基于solidworks的双作用定量叶片泵设计

1、xxx大学本科毕业（设计）论文（2017届）题目： 基于solidworks的双作用定量叶片泵设计 教学院（系、部） xxx学院 专 业 机械电子工程 学生姓名 xxxx 指导教师 xxxx（副教授） 评 阅 人 xxxxx 2017年5月8日注意!双作用叶片泵全套solidworks三维模型及cad二维图纸下载地址，/s/1miecl88 ，提取码，w7rr基于solidworks的双作用定量叶片泵设计xxxx（xxxx大学 机械电子工程2013级，xxx xxx，xxxx）摘要：在各种应用广泛的液压设备中，液压泵是重要的元件，它们的性能和寿命在很大程

2、度上影响着整个液压系统的工作能力，随着技术的进步，液压泵的性能越来越完善，在各种工业设备、行走机构以及船舶和飞机上都得到了广泛应用。因此对于叶片泵相关知识的学习和认识十分必要，特别是对于从事液压相关方面工作的人更显得尤为重要。本设计以现今已广泛应用的叶片泵为基础，对双作用定量叶片泵进行设计。在设计过程中采用了一些有关叶片泵的新技术和新观点来进行设计。设计中对双作用叶片泵的叶片倾角进行了探讨，并对比两种观点的优劣，选择了现今已越来越得到广泛承认的叶片倾角等于零的观点。在定子过渡曲线的设计上摒弃了传统的阿基米德螺旋线和等加速-等减速曲线，而是结合现今数控机床普及的事实及力学分析，选用高次曲线作为定

3、子的过渡曲线。在本次设计中，大体上参照了市场上现行yb型叶片泵的尺寸结构及技术参数，并完善叶片倾角及定子过渡曲线等要素，并利用solidworks软件三维建模仿真，使得到的叶片泵性能能够得到诸多改进。关键词：双作用叶片泵；叶片倾角；定子过渡曲线design of double-acting quantitative vane pump based on solidworksxxxx(mechatronic engineering 2013，xxxx，xxxxxx，xxxxx)abstract: in a variety of widely used hydraulic equipment, h

4、ydraulic pump is an important component, their performance and life to a large extent affect the ability of the entire hydraulic system, with the progress of technology, hydraulic pump performance more and more perfect , in a variety of industrial equipment, walking agencies and ships and aircraft h

5、ave been widely used. therefore, it is very necessary to study and understand the knowledge of vane pump, especially for people working in hydraulic related matters.this design is based on the widely used vane pump, the double acting quantitative vane pump design. in the design process using a numbe

6、r of new technology and new ideas on the vane pump to design. in this paper, the angle of the blade of the double acting vane pump is discussed, and the advantages and disadvantages of the two views are compared with the view that the blade angle is equal to zero. in the design of the stator transit

7、ion curve to abandon the traditional archimedes spiral and other acceleration - equal deceleration curve, but with the current popularity of cnc machine tools and mechanics analysis, the use of high-order curve as the stator transition curve.in this design, the general reference to the market on the

8、 current yb-type blade pump size structure and technical parameters, and improve the blade angle and stator transition curve and other elements, and the use of solidworks software three-dimensional modeling and simulation, so that the performance of the blade pump can get a lot of improvements.key w

9、ords: double acting vane pump; blade angle;the stator transition curve ii目 录摘要iabstract.ii1绪论11.1叶片泵的应用领域及意义11.2叶片泵的发展史11.3叶片泵的现状及其发展趋势22双作用叶片泵简介42.1双作用叶片泵的组成42.2双作用叶片泵的工作原理42.3双作用叶片泵结构特点52.4排量和流量的计算53双作用叶片泵的相关参数计算73.1设计原始参数73.2流量计算73.3功率计算73.4扭矩计算93.5效率计算93.6电机选择104设计方案综合分析114.1双作用叶片泵的基本结构114.2叶片倾角

10、分析124.3定子过渡曲线分析174.4安装连接方式274.5进、出油口的连接形式275叶片泵结构参数设计295.1叶片295.2转子315.3定子的设计345.4配油盘的设计375.5传动轴的设计395.6泵体的结构设计456标准件的选用476.1轴承的选用476.2密封装置476.3螺钉选用496.4键的选用及分析496.5联轴器的选用516.6挡圈的选用517主要零件的公差与配合527.1滚动轴承527.2花键537.3叶片和转子叶片槽的配合537.4配油盘与泵体孔的配合538叶片泵噪声与寿命分析548.1叶片泵的噪声548.2叶片泵的寿命569叶片泵的使用维修与故障排除589.1叶片泵

11、的使用条件589.2叶片泵的维护与检查599.3叶片泵的常见故障与排除6010叶片泵的技术经济学分析6311基于solidworks的叶片泵动态仿真6411.1 solidworks动态仿真的条件6411.2 solidworks动态仿真的操作6412结论67参考文献68总 结69指导教师简介70致 谢711绪论1绪论1.1叶片泵的应用领域及意义本次设计的双作用叶片泵是现今已经充分发展成熟的一种液压泵，现今已形 成了诸多型号，各种新型叶片泵也在不断的研发中，其应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械、汽车等；钢铁工业用的冶金机械、提升

12、装置、轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置、桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置、核发电厂等等；船舶用的甲板起重机械（绞车）、船头门、舱壁阀和船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标和升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置、飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等都需要应用到叶片泵。随着液压技术的发展，叶片泵作为其中必不可少的动力元件，已经越来越深入到液压系统等各个领域，起到了举足轻重的作用。并已经成为人们生活中不可缺少的一种机械装置，融入到我们生活的每一个角落。1.2叶片泵的发展史液压叶片泵的发展史即为叶片泵从诞生到发展的历史

13、，作为液压系统的关键性动力元件，它随着液压系统的诞生而诞生，随着液压技术的发展而发展，并不断完善以适应新的液压系统的性能要求。 液压系统为流体传动，是根据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理而发展起来的一门新兴技术，它是由1795年英国约瑟夫布拉曼在伦敦用水作为工作介质，以水压机的形式将其应用于工业上，诞生了世界上第一台水压机。1905 年将工作介质水改为油（液压油缸）,又进一步得到改善，其后寻找一种能为液压系统提供稳定压力能的动力元件的设计成为一种必然，这时液压泵特别是叶片泵以其简单的结构，稳定的性能和高效的工作能力，得到巨大发展，在液压领域横空出世，得到了所有从事液压技术人员的青睐。 第

14、一次世界大战(1914-1918)后液压叶片泵被广泛应用,特别是1920年以后，发展更为迅速。液压站大约在19世纪末20世纪初的20年间,才开始进入正规的工业生产阶段。1925年维克斯(f.vikers)发明了压力平衡式叶片泵，为近代液压元件工业或液压传动的逐步建立奠定了基础。第二次世界大战(1941-1945)期间，在美国机床中有30%应用到了液压泵。50年代后期，国外出现压力等级为14.0mpa的叶片泵时，其噪声值为75db(a)，噪声值过高成了一个急需解决的问题。从1960年起国外开始重视叶片泵噪声问题，不断进行降噪研究，到70年代末和80年代中期，一系列性能优良的低噪声叶片泵相继问世，

15、噪声值一般可控制在65db(a)以下，其中日本油研公司研制的 pv2r系列叶片泵，噪声值甚至低至51-62db(a)，已达到低于同等功率电动机噪声的水平。另外，像美国的 denison“t6”系列叶片泵，都较好的控制了叶片泵的噪声值，属于性能优良的低噪声叶片泵。 叶片泵有许多突出的优点，因此它的应用非常广泛，如一般工业用的塑料加工机械、压力机械、机床等；行走机械中的工程机械、建筑机械、农业机械和汽车等；钢铁 工业用的冶金机械、提升装置和轧辊调整装置等；土木水利工程用的防洪闸门及堤坝装置、河床升降装置和桥梁操纵机构等；发电厂涡轮机调速装置和核发电厂等等；船舶用的甲板起重机械(绞车)、船头门、舱壁

16、阀、船尾推进器等；特殊技术用的巨型天线控制装置、测量浮标和升降旋转舞台等；军事工业用的火炮操纵装置、船舶减摇装置和飞行器仿真、飞机起落架的收放装置和方向舵控制装置等都需要应用到叶片泵。叶片泵成为一种必不可少的液压设备，已越来越融入到我们生活的每一个角落。 1.3叶片泵的现状及其发展趋势1.3.1现行叶片泵的种类如今液压叶片泵已经形成了极大系列，产品性能涵盖了液压领域的几乎所有需要的工作性能的液压泵。yb型为最早使用的一种叶片泵，现在已经得到极大发展，形成了ybn型变量叶片泵和y2b双机叶片泵等型号。为适应液压系统一些特点的要求，又诞生了带定量减压阀的叶片泵和ybq型稳流量式变量叶片泵。 随着液

17、压系统对高压力的需求，在原有叶片泵基础上改善性能，诞生了pv2r型中高压叶片泵和柱销式叶片泵。1.3.2叶片泵发展趋势1）从低压到高压：随着液压技术的进步，对叶片泵压力的需求越来越高，对多种性能的叶片泵也有了许多新的要求。而随着现在加工技术的发展和技术进步，开发高压的叶片泵以成为可能。以往叶片泵主要只能工作在6.3-7.0mpa的中低压系统，今年来高性能叶片泵的发展大幅度提高了叶片泵的性能，压力等级普遍提高到16.0-17.5mpa，越来越多更高压力性能的叶片泵也不断研发成功，大大丰富了叶片泵的种类和性能。 2）高效、低耗：叶片泵效率逐渐提高，随着人们环保节能意识的提高，对叶片泵的低耗已越来越

18、得到设计师的重视，因此诞生了一批高效能、低功耗的叶片泵。 3）低噪声和高寿命：对泵结构工艺的改善，特别是定子曲线的设计改善，大大提高了叶片泵的寿命和降低了叶片泵工作时的噪声。 4）机电一体化：对叶片泵与电子机械、微机等的结合实现简单智能化。762双作用叶片泵简介2双作用叶片泵简介2.1双作用叶片泵的组成双作用叶片泵是由定子、转子、叶片、配油盘和泵体等组成。转子和定子中心重合，定子内表面曲线近似为椭圆杵形，该椭圆杵形由两段长半径r、两段短半径r和四段过渡曲线所连接组成。2.2双作用叶片泵的工作原理图2-1 双作用叶片泵工作原理1.定子 2.转子 3.叶片 4.传动轴 5.配油盘 6.泵体双作用叶

19、片泵主要由定子l、转子2、叶片3、传动轴4、配油盘5和泵体6等零件组成。定子1和转子2同心安装，定子1的内表面曲线由两段半径为r的大圆弧、两段半径为，的小圆弧以及连接四段圆弧的四段过渡曲线组成，过渡曲面一般采用等加速曲线。配油盘5上两个吸油窗口a和两个压油窗口b。当转子沿图示方向转动时，叶片在离心力和通过配油盘小孔进入叶片底部的压力油作用下，沿转子上的叶片槽向外伸出并紧贴在定子内表面上，在定子内表面、转子外表面、配油盘及相邻两叶片之间形成密封容腔。当叶片从半径为r的小圆弧面经过过渡曲面向半径为r的大圆弧面滑动时，叶片向外伸，使相邻两叶片之间的密封容腔的容积变大，形成局部真空，在大气压的作用下，

20、油箱中的油液从配油盘的吸油窗口a进入并充满密封容腔，完成吸油过程；当叶片从半径为r的大圆弧面经过过渡曲面向半径为r的小圆弧面滑动时，叶片受到定子内表面的作用缩回转子上的叶片槽中，使两叶片之间的密封容腔的容积变小，油液受到挤压，并从配油盘的压油窗口b压出进入液压系统中，完成压油过程。2.3双作用叶片泵结构特点定子过渡曲线。定子内表面的曲线由四段圆弧和四段过渡曲线组成，泵的动力学特性很大程度上受过渡曲线的影响。理想的过渡曲线不仅应使叶片在槽中滑动时的径向速度变化均匀，而且应使叶片转到过渡曲线和圆弧段交接点处的加速度突变不大，以减小冲击和噪声，同时，还应使泵的瞬时流量的脉动最小。叶片倾角。设置叶片倾

21、角有利于叶片在槽内滑动，为了保证叶片顺利地从叶片槽滑出，减小叶片的压力角，根据过渡曲线的动力学特性，双作用叶片泵转子的叶片泵就成沿旋转方向向前倾斜一个角，但当叶片有倾角时，叶片泵就不允许反转。在本次设计中，经过力学分析，取=0。端面间隙的自动补偿。为了提高压力，减少断面泄漏，采取的间隙自动补偿措施是将配油盘的外侧与压油腔连通，使配油盘在液压推力作用下压向转子。泵的工作压力愈高，配油盘就会愈加贴紧转子，对转子端面间隙进行自动补偿。2.4排量和流量的计算下图中，r，r分别为定子内表面大小圆弧的长短半径。转子每转一转，每个密封工作腔吸油和排油各两次，由图有，图2-2 排量、流量的计算v1=r2-r0

22、22bv2=r2-r022b(21)当不考虑叶片厚度时，叶片的排量为，qp=2vz=2v1-v2z=2r2-r2b(22)转子每转因叶片所占体积而造成的排量损失qp为：qp=2br-rcossz(23)(24)因此这时，叶片泵的排量和实际输出流量分别为：qp=2br2-r2-r-rcossz qp=2br2-r2-r-rcossznpvp各式中，r定子大圆弧半径； r定子小圆弧半径； 相邻叶片夹角； b定子亦即叶片宽度； 叶片倾角，取=0； s叶片厚度； z叶片数目； np转子额定转速； vp叶片泵的容积效率。3双作用叶片泵的相关参数计算3双作用叶片泵的相关参数计算3.1设计原始参数给定的设计

23、原始参数：额定排量： q=9.5mlr额定压力； p=8mpa 额定转速： n=1400rmin3.2流量计算3.2.1平均理论流量液压泵的理论流量是指在没有泄露情况下，单位时间内排出液体的体积。qth=nq=14009.510-3=13.3lmin3.2.2实际流量液压泵的实际流量是指液压泵在实际具体工作情况（存在泄漏）下，单位时间内所排出的液体体积，则实际流量，q=qthvp=13.390%=12lmin式中，vp泵的容积效率，双作用叶片泵的容积效率范围为80%94%，本设计中取值为90%。3.3功率计算3.3.1驱动泵轴功率ppa=pnqvp60=814009.590%6074.8%=2

24、.133kw式中， p泵的额定压力，8mpa； n泵的额定转速，1400r/min；q泵的额定排量，9.5ml/r；vp泵的容积效率，90%；泵的总效率，初取为74.8%。3.3.2电机功率pr=ppac=2.1330.995=2.144kw式中，c弹性联轴器的效率为0.990.995，取值为0.995。3.3.3理论液压功率理论液压功率是指在不考虑泵容积损失前提下，输出液体所具有的液压功率。nthh=pqth60=813.360=1.77kw式中，p泵的出口压力，8mpa； qth泵的理论流量，13.3lmin。3.3.4理论机械功率理论机械功率是指在不考虑泵机械损失前提下，泵所输入的机械功

25、率。nthm=nthh=1.77kw3.3.5输入功率输入功率是指在考虑泵机械损失前提下，泵所输入的实际机械功率。npi=pmc=30.995=2.189kw 式中，pm电机额定功率，初取3kw； c弹性联轴器的效率。3.3.6输出功率输出功率是指在考虑泵的容积损失前提下，输出液体所具有的实际液压功率。npo=pq60=81260=1.6kw3.4扭矩计算3.4.1理论扭矩tpth=nthm=nthm2n60=1.77103146.6=12.07nm 式中，nthm泵的理论液压功率，1.77kw； 泵轴的角速度，计算得146.6rad/s。3.4.2实际扭矩tp=npi=2.189103146

26、.6=14.93nm 式中，npi泵的输入功率，2.189kw； 泵轴的角速度。3.5效率计算3.5.1机械效率m=tpthtp=12.0714.93100%=80.8% 式中，tpth泵轴的理论扭矩，12.07nm； tp泵轴的实际扭矩，14.93nm。3.5.2总效率=mvp=80.8%90%=73% 式中，m泵的机械效率，80.8%； vp泵的容积效率。 查询机械设计手册（单行本）（液压传动）表21-5-4，双作用叶片泵的总效率为65%82%，且与先前总效率初选值74.8%近似。3.6电机选择按照pmpr，取电机的额定功率为3kw。根据叶片泵的转速n=1400r/min，选择电机的型号为

27、y系列（ip44）三相异步电机的y100l2-4。参数如下，表3-1 y系列（ip44）三相异步电动机的技术数据电动机型号额定功率kw满载转速r/min堵转转矩/额定转矩nm最大转矩/额定转矩nm质量kgy100l2-4314002.22.2354设计方案综合分析4设计方案综合分析本设计为双作用叶片泵的设计，由于其定子与转子同心安装，偏心距为零且不能调节，能作定量泵使用。通过参考现行的yb型叶片泵的结构，yb型泵是我国第一代国产叶片泵第5次改型产品，具有结构简单、性能稳定、排量范围大、压力流量脉动小、噪声低、寿命长等一系列优点。接下来结合现有的新技术和新观点尝试性地进行双作用叶片泵的设计。4.

28、1双作用叶片泵的基本结构本设计中的叶片泵为单级叶片泵，是由转子、叶片、定子、配油盘、传动轴及泵体等主要零件组成。它分为单级圆形叶片泵和单级方形叶片泵两种类型。4.1.1圆形叶片泵圆形叶片泵的主要结构特点和存在的问题：1）采用固定侧板，转子侧面与侧板之间的间隙不能自动补偿，高压时泄漏严重。只能工作在7.0mpa以下的中、低压。2）进、出油道都铸造在泵体内（称为暗油道），铸造清沙困难。而且油道狭窄，高转速时由于流速过快，流动阻力大，容易出现吸空和气蚀。3）侧板与转子均带耳轴，虽然支承定心较好，但毛坯费料，加工不方便。这种结构装配时对后泵盖联接螺钉拧紧扭矩的均匀性要求很严，否则容易导致侧板和转子的倾

29、侧，使侧板与转子端面的轴向间隙不均匀，造成局部磨损。4.1.2方形叶片泵与圆形叶片泵相比，方形叶片泵主要有以下改进：1）简化了结构，在同等排量的情况下，外形尺寸和重量比圆形泵大大减小。2）取消转子和侧板的耳轴，改善了加工工艺性，而且可节省毛坯材料。装配时即使左右泵体四个螺钉的拧紧力矩不很均匀，也不致影响侧板与转子端面的均匀密合。3）采用浮动压力侧板，提高了容积效率和工作压力。4）进油道设在泵体，排油道设在泵盖，均为开式油道，不仅铸造方便，而且油道通畅，即使高转速工作时流动阻力也较小5）传动轴输入端一侧的支承较强，能够承受径向载荷，允许用皮带或齿轮直接驱动，有一定的耐冲击和振动能力。4.1.3方

30、案选定综上所述，方形叶片泵具有结构紧凑，体积小，能够适应高转速和较高压力工作，耐冲击、振动能力较强等特点，因此特别适用于工程车辆液压系统。加之其加工工艺性也比圆形泵优越得多，所以在一般工业机械上也获得广泛应用，已逐步取代圆形泵。因此选定方形叶片泵作为双作用叶片泵的基本结构类型。但与前述方形叶片泵略有不同，主要改进在于，1）泵的外壳由左泵体和右泵体两部分组成。2）仍保留两个配油盘，其中左配油盘是固定侧板，而右配油盘是浮动压力侧板，但没有设置预紧弹簧。3）由两个配油盘、转子、叶片和定子构成的泵体核心用两个螺钉联接成预紧组合件，然后装入右泵体内。4）支承传动轴的两个滚动轴承分别装在预装组件两侧的左、

31、右泵体上。5）在右泵体的右端面装有端盖，端盖与传动轴之间设置两个背对背的油封，以防油液外漏和空气、灰尘进入。4.2叶片倾角分析叶片泵叶片倾角的选择关系到叶片与定子及转子的摩擦、磨损及泵的噪声。双作用叶片泵的叶片不是纯径向安装的，而是沿着转子的旋转方向倾斜一个角度。这样做有利于减少压油区的叶片沿槽道向槽里 运动时的摩擦力和因而造成的磨损，防止叶片被卡住，改善叶片的运动。但近年的研究表明，叶片倾角并非完全必要，叶片倾角取零度似乎也是可行的。某些高压双作用式叶片泵的转子槽是径向的，但并没有因此而引起明显的不良后果。下面对此进行力学分析。4.2.1叶片倾角对叶片受力的影响(4-1)如图4-1所示。定子

32、对叶片作用的合力f可以分解为两个分力，即沿叶片伸缩滑动方向作用的分力fp和垂直于叶片滑动方向的分力ft， fp=fcosft=fsin 式中，合力f的作用方向与叶片间的夹角。图4-1 叶片顶端受力分解(4-2)如图4-2所示。转子对叶片的作用力包括转子槽侧面的接触反力t1、t2和摩擦力f1、f2，则有，t1=ftllsint2=ftl-llsin 式中，l为叶片的长度；l为叶片在转子槽内的长度。(4-3)又，f1=fvt1f2=fvt2式中，fv转子槽与叶片摩擦系数。定子对叶片顶部产生的反作用合力f可以分解为fp和ft两个分力（如图4-1），其中横向分力ft使叶片靠向转子槽一侧并形成转子槽对叶

33、片的接触反力和摩擦阻力（如图4-2），对叶片的自由滑动十分不利，严重时将会造成转子槽的局部磨损，导致泄漏增加，甚至因摩擦力太大而使叶片被咬住不能伸缩滑动。此外，ft还使叶片悬伸部分承受弯矩作用，假如果ft过大，或者叶片悬伸过长，叶片还有可能折断。因此，ft分力的存在对叶片泵的寿命和效率都很不利，设计上应设法尽量减小其数值。图4-2 转子对叶片的作用力由式（4-1）至式（4-3）可知，合力f与叶片之间的夹角越小，则分力ft越小。 最理想的情况是令叶片的方向正好与f力的作用方向一致，这时=0，ft=0，由ft引起的转于对叶片的接触反力和摩擦力亦为零，叶片的伸缩滑动将完全不受转子槽阻碍。在图4-3中

34、，是定子曲线接触点处法线方向与叶片方向的夹角，称为压力角，是定子与叶片的摩擦角。由图可知，各角度之间存在如下关系，(4-4) =- 因此，要使角为零，应使压力角等于摩擦角。图4-3 叶片倾角与作用力方向(4-5)由此得出结论；定子曲线与叶片作用的压力角等于摩擦角时，对叶片产生的横向作用力ft最小，叶片与转子槽之间的相互作用力和摩擦磨损量也最小，所以压力角的最优值op为，op=arctanfv= 如图4-3所示，在叶片向旋转方向前倾放置的情况下，吸油区定子与叶片作用的压力角为，=+1 式中，定子曲线接触点a处的法线与半径oa的夹角；1为叶片的倾斜角，即叶片方向与半径方向oa的夹角。4.2.2叶片

35、布置的两种方式1）叶片沿转子旋转方向前倾一个角度布置传统观点认为，双作用叶片泵的叶片应该沿旋转方向朝前倾斜放置。以往生产的大多数叶片泵亦按此原则设计制造，叶片前倾角其至达1014。这种观点的主要理由如图4-4所示，定子对叶片作用的横向分力ft取决于法向接触反力fn和压力角，即ft=fnsin，为了使fn尽可能沿叶片方向作用，以减小有害的横向分力ft，压力角越小越好。因此令叶片相对于半径方向倾斜一个角度1，倾斜方向是叶项沿旋转方向朝前偏斜，使压力角小于角，即=+1，否则压力角即=将较大。图4-4 叶片前倾时的压力角（压油区）2）叶片沿转子的径向布置影响压力角大小的因素包括定子曲线的形状（反映为角

36、的大小）和叶片的倾斜角1。实际上定子曲线各点的角是不同的，转子旋转过程中，要使压力角在定子各接触点均保持为最优值=op=，除非叶片倾斜角1能在不同转角时取不同的值，且与保持同步反值变化，而这在结构上是不可能实现的。因此，叶片在转子上安放的倾斜角只能取个固定的平均合理值，使得运转时在定子曲线上有较多的压力角接近于最优值op=。由计算机对不同叶片泵所作的计算表明，为使压力角保持为最优值，相应的叶片倾斜角1通常需在正负几度（沿转子旋转方向朝后倾斜为负）的范围内变化，其平均值接近于零度；加之从制造方便考虑，所以近期开发的高性能叶片泵倾向于将叶片沿转子径向放置，即叶片的倾斜角=0。4.2.3方案选定上述

37、传统观点的错误在于：1）在分析定子对叶片的作用力时未考虑摩擦力ff的影响，计算有害的横向分力ft并不是以反作用合力f为依据，而是以法向接触反力fn为依据，因而得出压力角越小越好的错误结论。实际上由于存在摩擦力ff，当压力角=0时，定子对叶顶的反作用合力f并不沿叶片方向作用，即并非处于最有利的受力状态。图4-5 叶片前倾时的压力角（吸油区）2）忽视了双作用叶片泵的叶片在吸油区和压油区受力情况大不相同，而且吸油区叶片受力较压油区严重得多，错误地把改善叶片受力的着眼点放在压油区而不是吸油区。叶片向前倾斜角1有利于减小压力角的结论实际上只适用于压油区。相反，由图4-5可见，在吸油区叶片前倾反而使压力角

38、增大，变为 =+1，使受力情况更加恶劣。因此，本设计的双作用叶片泵的叶片倾角选择=0。4.3定子过渡曲线分析4.3.1定子曲线的结构要求双作用式叶片泵的定子曲线是由八段曲线四段圆弧和四段过度曲线构成的。四段圆弧形成了封油区，把吸油区与压油区隔开，起封油作用：把腔内油液暂时“封存”起来。而四段过渡曲线形成了吸油区和压油区，完成吸油和压油任务。对过渡曲线的要求是：能保证叶片贴紧在定子内表面上，以形成可靠的密封工作腔；能使叶片在槽内径向运动时的速度、加速度变化均匀，以减少流量的脉动；当叶片沿着槽向外运动时，叶片对定子内表面的冲击应尽量小，以减少定子曲面的磨损。4.3.2定子曲线的结构形式图4-6 定

39、子内表面曲线如上图所示，双作用叶片泵的定子由八段曲线依次平滑连接起来，包括两段半径为r的小圆弧，两段半径为r的大圆弧，四段矢径为（变量）的过渡曲线。其中，过渡曲线对应的幅角为，大小圆弧对应的圆心角均为。至于大圆弧半径r，小圆弧半径r，幅角和圆心角将在后续定子的设计中求解具体值，后续的过渡曲线分析过程中均按作常数处理。4.3.3定子过渡曲线的要求在整个叶片泵的运行过程中，转子带动插在转子槽内的叶片以恒定转速转动，叶片在一对小圆弧、一对大圆弧和四段过渡曲线循环“扫过”，这一“扫过”运动是叶片泵运行的核心，关乎整个泵体的运行性能。事实表明，对泵性能的影响因素有叶片对定子的硬性冲击和柔性冲击，叶片受一

40、定的离心力及向心力是否会使叶片脱空，即叶片不能紧贴定子的内表面，还有泵内的流量大小和均匀程度，以及噪音及抗冲击振动能力等。大小圆弧之间过渡曲线的形状和性质决定了叶片的运动状态，对泵的性能和寿命影响很大，所以定子曲线问题也就是大小圆弧之间连接过渡曲线的问题。为了能以更“完美的形式”在大圆弧和小圆弧之间衔接一段曲线，逐一对各类曲线进行分析、选择。让最后设计出来的叶片泵性能更加优化。在工业生产中，采用的过渡曲线主要有，阿基米德螺线，等加速等减速曲线，正弦曲线，余弦曲线和高次曲线，需要结合定子的长短半径及其对应圆弧角和过渡曲线对应幅角来从几类广泛应用的曲线中来选出更优化的过渡曲线。4.3.4叶片在过渡

41、曲线上的运动分析图4-7 叶片运动分析矢量图如上图，是从定子外形轮廓截取出来的一部分，曲线ab即是我们所要分析研究的过渡曲线，点a是小圆弧与过渡曲线的连接点点b是大圆弧与过渡曲线的连接点，另外弧段a1a是截取小圆弧的半段，弧段b1b是截取大圆弧的半段。点m是叶片与过渡曲线内表面接触的一点，该点的位置用极坐标的形式表示，取oa为极轴，与叶片重合的om顺时针在aob内转动。m点的坐标为m(,)，那么曲线ab的方程为=f()。可以知道转子是以恒定转速转动的，恒定转速为0，即0=const。由导数关系有：ddt=0=t 叶片的速度： =ddt=ddddt=dd0 即：dd=0 叶片的加速度：a=ddt

42、=ddtdd0=0d2ddt=0d2d0d=02d2d2对叶片是否有紧贴过渡曲线内表面即不脱空条件的分析，知道叶片长度为l，其质量为m，并且是均匀分布，则其质心在叶片的中点，即 l2 处，叶片转动的回转半径为：z=-l2 转子带动叶片以恒定角速度0转动，则产生的法向加速度：an=z02=(-l2)02其方向指向圆心o，则惯性力即离心力：f离=man=m(-l2)02其方向指向过渡曲线内表面。另外叶片在槽内因相对移动产生加速度a，相应的惯性力即向心力：f向=ma为满足不脱空条件，即叶片紧贴过渡曲线内表面，必须满足f离f向即，m(-l2)02ma则，a(-l2)024.3.5几种过渡曲线分析1）阿

43、基米德螺线叶片的径向速度=const，泵的瞬时流量是均匀的，这是该类曲线的最大优点。但是，容易看到，叶片在圆弧和过渡曲线过渡点发生了速度突变。由牛顿第二定律可知，这时的惯性力会趋近于无穷大，这会对定子曲线内表面造成极大的硬性冲击，使得磨损严重，噪音增加，这是该类曲线的最大缺点。因此这类过渡曲线是首要摒弃的。2）等加速等减速曲线定子的过渡曲线采用等加速等减速曲线时，泵的瞬时流量不是均匀的，但并不会产生刚性冲击，从而使得泵工作平稳，无噪音且寿命较高。至于泵的瞬时流量不均匀方面是可以通过适当改变泵的叶片数和提高泵的转速来得以补偿。但是泵的叶片在运行过程中仍旧会产生柔性冲击，而且瞬时流量不均匀的问题也

44、不是很容易就解决的。基于此，该类曲线仍是一条稍存遗憾的过渡曲线。应该寻求更完美的定子过渡曲线。所以也不选用这类过渡曲线。3）正弦曲线事实上对于这类曲线，叶片速度const，因此瞬时流量仍是不均匀的。其既无速度突变，不会产生刚性冲击和柔性冲击，有极大的好处，但是，泵的瞬时流量仍是不均匀的，这会引起泵的脉动，这时该种曲线的最大缺点。因此，还是应该要摒弃这种曲线的。4）余弦曲线对于这类曲线，其速度变化式是比较平坦的，所以它的瞬时流量要比正弦曲线更均匀尽管优化了正弦曲线的瞬时流量不均匀问题，但是却又产生了柔性冲击问题。还是值得考虑更完美的过渡曲线。后续针对柔性冲击问题及瞬时流量不均匀问题，分析高次曲线

45、。5）高次曲线传统的定子过渡曲线都不可避免地会产生刚性冲击，柔性冲击或是瞬时流量不均匀的问题，这些问题不仅使得叶片被折断的几率增大，而且使得泵运行起来有噪声和存在流量脉动问题。为了减少叶片冲击，现在出现的高次曲线（次数一般不低于5次，不高于8次）能够较好的解决上述问题。高性能定子曲线能够限制叶片径向运动的速度和加速度的值及变化率,从而使叶片经过整个定子内表面曲线时能够运行平稳,保证径向速度和径向加速度不会发生突变。为了消除叶片泵的刚性冲击现象,必须要求定子曲线的4段圆弧和过渡曲线光滑连接且有公切线。由于常见叶片泵在设计时只限制了加速度的大小,而对加速度的变化率（这里加速度的变化率，即加速度对时

46、间的导数称为急动度（jerk），也称猝动，用j表示）没有限制，所以噪声较大。为了减小叶片与定子间径向力的变化避免出现柔性冲击，要求过渡曲线矢量半径的3阶导数j有一个较小的最大值, 并且j在过渡曲线的整个区间内处处连续可导没有突变值。这是实现双作用叶片泵降噪的重要条件,也是低噪声定子曲线的显著特征。研究表明高次型曲线能充分满足叶片泵对定子曲线在速度、加速度a和急动度j等特性方面的要求，尤其在减缓叶片与定子间的振动,降低冲击噪声方面具有无可比拟的优势。以图4-7所设定的过渡曲线为准，高次曲线方程的通式可以写作，=i=0naii=a0+a1+a22+a33+ann为保证矢量半径的3阶导数在加速度上有

47、一个较小的最大值，并且在过渡曲线的整个区间内连续可导没有突变。根据对已有的国外（例如日本油研）高性能叶片泵的拟合，拟合出的曲线更趋向于6次曲线，在高于6次的情况下会出现较大的失真。因此取高次曲线的次数为6。(4-7)即所求高次曲线方程形式为，=a0+a1+a22+a33+a44+a55+a66式中，a0a6为常数，也正是所要求出的未知数。由(4-7)式得，(4-8)路程，=a0+a1+a22+a33+a44+a55+a66速度，=ddt=a10+2a20+3a320+4a430+5a540+6a650(4-9)加速度，a=ddt=2a202+6a302+12a4202+20a5302+30a6402(4-11)(4-10)急动度，j=dadt=6a30