10SCY14手动变量轴向柱塞泵结构设计
?0?Qtb?2.3???0??3m/s 满足要求。 F2式中 Qtb—泵理论流量； F2—配油窗面积，F2??022(R2?R32)；
??0?—许用吸入流速，??0?=2～3m/s。 由此可得
2Qt R?R=
?0?v0?22232）封油带尺寸
设内封油带宽度为b2，外封油带宽度为b1，b1和b2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b1略大于b2，即
0.125 b1?R1?R2? zd
b2?R3?R4?(0.1?0.125)dz
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
22R32?R4R12?R2?Zdz2(1??)??.R1R3 2?p （2-8）lnlnR2R4联立解上述方程，即可确定配油盘封油带尺寸：
R1?50mm，R2?32mm,R3?27mm,R4?17mm
3.3.3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D5﹑D6。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
F??42(D2?D52?D12?D4)?(F1?F2?F3)
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式中 F1—辅助支承面通油槽总面积；且：F1?KB(R?R5)（K为通油槽个数，B为通油槽宽度）
F2﹑F3—吸﹑排油窗口面积。
(mm2) 根据估算：F?1034配油盘比压p为
p??py?ptF2KB(R?R5)（2-9） ??284pa??p?
F式中 ?py—配油盘剩余压紧力； pt—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?pvp??pv?
式中 vp—平均切线速度，vp= pv?2(D?D)。 ?n42p(D4?D)?458?600Kgf/cm2 n??pv?根据资料取600Kgf/cm2。
3.4缸体设计
下面通过计算确定缸体主要结构尺寸
2.4.1通油孔分布圆Rf和面积F
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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Rf与配油窗口分布圆半径rf相等。即
Rf?R2?R3?26mm
式中R2﹑R3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）。
Fa?laba?0.215ba?832(mm2)
式中 la—通油孔长度，la?dz；
ba—通油孔宽度，ba?0.5dz；
23.4.2缸体内﹑外直径D1﹑D2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?1??2??3。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 ??pbD1?D2D1?D22222?1256?0142(kgf/cm2）?[?] （2-10）
式中 D1—筒外径，且D1?dZ?2?=100mm。
???—缸体材料许用应力，对ZQAL9—4：???=600～800(kgf/cm2) 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；
mm5，青铜则取 ????—允许变形量，一般刚质缸体取?????0.006mm8； ?????0.004dz(???Pb)=0.004mm????? （2-11） 2F符合要求。 3.4.3缸体高度H
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从图2-7中可确定缸体高度H为
H?l0?lmax?l3?l4?115mm
式中 l0—柱塞最短留孔长度； Smax—柱塞最大行程；
l3—为便于研磨加工，留有的退刀槽长度，尽量取短；
l4—缸体厚度，一般l4=（0.4～0.6）dz，这里取0.5dz=11mm。
3.5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dh为滑靴安装孔径，Dh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
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