10SCY14手动变量轴向柱塞泵结构设计
因此，柱塞名义长度l应满足：
l?l i0?smax?lm式中 smax—柱塞最大行程；
lmin—柱塞最小外伸长度，一般取lmin?0.2dZ?4.4mm。
根据经验数据，柱塞名义长度常取：
pb?20Mpa l?(2.7?3)dZ
2 pb?30Mpa l?(3.?这里取l?3.5dZ?77mm。 3）柱塞球头直径d1
按经验常取d1?(0.7?0.8)dz，如图2-2所示。
4.dz2 )
图2-2柱塞尺寸图
这里取d1?0.8dZ?18mm
柱塞球头中心至圆柱面保持一定的距离ld，以便柱塞在排油结束后柱塞的柱塞处能完全进入柱塞腔，习惯取ld?(0.4?0.55)dz，此处取ld?0.5dZ?11mm。
4）柱塞均压槽
高压柱塞泵中为了存储赃物和均衡侧向力﹑改善润滑条件常常在柱塞表面开环行均压槽。均压槽的尺寸一般取：深h=0.3～0.7mm；间距t=2～10mm。 这里取h?0.5mm,t?2mm。
3.1.3 柱塞摩擦副比压P﹑比功Pv验算
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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 pmax?2p1?23Mpa （2-3） dZl1柱塞相对缸体的最大运动速度vmax应在摩擦副材料允许范围内，即
vmax?Rfatg??0.55m/s?v?8m/s （2-4）
由此可得柱塞缸体摩擦副最大比功pmaxvmax为 pmaxvmax?2p1Rf?tg??11.5Mpam/s?pv?60Mpam/s （2-5） dZl1上面的式子中间的许可比压?p?﹑许可比功?pv?、许可速度?v?的值，应该以摩擦副材料而定，可参照下表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
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。
3.2滑靴设计
高压柱塞在目前泵普遍采用带滑靴的柱塞结构。这样可以使滑靴的接触形式为面接触﹑很大程度减少了接触应力，而且柱塞和滑靴的开有中心孔，使高压油经柱塞中心孔d0?和滑靴中心孔d0，再经滑靴封油带泄露到泵壳体腔中。由于油液在斜盘表面形成薄油，很大
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程度与上减少了相对运动件间的摩阻。但是中心孔不起节流作用，因为滑靴设计常用剩余压紧力法。静压油池压力p1与柱塞底部压力pb相等，即 p1=pb
R2R1将上式代入式p1中，可得滑靴分离力为
?2pb2(R2?R12)cos?dz2ln
p1??(R22?R12)R2ln2R1pb?3(N) （2-6）
设剩余压紧力?py?py?pf，则压紧系数 ??滑靴力平衡方程式即为
pf?(1??)py?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。
3.2.1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。
?pypy?0.05?0.，这里取150.1。
图2-3滑靴结构型式
图2-3（a）所示为普通型，静压油池较大，但是由于加工表面精度原因，其实际支持
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面可能较小，可以形成封油带。结构简单，是目前常用的一种型式。
图2-3（b）所示滑靴增加了内﹑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）所示的滑靴不仅有辅助支承面，而且在支承面上开设阻尼形螺旋槽与缝隙阻尼使其共同形成液阻。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。 3.2.2滑靴结构尺寸设计
图2-4 滑靴外径的确定
看滑靴的布局，应该在斜盘的投影面XoY面上，即斜盘倾角??0时，滑靴之间的间隙为s，如图2-4。
1）滑靴外径D2：
D2?Dfsin?Z?s?43?sin?9?0.2?15mm （2-7）
一般取s=0.2～1，这里取0.2。 2）油池直径D1
D1?0.6?0.8，这里取0.8. 初步计算时，可设定D2 D1?0.8D20.8?15?12mm
3）中心孔d0﹑d0?及长度l0
如果用剩余压紧力法设计滑靴，中心孔d0和d0?可以不起节流作用。为改善加工工艺
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性能，取
d0（或d0?）=0.8～1.5=1.0mm
3.3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。 3.3.1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a1大于柱塞腔通油孔包角a0的结构，称正重迭型配油盘。
3.3.2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D取D?Df
配油窗口包角?0，在吸油窗口包角相等时，取 ?0???a1?a2???a 2为避免吸油不足，配油窗口流速应满足
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