里取0.2。油池直径初步计算时，可设定取0.8.中心孔﹑及长度用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔和可以不起节流作用。为改善加工工艺性能，取（或）=0.8～1.5=1.5mm5.3滑靴的受力分析柱塞的底部产生了一定的液压力，这个液压力会把滑靴紧紧的压在斜盘上，这个力称为压紧力；滑靴面直径为的油池产生的静压力与滑靴封油带上油液泄漏时油膜反力，二者力图使滑靴与斜盘分离开，称为分离。下面对这组力进行分析。图5-3滑靴分离力示意图泄漏量q为设定，可得：式中为封油带油膜厚度封油带上半径为的任仪点压力分布式为若，则又因为：油池静压分离力为总分离力为分离力滑靴所受压紧力主要由柱塞底部液压力引起的，即当滑靴受力平衡时代入得泄漏量为=3L/min5.4滑靴的运动分析滑靴对斜盘平面的运动规律轨迹为一个椭圆形。针对椭圆形的长﹑短轴进行计算分析。长轴短轴设柱塞在缸体平面上A点坐标为如果用极坐标表示则为矢径极角滑靴在斜盘平面内的运动角速度为滑靴在斜盘平面内是不等角速度运动，当﹑时，最大（短轴位置）当﹑时，最小（长轴位置）所以，滑靴中心绕点旋转一周（）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。可得：第6章配流盘的设计6.1配流盘的结构尺寸设计图6-1配油盘结构示意图（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配油窗口包角，在吸油窗口包角相等时，取为避免吸油不足，配油窗口流速应满足式中—泵理论流量；—配油窗面积，[v0]许用吸入流速，2～3m/s（2）封油带尺寸b1为外封油带宽度b2为内封油带宽度一般b1略大于b2当配油盘受力平衡时最终确定配油盘封油带尺寸：6.2配流盘的受力分析辅助支撑面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6-2配油盘基本结构（1）压紧力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（Z+1)/2个柱塞处于排油区时，压紧力为当（Z-1)/2个柱塞处于排油区时，压紧力为平均压紧力为(2)分离力图6-3封油带实际包角的变化当有Z+1)/2个柱塞排油时，封油带实际包角为当有（Z-1)/2个柱塞排油时，封油带实际包角为平均有Z/2个柱塞排油时，平均包角为式中—柱塞间距角，—柱塞腔通油孔包角，取(3)外封油带分离力=(4)内封油带分离力(5)排油窗分离力(6)配油盘总分离力第7章缸体的设计7.1缸体的结构尺寸设计图7-1柱塞缸体通油孔为减小油液流动损失，通常取通油孔分布圆半径Rf与配油窗口分布圆半径rf相等。即式中﹑为配油盘配油窗口内﹑外半径。通油孔面积近似计算如下式中—通油孔长度，；—通油孔宽度，；缸体高度H为式中—柱塞最短留孔长度；—柱塞最大行程；—为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；—缸体厚度，一般=（0.4～0.6），这里取0.5=11。7.2缸体的校核缸体强度可按厚壁筒验算式中—筒外径，且=95mm。—缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：=600～800缸体刚度也按厚壁筒校验，其变形量为式中E—缸体材料弹性系数；—材料波桑系数，对刚质材料=0.23～0.30，青铜=0.32～0.35；—允许变形量，一般刚质缸体取，青铜则取；符合要求。第8章回程机构的设计8.1回程机构的结构分析一般来说直轴式的轴向柱塞泵都会设置一定的回程用的机构，这种机构可以使柱塞在缸体内孔内来回往复运动的时候回程比较紧凑，回程比较及时，进而很好的完成整个吸油作用，保证了整个机构良好的配合。回程盘一般设置为一个平面的圆盘形式，如图8-1所示。盘上为滑靴安装孔径，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8-1柱塞缸体通油孔8.2回程机构的结构尺寸设计滑靴在斜盘平面上运动轨迹是一个椭圆，椭圆的两轴是短轴长轴和的选择一般需要保证泵工作的时候，滑靴不能与回程盘发生一系列的干涉。因此，取椭圆长﹑短轴的平均值较合理，即由图8-1中可以看出回程盘上安装孔中心O与长﹑短轴端点A或B的最大偏心距相等为了保证滑靴可以在任意方向进行偏离，偏离的同时还不能与回程盘干涉，那么回程盘的安装孔径就应该比滑靴的颈部直径还要大，大的量需要满足大于emax。同时，仅仅预留这个间隙是不够了，我们还应该考虑到加工误差，运动误差，安装误差等，所以需要预留一定的间隙J。这样安装孔的直径为式中—滑靴颈部直径；—间隙，一般取=0.5～1mm。第9章变量机构的设计9.1回程机构的结构分析一般来说回程机构的结构设计至关重要，轴向柱塞泵一般是通过调节变量机构来调节斜盘的斜度，进而调节整个泵的参数，一般这种变量机构的形式多种多样，本设计采用的事手动式的变量机构，除了这种机构外，一般还有机动式的，电动式的，液动式的等等，通过不同的形式进行调节变量机构，进而实现泵的不同输出流量大小和方向。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9-1变量执行机构通常来说，变量机构不是单一形式的，上述讲述的各种变量机构不是单独出现，有时候还可以进行组合使用。通过不同形式的组合产生不同的组合方式，使得进行不断地创新，满足不同工况的需要，上述三种就是通过不同的组合形式进行组合，最后行程了不同控制方式的变量执行机构形式。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。9.2变量机构分类（1）手动变量机构手动变量机构是一种最简单的变量机构，一般来说适用于不需要频繁的进行变量的工况中，这时候手动变量泵用的比较多，他的变量形式为手动操作手轮，手轮的转动通过带动变量丝杠旋转，进而控制斜盘的斜度，来改变和实现变量机构变量。手动变量机构原理图及变量特性如图2-10所示。图9-2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9-3手动伺服变量机构如上图所示，伺服变量机构一般由一个三位阀进行控制，变量机构通过控制三位阀的阀芯位置，来改变和控制变量机构，当阀处于中位的时候，斜盘稳定不懂，当阀向左移动的时候，油路右位连通，1和2连通，变量机构A和B连通，优越面积B大于A，所以变量活塞此时在压力油的推动下开始向右移动，进而推动斜盘的倾角减小，进而使得流量随之减少，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，当阀芯右移的时候，左位工作，此时2和3连通，此时A腔油液会推动活塞左移，从而使斜盘的倾角变大，此时流量也随之变大。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）恒功率变量机构一般我们所说的恒功率的变量机构他是根据变量泵的出口压力的反馈来调节流量的，一般来说，泵的输出流量和压力的乘积保持不变的话，那么他就被认为是恒功率变量机构。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。（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9-4恒流量变量机构原理及特征如上图所示，恒流量变量机构一般也是带有三位控制阀和变量机构A和B的形式进行实现恒流量变量机构原理的，通过控制三位阀的阀芯位置，进而控制变量机构的运转动作，从而实现恒流量变量，此时流量调节机构还设置一个流量调节的节流阀进行调节流量。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。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。结论本设计是一种10SCY14-1B手动变量轴向柱塞泵的设计，经过对斜盘式轴向柱塞泵的结构原理进行分析，对各个参数进行分析、对各组成零部件进行分析设计，得出以下结论：这种设计解决了传统的泵一系列问题，如：解决了控制精度低的问题、解决了配流盘配流不稳定的问题，解决了滑靴的转动卡顿的问题，解决了柱塞往复回程不顺畅的稳定，解决了排量控制精度不高等问题。针对10SCY14-1B手动轴向变量柱塞泵进行搜集资料，分析国内外发展动态和现状，对于最新产品的轴向柱塞泵的关键性技术进行学习，同时对于各项泵需要达到的功能进行深入研究，最终制订方案，进行整个泵的结构尺寸的设计计算及优化，以解决普遍存在的问题为目标，不断的提档升级，不断的完善产品性能。本设计的这种10SCY14-1B手动变量轴向柱塞泵通过若干个柱塞在缸体内孔内做来回往复运功，通过高精度配合实现了一定的密闭的腔体，斜盘控制整个斜度，主轴旋转带动缸体旋转，进而控制若干个柱塞在孔内来回往复运动，往复运动的同时就会产生体积的大小变化，当体积从小到大变化的时候，会形成局部真空，进行吸油，当体积从大变小的时候，就会把油液挤出，进行形成了吸油和排油的过程，通过手动调节机构调节变量活塞，进而控制斜盘的斜度，可以控制泵的吸油量和排油量，进而控制泵的排量等基本参数。针对此型号的变量泵，进行了整体结构分析设计、进行了主要参数的设计计算与分析、进行了柱塞、滑靴、配流盘、缸体等的设计。并对尺寸链进行进一步优化设计，满足客户不同需求，同时对于关键零部件进行了受力分析、运动分析和强度校核，对回程机构进行了进一步研究，确保了整个轴向柱塞泵的设计是依据参数计算、依据强度校核结果进行优化设计，设计出这种控制方便，结构简单，效率高的手动调节变量泵。本设计具有现实的意义，通过解决以上问题，同时对设计出的马达进行一个初步的性能测试，进行如排量验证试验、效率试验、噪声试验、低温试验、高温试验、超速试验、超载试验、启动效率试验、冲击试验、连续超载试验、连续满载试验、效率检查试验及外渗漏检查试验等出厂试验和型式试验，这种设计的推广可以使市场上轴向柱塞泵的质量得到大大提升。参考文献[1]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[2]LebekAO.principlesandDesignofMechanicalFaceSeals,TJ246.L43,1991[3]PeterHattwig.SynthesisofABSHydraulicSystems.SAE,930509[4]冀宏.非全周开口滑阀阀口面积的计算方法[J].兰州理工大学学报，2008,(3):48-51.[5]冀宏.几种典型液压阀口过流面积分析及计算[J].机床与液压，2003,31(5):14-16.[6]杨殿宝.液压差动回路的设计缺陷[J].液压气动与密封，2012,(4):48-49.[7]吴晓明.能量再生回路及其应用[J].液压与气动，2013,(11):19-24.[8]张绍九.液压同步系统[M].北京：化学工业出版社，2010.[9]余估官.AMESim仿真技术及其在液压系统中的应用[J].液压气动与密封，2005,25(3):28-31.[10]檀润华.减压阀式先导阀与多路换向阀的匹配[J].河北工学院学报，1988，(2):75-80.[11]吉林工业大学等校编写的《工程机械液压与液力传动》机械工业出版社，1979。[12]东北工学院《机械零件设计手册》编写组编，冶金工业出版社，1979。[13]雷天觉主编《液压工程手册》机械工业出版社，1