YB型叶片泵设计

1、2 YB型叶片泵的基本状况2.1叶片泵的构成和优缺点2.2 YB型叶片泵的工作原理目录错误!未定义书签。2.3双作用叶片泵的理论排量和瞬时流量3叶片泵的设计方案.3.1泵体结构3.2叶片倾斜角方案321叶片的受力分析3.3定子过渡曲线方案4双作用叶片泵主要参数的计算4.1流量计算4.1.1理论流量4.1.2实际流量4.2扭矩计算4.2.1理论扭矩4.2.2实际扭矩4.3功率计算4.3.1输入功率轴功率4.3.2实际输出功率5.1转子5.1.1转子半径5.1.2转子轴向宽度105.1.3转子相关结构尺寸115.2叶片设计125.1.1叶片数125.2.3 叶匕片的厚度5.2.4 叶匕片的长度52

2、2叶片安放角1313135.2.5叶片的结构尺寸设计145.2.6叶片的强度校核145.3定子的设计155.3.1定子短半径尺155.3.2定子长半径155.3.3定子大、小圆弧角165.3.4定子过渡曲线的幅角165.3.5定子过渡曲线设计165.3.6校核定子曲线165.3.7定子结构尺寸设计5.4左配流盘的设计18541左配油盘封油区夹角18542左配流盘V形尖槽19543左配流盘结构尺寸设计195.5右配流盘结构设计205.6传动轴的设计215.6.1轴的材料选择215.6.2花键轴段的设计215.6.3校核轴段花键的挤压强度225.6.4轴的结构设计235.6.5车由上载荷分析255

3、.6.6按扭转切应力校核轴的强度255.7泵体的设计255.7.1泵体材料选择：255.7.2左泵体结构设计265.7.3右泵体结构设计275.8盖板设计286双作用叶片泵的使用寿命及维护286. 1叶片泵的使用寿命286.2叶片泵的使用条件286. 3双作用叶片泵常见故障与解决方法29316.4液压油的性能33356.5液压油的分类与选择7技术经济分析参考文献3735致谢361概述在应用广泛的各种液压设备中，液压泵是至关重要的动力元件，它们的工作性能及 寿命在很大程度上决定着整个液压系统的工作状态，随着时代的发展和技术的进步，液 压泵性能得到很大程度的完善，在各种工业设备、行走机构以及船舶和

4、航天航空器上都 得到了广泛地应用。因此十分有必要学习并且认识叶片泵的相关知识，特别是对于从事 液压工作领域工作的人显得尤为重要。因为双作用叶片泵具有流量的均匀性好的特点, 转子所受的径向力几乎平衡，并且一般都会做成定量泵型式，广泛应用于各种液压系统 领域，成为液压工业上不可或缺的关键性动力元件。时至今日，液压叶片泵已经形成了一个很大系列，产品性能几乎包含了所有液压领域所需要的工作性能的液压泵。YB型为最早使用的一种双作用叶片泵，现在已经得到很大的发展，形成了 YBN型变量叶片泵和丫2B双机叶片泵等型号。为了适应液压系统有些特别的要求，又产生了带定量减压阀的叶片泵和 YBQ型号的稳流量式变量叶片

5、泵。随着液压系统对高压力的需求，在原有的叶片泵基础上改善其性能， 诞生了 PV2R型中高压叶片泵和柱销式叶片泵。从低压到高压：随着液压技术的发展与进步，对叶片泵压力的需求也越来越高， 对 多种高性能的叶片泵产生了许多新的要求。而随着现在加工技术的发展和技术完善，开发各种高压叶片泵也已经成为可能。以往的叶片泵只能在6.3-7.0Mp的中低液压系统中工作，近些年来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了16.0-17.5Mp，更多更高性能的叶片泵也被研发成功，大大丰富了叶片泵的种类和性能。2.高效、低耗叶片泵的效率逐渐提高，随着人们环保节能意识的提高，设计师已越来越重视叶片泵的低

6、功耗，因此诞生了一批高效能、低功耗的叶片泵。3.泵结构工艺的提高 改善了噪音和寿命，特别是定子曲线的设计和改善，大大提高了叶片泵的寿命和降低了 叶片泵的工作噪音。4.机电一体化促使叶片泵和电子机械、微机等等结合实现简单的智 能化。本次设计主要是对YB型叶片泵结构设计，首先要对叶片泵的工作原理、结构、特点、 性能等进行学习掌握，然后根据设计的要求确定基本参数，之后根据所掌握的参数进行 具体的设计，如叶片、转子、定子、配油盘、定子过渡曲线的设计。最终进行补充设计 和对安全问题进行说明。2 YB型叶片泵的基本状况2.1叶片泵的构成和优缺点双作用叶片泵的优点有以下几方面: 流量均匀，运转平稳，噪声小。

7、 转子所受径向液压力彼此平衡.轴承的使用寿命长，耐久性比较好。 容积效率较高，可达95%以上。 工作压力较高。目前双作用叶片泵的工作压力为6. 8610.3 MPa有时可达20.6MPa结构紧凑，外形尺寸小且排量大。双作用叶片泵的缺点有以下几方面: 叶片易咬死，工作的可靠性差，对油液污染比较敏感，故要求工作环境清洁, 油液要求严格过滤。 结构较齿轮泵复杂，零件的制造精度要求比较高。 要求吸油的可靠转速在8. 3 25 r/s范围内。如果转速低于8.3 rls ，因离心力 不够，叶片不能紧贴在定子的内表面，不能够形成密封良好的封闭容积，导致吸不上油。如果转速太高，由于吸油速度太快， 会产生气穴现

8、象，也会吸不上油，或者吸油不连续。2.2 YB型叶片泵的工作原理图2-1 YB型叶片泵工作原理Fig2-1 Double-act ing vane pump principle of work1 压油口； 2定子；3转子；4叶片；5吸油口如图1-1所示，从工作原理角度来说双作用叶片泵和单作用叶片泵是相似的，不同之处是双作用叶片泵的定子曲线是由两段长圆弧和两段短圆弧加上四条过渡的曲线所构 成的，而且定子和转子是同心的。当图1-1所示转子逆时针方向旋转时，在一、三象限处密封工作腔的容积一点一点地变大，该区域为吸油区，在二、四象限处的密封容积一 点一点减小，该区域为压油区；压油区与吸油区的范围之间会

9、有一段封油区把高、低压 油区分开。当转子按照图1-1所示得方向旋转时，叶片根部所包含的液压油以及叶片在 转动时产生的离心力的作用促使使叶片非常紧密地贴在定子的内壁上，转子与定子在相 邻两叶片和转子两边的配油盘一起形成密封的容积。当相邻的两片叶片沿着小半径圆弧 开始向大半径圆弧转动时，这个密封腔的容积将会逐渐增大，由此就会形成局部区域真 空从而实现吸油过程；当相邻的两片叶片沿着大半径圆弧开始向小半径圆弧转动时，这 个密封腔的体积会逐渐减小，进而压迫油液从出口排出完成压油的过程。转子在转动的一的时候，转子槽里面的叶片是在做往复的运动，一转会运动两次，能够完成2次吸油和压油过程，这种情况下，双作用叶

10、片泵在其转子上面径向受到的液压力处于平衡状态, 所以又被称作平衡式叶片泵。2.3双作用叶片泵的理论排量和瞬时流量如果叶片泵的叶片厚度可以趋近于 0的话，当转子在有一时间段内转动过一定角度后，叶片在大圆弧上所划过的体积减去其在小圆弧段划过的体积其实就是叶片泵这段时 间内排出的液体得体积。实际上，叶片具有一定的厚度。在压油区，叶片泵叶片的两端 的油液都是高压油，它的动作不会产生吸油和排油的作用；在吸油区，叶片泵叶片头部 油液为吸油低压，叶片在其底部的高压油推动作用下向外面伸出，那么叶片泵排出来的 液压油的体积应减去这一部分体积。因此，叶片泵在这段时间内所排出的液压油的体积H1式中R定子曲线大圆弧半

11、径;r定子曲线小圆弧半径;B叶片宽度;叶片泵转子的转动角速度;S叶片厚度;N位于一个吸油区内的叶片得数量;在吸油区内叶片伸出叶片槽的伸出速度;叶片与定子曲线的接触处，叶片安装方向及吸油区定子过渡曲线的矢径方向的夹角。式（2-1）中的括号外的2是考虑双作用叶片泵中会同时有两对叶片起吸油和排油的 作用，这些叶片的运动规律是相同的。式（2-1 ）可用瞬时流量形式表示为(2-2)若用卩表示定子曲线上各点到转子中心的距离,屮表示泵轴的转角。贝U，(2-3)甘=&= ©/ （亂=逡）j将此式代入式（2-2 ）中，可得Qsli 一(2-4)若近似的认为其是常数，那么则。那么只有吸油区的数值

12、会影响叶片泵瞬时流量的 均匀性。只和这个区域的定子过渡曲线的形状和泵的吸油区的叶片数有关。由此得出YB型叶片泵的理论排量为:那么双作用叶片泵的理论排量为:(J = 2兀B(r2 - f) - 2ZRS(2-5)= 2B(R -r)7cR +)-公式中W为转子径向间与外圆上叶片安置方向的偏角。3叶片泵的设计方案3.1泵体结构所示为YB型双作用定量叶片泵结构图，该泵的前泵体8和后泵体6采用螺栓紧固在 一起，叶片泵中装有配流盘 2和7,用圆柱销将配流盘和定子定位，固定在泵体上，以保证配流盘上吸油窗口 a和压油窗口 b位置与定子内表面曲线相对应。转子 4上均匀地开有12个叶片槽（在实际使用中具体数目由

13、叶片泵的性能决定），叶片12可以在槽中自 由滑动。压油窗口中一部分压力油通过 e与配流盘上的环形槽c相连，而环形槽c又与叶片槽底部d相对，使压力油进入叶片槽底部，使叶片顶部紧贴在定子的内表面上。而且在转子、定子、叶片和配油盘四者之间形成了12个密封容腔，YB型双作用定量叶片泵就是依靠这些密封的容腔容积的交替变化来工作的。注意，叶片泵叶片的方向必须与 传动轴的旋转方向一致.3.2叶片倾斜角方案叶片泵叶片倾角的选择，关系到叶片与定子及转子的摩擦、磨损及噪声。目前国产双作用叶片泵，叶片在转子槽不采用径向防止，而是有一个沿转向的前倾角00实际上,这在学术界还有争议，试从叶片的受力角度试做分析。3.2.

14、1叶片的受力分析双作用叶片泵的叶片倾角，在压油区，叶片在离心力、液压力的作用下，压向定子内表面，于是定子便对叶片产生一个法向反力 N,这个法向反力N又可分解成两个分力;一个沿叶片运动方向的分力N.1 = Ncost，一个与叶片垂直的分子 叽=Nsiii Y,，成为叶片的压力较，压力角大，垂直分力也大，使叶片弯曲变形，产生磨损和噪音；° = 24|时,叶片卡死。卡死发生在吸油腔并不可怕，因为此时叶片沿槽外伸，不至被折断；但在压 油腔，卡片卡死后无法缩回，势必要折断。因此，在压油区，应对叶片的压力角加以限 制。如果叶片径向放置，压力角P将会很大。所以，通常应该讲叶片向旋转方向前倾一半，即

15、：律如个角度日，以减小叶片的压力角，一般取叶片前倾角 牺为叶片径向安防时最大压力角的一。这是叶片的压力角为y = P-0，叶片前倾后，叶片在压油区受力情况得以改善，但在吸油取受力情况将更为恶劣。此时吸油区的实际压力角¥ = P + H。在吸油区，叶片根部作用有压力而顶部没有压力，故不处于平衡状态，同事叶片要做径向 运动，所以受力及磨损大，这从泵的实际使用中充分证明了这一点。下面就着重就吸油区叶片的受力情况进行分析。按图2所示在叶片吸油区各种角度时的集合关系,即为叶片倾角，N线时B点的法线，角度¥为叶片在过渡曲线上的压力角，B为向心线的压力较,叶片前倾时，Y = P + H,

16、按照我国目前生产的定量泵的定子过渡曲线采用等加速减速曲线,过渡曲线的参数方程为 0 = tjjt向心线压力0角为(Ip t郎=両r=36.5mm的定量叶片泵,图3表示排量为25rm*，推程运动角a = 55，R=41mm,由此计算出的卩角变化规律，"吹其=14;档叶片在圆弧段上滑动时，卩=0、B = ¥，叶片没有径向运动。图4位叶片在吸油区过渡曲线上的受力情况，图中为叶片离心力，N位法线方向的反作用力，旳位定子接触点处的摩擦力，Ni、MZ分别为转子槽与叶片接触处的反作用力,卩叫分别为相应处的摩擦力，P为压力油作用在叶片底部的力。除上述作用力外,还有叶片粘性摩擦力等。这些力与

17、图 4所示的力相比，数值很小，所以不予考虑。作用N1、N* Nd的变化是很有规律，随着倾角0的变化Nj、N2逐渐减小，至y定倾角后,力的作用方向改变，以后绝对值又增大；其中特别重要的是，不论叶片在过度曲线上什N?的绝对值为最小（接么位置，叶片作用在过渡曲线上的Y角大约在78时，作用力N】、近为0）。也就是说，从减小的观点出发，压力角在78度时有一最佳值。角为78度时，相应的叶片倾斜角B在-6+7度之间。从N3的变化规律看，当H角为零度附近时，N3时较小的。由此可以看出，为了减小压力角，以改善叶片受力情况，因此将叶片前倾一个角度, 这对吸油区来说显然是不对的，因这是实际压力角 Y = 0 + B

18、，即压力角反而增大了。而且，从叶片的受力分析中可知，为减小叶片的磨损，压力角并不是越小越好，压力角为0，N1、旳并不等于零，而Y约为78度时,N1、W才接近于零。所以値应近似于零度,N3才最小。3.3定子过渡曲线方案双作用叶片泵的定子内表面由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线所组成，影响泵性能的关键是过渡曲线。理想的过渡曲线应能使叶片在槽中滑动时的径向 速度和加度速变化均匀，以保证流量均匀，还应使叶片转到过渡曲线和圆弧连接处无死点，以减小冲击和噪声。双作用叶片泵一般采用综合性能较好的等加速和等减速曲线作 为过渡曲线。有些高性能泵的过渡曲线则采用高次曲线。4双作用叶片泵主要参数的计算基

19、本参数：额定排量q =额定转速门=1440iyinin 额定压力P =4.1流量计算4.1.1理论流量理论流量：不考虑液压泵泄露损失的情况，单位时间内，双作用叶片泵输出液压油液的体积。即式中,Iqt qii 16 < 10'144023.1 L/uiiiiQi!理论流量，单位为L/miii(4-1)4.1.2实际流量实际流量：考虑液压泵泄露损失的情况，单位时间内，双作用叶片泵输出的液压油液体积。此双作用叶片泵额定压力 7.0MPa考虑泵的容积效率，容积效率取 m = 90%， 则y - Qttlv 23J L/iuiii 0/J0 - 20,791式中，；QI为实际流量，单位为L

20、/miii(4-2)4.2扭矩计算4.2.1理论扭矩It - pq/27E -(人° 16)/271 - 17.S3N - m(4-3)式中，仇理论扭矩，单位为N*m4.2.2实际扭矩T - 1"|测- 20.2 6N m(4-4)式中，机械效率，取为88%T实际扭矩，单位为N-m4.3功率计算431输入功率轴功率Nw-wT (mT/3U)10 7 = 71144020,26- 3.)kw(4-5)式中，Nd输入功率，单位为kwT作用在泵轴的扭矩，单位为；N/rn角速度，单位为日d/百n转速，单位为r/min432实际输出功率式中,实际输出功率，单位为kw(4-6)Nbc

21、M NBiVKHm 三 3-0 “ 0.900.88 = 2.36kw容积效率n lU机械效率5双作用叶片泵结构设计5.1转子查材料手册，转子材料选为2r。5.1.1转子半径确定转子半径时，考虑因素主要有花键轴孔尺寸和叶片长度，校核转子槽根部的强 度是否满足材料要求即可。初选转子半径:ro = (0,9 l)d(5-1 )式中d 花键轴尺寸，单位为mm查材料手册，因受扭矩不大，选为 45#钢即可。d - Ao?/n = Ao/pqn/n 二 112x 16 x 10二 3784】血(5-2)式中覘轴的材料对应的承载系数，查表1-1表5-1常用的轴的材料的轴的材料Q23 5A,20354540缶

22、35$皿kilNPii12-20(20-3030-4040-5 2160-135135-118114107W7-*J8values取Ao值112。and皿Table 5-1 of the shaft materials commoniy used L 丫 P轴传递的功率，单位为kw 初选h=d=38mm调整转子半径。叶片长度在5.2中计算(详细设计过程见5.2), J - 5111111调整实际转子半径为:5.1.2转子轴向宽度Tto =0 4 1 = 38 + X 43mni(5-3)转子轴向宽度B与流量是成正比的关系。结构设计中，确定径向尺寸R、r、0,调整转子轴向宽度 B,设计出的叶片泵

23、的排量规格不同。径向尺寸近似的叶片泵，转子轴向宽度小的端面流量泄露所占比例相对增大，即容积效率会变低；增大转子轴向宽度,会使配油盘的配流窗口过流速度变大，引起流动阻变大。根据已有资料设计方案，一般转子轴向宽度B=(0.451)rdt < 86 - 2 - 5 = 76mm(5-9)r定子的短半径定子短半径(5-4)r = ro + fK5-1 nun = 39nmi调整定子短半径n = rto + 0.5-1 nun = 44mni(5-5)初选转子半径，转子的轴向宽度B (0.45 l)r =(J.939 3” mm(5-6)调整转子半径，转子的轴向宽度01 = C0.45 -1) n

24、 = 0.944 = 39.6nini(5-7)5.1.3转子相关结构尺寸(1)转子基本尺寸转子的轴向宽度B=39.6mm根据转子半径珂o = 43gH，主要考虑以下两个因素，转 子的工作强度和转子上要开螺钉孔，设计转子的大径尺寸 b - o(2)转子轴孔尺寸轴和转子的连接方式是花键轴连接，轴孔直径尺寸:do37.84inni，键齿工作高度1 - 2jntn,则内花键大径尺寸：Du - 4L84tnin。键齿宽度设计为5nuii，转子上的花键孔上的键齿宽度也为51111110(3)转子槽尺寸由5.2中可知，叶片安放角00 ;叶片数2=12 ;叶片厚I - 2tiiin ;叶片长l = 5mm，

25、(5-8)是叶片长度1，二是叶片此次设计的叶片泵转子受径向方向力相等抵消，因此只承受扭转力的作用。 叶片数k= 12,相邻叶片槽夹角转子槽和其根部通液压油孔的位置主要由两个因素确定, 根部通液压油的孔的位置。叶片长l = 5mm因此液压油孔圆心所在圆上的圆直径应满足以下要求验取值叶片底部通液压油孔尺寸考虑液压油孔直径尺寸，设计所在圆直径取 血=60mm。叶片厚度根据经d二3imi，转子槽宽度2mm。转子轴向宽度B - 39.6iiijii，转子槽轴向宽度39.6mm。(4)校核转子槽的强度图5-1转子槽受力情况Fig 5-1 rotor slot force转子槽与叶片相互接触面之间存在两种作

26、用力，分别是挤压和磨损，查机械设计 手册表4-3-17，材料的许用挤压应力(5-1la =49MPa0)转子最大工作应力为:q-2I7(L)B0(5-11)式中，T为实际转矩，转子直径，mm;转子轴向宽度，inm;I 叶片伸出长度,nun。当转子刚刚离开压油区时，转子此时承受着最大的挤压应力：(5-12)Gnux = 2T/DBS - 1怕)=2 X 2026 x 10/36 x 39,6 x (44 - 43)=11.89MP 日可以得出hnax < W，因此转子槽的根部满足其强度条件。5.2叶片设计叶片材料：选取硬度高且耐磨损的高速钢Wli<Cr45.2.1叶片数叶片数目选取原

27、则S <zs J2若Z特别小，定子的过渡曲线所对应的幅角就会相对减小，那么吸油腔、压油腔区 间就小，从而过流面积就小，这样非常容易产生吸空并且导致压油的阻力增大。如果 特别大，叶片所占用工作容腔变大，有效容积减小，这样不仅造成叶片泵的排量变小, 而且转子槽的数量增多也会影响转子的强度，并增添了工件加工的工作量。考虑转子与定子所受径向力需要平衡对称，Z应取偶数。另一方面，z的确定还要满足输出流量的均匀性的要求，通过与定子曲线特性适当匹配，要保证处在吸油区过 渡曲线范围内每个叶片的速度之和保持（或近似于）常数。该方案设计的定子曲线选择的是高次方曲线，由曲线性质，它输出流量的可以保证 其均匀性

28、，而且当选定3、4、5次典型高次曲线作定子过渡曲线时，一般选择 Z=10或者Z=12这两种结果。综上，该叶片泵的叶片数为 Z=12。5.2.2叶片安放角图5-2叶片前倾角度Fig 5-2 blade lea ning An gle设计采用叶片倾斜角为零，即U-05.2.3叶片的厚度叶片首先应具有足够的抗弯强度用以承受最大工作压力。其次，在转子槽的制造工艺条件允许的情况下，应尽可能的减小叶片的厚度，叶片根部承载压力的面积就可以减 小，对定子的压紧力就随之而减小。叶片厚度，通常选取s=1.82.5mm=在进行强度计算时，至少应按额定压力的1.25倍考虑。此处，取 s=2mm5.2.4叶片的长度叶片

29、在转子槽内可以运动灵活，伸缩式的叶片留在槽内的最小长度应不小于叶片总 长度的2/3，即1 -(R - ro) > flI 2 3(R * ro) = J.27mni(5-13)(5-14)取l = 5mmo由于转子半径有所调整，所以叶片长度需要进行验算ly 3 ( Rt - no) = 3.69mni(5-15)1 = 5 nun Iv-3.69inni(5-16)故叶片长度为I - 5in可以满足以上要求。mm式中，R定子大圆弧半径，由下面定子设计得出，单位为 mm l叶片长度，单位为5转子半径，单位为mm5.2.5叶片的结构尺寸设计图5-3叶片的结构设计Fig 5-3 structu

30、re desig n of the blade叶片的结构图如图1-5所示，叶片尺寸：直：宽 高二 5min X 2I1U11 < 39.6iTtin取叶片的倒角1X45。5.2.6叶片的强度校核图5-4叶片受剪切力图Fig 5-4 by shear to leaf在工作过程中的叶片主要承受剪切应力，如图1-6。由机械设计手册第4篇表 4-3-17查得材料的许用剪应力为:(5-17)It = 54MPa则叶片工作时最大切应力是:L25T-L2520,26 25.33 MPa(5-18)(5-19)Wx- 2T1 加 tDtB)三 225J3/X6 > 2 灾 39.6 = 7.44M

31、Pa式中，T为实际转矩，N mm转子直径，mm 转子轴向宽度，mmt 叶片厚度，mm(5-20)叶片强度校核时应为额定压力的1.25倍以上计算，由式（5-13）得因此叶片设计满足强度要求。5.3定子的设计5.3.1定子短半径确定定子短半径(5-21)r = ro + 0,5 liniu = 39itini调整后转子半径,由式5.3计算出rto = 38mni （具体设计过程详见5.3 ）得其设计结果n - no + 0,5=-lnmi = 44nim(5-22)5.3.2定子长半径由理论流量公式Qiii2皿出(R -) (R + r) * sz/tujos 创(5-23)U-0，所以凶呂0=1

32、,即Qtii = 27mUR -rjCR + r)-甜如(5-24)对结果近似处理,可以暂时不考虑叶片厚度大小的影响（即s=0）,则Qoi & 2ajiB(R - F) - n - 16 10 "】砌(5-25)计算得出调整后的|Rt = 45.23intii533定子大、小圆弧角大、小圆弧对应的幅角，通常情况可取相同值，且与相邻叶片间的隔角数值相等,Table 5-2 with the stator tran siti on curve corres ponding max value (R/r)P1 -P： - 2砒忙三兀仏一 30-'(5-26)5.3.4定子过

33、渡曲线的幅角定子的过渡曲线对应的幅角通常为« =咗-知1 +血）=；违=挪(5-27)5.3.5定子过渡曲线设计本次设计采用典型高次方曲线，又称3、4、5曲线。参考张老师书籍液压元件与气动元件设计，列曲线方程如下：|p（p） - r + （R - C（W皆-15（/ + 如5）p（9）- 44 + 1.23（ 1 如L 1 $屛 + 6（p-J(5-28)图5-5定子过渡曲线Fig 5-5 of the stator tran siti on curve5.3.6校核定子曲线1叶片不脱空条件正常工作时的叶片泵要满足重要的条件之一就是，叶片顶部与定子内表面接触能保证是密封的，即可以形成

34、密闭的工作腔。根据叶片受力分析，可得叶片与定子保持可靠接触而不会出现“脱空”现象的条件。根据选定的定子曲线，校核满足叶片脱空与否的条件。根据叶片不脱空条件，近似算出的与三种过渡曲线相对应的表5-2与定子过渡曲线相对应的值。如表 1-2等减速曲线3、4、5I</i<(5.77 + 0,9uO/(5.77-0.1u)1.151.101.19高次方曲线3、 4、 5、R/r < 0<26 +1.101.071.136高次方曲线采用的定子过渡曲线是3、4、5高次方曲线，根据表1-2得知计算式为(5-29)R/r <(5.77 + 0沁)/(5.77 - (XI(?)定子过

35、渡曲线相对应幅角a - 60%即/r<(R/r),_ = L1945.23/44= L03< 1,19所以满足条件，叶片不脱空。5.3.7定子结构尺寸设计图5-6定子Fig 5-6 of the stator1、定子基本尺寸1-8定子长半径R - 45.23niin，对应的圆弧角对应的圆弧角度0】-晞- 30（1）大、小圆弧角度:设计计算得 出定子尺寸，如图Ite -矶二3丽。定子短半径r - 44nini，（2）定子曲线角度：四段过渡曲线，单位为弧度，如下P （P）- 44 + L2310q? - 15（f/ + 6tpO定子曲线对应的幅度（1 =疋冷（內+和）=1汨砂(5-30

36、)（3）定子外径:平衡式叶片泵安装时，转子、定子、右、左配油盘等零件，用螺钉组装后再装入泵体，定子最大内半径 R -45.23iiiin，按定子所需强度还有工作要求，和配流盘配合时油窗大小等情况，取定子外径的数值为2、螺钉孔尺寸（1）螺钉选型:参考机械设计手册（单行本）表4-1-104，选取十字槽圆柱头螺钉（GB/T8222000），型号 M5。（2）螺钉孔设计：，2个螺钉孔位置在分布根据螺钉型号，定子螺钉孔直径设计为 竝閘=11出=3.5mm 在直径的圆上，分别位于过渡定子曲线夹角的中心点上。（3）定子上的通孔设计:连接两配流盘的2个通孔直径的数值选为5.5mm5.4左配流盘的设计图5-7配

37、流盘的配油窗口Fig 5-7 with flow p late of the oil distributi on of the win dow5.4.1左配油盘封油区夹角为了叶片泵工作时吸油腔和压油腔不会相互沟通，设置左配油盘的封油区夹角，配 流盘上的吸油窗口和压油窗口之间的间隔所对应的圆心角 I闵必须大于或等于相邻两叶片之间的圆心角B三珈。这样目的是吸、压油腔不互相连通。0角与角的比值称为遮盖比，故(5-31 )通常，取遮盖比为1.1，542左配流盘V形尖槽配流盘上的V形槽（眉形槽）一般在压油窗口的入口端设置。当封闭容积离开吸油 窗口，通过V形槽逐渐与压油窗口连通，转角的一点点增加，使V形槽

38、的通流面积变大, 导致两叶片间容积腔内的压力逐步上升，一直到连通压油窗口，升压才达到压油腔的压 力，基本上消除了高压回流冲击。封闭容积的升压过程与 V形槽的几何尺寸有一定相关性。一般V形槽所占幅角 0 =77巳V形槽深度角为，具体数值要通过试验确定。最理想是当转子转过角度0 时，两叶片间容腔内压力恰好升高到接近压油压力。封闭容积突然泄压对叶片泵的性能影响相对较小，通常做法在吸油窗口并不开设V形槽。高性能的叶片泵一般会采用和预压缩定子曲线这两种方法来解决封闭容积的高压回 流冲击的问题。因此，进行 V形槽尺寸参数的设计以及预压缩定子过渡曲线的设计时,应考虑上述两类升压作用的叠加作用。543左配流盘

39、结构尺寸设计图5-8左配流盘Fig 5-8 left valve p late1整体尺寸：定子外径115mm，设计配流盘大径nSmm，考虑工艺要求和条件，设计配流盘宽 度；40亦。2、轴孔尺寸：左配油盘的轴孔壁是左轴承外圈的轴向定位， 机械手册上查得6206型深沟球轴承的 内径安装尺寸的数值为，外形尺寸d-3Sntn。由于配流盘不可以随轴转动, 设计配流盘轴孔直径可取36mm。3、配流盘端面环槽:配流盘端面环槽与叶片槽底部相通，根据转子、叶片油孔尺寸，各孔圆心位置在的圆周上，孔直径0 - 4iwn，环槽分度圆半径 加=60mm环槽宽度bh. - 5mm 环槽深度是hhc = 4nim。4、配油

40、窗口 ：计算得到的配油盘封油区夹角 肉-33。，配流盘眉形尖槽0-10则计算左配油盘的 吸油窗口夹角"才和压油窗口夹角0y：卩的二叼+(5-32)配油窗口吸油、压油窗口可以根据转子、定子的配合安装位置定，配油窗口分布在 四段过渡定子曲线上，r =科11血，R-45.2311101，贝U配油窗口分圆直径在0兰85mm上。取左配流盘两个吸油窗口宽度是 5mm做成不通的孔，深度是5mm吸油窗口为的夹角为33%在吸油窗口入口端，扩大配油盘窗口角度为13。5、螺钉孔:定子上选择的螺钉型号 M5,定子上螺钉孔直径为0 =，4个螺钉孔位置分布 在直径0100的圆上，分别位于过渡定子曲线中心线的上面

41、。5.5右配流盘结构设计图5-9右配流盘Fig 5-9 right valve p late1、右配流盘的结构尺寸与左配流盘大多数尺寸相同，吸、压油窗口位置相同，不同点有以下几处，右配流盘的吸油窗口为不通孔，深为5mm但压油窗口是通孔，与配流盘环形槽相通，环形槽宽度为 5mm深度也为5mm右配流盘螺纹孔 M5正好与左配流 盘螺钉孔进行配合安装的螺钉。2、右侧配流盘上需要开2个的孔和2个03mm的孔，03mm是向叶片槽底部输送压力油的孔，能够通过这个孔将压力油推到叶片底部，叶片通过压力油和离心力双 重作用下伸向定子表面，紧密接触来减少泄漏。转子两侧泄漏的油液通过传动轴和右配 流盘孔中的间隙，通过

42、另外两个孔流回到吸油腔。3、由于要进行装配，配流盘轴孔直径设计 48mm这段段轴径为花键轴大径，尺寸为41.84mm右侧轴承选择型号是 6209的深沟球轴承，查机械设计手册，定位轴肩为4=52mm4、查机械设计手册表10-4-5,右配流盘上的密封件选 0形橡胶密封圈。型号如下:82.0 2.65 G GB/T3452.1 199246 2.65 G GB/T3452.1 1992轴向密封沟槽尺寸：机械设计手册表10-4-882.0 2.65 G GB/T3452.1 1992 的沟槽尺寸为槽外直径 80.0mm+5.3mm=85.3mm槽宽 3.8 0.25mm； 深 1.97 叮.10 ;槽

43、内直径 78.1mm46 2.65 G GB/T3452.1 1992 沟槽尺寸为槽外直径 50.0mm+3.6mm=53.6mm曹宽 3.8 0.25mm;槽深 1.97 叮.10结合考虑右配流盘上孔、槽工作强度的实际性要求，右配流盘总宽设在80mm右配流盘和右泵体尺寸设在25mm5、查机械设计手册表1-5-12，设计配流盘和右泵体配合段倒角4> 4505.6传动轴的设计双作用叶片泵叶片受径向方向的力是平衡，轴受力主要是扭矩，弯矩值可以忽略不 计，轴段可以按照传动轴考虑。5.6.1轴的材料选择轴受力主要是扭矩，轴上只有扭转切应力，根据机械设计手册表15-1，选择常用的材料中剪切疲劳极限

44、数值较高， 所受扭矩力矩较小，考虑经济性原则，45#钢作为本 次设计轴的材料。5.6.2花键轴段的设计图5-10传动轴花键轴段结构Fige 5-10 shaft sp li ne shaft sect ion of the structure转子设计中选择的花键轴的轴孔直径为d = 37,84imi花键连接，工作过程中有多个齿进行工作，承载能力较高，对中性能和导向性能也好的，齿根浅，应力集中小，轴的强度削弱性小，所以将轴段加工成花键轴，花键形状矩形。花键轴的齿的工作高度为h = (D - d)Z2 = 2C - 2inin(5-33)式中，h花键齿工作高度，单位 mmD 矩形花键大径，单位 d

45、 矩形花键小径，单位mmmmc 矩形花键齿倒角尺寸,花键大径：单位 mmD = d + 2h - 4L84imi(5-34)取C - 1 min,得d 二 37,8411111键数 N=4,键宽 B- 15.6jiiin花键轴规格:N d式中,N键数D - B = 437,84 4LS4 15,6d 矩形花键小径，单位mmD 矩形花键大径，单位B键宽，单位mmmm5.6.3校核轴段花键的挤压强度机械设计手册表4-3-29查得花键连接的许用压强:(5-35)(5-36)p = 55 MPa计算得出花键挤压强度:P = T/v|/7lllDniP = 220.26 ; IOVO.8 A 4 ； 2

46、396 41.84 = 3.821KIPa式中，T转矩，N mm屮各齿载荷不均匀系数，一般取W。闭I 齿的工作长度，mm即转子宽度Dm平均直径，mm矩形花键5产（D + cO/2D矩形花键大径，mmh花键齿工作高度，mm矩形花键P<pl所以轴段花键的挤压强度满足要求。564轴的结构设计图5-11轴上零件的装配Figure 5-11 assembly of shaft parts1、初定轴上零件装配位置如图，轴上有左右轴承、转子和密封圈。左、右配流盘不靠传动轴轴定位。2、设计轴上B-F段花键轴段的设计O = 41.84min，确定B-D段直径dbD = 41.84mtnE-F段轴肩作右侧轴

47、承的定位轴肩，右侧轴承的型号6209型深沟球轴承基本尺寸:d O B - 45iiiin 85niin 19mm右侧轴承安装尺寸山=,设计该段轴肩吐厂52nm，选取轴肩宽度】1井=4mm确定B-E段的轴长度：卩耳为转子宽度加上右配流盘的宽度，轴肩对右配流盘的作用 无轴向定位，需要留一定的余量。(5-37)】BE ° 39,6iTitn + SOinni + Inim = 120.6nun确定B-D段轴长度：考虑花键轴段剩余工作长度和键槽加工过渡段。确定C-D段轴长度：花键轴段fD为加工键槽切入的过渡段，IcD如果太短，则轴的 轴径变化率就会特别大，轴的强度因此降低。综合考虑取】3、与

48、轴承配合轴段设计平衡式叶片泵传动轴大部分承受扭矩的作用，其它方向的作用力很小，选用深沟球轴承较合适。左端轴承段尺寸：参照工作的性质要求和长度，轴承产品目录中，初步选取深沟球轴承的型号为6206型，基本尺寸:I D B - SOniin 62intii - I6fnniJab = 30rnmIab 三 IGnun + 40nun 三 56inni(5-38)右端轴承段尺寸：参照工作性质要求和 dEF长度，轴承产品目录，初步选取深沟球轴承的型号为6209型，基本尺寸:d D ' B - 45iniii 85tiitn 19111111dpo = 45inniIptj 三 19mtn查机械设

49、计手册表1-5-15，选砂轮越程槽(GB/T6403.5 1986)槽深i；槽宽 b = 2niin。确定基本尺寸:Jgh =- 2 X 03nmi 三 44.4iTmi(5-39)Igh 三 2 mtn4、与密封圈配合轴段设计查机械设计手册一第10篇润滑与密封表10-4-12，旋转轴唇形密封圈VGB138711992的，选择出以下密封圈。型号：B型无副唇旋转轴唇型密封圈d-45nuii, D-62iimK b - Snun GB13871 92截面主要尺寸 b取lOjntn，则密圭寸圈段d = 45iimu 1 - lOiiirn，电动机安装长度取计算出叶片泵轴总长:lz-16 + 40 +

50、 39.6 + 80 1 + 8+ 19 + 2 + 20 + 80- 305.&Tim(5-40)5、确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计手册 表1-5-12，轴端倒角1 X 45口，其余2 X 45。，轴肩处的圆角半径均为r - LOmm。565轴上载荷分析由轴结构图做出轴结构简图(图1-12 )和扭矩图。根据图示，判断出截面 C是危险截面。轴的所受扭矩:1' = 20.2 6N * 111566按扭转切应力校核轴的强度查机械设计手册表15-3，轴常用的几种材料的t及A值得,45#钢的许用扭 转切应力(5-41)(5-42)rr 30 MPa查机械设计手册表15-4,花键截面的

51、抗扭截面系数计算公式:Wt =加八 4 d)(l) + d)zb/16O式中，z花键齿数校核轴的扭转强度(在危险截面 C处):Wt = 7137.84 + 4(41.84 + 37.8+)45/1641.84 = 10375.333tt - W1 - 20.261(?/10375,333 - 1.952MPa ： |工討因此此轴满足强度校核。5.7泵体的设计5.7.1泵体材料选择：1、铸件材料铸件一般采用灰铸铁进行铸造，灰铸铁类似在钢的基体上分布着片状规格的石墨，所以基体强度和硬度不低于相应碳号的钢， 抗拉强度也比较大，消振能力比钢大10倍以 上。其强度和铸件的壁厚成正相关。设计选择灰铸铁HT200作为泵体铸造材料。2、铸件的壁厚参考机械设计手册表1-2-3查得，灰铸铁HT200最小壁厚:一般铸造条件下，最小允许壁厚改善铸造条件下，最小允许壁厚4intn5.7.2左泵