定量葉片泵設計與計算定量葉片泵設計與計算/NUMPAGES112PAGE112定量葉片泵設計與計算定量葉片泵設計與計算1雙作用葉片泵簡介1.1雙作用葉片泵組成結構組成結構：定子、轉子、葉片、配油盤、傳動軸、殼體等1.2雙作用葉片泵工作原理圖1-1雙作用葉片泵工作原理Fig1-1Double-actingvanepumpprincipleofwork1—定子；2—吸油口；3—轉子；4—葉片；5—壓油口如圖1-1所示。它的作用原理和單作用葉片泵相似，不同之處只在于定子表面是由兩段長半徑圓弧、兩段短半徑圓弧和四段過渡曲線八個部分組成，且定子和轉子是同心的。在圖示轉子順時針方向旋轉的情況下，密封工作腔的容積在左上角和右下角處逐漸增大，為吸油區(qū)，在左下角和右上角處逐漸減小，為壓油區(qū)；吸油區(qū)和壓油區(qū)之間有一段封油區(qū)把它們隔開。這種泵的轉子每轉一轉，每個密封工作腔完成吸油和壓油動作各兩次，所以稱為雙作用葉片泵。泵的兩個吸油區(qū)和兩個壓油區(qū)是徑向對稱的，作用在轉子上的液壓力徑向平衡，所以又稱為平衡式葉片泵。

定子內表面近似為橢圓柱形,該橢圓形由兩段長半徑R、兩段短半徑r和四段過渡曲線所組成。當轉子轉動時,葉片在離心力和建壓后>根部壓力油的作用下,在轉子槽內作徑向移動而壓向定子內表,由葉片、定子的內表面、轉子的外表面和兩側配油盤間形成若干個密封空間,當轉子按圖示方向旋轉時,處在小圓弧上的密封空間經(jīng)過渡曲線而運動到大圓弧的過程中,葉片外伸,密封空間的容積增大,要吸入油液;再從大圓弧經(jīng)過渡曲線運動到小圓弧的過程中,葉片被定子內壁逐漸壓進槽內,密封空間容積變小,將油液從壓油口壓出,因而,當轉子每轉一周,每個工作空間要完成兩次吸油和壓油,所以稱之為雙作用葉片泵,這種葉片泵由于有兩個吸油腔和兩個壓油腔,并且各自的中心夾角是對稱的,所以作用在轉子上的油液壓力相互平衡,因此雙作用葉片泵又稱為卸荷式葉片泵,為了要使徑向力完全平衡,密封空間數(shù)即葉片數(shù)>應當是雙數(shù)。1.3雙作用葉片泵結構特點1>雙作用葉片泵的轉子與定子同心;2>雙作用葉片泵的定子內表面由兩段大圓弧、兩段小圓弧和四段定子過渡曲線組成;3>雙作用葉片泵的圓周上有兩個壓油腔、兩個吸油腔，轉子每轉一轉，吸、壓油各兩次雙作用式>。4>雙作用葉片泵的吸、壓油口對稱，轉子軸和軸承的徑向液壓作用力基本平衡;即徑向力平衡卸荷式>。5>雙作用葉片泵的所有葉片根部均由壓油腔引入高壓油，使葉片頂部可靠地與定子內表面密切接觸。6>傳統(tǒng)雙作用葉片泵的葉片通常傾斜安放，葉片傾斜方向與轉子徑向輻射線成傾角θ，且傾斜方向不同于單作用葉片泵，而沿旋轉方向前傾，用于改善葉片的受力情況，最近觀點認為傾角為最佳。1.4雙作用葉片泵排量和流量計算圖1-2雙作用葉片泵的流量計算1-轉子2-葉片3-定子如圖1-2所示，泵的排量為(1-1)式中R——定子內表面長圓弧半徑；r——定子內表面短圓弧半徑；B——轉子或葉片寬度；Z——葉片數(shù)。若葉片厚度為δ，且傾斜θ角安裝，則它在槽內往復運動時造成葉片泵的排量損失為雙作用葉片泵的真正排量為(1-2)泵的實際流量為(1-3)2雙作用葉片泵設計原始參數(shù)設計原始參數(shù):額定排量：額定壓力：額定轉速：3設計方案分析與選定3.1設計總體思路本設計為定量葉片泵的設計，葉片泵實現(xiàn)定量可以是定心的單作用葉片泵和雙作用葉片泵，此處選擇雙作用葉片泵進行設計。以雙作用葉片泵本身的結構特點實現(xiàn)定量，并參考YB型葉片泵結構，結合現(xiàn)有新技術和新觀點進行雙作用葉片泵的設計。3.2泵體結構方案分析與選定本設計為單級雙作用葉片泵，它分為單級圓形平衡式葉片泵和單級方形平衡式葉片泵兩種類型。圓形葉片泵的主要結構特點和存在問題：1>采用固定側板，轉子側面與側板之間的間隙不能自動補償，高壓時泄漏嚴重。只能工作在7.0MPa以下的中、低壓。2>進、出油道都鑄造在泵體內稱為暗油道>，鑄造清沙困難。而且油道狹窄，高轉速時由于流速過快，流動阻力大，容易出現(xiàn)吸空和氣蝕。3>側板與轉子均帶耳軸，雖然支承定心較好，但毛坯費料，加工不方便。這種結構裝配時對后泵蓋聯(lián)接螺釘擰緊扭矩的均勻性要求很嚴，否則容易導致側板和轉子的傾側，使側板與轉子端面的軸向間隙不均勻，造成局部磨損。方形葉片泵主要結構特點與圓形葉片泵相比，主要有以下改進：1>簡化了結構，在同等排量的情況下，外形尺寸和重量比圓形泵大大減小。2>取梢轉子和側板的耳軸，改善了加工工藝性，而且可節(jié)省毛坯材料。裝配時即使泵蓋四個螺栓的擰緊力矩不很均勻，也不致影響側板與轉子端面的均勻密合。3>采用浮動壓力側板，提高了容積效率和工作壓力。4>進油道設在泵體，排油道設在泵蓋，均為開式油道，不僅鑄造方便，而且油道通暢，即使高轉速工作時流動阻力也較?。?>傳動釉輸入端一側的支承較強，能夠承受徑向載荷，允許用皮帶或齒輪直接驅動，有一定的耐沖擊和振動能力。綜上所述，方形葉片泵具有結構緊湊，體積小，能夠適應高轉速和較高壓力工作，耐沖擊、振動能力較強等特點，因此特別適用于工程車輛液壓系統(tǒng)。加之其加工工藝性也比圓形泵優(yōu)越得多，所以在一般工業(yè)機械上也獲得廣泛應用，已逐步取代圓形泵。綜合考慮以上因素選定方形葉片泵為本設計的葉片泵類型。3.3葉片傾斜角方案分析選定圖3-1葉片頂端受力分解圖3-2轉子對葉片的作用力定子對葉片頂部產(chǎn)生的反作用合力F可以分解為和兩個分力見圖3—1>，其中橫向分力枝葉片靠向轉于榴一側并形成轉子槽對葉片的接觸反力和摩擦阻力見圖3-2>，對葉片的自由滑動十分不利，嚴重時將會造成轉子槽的局部磨損，導致泄漏增加，甚至因摩擦力太大而使葉片被咬住不能伸縮滑動。此外，還使葉片懸伸部分承受彎矩作用，假如力過大，或者葉片懸伸過長，葉片還有可能折斷。因此，分力的存在對葉片泵的壽命和效率都很不利，設計上應設法盡量減小其數(shù)值。由圖3-1和圖3-2(3-1)式中，為合力F的作用方向與葉片間的夾角(3-2)式中，為轉子槽與葉片摩擦系數(shù)。合力F與葉片之間的夾角越小，則分力越小。最理想的情況是令葉片的方向正好與F力的作用方向一致，這時，由引起的轉于對葉片的接觸反力和摩擦力亦為零，葉片的伸縮滑動將完全不受轉于槽阻礙。圖3-3葉片傾角與作用力方向在圖3-3中，是定子曲線接觸點處法線方向與葉片方向的夾角，稱為壓力角，是定子與葉片的摩擦角。由圖可見，各角度之間存在如下關系(3-3)因此，要使角為0應使壓力角等于摩擦角。由此得出結論；定子曲線與葉片作用的壓力角等于摩擦角時．對葉片產(chǎn)生的橫向作用力最小，葉片與轉子槽之間的相互作用力和摩擦磨損量最小，所以壓力角的最優(yōu)值為(3-4)當摩擦系數(shù)時，。如圖3-3所示，在葉片向旋轉方向前傾放置的情況下，吸油區(qū)定子與葉片作用的用力角為(3-5)式中為定子曲線接觸點A處的法線與半徑OA的夾角，為葉片的傾斜角，即葉片方向與半徑方向OA的夾角。1>傳統(tǒng)觀點：平衡泵葉片應具有一定的前傾角傳統(tǒng)觀點認為，平衡式葉片泵的葉片應該向旋轉方向朝前傾斜放置。以往生產(chǎn)的大多數(shù)葉片泵亦按此原則設計制造，葉片前傾角其至達。這種觀點的主要理由如圖3-4a所示：定子對葉片作用的橫向分力取決于法向接觸反力和壓力角，即，為了使盡可能沿葉片方向作用，以減小有害的橫向分，壓力角越小越好。因此令葉片相對于半徑方向傾斜一個角度，傾斜方向是葉項沿旋轉方向朝前偏斜，使壓力角小于角，即，否則壓力角將較大。2>新觀點：認為取葉片前傾角更為合理影響壓力角大小的因素包括定子曲線的形狀反映為角的大小>和葉片的傾斜角。實際上定子曲線各點的角是不同的，轉子旋轉過程中，要使壓力角在定子各接觸點均保持為最優(yōu)值，除非葉片傾斜角能在不同轉角時取不同的值，且與保持同步反值變化，而這在結構上是不可能實現(xiàn)的。因此，葉片在轉子上安放的傾斜角只能取—個固定平均合理值，使得運轉時在定子曲線上有較多的壓力角接近于最優(yōu)值。由計算機對不同葉片泵所作的計算表明，為使壓力角保持為最優(yōu)值，相府的葉片傾斜角通常需在正負幾度沿轉子旋轉方向朝后傾斜為負>的范圍內變化，其平均值接近于零度；加之從制遠方便考慮，所以近期開發(fā)的高性能葉片泵傾向于將葉片沿轉子徑向放置，即葉片的傾斜角。a>b>圖3-4葉片前傾時壓力角a>壓油區(qū)b>吸油區(qū)新觀點：葉片傾角為0.理由：傳統(tǒng)觀點是靠經(jīng)驗得出的值，而現(xiàn)代通過先進的計算機技術已經(jīng)能計算解決這類復雜問題，并通過計算證明了傳統(tǒng)觀點的錯誤。傳統(tǒng)觀點的錯誤還在于：1>在分析定子對葉項的作用力時未考感摩擦力的影響，計算有害的橫向分力使不是以反作用合力F為依據(jù)，而是以法向接觸反力為依據(jù)，因而得出壓力角越小越好的錯誤結論。實際上由于存在摩擦力，當壓力角時，定子對葉頂?shù)姆醋饔煤狭并不沿葉片方向作用，即并非處于最有利的受力狀態(tài)，這時轉子槽對葉片的接觸反力和摩擦力并不為零。2>忽視了平衡式葉片泵的葉片在吸油區(qū)和壓油區(qū)受力情況大不相同，而且吸油區(qū)葉片受力較壓油區(qū)嚴重得多的現(xiàn)實，錯誤地把改善葉片受力的著眼點放在壓油區(qū)而不是吸油區(qū)。葉片向前傾角有利于成小壓力角的結論實際上只適用于壓油區(qū)。相反，由圖3-4b可見，在吸油區(qū)葉片前傾反而使壓力角增大，變?yōu)?，使受力情況更加惡劣。綜上，設計的平衡式葉片泵的葉片前傾角選擇。3.4定子過渡曲線方案分析與選定平衡式葉片泵定子大、小圓弧之間過渡曲線的形狀和性質決定了葉片的運動狀態(tài)，對泵的性能和壽命影響很大，所以定子曲線問題主要也就是大、小圓弧之間連接過渡曲線的問題。定子曲線的設計即指的這部分過渡曲線的設計。由于定子曲線對葉片泵的排量、輸出流量的脈動、沖擊振動、噪聲、效率和使用壽命都有重要影響，所以定子曲線是葉片泵設計的關鍵之一。1>使輸出流量脈動小泵瞬時流量公式：(3-6)而由上式知泵輸出流星的均勻性取決于處在一個區(qū)段定子曲線范圍內各葉片徑向運動速度之和是否變化，或者說取決于定子曲線相應各點的矢徑變化之和是否能保持為常數(shù)。最簡單的情況是定子曲線的速度特性在整個角范圍內保持為常數(shù)，這時只要處于吸油區(qū)的葉片數(shù)k=常數(shù)，就有常數(shù)=常數(shù)，輸出流量的脈動就為零。2>使葉片不脫離定子雖然平衡式葉片泵在進入工作狀態(tài)后主要靠根部壓力油的作用將葉片頂出與定子保待接觸，但在泵啟動之初，由于根部壓力尚來建立，卻只能依靠離心力使葉片伸出。在這種情況下使葉片與定子保持接觸而不脫空的條件是，即要求對定于曲線的徑向加速度加以限制，以保證葉片的離心加速度大于定于曲線矢徑增長的加速度。這樣，在根部無油壓作用的情況下，吸油區(qū)葉片的徑向運動才能跟上定子曲線矢徑的增長，并對定子有適當?shù)慕佑|壓力。值得注意的是，定子長、短半徑的差值對加速度值的影響很大，如果差值太大，即定子曲線的升程太大，則徑向運動的速度和加速度將很大，有可能會出現(xiàn)葉片的離心力不足以克服加速外伸運動的慣性力，以致跟不上定子曲線矢徑的增長而脫離定子的現(xiàn)象。3>葉片無沖擊振動，低噪聲如果定子曲線在某些點上的徑向速度發(fā)生突變，則曲線上該點的徑向加速度a在理論上等于無窮大。若，葉片在該點將出現(xiàn)瞬間脫離定子的現(xiàn)象；若，則葉片對定于產(chǎn)生很大的沖擊力，二者均會引起撞擊噪聲和嚴重磨損。有些書中把這種現(xiàn)象稱為“硬沖”，是葉片泵正常工作所不允許的。為了消除徑向速度的突變，要求定子曲線處處光滑連續(xù)，與大、小圓弧的連接點處有公共切線。根據(jù)分斬，定子曲線加速度的急劇變化和加速度變化率的突變也會使葉片對定子的壓緊力發(fā)生變化，是引起葉片振動沖擊產(chǎn)生噪聲的重要原因。把因加速度突變而引起的沖擊稱為“軟沖”。無沖擊、低噪聲對定子曲線的要求是曲線的速度、加速度和加速度變化率J都連續(xù)光滑變化，沒有突變。此外，為了減輕閉死容積高壓回流或高壓噴流所引起的沖擊和高壓流體噪聲，往往還要求擴大定子曲線的范圍角，使定子曲線具有預壓縮或預擴張的功能。4>使葉片的受力狀態(tài)良好圖3-5定子曲線的壓力角定子曲線某點矢徑與曲線該點的法線之夾角稱為定于曲線的壓力角，如圖3-5所示。根據(jù)高等數(shù)學的知識：(3-7)當葉片沿轉子徑向放置時，定子曲線的壓力角也就是葉片與定子接觸的壓力角。壓力角過大會使定子對葉片的作用力與葉片方向之間的夾角增大，導致橫向分力的增大見圖3-1、圖3-2>，使葉片受力狀態(tài)惡化，影響泵的壽命和效率。由式可見，越大，相應的越小，則越大。因此，為了不使壓力角過大，應限制定子曲線徑向速度的最大值。綜上所述，對定子曲線的速度、加速度和加速度變化率等特性和曲線升程的具體要求歸納如下：1>速度特性要求速度特性曲線連續(xù)光滑，沒有突變。最大速度值受葉片與定子接觸壓力角合理值的限制。圖3-6定子曲線的速度組合為保證泵的輸出流量脈動?。笙噜忛g隔為葉片間隔角的任意點之速度組合等于或近于常數(shù)。例如如圖3-6所示，設葉片的間隔角為，吸油區(qū)范圍內有兩塊葉片，其所在點是1-2，或1)-2)，或等。要求2>加速度特性要求加速度特性曲線連續(xù)光滑，沒有突變，不出現(xiàn)加速度為無窮大的點。最大加速度值受葉片不脫離定子條件的限制。3>加速度變化串要求曲線連續(xù)光滑，沒有突變，不出現(xiàn)J值為無窮大的點。的最大值受低噪聲性能要求的限制。J值在較小范圍內變化且保持連續(xù)的定子曲線能在一定程度上控制葉片的振動，稱為低噪聲曲線。不但限制J值連續(xù)變化的大小，而且在曲線端點上也不出現(xiàn)J值突變的曲線能消除激振作用，更好地實現(xiàn)葉片無沖擊的徑向運動，稱為無沖擊低噪聲曲線。4>升程當定子長半徑一定時，增大升程可以不增大泵的外形尺寸而獲得較大的排量。但無論何定子曲線，其均與成正比，故前述有關限制值的要求同時也限制了允許的最大升程。由于不同類型曲線的值與之間的比例系數(shù)不同，所以采取不同的定子曲線時，允許的最大升程即允許的長、短半徑之差>也不同。值得注意的是，上述對特性的要求也應包括定子曲線與長、短徑圓弧的連接點在內，當定子曲線在端點上不能按上述特性要求與圓弧段光滑連接時，在連接處應設一小段經(jīng)修正的連接過渡曲線。1>等加速等減速曲線等加速等減速曲線是目前應用的最廣泛的一種曲線，它的優(yōu)點是在葉片不“脫空”的條件下，可以得到最大的值，此外，因曲線是斜直線，容易組合成=常數(shù)的情形，即容易實現(xiàn)瞬時流量均勻。其缺點是最大壓力角偏大，在=0、=和=三點存在“軟沖”點。a>b>圖3-7等加速等減速曲線的速度組合a>，k=2b>,k＝4如圖3-7所示，只要定子曲線范圍角正好是葉片間隔角的偶倍數(shù)，即處在定子曲線范圍內的葉片數(shù)k保持為某個偶數(shù)，運動過程中葉片所在點的速度組合就能保持為常數(shù)，使輸出流量脈動為零。當時，k=2圖3-7a>，有當時，k＝4圖3-7b>，有由圖，等加速等減速曲線的特性曲線雖然連續(xù)，但有不光滑的折點。在和三處出現(xiàn)加進度的突變，使J為無窮大，產(chǎn)生很大的沖擊振動。最大加速度值以等加速曲線為最小，因而不易出現(xiàn)葉片與定子的脫空；或者說，在滿足葉片不脫空條件的情況下，等加速曲線允許定于長、短半徑有較大的差值。2>正弦加速曲線正弦加速曲線雖然消除了加速度的突變，但在曲線端點和處仍有J的突變，存在激振作用。圖3-8等加速與正弦加速的過渡曲線圖圖中點劃線為等加速曲線、實線為正弦加速曲線3>余弦加速曲線在定子長、短半徑和曲線范圍角一定的情況下．余弦曲線的值和最大壓力角較小，葉片受力情況較好。但曲線在和處存在加速度的突變，該兩處的J為無窮大，激振嚴重。4>修正的阿基米德螺線修正范圍角圖3-9“圓修”的阿基米德螺線其中虛線段式表示“圓修”過以后的修正段對于阿基米德螺線，如果兩端不作修正，則在整個角范圍內速度，只要角等于葉片間隔角的整數(shù)倍，速度組合就等于常數(shù)。但這種曲線在和的端點上速度有突變，以致加速度出現(xiàn)無窮大，所以必須對曲線兩端進行修正。圖4-4采取的是正弦加速修正，修正后兩端角范圍內的速度是變化值，這時只要適當配置修正范圍角和葉片數(shù)，仍可獲得較理想的速度組合。修正的阿基米德螺線雖然特性曲線均連續(xù)無突變，但在等處加速度特性曲線出現(xiàn)不光滑的折點，所以J有突變，仍然有激振作用。增大修正范圍角，可以減小J值突變的幅度。5>高次型曲線高次曲線能夠充分滿足葉片泵對定子曲線徑向速度、加速度和加速度變化率等項特性的要求，尤其在控制葉片振動、降低噪聲方面具有突出的優(yōu)越性，為現(xiàn)代高性能低噪聲葉片泵廣泛采用。高次曲線的一般表達式為(3-8)為了使的三階導數(shù)存在而且連續(xù)光滑變化，方程的次數(shù)至少不得低于5次，即要求。當n＝5時，矢徑的三階導數(shù)為，是一個二次多項式，還可以進一步求解兩次導數(shù)。因此是一條光滑連續(xù)的曲線。若，則不能滿足此要求。但是，隨著方程次數(shù)的增高，矢徑二階、三階導數(shù)的最大值>將增大。因此，為了限制值，以保證葉片受力良好，不脫離定子，方程次數(shù)也不宜太高，一股取?？紤]加工難度，這里主要分析典型高次曲線即5次曲線。為了使定子曲線兩端與大、小圓弧連續(xù)光滑銜接，5次曲線必須滿足的最基本的邊界條件是：當時當時滿足以上兩組六項邊界條件的高次曲線方程是5次曲線方程：(3-9)根據(jù)邊界條件1>，確定前三項系數(shù)為故曲線方程變?yōu)闉榱朔奖愫竺孢M一步計算各項系數(shù)，將方程改寫為(3-10)相應有(3-11)(3-12)根據(jù)邊界條件，當，即時，可列出線性代數(shù)方程組:解此方程組得到其余三項系數(shù)為因此滿足前述基本邊界條件的5次曲線方程為(3-13)這是適用于葉片泵定子的最簡單的高次曲線方程，稱為典型高次曲線方程。典型高次曲線方程的各項特性見圖4-5。與等加速等減速曲線相比，這種曲線值略小，值略大，輸出的流量均勻性基本相同，而值較小。由于建立方程時用邊界條件約束了曲線兩端的值，所以特性不僅在曲線自身范圍內連續(xù)光滑，而且在端點上也沒有突變，完全消除了“硬沖”“軟沖)是一種綜合性能較好的曲線，能獲得較好的低噪聲效果。但是由于在邊界上沒有設置約束加速度變化率J的條件，所以盡管J在曲線自身范圍內連續(xù)光滑，但在兩均與圓弧銜接處仍有一定的突變，即端點上仍有一定的激振沖擊。a>5次曲線的矢徑b>5次曲線的速度c>5次曲線的加速度d>5次曲線的加速度變化率圖3-105次曲線各項特性等加速等減速曲線、正弦加速曲線、余弦加速曲線、修正的阿基米德螺線4種曲線，雖然基本上都能較好地滿足輸出流量脈動小、限制壓力角和葉片不脫離定子的要求，但是它們的力學特性和振動特性卻不甚理想。從控制葉片的振動和噪聲來說，上述幾種定子曲線都不具備良好的特性，對這些曲線進行適當修正雖然可以使特性得到某種程度的改善，促仍然很難根除加速度變化率J的突變和由此產(chǎn)生的激振，北比制造時不易準確控制修正段的長短，所以實際很少應用。而5次曲線值略小，值略大，輸出的流量均勻性基本相同，而值較小。由于建立方程時用邊界條件約束了曲線兩端的值，所以特性不僅在曲線自身范圍內連續(xù)光滑，而且在端點上也沒有突變，完全消除了“硬沖”、“軟沖)是一種綜合性能較好的曲線，能獲得較好的低噪聲效果。其次，數(shù)控機床的普及為加工復雜高次曲線創(chuàng)造了條件，如今非高次曲線由于其較差的力學和振動特性，實際中已經(jīng)很少使用。加之，本設計平衡式葉片泵為普通葉片泵，普通葉片泵一般壓力范圍在，而本設計額定壓力為，壓力較高，為改善其力學與振動性能，故選擇綜合性能較好的5次曲線作為葉片泵的定子曲線。綜合以上各種定子曲線特性，選擇以典型高次曲線即5次曲線作為定子曲線的設計方案。4參數(shù)的計算4.1流量計算(4-1)葉片泵為固定側板型，壓力7.0MPa，查泵資料得：容積效率取則(4-2)4.2功率計算(4-3)式中，T為作用在泵軸的扭矩，單位為；為角速度，單位為rad/s；n為轉速，單位為r/min。(4-4)式中，為泵進出口之間的壓力差，取值為6.3Mpa；為出油口壓力；為進口壓力，單位均為Mpa；Q為泵輸出的流量，單位為l/min。(4-5)4.3扭矩計算在沒有摩擦損失和泄漏損失的理想情況下，軸功率與液壓功率相等，所計算出的功率值為泵的理論功率。這時作用在泵軸上的扭矩是理論扭矩，泵輸出的流量是理論流量，因此理論功率可表示(4-6)其中式中，為理論軸功率；為理論液壓功率；q為泵的排量，單位為ml/r。由前面的式子導出驅動泵的理論扭矩為=10.268Nm(4-7)實際上，泵在運轉時要消耗一部分附加扭矩去克服摩擦阻力，所以驅動泵軸所需的實際扭矩比大，實驗測得取值=96%。T=+=10.445Nm(4-8)式中，為損失扭矩；P為電動機功率，本次設計中用的是10KW；為反映摩擦損失的機械效率。4.4雙作用葉片泵設計計算參數(shù)表由上計算得：額定排量qMl/r額定壓力pMPa額定轉速nr/min平均理論流量L/min實際扭矩T9.07.0145013.0510.445輸入功率kw有效輸出功率kw理論功率kw實際流量L/min實際扭矩T1.5861.2791.52310.96210.4455整體設計計算5.1轉子的設計轉子材料選擇：轉子作為與軸的連接部分，主要是力的承受著，葉片鑲嵌在轉子里，它承載著葉片，帶動葉片做旋轉運動，葉片同時在其中做伸縮運動，轉子半徑r應根據(jù)花鍵軸孔尺寸和葉片長度L考慮，取花鍵軸直徑初選(5-1)再根據(jù)初選值計算得到的葉片長度L調整r的大小。初選轉子半徑計算得到葉片泵葉片的長度L為，由式(5-7)得L=10.0mm由于葉片鑲嵌在轉子內，且嵌入葉片的槽長度略等于葉片的長度L,根據(jù)葉片長度和轉子強度考慮，調整轉子半徑為(5-2)轉子﹑葉片和定子都有一個共同的軸向寬度B，B增加可減少端面泄漏的比例，使容積效率增加，但B增加會加大油窗孔的過流速度，轉子軸向寬度B與流量成正比。在系列設計中，確定徑向尺寸后，取不同的寬度B，可獲得一組排量規(guī)格不同的泵。對于徑向尺寸相同的泵，B增大會使配油窗口的過流速度增大，流動阻力增大。據(jù)統(tǒng)計資料可略取(5-3)式中──定子小半徑。由式(5-2)，，最終確定，取圖5-1轉子主要結構1>轉子基本尺寸由計算得到的尺寸，轉子的軸向寬度B=25mm。根據(jù)轉子半徑，則考慮轉子工作強度和轉子上螺釘孔，取轉子的大徑尺寸D=58mm。2>轉子軸孔尺寸花鍵軸孔直徑，由傳動軸花鍵設計及花鍵齒工作高度h=2mm,得內花鍵大徑：花鍵軸段設計的鍵齒寬為5mm，故轉子花鍵孔上齒寬也為5mm3>葉片槽尺寸由葉片的設計葉片數(shù)z=10；葉片厚t=2mm；葉片長L=10mm；葉片安放角平衡式葉片泵轉子所受徑向力平衡，主要承受扭轉力的作用。由z=10,設計相鄰葉片槽夾角由葉片長度L和葉片根部通壓力油的孔設計轉子槽和轉子槽根部通壓力油孔位置。葉片長度L=10mm,各通壓油孔圓心所在圓上的圓直徑為考慮壓油孔直徑尺寸，取由葉片厚t=2mm，葉片底部通壓油孔直徑值取，槽寬為2mm轉子軸向寬度B=25mm，得槽長度為25mm。4>校核轉子槽根強度圖5-2轉子槽受力情況葉片和轉子槽相互工作面間的作用方式為擠壓和磨損由《機械設計手冊》第4篇表4-3-17查得材料的許用擠壓應力為計算轉子的最大工作應力(5-4)式中，T——為實際轉矩，D——轉子直徑，B——轉子軸向寬度，——葉片伸出長度，當轉子剛剛離開壓油區(qū)時，轉子承受最大擠壓應力(5-5)故轉子槽根滿足強度條件。5.2葉片的設計葉片材料選擇：高速鋼材料特性：高硬度和耐磨性高速鋼是一種具有高硬度、高耐磨性和高耐熱性的工具鋼，又稱高速工具鋼或鋒鋼。高速鋼的工藝性能好，強度和韌性配合好，因此主要用來制造復雜的薄刃和耐沖擊的金屬切削刀具，也可制造高溫軸承和冷擠壓模具等。W18Cr4v，常用的鎢系高速鋼的一種，它屬于萊氏體鋼，是高速鋼應用最長久的一種。和其它高速鋼一樣，常被稱為“白鋼”、“鋒鋼”或“風鋼”空冷即可淬火>。葉片數(shù)通常取Z過小，定子曲線對應的幅角小，吸、壓油腔區(qū)間小，過流面積小，容易造成吸空并使排油阻力增大。Z過大，葉片占用工作容腔的有效容積量大，影響泵的排量，而且轉子槽數(shù)增多，也影響轉子強度，并增加了加工工作量。從轉子、定子所受徑向力的對稱平衡考慮，z應取偶數(shù)。再考慮平衡式葉片泵的輸出流量均勻性，在定子曲線上，葉片數(shù)z與定子曲線特性適當匹配，即要使處于定子曲線范圍內各葉片的徑向速度之和保持或近似于常數(shù)。由方案設計的選擇5次曲線作為定子曲線，則由該曲線性質，它輸出流量的均勻性基本相同，且當選高次曲線作定子葉片泵時，葉片一般選擇z=10或z=12。綜合以上幾點，此處選擇葉片數(shù)為Z=10圖5-3葉片前傾角度由設計方案的設計選擇，設計采用新觀點的葉片安放方式，即葉片厚度應保證在最大壓力下工作時具有足夠的抗彎強度和鋼度。在強度和轉子槽制造工藝條件允許的前提下應盡量減薄，以減小葉片根部承受壓力作用的面積，減輕對定子的壓緊力。葉片厚度，一般取此處，取為使葉片在轉子槽內運動靈活，葉片伸縮式留在槽內的最小長度應不小于葉片總長的2/3，即(5-6)則(5-7)調整轉子半徑后，驗算葉片長度值故葉片長度L=10mm滿足要求。圖5-4葉片的結構設計葉片結構如圖5-4所示，由設計計算得到葉片尺寸：葉片倒角查材料取圖5-5葉片受剪切力圖葉片在工作狀態(tài)下主要承受剪切應力，如圖5-5。由《機械設計手冊》第4篇表4-3-17查得材料的許用剪應力為則葉片工作最大切應力故(5-8)式中，T——為實際轉矩，D——轉子直徑，B——轉子軸向寬度，——葉片厚度，葉片強度校核至少應按額定壓力的1.25倍考慮由式(5-8)得故葉片滿足強度要求。5.3定子的設計圖5-6定子曲線定子材料：定子的短半徑通常取(5-9)調整轉子半徑過后，得最終設計結果(5-10)根據(jù)平均流量公式又即(5-12)將由初選轉子半徑計算得出及額定轉速n，葉片數(shù)z，葉片厚t代入上式得解方程得調整轉子半徑后，得到最終定子長半徑解方程得大圓弧所對應的幅角和小圓弧對應的幅角，通常可取相同值，且等于相鄰葉片間隔角，即(5-13)定子過渡曲線對應的幅角通常為(5-14)定子過渡曲線方程為5次曲線方程，由式(3-10)得：由上邊方程計算得到：曲線的最大速度：(5-15)曲線的最大加速度：(5-16)曲線的最大加速度變化率：(5-17)代入，得雙作用葉片泵定子曲線方程為(5-18)式中的單位為弧度。曲線特性：則由式(5-18)和(5-15)(5-16)(5-17)得，1>速度特性(5-19)該設計的曲線的速度特性：2>該設計曲線的加速度特性：(5-20)3>該設計曲線的加速度變化率特性：(5-21)1>葉片不脫離定子的條件葉片泵正常工作的必要條件之一是葉片頂部與定子內表面保持可靠的接觸密封，以形成密閉的工作容積。根據(jù)葉片受力分析，可以推導出葉片與定子保持可靠接觸而不出現(xiàn)“脫空”現(xiàn)象的條件。圖5-7吸油區(qū)時作用在葉片的徑向力一般認為，葉片進入排油區(qū)段之后，隨著轉子轉角的增加，葉片與定子內曲線接觸點A距轉子中心的矢徑越來越短，葉片是在定子內表面的強制作用下逐漸縮進轉子槽中，一般不會出現(xiàn)“脫空”現(xiàn)象。而在吸油區(qū)段見圖5-7>，隨著轉子轉角的增加，葉片與定于內曲線按觸點A的矢徑越來越長，如果葉片在離心力作用下產(chǎn)生的沿轉子槽滑動伸出的運動跟不上定子曲線的增長、葉片與定子內表面之間將會出現(xiàn)“脫空”。根據(jù)圖5-7，征忽略液壓作用力和摩擦力的情況下，葉片在轉子半徑方向上所受的力有離心力、定子對葉頂接觸反力的徑向分力、葉片以加速度向外伸出滑動需克服的慣性力。列出徑向力平衡方程式如下：(5-22)其中(5-23)(5-24)(5-25)所以(5-26)顯然，要使葉片與定子內表面保持接觸，接觸反力Fn必大于零，所以，葉片與定子不“脫空”的條件是又因為壓力角，即，所以上述條件又可以表述為(5-27)上式中式離心力作用所能產(chǎn)生的徑向力加速度，數(shù)值上等于葉片隨轉子旋轉的向心力加速度;是定子內曲線矢經(jīng)增長的加速度，取決于定子曲線的特性。2>葉片不脫離定子的校核由葉片不脫離定子的條件式5-27得要使平衡式葉片泵的葉片在定子曲線上工作時不脫離定子，即恒大于0，則有式中為設計的定子曲線的最大加速度，由5次曲線最大加速度計算式(5-16)得聯(lián)立求得，定子曲線上葉片不脫離定子條件定子長、短徑最大允許比值(5-28)因此計算得到平衡式葉片泵長、短半徑值比值即校核得所設計定子曲線滿足葉片在該曲線段工作時不脫離定子條件。3>定子曲線最大壓力角的驗算定子曲線某點矢徑與曲線該點的法線之夾角稱為定子曲線的壓力角，如圖3-5所示。根據(jù)高等數(shù)學的知識：(5-29)當葉片沿轉子徑向放置時，定子曲線的壓力角也就是葉片與定子接觸的壓力角。根據(jù)式3-3>和式3-5>，壓力角過大會使定子對葉片的作用力與葉片方向之間的夾角增大，導致橫向分力的增大見圖3-1、圖3-2>，使葉片受力狀態(tài)惡化，影響泵的壽命和效率。由式)5-29)可見，越大，相應的越小，則越大。因此，為了不使壓力角過大，應限制定子曲線徑向速度的最大值。平衡式葉片泵定子曲線為定子上大、小圓弧的過渡曲線，即有(5-30)則有又由故(5-31)又則;，得由上葉片泵最大壓力角不能過大，壓力角過大則葉片工作狀況惡劣，故由上式得，故定子曲線滿足設計要求。1>定子基本尺寸圓弧角度：由設計計算已獲得的定子尺寸，如圖5-6定子長半徑，對應的圓弧角定子短半徑，對應的圓弧角定子曲線角度：大、小圓弧過渡曲線即定子曲線方程的單位以弧度表示為定子曲線對應的幅度具體曲線間位置布置如圖5-6所示。定子外徑：平衡式葉片泵裝配時，定子、轉子和左、右配油盤用螺釘組裝成一份零件后再裝入泵體內，由定子最大內半徑，按定子所需強度和工作要求，和配流盤配合時油窗大小，結合定子上螺釘?shù)牟贾玫惹闆r，取定子外徑2>螺釘孔尺寸螺釘?shù)脑O計選擇：參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-104，選取十字槽圓柱頭螺釘（GB/T822—2000）作為定子和配流盤連接用螺釘。螺釘型號：；螺紋徑為3mm，螺紋長度70mm螺釘孔設計：由選擇的螺釘型號，定子上螺釘孔直徑設計為，2個螺釘孔位置在分布在直徑的圓上，分別位于過渡定子曲線夾角的中心點上。通孔設計：在吸油口端連接兩配流盤的2個通孔直徑選為3.3mm。5.4左配流盤的設計圖5-8配流盤的油窗結構為了保證葉片泵工作時吸、壓油腔不發(fā)生溝通，側板配流盤上的吸油窗口和排油竊口之間的間隔所對應的圓心角必須大于或等于相鄰兩葉片之間的圓心角見圖3—32>。這樣，當葉片尚未進入排油窗時，葉片2已脫離吸油窗，才能處吸、壓油腔不互相連通。角與角的比值稱為遮蓋比，故(5-32)通常取遮蓋比為1.1左右故取正因為，當相鄰兩葉片同時處于角范圍內時，由兩葉片、轉子、定子和側板所圍成的容積cdef圖中帶點部分與吸、排油窗均隔離，出現(xiàn)閉死現(xiàn)象。如果是從吸油區(qū)轉向壓油區(qū)，例如在平衡式葉片泵的大圓弧K段(出現(xiàn)閉死時cdef密閉容積內的油液仍保持與吸油腔壓力相同的低壓。隨著轉子向前轉動，一但接通排油窗口，內于壓差懸殊，壓油腔的高壓油將在瞬間內反沖入兩葉片間的容腔。使該腔壓力迅猛升高，出現(xiàn)所謂酌“高壓回流”，造成很大的壓力沖擊。每轉過一個角都如比重復一次。這種周期性的高壓回流液壓沖擊不僅導致葉片泵輸出流量和輸出壓力的脈動，更重要的是造成定子環(huán)的徑向振動，從而產(chǎn)生噪聲．并加快定子內曲面與葉頂?shù)哪p，對葉片泵的正常工作影響極大。葉片泵越是工作在高壓，上述閉死現(xiàn)象所造成的高壓回流液壓沖擊也越嚴重。如果兩葉片間的容腔是從壓油區(qū)轉向吸油區(qū)，例如在平衡式葉片泵的小圓弧階段出現(xiàn)閉死時。cdef密閉容積內的油液處于等同于壓油壓力的高壓。一旦接通吸油窗口，閉死容積內的高壓油將在瞬間內向吸油腔噴出，突然泄壓，同樣也對泵的正常工作不利，但閉死容積內儲存的液體壓力能有限且不是直接與泵的輸出相通，高壓回流影響程度較輕些。為了減輕閉死現(xiàn)象的不利影響，在配流盤窗口設計V形尖槽。配流窗口v形尖槽如圖3—33所示。減緩高壓回流液壓沖擊的v形尖槽應當開在排油窗口的進入端。當閉死容積離開吸油窗口之后，通過v形尖榴逐漸與排油窗口連通，隨著轉角的增加，v形尖槽的通流截面積的逐漸增大而使兩葉片間容腔內的壓力p逐步升高，直至完全接通排油窗口，才升壓達到壓油腔的壓力。閉死容積的升壓過程與v形尖槽的幾何尺寸有關。當V形尖楷的橫截面為等邊三角形時，隨著v形尖槽逐漸進入兩葉片間的容腔，按節(jié)流作用和油液可壓縮性計算出的閉死容腔壓力P的升壓過程如圖3—34所示。其小，是v形尖槽的槽底傾角；是v形尖槽的范圍角，是從尖槽算起的轉角見圖3—35>。V形尖槽所占的幅角在之間，具體數(shù)值要通過實驗來確定，有些泵為了達到降低噪聲的效果，寧可稍許降低容積效率，設計成V形尖槽跨入封油區(qū)若干度。取1>整體尺寸:定子外徑，則配流盤大徑，考慮工藝要求和條件取配流盤寬度。2>軸孔尺寸:左配油盤的軸孔壁作為左軸承外圈的軸向定位，由手冊上查得61902型深溝球軸承外圈的安裝尺寸，定位高度,因此，左配油盤軸孔直徑(5-33)C為軸孔倒角，查《機械設計手冊—第一篇》零件倒圓與倒角GB/T6403.4—1986>表1-5-10，得C=1.0mm故求得軸孔直徑3>配流盤端面環(huán)槽:配流盤端面環(huán)槽與葉片槽底部相通，由轉子葉片壓力油孔尺寸，各孔圓心位置，孔直徑，取環(huán)槽分度圓，環(huán)槽寬度，槽深4>配油窗口:計算得到的配油盤封油區(qū)夾角，配流盤V形尖槽，則計算配油盤吸油窗口夾角和壓油窗口夾角：配油窗口吸、壓排油窗口需要根據(jù)轉子和定子的配合安裝位置確定，且配油窗口在四段過渡定子曲線上，，，則配油窗口分圓直徑在上。取左配流盤兩吸油窗口寬度為5mm，且為不通孔深5mm，吸油窗口為缺口型，夾角為，在吸油口入口端，吸油窗口較大，擴大角度為。5>螺釘孔:由定子設計選擇的螺釘型號，且定子上螺釘孔直徑為，4個螺釘孔位置在分布在直徑的圓上，分別位于過渡定子曲線中心點上。則左配油盤上螺釘孔直徑為且2個螺釘孔位置分布在直徑的圓上，在吸油窗口中心點上。6>V形尖槽:壓油窗口V形尖槽：平衡式葉片泵葉片當隨著轉子向前轉動，一但接通排油窗口，由于壓差懸殊，壓油腔的高壓油將在瞬間內反沖入兩葉片間的容腔。使該腔壓力迅猛升高，出現(xiàn)所謂酌“高壓回流”，造成很大的壓力沖擊。每轉過一個角都如此重復一次。這種周期性的高壓回流液壓沖擊不僅導致葉片泵輸出流量和輸出壓力的脈動，更重要的是造成定子環(huán)的徑向振動，從而產(chǎn)生噪聲．并加快定子內曲面與葉頂?shù)哪p，對葉片泵的正常工作影響極大。葉片泵越是工作在高壓，上述閉死現(xiàn)象所造成的高壓回流液壓沖擊也越嚴重。因此在壓油窗口設計V形尖槽，尖槽夾角由上面的計算知考慮安裝方便，在兩壓油窗口兩端均布置一V形尖槽。吸油窗口V形尖槽：當葉片接通吸油窗口，閉死容積內的高壓油將在瞬間內向吸油腔噴出，突然泄壓，同樣也對泵的正常工作不利，但因為閉死容積內儲存的液體壓力能有限且不是直接與泵的輸出相通，所以影響程度較高壓回流輕些。因此，閉死容積突然泄壓問題對葉片泵性能的影響不太直接，所以吸油窗口有時并不開設V型槽，此處，配流盤吸油窗口不開設V形槽。5.5右配流盤結構設計1>右配流盤與左配流盤大部分尺寸相同，吸、壓油窗口位置也相同，不同在于，右配流盤的吸油窗口為不通孔，深為5mm，壓油窗口為通孔與配流盤環(huán)形槽相通，環(huán)形槽寬8mm，深5mm.右配流盤螺紋孔為M3，與左配流盤螺釘孔配合安裝螺釘。2>在右配流盤上開有2個的孔和2個的孔，分別為2個mm向葉片槽底部輸送壓力油的孔，使壓力油進到葉片底部，葉片在壓力油和離心力作用下壓向定子表面，保證緊密接觸以減少泄漏。轉子兩側泄漏的油液經(jīng)傳動軸與右配流盤孔中的間隙，經(jīng)另2個孔流回吸油腔。3>配流盤軸孔根據(jù)裝配情況知，(5-34)取右側板軸孔直徑配流盤右端與右泵體配合，右端軸承6005型其尺寸為故與右泵體裝配的該段直徑為4>參考《機械設計手冊—第10篇潤滑與密封》表10-4-5,選擇O形橡膠密封圈作為密封件，型號為GGB/T3452.1—1992GGB/T3452.1—1992參考《機械設計手冊—第10篇潤滑與密封》軸向密封溝槽尺寸表10-4-8GGB/T3452.1—1992的溝槽尺寸為槽外直徑80.0mm+5.3mm=85.3mm；槽寬；深；槽內直徑GGB/T3452.1—1992溝槽尺寸為槽外直徑50.0mm+3.6mm=53.6mm；槽寬；槽深結合右配流盤上孔，槽等工作強度要求，右配流盤總寬45mm，和右泵體配合尺寸為15mm.5>參考《機械設計手冊—第1篇》表1-5-12配流盤與右泵體配合段倒角為5.6傳動軸的設計平衡式葉片泵由于葉片所受徑向力平衡，故軸主要承受扭矩作用，承受的彎矩很小，故稱為傳動軸。軸主要承受扭矩作用，在軸上有扭轉切應力，由《機械設計》表15-1選擇軸常用材料中剪切疲勞極限較高的材料。圖5-9傳動軸花鍵軸段結構由轉子設計中選擇的花鍵軸孔直徑為花鍵連接為多齒工作，承載能力高，對中性、導向性好，齒根較淺，應力集中小，軸的強度削弱小，平衡式葉片泵主要承受扭矩作用且對運行是對中和穩(wěn)定性有一定要求，因此選擇將軸段加工成花鍵軸，并選擇為矩形花鍵軸。設齒的工作高度為(5-35)式中h——花鍵齒工作高度，mmD——矩形花鍵大徑，mmd——矩形花鍵小徑，mmC——矩形花鍵齒倒角尺寸，mm又由配合關系得(5-36)由取C=1mm,得d=17mm取鍵數(shù)N=4，鍵寬B=5mm即花鍵軸規(guī)格為式中N——鍵數(shù)d——矩形花鍵小徑，mmD——矩形花鍵大徑，mmB——鍵寬，mm由《機械設計手冊》第4篇表4-3-29得花鍵連接許用壓強又花鍵擠壓強度(5-37)式中T——轉矩，——各齒載荷不均勻系數(shù)，一般取——齒數(shù)，即鍵數(shù)z=N——齒的工作長度，mm;即轉子寬度——平均直徑，mm，矩形花鍵——矩形花鍵大徑，mmh——花鍵齒工作高度，mm，矩形花鍵C倒角尺寸>故軸段花鍵的擠壓強度滿足要求。圖5-10軸上零件的裝配1>擬定軸上零件的裝配方案如圖，由圖5-10知和軸上配合零件，為左右軸承、轉子和密封圈。左、右配流盤不靠傳動軸軸定位。2>設計軸上B-F段由花鍵軸段的設計D=23mm，確定D-E段直徑軸肩E-F段為右軸承定位軸肩,由右軸承型號：6005基本尺寸：安裝尺寸： 則軸肩則取軸肩寬度確定B-E段的軸長度：為轉子寬度加上右配流盤的寬度，由軸肩對右配流盤無軸向定位作用，故留一定的余量，則確定B-D段軸長度：因為考慮花鍵軸段剩余工作長度和鍵槽加工過渡段，取確定C-D段軸長度：花鍵軸段為加工鍵槽切入的過渡段，過短，則軸的軸徑變化率大，軸強度降低。因此，應有一定的長度。綜合考慮取3>軸承配合軸段的設計平衡式葉片泵的傳動軸主要承受扭矩作用，承受軸向力和徑向力很小，故選用深溝球軸承。左端軸承段：參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取深溝球軸承61902型，其尺寸為故式中——軸承寬度，mm；——吸油端配油盤寬度，mm；=25mm右端軸承段：參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取深溝球軸承6005型，其尺寸為故為軸承的寬度，故參考《機械設計手冊—第1篇常用設計資料》砂輪越程槽（GB/T6403.5—1986）的表1-5-15，得槽深h=0.3mm;槽寬b=2.0mm故；4>密封圈配合軸段設計參考《機械設計手冊—第10篇潤滑與密封》旋轉軸唇形密封圈GB13871—1992>的表10-4-12，選擇密封圈為型號:FB2540GB13871—1992FB:帶副唇內包骨架型尺寸:內徑d=25mm,外徑D=40mm,寬度則H-I軸段直徑為25mm,考慮H-I段要安裝2個密封圈和傳動機構，取,最后，求得平衡式葉片泵傳動軸總長：5>確定軸上圓角和倒角尺寸參考《機械設計手冊—第1篇》表1-5-12取軸端倒角為A-B軸端其余，軸肩處圓角半徑均為r=1.0mm.根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。軸扭矩參考《機械設計》表15-3軸常用幾種材料的及值得,傳動軸材料為，平衡式葉片泵旋轉軸的許用扭轉切應力參考《機械設計》表15-4抗彎、抗扭截面系數(shù)計算公式得,花鍵截面的抗扭截面系數(shù)計算公式為，z為花鍵齒數(shù)校核軸的扭轉強度:在危險截面C處：=1234.753平衡式葉片泵的傳動軸在載荷作用下，將發(fā)生扭轉變形。若變形量發(fā)生超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至喪失機器應有的工作性能。因此，對傳動軸進行剛度校核。1>許用扭轉角的選取為軸每米長的允許扭轉角，與軸的使用場合有關。對于一般傳動軸，可??；對于精密傳動軸，可?。粚τ诰纫蟛桓叩妮S，可大于。此處，根據(jù)傳動軸的工作情況和傳動精度要求，選擇許用扭轉角為將承受扭矩的軸段看成由三段階梯軸組成J-D段：平均圓截面直徑為長度為D-E段：直徑長度E-K段：直徑長度扭轉剛度校核計算式中：T—軸所受的扭矩，G—軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，—軸截面的極慣性矩，，對于圓軸，L—階梯軸受扭矩作用的長度，mm—分別代表階梯軸第i段上所受的扭矩、長度和極慣性矩，單位同前.z——階梯軸受扭矩作用的段數(shù)2>傳動軸的三段軸的剛度計算則故傳動軸的剛度滿足要求。5.7泵體的設計1>鑄件材料鑄件一般用灰鑄鐵鑄造，灰鑄鐵組織相當于在鋼的基體上分布著片狀石墨，因此，其基體的強度和硬度不低于相應的鋼，抗拉強度大，消振能力比鋼大10倍?；诣T鐵的強度與鑄件的壁厚有關，鑄件壁厚增加則強度降低。因此，本設計選擇灰鑄鐵HT150作為泵體鑄造材料。2>鑄件的壁厚參考《機械設計手冊—第一篇常用設計資料》表1-2-3查得，灰鑄鐵HT150最小壁厚：一般鑄造條件下，最小允許壁厚改善鑄造條件下，最小允許壁厚1>泵體外形根據(jù)轉子、配油盤直徑尺寸，且靠密封圈裝在泵體和泵蓋中，間隙配合，故泵體內圓直徑。根據(jù)最小允許壁厚和外壁螺栓連接的工作要求，泵體寬度和高度的尺寸為泵體長度，根據(jù)轉子、配流盤、軸承裝配長度和泵體底部壁厚設計，綜合考慮，取泵底部壁厚15mm，軸承孔寬度查軸承尺寸得7mm,轉子、配油盤在泵體內的安裝配合長度25mm+25mm+15mm,軸承底部孔深3mm，則泵體總長2>吸油腔尺寸吸油腔寬度：吸油腔是保證葉片泵正常工作吸油的重要結構，把它設計在與殼孔內圓成的范圍內，則吸油腔寬度為吸油腔長度：吸油腔與右配流盤的吸油窗口相通，由此得到吸油口螺紋：參考普通螺紋基本尺寸GB/T196—1981的表4-1-3，由吸油腔寬度42.5mm選擇螺紋尺寸M30作為吸油孔口尺寸。3>軸承安裝孔泵體底部軸承孔由選擇的軸承型號決定，由軸承型號為61902型及其尺寸，則軸承孔徑為。參考表6-2-52，軸承孔內底孔壁為軸承內徑的軸向支承，查其安裝尺寸故取軸底孔直徑4>螺栓孔布置泵體連接螺栓選擇六角頭螺栓C級GB/T5780—2000>，由《機械設計手冊—第4篇連接與緊固》表4-1-76，選擇螺栓型號為。則泵體螺栓孔為,分布在泵體的四個角上，圓心為15mm.5>其它泵體底部裝螺釘頭的孔徑由螺釘型號查得螺釘頭直徑確定，因此，取孔徑為,孔深4mm。右泵體和左泵體配合，它的結構和左泵體有些相似，不同的是有泵體內孔和右配流盤相配合的臺階孔，壓油口在上方，且泵體上開有一兩個環(huán)形槽，一個將壓油窗口的高壓油導向壓油口，一個槽內鉆有與壓力油相通的通孔，為葉片的根部提供壓力油1>泵體外形與右泵體配合，故泵體寬和高均為110mm，長度由內孔結構決定，計算得長為60mm。2>階梯孔與右配流盤配合的內孔，為過渡配合，由配流盤尺寸的內孔徑為80mm；另一孔與右軸承配合，由選擇的軸承型號6005的外圈為47，則孔徑為47mm.3>壓油口螺紋選擇M20作為壓油口螺紋標準。參考《機械設計手冊—第10篇潤滑與密封》表10-4-5選擇O形橡膠密封圈GGB/T3452.1—1992參考表10-4-8，所選密封溝槽尺寸，槽寬，槽深軸承潤滑，泵體內油飛濺直接潤滑軸承橡膠密封圈是用耐油橡膠制成的，利用彈簧使橡膠與軸保持一定的壓力，密封性可靠。有兩種結構，一種密封圈內裝有金屬骨架，靠外圓與孔配合實現(xiàn)軸向固定；另一種是沒有金屬骨架，使用時，必須軸向固定。此處選第一種結構，橡膠油封內帶有金屬骨架，與孔配合安裝，不需要再有軸向固定。5.8蓋板的設計1>作用：固定軸承和安裝旋轉密封圈進行密封2>類型：選擇凹緣式凹緣式軸承端蓋調整軸向間隙方便，密封性好。3>材料：鑄鐵鑄造HT150具體尺寸參看圖紙。6主要標準件的選用6.1軸承的選擇《機械設計手冊(單行本)—第6篇軸承》表6-2-52，選擇深溝球軸承。型號：61902基本尺寸：安裝尺寸：其它結構尺寸：球徑：球數(shù)：型號：6005基本尺寸：安裝尺寸：其它結構尺寸：球徑：球數(shù)：本設計的軸承潤滑主要靠泵體內油液飛濺直接潤滑軸承。6.2密封件選擇：參考《機械設計手冊(單行本)—第10篇潤滑與密封》表10-4-12型號:FB2540GB13871—1992FB:帶副唇內包骨架型尺寸:內徑d=25mm,外徑D=40mm,寬度配合表面粗糙度：d表面粗糙度范圍：D最大表面粗糙度：參考《機械設計手冊(單行本)—第10篇潤滑與密封》表10-4-51>右泵體密封圈選擇內徑85mm段：型號：GGB/T3452.1—1992《機械設計手冊(單行本)—第10篇潤滑與密封》表10-4-8密封溝槽尺寸，槽寬，槽深內徑47mm段：型號：GGB/T3452.1—1992《機械設計手冊(單行本)—第10篇潤滑與密封》表10-4-8密封溝槽尺寸，槽寬，槽深2>右配流盤密封圈選擇外徑85mm段：型號：GGB/T3452.1—1992《機械設計手冊（單行本）—第10篇潤滑與密封》表10-4-8密封溝槽尺寸，槽寬，槽深外徑47mm段：型號：GGB/T3452.1—1992《機械設計手冊（單行本）—第10篇潤滑與密封》表10-4-8密封溝槽尺寸，槽寬，槽深6.3螺釘選擇參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-104，選擇十字槽圓柱頭螺釘(GB/T822—2000)型號：尺寸：；螺紋長度；螺釘頭半徑；螺釘頭高度；螺紋過渡段長度參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-106，選擇內六角圓柱頭螺釘GB/T70.1—2000>型號：尺寸：全螺紋長度，螺釘頭半徑，螺釘頭高度;商品規(guī)格長度，內六角外接圓直徑參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-105，選擇開槽圓柱頭螺釘（GB/T65—2000）型號：尺寸：全螺紋長度，螺釘頭半徑，螺釘頭高度;商品規(guī)格長度，開槽寬度，開槽深度,倒圓角6.4螺栓的選擇參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-76，選擇六角頭螺栓C級（GB/T5780—2000）型號：；螺栓頭半徑，螺紋長度；螺栓頭高度；6.5標準螺紋選擇參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-3標準：M30第一系列螺距P=3.5mm；小徑標準：M20第一系列螺距P=2mm；小徑6.6鍵的選擇《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-3-19，選擇普通平鍵A型：型號：GB/T1096—1979尺寸：，高度C=0.3,倒角軸上鍵槽尺寸：參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-3-18，槽深6.7圓錐銷的選擇參考《機械設計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-3-3，選擇型號：銷GB/T117尺寸：a=0.4，a為兩端圓弧長度，錐度1:50技術條件：35鋼熱處理硬度表面氧化處理7各種配合的選擇7.1滾動軸承配合為了防止軸承內圈與軸、外圈與外殼孔在機器運轉時產(chǎn)生不應有的相對滑動，必須選擇正確的配合。軸承與軸的配合采用采用基孔制，軸承與外殼的配合采用基軸制。1>左軸承：參考《機械設計手冊單行本>—第6篇軸承》表6-2-20左軸承與軸的選取配合：軸公差帶代號h5軸承內徑15mm,由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得IT5=0.006mm;軸h5的下偏差為0，故得軸的極限偏差為2>右軸承：參考《機械設計手冊單行本>—第6篇軸承》表6-2-20右軸承與軸的配合：軸公差帶代號j6軸承內徑25mm,由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得：IT6=0.011mm軸j的基本偏差為下偏差，由《互換性與測量技術基礎》表2-7查得ei=-0.008mmj6的上偏差為es=ei+IT6=0.011-0.008>mm=0.003mm故得軸的極限偏差為1>左軸承與殼孔的配合《機械設計手冊單行本>—第6篇軸承》表6-2-24，查得左軸承與殼孔的配合：軸公差帶代號H7孔徑為28mm,由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得IT7=0.021mm;孔H7的上偏差為0，故得殼孔的極限偏差為。2>右軸承與殼孔的配合《機械設計手冊單行本>—第6篇軸承》表6-2-24，查得右軸承與殼孔的配合：軸公差帶代號H7孔徑為47mm,由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得IT7=0.025mm;孔H7的上偏差為0，故得殼孔的極限偏差為。1>表面粗糙度《機械設計手冊單行本>—第6篇軸承》表6-2-28軸和外殼表面粗糙度2>形位公差《機械設計手冊單行本>—第6篇軸承》表6-2-29左軸承的軸和外殼圓柱度：左軸承的外殼孔肩端面圓跳動：右軸承的軸和外殼圓柱度：7.2花鍵軸配合1>花鍵軸孔由《機械設計手冊單行本>—第4篇連接與緊固》表4-3-33，查得花鍵軸孔尺寸公差帶：d:H7D:H10B:H11拉削后熱處理由《互換性與測量技術基礎》表2-4，得軸孔極限偏差：D:B:2>花鍵軸花鍵軸尺寸公差帶：d:h7D:a11B:h10由《互換性與測量技術基礎》表2-4，表2-8，得軸的極限偏差：D:B:7.3轉子葉片槽配合轉子葉片槽和葉片的配合為間隙配合，考慮葉片要在槽內自由滑動，防止葉片卡住，間隙偏差選取較大，并采用基孔制配合。基本偏差a、b、c用于大間隙或熱動配合，考慮發(fā)脹影響，采用與直徑成正比的關系。參考網(wǎng)上查的資料，葉片厚度與轉子槽寬間隙：一般為15-25μm。選用配合，槽寬為2mm,由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得：IT6=0.006mm葉片厚d的基本偏差為上偏差，由《互換性與測量技術基礎》表2-7查得es=-0.020mmd6的上偏差為es=ei-IT6=-0.020-0.006>mm=-0.026mm故得葉片厚的極限偏差為槽寬H6下偏差為0，上偏差ES=EI+IT6=0.006mm,故得葉片槽寬的極限偏差為。7.4右側板與左、右泵體右側板與左、右泵體配合為過渡配合，參考相關資料，選用配合為H7/j6?？讖綖?5mm,由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得：IT6=0.022mm,IT7=0.035mm右側板直徑j的基本偏差為上偏差，由《互換性與測量技術基礎》表2-7查得es=0.011mmd6的上偏差為ei=es-IT6=0.011-0.022>mm=-0.011mm故得右側板極限偏差為殼孔H7下偏差為0，上偏差ES=EI+IT7=0.035mm,故得葉片槽寬的極限偏差為。7.5定子、左配流盤與泵殼孔配合定子、左配流盤與泵殼孔配合為裝配方便選擇間隙配合，結合相關資料，選擇配合為H7/g6孔徑為85mm,由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得：IT6=0.022mm,IT7=0.035mm直徑g的基本偏差為上偏差，由《互換性與測量技術基礎》表2-7查得es=-0.012mmd6的上偏差為ei=es-IT6=-0.012-0.022>mm=-0.034mm故得右側板極限偏差為殼孔H7下偏差為0，上偏差ES=EI+IT7=0.035mm,故得葉片槽寬的極限偏差為。7.6端蓋與泵殼孔配合由端蓋與泵殼孔配合孔徑，為裝配方便選擇間隙配合，采用基孔制，結合相關資料，選擇配合為H7/d9由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得：IT9=0.062mm.直徑d的基本偏差為上偏差，由《互換性與測量技術基礎》表2-7查得es=-0.080mmd6的上偏差為ei=es-IT6=-0.080-0.062>mm=-0.142mm故得端蓋徑的極限偏差為殼孔H7下偏差為0，上偏差ES=EI+IT7=0.025mm,故得葉片槽寬的極限偏差為。7.7定子與轉子寬度配合葉片、轉子與定子圈寬度間隙值葉片與轉子都比定子圈寬度小>：小型泵為15-23μm；中型泵為20-45μm。葉片最好略低于轉子高度5μm?？傃b配時，軸向間隙一般可控制在40-70μm范圍內。，故選擇配合為H8/f8定子寬度25mm，由《互換性與測量技術基礎》表2-4查得：IT8=0.033mm.寬度d的基本偏差為上偏差，由《互換性與測量技術基礎》表2-7查得es=-0.020mmf8的上偏差為ei=es-IT6=-0.020-0.033>mm=-0.053mm故得轉子寬度的極限偏差為又H8下偏差為0，上偏差ES=EI+IT7=0.033mm,故得定子寬度的極限偏差為。主要材料及技術要求泵設計的材料選擇：1>定子：熱處理：淬火HRC60。加工要求：端面平行度0.002mm內柱面與端面的垂直度0.008mm內孔光潔度▽9，即內孔表面粗糙度Ra0.4。2>轉子：熱處理：HRC50~60。加工要求：端面平行度0.003mm；端面光潔度▽9，即端面表面粗糙度Ra0.4；葉片槽平行度0.01mm；葉片槽光潔度▽10，葉片槽表面粗糙度Ra0.2。3>葉片：高速鋼熱處理：淬火HRC55﹑回火。葉片需研磨，光潔度▽10~▽12，即表面粗糙度為Ra0.050-Ra0.2；葉片槽的間隙為0.015~0.025mm。4>左配油盤和右側板：青銅加工要求：表面光潔度▽8~▽9，即表面粗糙度為Ra0.4-Ra0.8。。5>傳動軸：熱處理：調質6>左、右泵體：HT1507>蓋板：HT1508>擋板：HT1509噪聲、壽命與維護9.1雙作用葉片泵振動與噪聲在各種類型的液壓泵中，葉片泵由于運轉平穩(wěn)、流量脈動小，是能夠達到較低噪聲的一類泵。但是隨著葉片泵向高壓化和高速化發(fā)展，噪聲也成了一個突出的問題。50年代后期國外出現(xiàn)了等級14.0Mpa的葉片泵時，噪聲約為75dBA>。從1960年起，國外開始重視降低葉片泵的研究，到70年代末和80年代中期，相繼出現(xiàn)了一系列性能優(yōu)良的低噪聲葉片泵時，噪聲一般可控制在65dBA>以下。泵的噪聲控制不僅是改變環(huán)境污染的需要，而且與泵本身的壽命和高壓化直接相關。葉片泵噪聲包括機械噪聲和流體噪聲兩部分。機械噪聲主要來源于葉片、定子和轉子的振動。尤其是葉片與定子之間的機械撞擊聲，很容易通過殼體發(fā)射到周圍空間，是構成葉片泵噪聲的主要成分。引起葉片與定子振動撞擊的原因主要有：1>從吸油區(qū)到壓油區(qū)或者從壓油區(qū)到吸油區(qū)周期性壓力切換時，閉死容積內壓力急劇變化引起的定子、轉子徑向振動；2>由定子曲線特性產(chǎn)生的對葉片的激振和助振作用；3>葉片所受作用力變化時產(chǎn)生的葉片跳躍或與定子脫空現(xiàn)象。這些原因的存在與否，不但決定于葉片泵的設計，而且還與加工制造精度密切相關。流體噪聲主要來源于輸出流量的脈動。造成輸出流量脈動的主要原因不是理論容積的不均勻變化，而是閉死容積在大圓弧區(qū)段壓力切換時的瞬時高壓回流。