定量叶片泵(双作用叶片泵)方案大学方案(送张CAD图)

1、个人资料整理一仅限学习使用2双作用叶片泵设计原始参数设计原始参数:额定排量额定压力额定转速：4参数的计算4.1流量计算4.1.1平均理论流量(4-14.1.2实际流量叶片泵为固定侧板型,泵资料得：容积效率取|(4-24.2功率计算421输入功率轴功率(4-3式中，T为作用在泵轴的扭矩，单位为为角速度，单位为rad/s；n为转速，单位为r/min。422有效输出功率液压功率(4-4为泵进出口之间的压力差，取值为6.3Mpa；为出油口压力；为进口压力，单位均为Mpa；Q为泵输出的流量，单位为l/min。4.2.3理论功率4.3扭矩计4.3.1理论扌在没有摩擦损失和(4-5泄漏损失的理想情况下，轴功

2、率与液压功率相等，所计算出的功率值为泵的理论功率。这时作用在泵轴上的扭矩是理论扭矩，泵输出的流量是理论流量，因此理论功率可表示(4-6其中为理论轴功率；为理论液压功率;式中，到q为泵的排量,由前面的式子导出驱动(47=10.268N单位的壬矩为4.3.2实际扭矩实际上，泵在运轴所需的实际扭矩比大，实验测得取值=96%。要消耗一部分附加扭矩去克服摩擦阻力，所以驱动泵T二+=10.445Nm(48式中，为损失扭矩；P为电动机功率，本次设计中用的是10KW；为反映摩擦损失的机械效率。4.4双作用叶片泵设计计算参数表由上计算得：额定排量qMl/r额定压力pMPa额定转速nr/min平均理论流量到L/m

3、in实际扭矩T冈9.07.0145013.0510.445输入功率列有效输出功率理论功率列实际流量凶实际扭矩Tkw上kwkwL/minX1.5861.2791.52310.96210.4455整体设计计算5.1转子的设计5.1.1材料选择转子材料选择：|5.1.2转子半径转子作为与轴的连接部分，主要是力的承受着，叶片镶嵌在转子里，它承载着叶片，带动叶片做旋转运动，叶片同时在其中做伸缩运动，转子半径r应根据花键轴孔尺寸和叶片长度L考虑，取花键轴直径初选(5-1再根据初选值计算得到的叶片长度L调整r的大小。初选转子半径计算得到叶片泵叶片的长度L为，由式(5-7得L=10.0mm由于叶片镶嵌在转子内

4、，且嵌入叶片的槽长度略等于叶片的长度L,根据叶片长度和转子强度考虑，调整转子半径为(5-25.1.3转子轴向宽度转子、叶片和定子都有一个共同的轴向宽度B，B增加可减少端面泄漏的比例，使容积效率增加，但B增加会加大油窗孔的过流速度，转子轴向宽度B与流量成正比。在系列设计中，确定径向尺寸后，取不同的宽度B,可获得一组排量规格不同的泵。对于径向尺寸相同的泵，B增大会使配油窗口的过流速度增大，流动阻力增大。据统计资料可略取(5-3式中一定子小半径。由式(5-2,_，最终确定，取个人资料整理_仅限学习使用个人资料整理一仅限学习使用5.1.4转子结构尺寸设计转子转子轴孔叶片槽图5-1转子主要结构1转子基本

5、尺寸由计算得到的尺寸，转子的轴向宽度B=25mm。根据转子半径，则考虑转子工作强度和转子上螺钉孔，取转子的I1大径尺寸D=58mm。2转子轴孔尺寸花键轴孔直径_，由传动轴花键设计及花键齿工作高度h=2mm，得内花键大径：I|花键轴段设计的键齿宽为5mm,故转子花键孔上齿宽也为5mm3叶片槽尺寸由叶片的设计叶片数z=10；叶片厚t=2mm；叶片长L=10mm；叶片安放角|平衡式叶片泵转子所受径向力平衡，主要承受扭转力的作用。由z=10,设计相邻叶片槽夹角由叶片长度L和叶片根部通压力油的孔设计转子槽和转子槽根部通压力油孔位置。叶片长度L=10mm,各通压油孔圆心所在圆上的圆直径为考虑压油孔直径尺寸

6、，取由叶片厚t=2mm，叶片底部通压油孔直径值取，槽宽为2mm转子轴向宽度B=25mm，得槽长度为25mm。4校核转子槽根强度图5-2转子槽受力情况叶片和转子槽相互工作面间的作用方式为挤压和磨损由机械设计手册第4篇表4-3-17查得材料的许用挤压应力为计算转子的最大工作应力I(5-4式中，T为实际转矩，LID转子直径，|B转子轴向宽度，|J叶片伸出长度，|当转子刚刚离开压油区时，转子承受最大挤压应力(5-5故转子槽根满足强度条件。5.2叶片的设计5.2.1叶片材料选择叶片材料选择：高速钢I材料特性：高硬度和耐磨性咼速钢是一种具有咼硬度、咼耐磨性和咼耐热性的工具钢，又称咼速工具钢或锋钢。高速钢的

7、工艺性能好，强度和韧性配合好，因此主要用来制造复杂的薄刃和耐冲击的金属切削刀具，也可制造高温轴承和冷挤压模具等。W18Cr4v，常用的钨系高速钢的一种，它属于莱氏体钢，是高速钢应用最长久的一种。和其它高速钢一样，常被称为“白钢”、“锋钢”或“风钢”空冷即可淬火。5.2.2叶片数叶片数通常取IIZ过小，定子曲线对应的幅角小，吸、压油腔区间小，过流面积小，容易造成吸空并使排油阻力增大。Z过大，叶片占用工作容腔的有效容积量大，影响泵的排量，而且转子槽数增多，也影响转子强度，并增加了加工工作量。从转子、定子所受径向力的对称平衡考虑，z应取偶数。再考虑平衡式叶片泵的输出流量均匀性，在定子曲线上，叶片数z

8、与定子曲线特性适当匹配，即要使处于定子曲线范围内各叶片的径向速度之和I保持或近似于常数。由方案设计的选择5次曲线作为定子曲线，则由该曲线性质，它输出流量的均匀性基本相同，且当选高次曲线作定子叶片泵时，叶片一般选择z=10或z=12。综合以上几点，此处选择叶片数为Z=10个人资料整理一仅限学习使用个人资料整理一仅限学习使用523叶片安放角图5-3叶片前倾角度由设计方案的设计选择，设计采用新观点的叶片安放方式，即xl524叶片的厚度叶片厚度应保证在最大压力下工作时具有足够的抗弯强度和钢度。在强度和转子槽制造工艺条件允许的前提下应尽量减薄，以减小叶片根部承受压力作用的面积，减轻对定子的压紧力。叶片厚

9、度，一般取此处，取!5.2.5叶片的长度为使叶片在转子槽内运动灵活，叶片伸缩式留在槽内的最小长度应不小于叶片总长的2/3，即(5-6II则(5-7调整转子半径后，验算叶片长度值x|故叶片长度L=10mm满足要求。5.2.6叶片的结构尺寸设计叶片倒角查材料取527叶片的叶片结构如图5-4图5-5叶片受剪切力图叶片在工作状态下主要承受剪切应力，如图5-5。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0故图5-6定子曲线定子过渡曲线5.3.1定子材料选择定子材料：j5.3.2定子短半径定子的短半径通常取(5-9则叶片工作最大切应力5.3定子的设计(5-8式中，T为实际转矩，LiD转子直径

10、，|B转子轴向宽度，|一一叶片厚度，|叶片强度校核至少应按额定压力的1.25倍考虑由式（5-8得厂|故叶片满足强度要求。调整转子半径过后，得最终设计结果（5-105.3.3定子长半径根据平均流量公式又X即（5-12将由初选转子半径计算得出|及额定转速n叶片数z，叶片厚t代入上式得解方程得调整转子半径后，得到最终定子长半径解方程得5.3.4定子大、小I大圆弧所对应E相邻叶片间隔角,即弧角J幅角和小圆弧对应的幅角，通常可取相同值，且等于5.3.5定子定子2的幅角应的幅角通常为(5-145.3.6定子过渡曲线设计.定子过渡曲线方程为5次曲线方程，由式（3-10得:由上边方程计算得到:曲线的最大速度：

11、(5T5曲线的最大加速度：(5-16曲线的最大加速度变化率：(5-17代入，得双作用叶片泵定子曲线方程为I(5-18式中的单位为弧度。曲线特性：则由式(5T8和(5-15(5-16(5-17得，1速度特性(5-19该设计的曲线的速度特性：2该设计曲线的加速度特性：(5-20I3该设计曲线的加速度变化率特性：(5-215.3.7校核定子曲线子内表面保持可靠的接触可以推导出叶片与定子保1叶片不脱离叶片泵正常工作的必要条件之一是叶片顶部与定子内表密封，以形成密闭的工作容积。根据叶片受力分析，可以推持可靠接触而不出现“脱空”现象的条件。图5-7吸油区时作用在叶片的径向力一般认为，叶片进入排油区段之后，

12、随着转子转角的增加，叶片与定子个人资料整理一仅限学习使用个人资料整理一仅限学习使用个人资料整理_仅限学习使用内曲线接触点A距转子中心的矢径越来越短，叶片是在定子内表面的强制作用下逐渐缩进转子槽中，一般不会出现“脱空”现象。而在吸油区段见图5-7，随着转子转角的增加，叶片与定于内曲线按触点A的矢径越来越长，如果叶片在离心力作用下产生的沿转子槽滑动伸出的运动跟不上定子曲线厂的增长、叶片与定子内表面之间将会出现“脱空”。根据图5-7,征忽略液压作用力和摩擦力的情况下，叶片在转子半径方向上所受的力有离心力、定子对叶顶接触反力的径向分力、叶片以加速度向外伸出滑动需克服的惯性力。列出径向力平衡方程式如下：

13、(5-22II其中(5-23I(5-24L(5-25所以(5-26显然，要使叶片与定子内表面保持接触，接触反力Fn必大于零，所以,叶片与定子不“脱空”的条件是x|又因为压力角L，即一，所以上述条件又可以表述为(5-27上式中1式离心力作用所能产生的径向力加速度，数值上等于叶片随转子旋转的向心力加速度。是定子内曲线矢经|增长的加速度，取决于定子曲线的特性。2叶片不脱离定子的校核由叶片不脱离定子的条件式5-27得要使平衡式叶片泵的叶片在定子曲线上工作时不脱离定子，即恒大于0,则有式中为设计的定子曲线的最大加速度，由5次曲线最大加速度计算式(5-16得联立求得，定子曲线上叶片不脱离定子条件定子长、短

14、径最大允许比值(5-28因此计算得到平衡式叶片泵长、短半径值比值即校核得所设计定子曲线满足叶片在该曲线段工作时不脱离定子条件。3定子曲线最大压力角的验算定子曲线某点矢径厂与曲线该点的法线之夹角称为定子曲线的压力角，如图3-5所示。根据高等数学的知识：当叶片沿转子径向放置时，定子曲线的压力角也就是叶片与定子接触的压力角。根据式3-3和式3-5，压力角过大会使定子对叶片的作用力与叶片方向之间的夹角增大，导致横向分力的增大见图3-1、图3-2，使叶片受力状态恶化，影响泵的寿命和效率。由式5-29可见，|越大，相应的|越小，则越大。因此，为了不使压力角过大，应限制定子曲线径向速度的最大值。平衡式叶片泵

15、定子曲线为定子上大、小圆弧的过渡曲线，即有(5-30则有又由由上(5-31叶片泵最大压力角不能过大，压力角过大则叶片工作状况恶劣，故由上式得，故定子曲线满足设计要求。538定子结构尺寸设计1定子基本尺寸圆弧角度：由设计计算已获得的定定子长半径定子短半径定子曲线角度：X大、小圆弧过渡曲线即定子曲线方程的单位以弧度表示为定子曲线对应的幅度具体曲线间位置布置如图定子外径：平衡式叶片泵装配时，定后再装入泵体内，/示O由定子最大求，和配流盘酉转子和左、右配油盘用螺钉组装成一份零件仝径，按定子所需强度和工作要二吉合定子上螺钉的布置等情况，取定子外径2螺钉孔尺寸螺钉的设计选择参考机械设计手册单行本）第4篇连

16、接与紧固表4-1-104，选取十字槽圆柱头螺钉GB/T8222000）作为定子和配流盘连接用螺钉。螺钉型号：；螺纹径为3mm，螺纹长度70mm螺钉孔设计由选择的螺钉型号，定子上螺钉孔直径设计为，2个螺钉中心点上。图5-8配流盘的油窗结构孔位置在分布在直径的圆上，分别位于过渡定子曲通孔设计：在吸油口端连接两配流盘的2个通孔直径选为3.3mm。左配流盘的设计541左配油盘封油区夹角为了保证叶片泵工作时吸、压油腔不发生沟通，侧板配流盘上的吸油窗口和排油窃口之间的间隔所对应的圆心角必须大于或等于相邻两叶片之间的圆心角见图332。这样，当叶片尚未进入排油窗时，叶片2已脱离吸油窗，才能处吸、压油腔不互相连

17、通。角与角的比值称为遮盖比，故（5-32通常取遮盖比为1.1左右故5.4.2左配流盘V形尖槽正因为，当相邻两叶片同时处于角范围内时，由两叶片、转子、定子和侧板所围成的容积cdef图中带点部分与吸、排油窗均隔离，出现闭死现象。如果是从吸油区转向压油区，例如在平衡式叶片泵的大圆弧K段（出现闭死时cdef密闭容积内的油液仍保持与吸油腔压力相同的低压。随着转子向前转动，一但接通排油窗口，内于压差悬殊，压油腔的高压油将在瞬间内反冲入两叶片间的容腔。使该腔压力迅猛升高，出现所谓酌“高压回流”，造成很大的压力冲击。每转过一个角都如比重复一次。这种周期性的高压回流液压冲击不仅导致叶片泵输出流量和输出压力的脉动

18、，更重要的是造成定子环的径向振动，从而产生噪声并加快定子内曲面与叶顶的磨损，对叶片泵的正常工作影响极大。叶片泵越是工作在高压，上述闭死现象所造成的高压回流液压冲击也越严重。如果两叶片间的容腔是从压油区转向吸油区，例如在平衡式叶片泵的小圆弧阶段出现闭死时。cdef密闭容积内的油液处于等同于压油压力的高压。一旦接通吸油窗口，闭死容积内的高压油将在瞬间内向吸油腔喷出，突然泄压，同样也对泵的正常工作不利，但闭死容积内储存的液体压力能有限且不是直接与泵的输出相通，高压回流影响程度较轻些。为了减轻闭死现象的不利影响，在配流盘窗口设计V形尖槽。配流窗口v形尖槽如图333所示。减缓高压回流液压冲击的v形尖槽应

19、当开在排油窗口的进入端。当闭死容积离开吸油窗口之后，通过v形尖榴逐渐与排油窗口连通，随着转角的增加，v形尖槽的通流截面积的逐渐增大而使两叶片间容腔内的压力p逐步升高，直至完全接通排油窗口，才升压达到压油腔的压力。闭死容积的升压过程与v形尖槽的几何尺寸有关。当V形尖楷的横截面为等边三角形时，随着v形尖槽逐渐进入两叶片间的容腔，按节流作用和油液可压缩性计算出的闭死容腔压力P的升压过程如图334所示。其小，是v形尖槽的槽底倾角；是v形尖槽的范围角，是从尖槽算起的转角见图335。V形尖槽所占的幅角在为了达到降低噪声的效果，宁可稍丁可稍之间，具体数值要通过实验来确定，有些泵许降低容积效率，设计成V形尖槽

20、跨入封油区若干度。取5.4.3左配流盘结构尺寸设计1整体尺寸:定子外径，则配流盘大径，考虑工艺要求和条件取配流盘宽度2轴孔尺寸左配油盘的轴孔壁作为左轴承外圈的轴向定位，由手册上查得61902型深沟球轴承外圈的安装尺寸油盘轴孔直径(533I,定位高度，因此，左配saC6403.4故求得轴孔直径到角，查机械设计手册一第一篇零件倒圆与倒角表1510，得C=1.0mmGB/T位置3配流盘端面环槽：配流盘端面环槽与叶片槽底部相，孔直径_:通,，曹深4配油窗口：计算得到的配油盘封油区夹角由转子叶片压力油孔尺寸，各孔圆心，取环槽分度圆，环槽宽度1油盘吸油窗口夹角和压油窗口夹，配流盘V形尖槽厂，则计算配配油窗

21、口吸、压排油油窗口在四段过渡定上,圆直径在取左配流盘两吸油窗口需要根据转子和定子的配合安装位置确定，且配，则配油窗口分X5mm，且为不通m，吸油窗口为缺口吸油窗口较大，扩大角度为。宽度为型，夹角为，在吸油口入口端，5螺钉孔：由定子设计选择的螺钉型号，且定子上螺钉孔直径为厂，4个螺钉孔位置在分布在直径的圆上别位于过渡定子曲线中心点上。则左配油盘上螺钉孔直径为且2个螺钉孔位置分布在直径的圆上，在吸油窗口中心点上。6V形尖槽:压油窗口V形尖槽：平衡式叶片泵叶片当随着转子向前转动，一但接通排油窗口，由于压差悬殊，压油腔的高压油将在瞬间内反冲入两叶片间的容腔。使该腔压力迅猛升高，出现所谓酌“高压回流”，

22、造成很大的压力冲击。每转过一个角都如此重复一次。这种周期性的高压回流液压冲击不仅导致叶片泵输出流量和输出压力的脉动，更重要的是造成定子环的径向振动，从而产生噪声并加快定子内曲面与叶顶的磨损，对叶片泵的正常工作影响极大。叶片泵越是工作在高压，上述闭死现象所造成的高压回流液压冲击也越严重。因此在压油窗口设计V形尖槽，尖槽夹角由上面的计算知凶考虑安装方便，在两压油窗口两端均布置一V形尖槽。吸油窗口V形尖槽：当叶片接通吸油窗口，闭死容积内的高压油将在瞬间内向吸油腔喷出，突然泄压，同样也对泵的正常工作不利，但因为闭死容积内储存的液体压力能有限且不是直接与泵的输出相通，所以影响程度较高压回流轻些。因此，闭

23、死容积突然泄压问题对叶片泵性能的影响不太直接，所以吸油窗口有时并不开设V型槽，此处，配流盘吸油窗口不开设V形槽。右配流盘结构设计1右配流盘与左配流盘大部分尺寸相同，吸、压油窗口位置也相同，不同在于，右配流盘的吸油窗口为不通孔，深为5mm，压油窗口为通孔与配流盘环形槽相通，环形槽宽8mm，深5mm.右配流盘螺纹孔为M3，与左配流盘螺钉孔配合安装螺钉。2在右配流盘上开有2个|的孔和2个|的孔，分别为2个mm向叶片槽底部输送压力油的孔，使压力油进到叶片底部，叶片在压力油和离心力作用下压向定子表面，保证紧密接触以减少泄漏。转子两侧泄漏的油液经传动轴与右配流盘孔中的间隙，经另2个孔流回吸油腔。3配流盘轴

24、孔根据装配情况知，(5-34配流盘右端与右泵体配合，右端轴承6005型其尺寸为故与右泵体装配的该段直径为4参考机械设计手册一封圈作为密封件，型号为GGB/T3452.IGGB/T3452.1参考机械设计手册一第10篇润滑与密封轴向密封沟槽尺寸表10-4-8GGB/T3452.11992的沟槽尺寸为槽外直径80.0mm+5.3mm=85.3mm；槽宽直径10篇润滑19921992槽内密封表10-4-5,选择O形橡胶密GgB/T3452.11992沟槽尺寸为槽外直径50.0mm+3.6mm=53.6mm；槽宽槽深流盘上孔，槽等工作强度要求，右配流盘总宽45mm，和右泵体配结合合尺寸为15mm.5参

25、考机械设计手册第1篇表1-5-12配流盘与右泵体配合段倒角为传动轴的设计平衡式叶片泵由于叶片所受径向力平衡，故轴主要承受扭矩作用，承受的弯矩很小，故称为传动轴。5.6.1材料选择轴主要承受扭矩作用，在轴上有扭转切应力，由机械设计表15-1选择轴常用材料中剪切疲劳极限较高的材料。5.6.2花键轴段的设计图5-9传动轴花键轴段结构由转子设计中选择的花键轴孔直径为花键连接为多齿工作，承载能力高，对中性、导向性好，齿根较浅，应力集中小，轴的强度削弱小，平衡式叶片泵主要承受扭矩作用且对运行是对中和稳定性有一定要求，因此选择将轴段加工成花键轴，并选择为矩形花键轴。设齿的工作高度为(5-35式中h花键齿工作

26、高度，mmD矩形花键大径,mm矩形花键小径，mmC矩形花键齿倒角尺寸，mm又由配合关系得：=lmm,得(536由取d=17mm键宽B=5mm取键数N山即花键轴规格为d矩形花键小径，mmD矩形花键大径，mmB键宽，mm5.6.3校核轴段花键的挤压强度由机械设计手册第4篇表4-3-29得花键连接许用压强又花键挤压强度(5-37式中T转矩，li各齿载荷不均匀系数，一般取齿数，即键数z=NJ齿的工作长度，mm。即转子宽度平均直径，mm，矩形花键|一一矩形花键大径，mm花键齿工作高度，mm，矩形花键1C倒角尺寸4故轴段花键的挤压强度满足要求。5.6.4轴的结构设计AbJcdefghKI图5-10轴上零件

27、的装配1拟定轴上零件的装配方案如图，由图5-10知和轴上配合零件，为左右轴承、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段由花键轴段的设计D=23mm，确定D-E段直径轴肩E-F段为右轴承定位轴肩，由右轴承型号：6005基本尺寸：安装尺寸：则轴肩取轴肩宽度1确定B-E段的轴长度:为转子宽度加上右配流盘的宽度，由轴肩对右配流盘无轴向定位作用,故留一定的余量，则确定B-D段轴长度:因为考虑花键轴段口键槽加工过渡段，取确定齐D段轴花键轴段为度:口工键槽切的过渡段，过短，则轴的轴径变化率大,综合考虑取轴强度降低。因此，应有一定的长度。3轴承配合轴段的设计平衡式叶片泵的传动轴主要承受扭矩作用，承受轴向力和径向力很小，故选用深沟球轴承。左端轴承段：参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承61902吸油端配油盘宽度，mm；=25mm右端轴承段：参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6005型，其尺寸为为轴械设计手册参1986）的表1-5-15，得槽深h=0.3mm。槽宽b=2.0mm故度，故计资料砂轮越程槽GB/T6403.50轴段设计机械设计手册一第10篇润滑与密封旋转轴唇形密封圈GB138714