定量叶片泵设计与计算

..1双作用叶片泵简介1.1双作用叶片泵组成结构组成结构：定子、转子、叶片、配油盘、传动轴、壳体等1.2双作用叶片泵工作原理图1-1双作用叶片泵工作原理Fig1-1Double-actingvanepumpprincipleofwork1—定子；2—吸油口；3—转子；4—叶片；5—压油口如图1-1所示。它的作用原理和单作用叶片泵相似,不同之处只在于定子表面是由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线八个部分组成,且定子和转子是同心的。在图示转子顺时针方向旋转的情况下,密封工作腔的容积在左上角和右下角处逐渐增大,为吸油区,在左下角和右上角处逐渐减小,为压油区；吸油区和压油区之间有一段封油区把它们隔开。这种泵的转子每转一转,每个密封工作腔完成吸油和压油动作各两次,所以称为双作用叶片泵。泵的两个吸油区和两个压油区是径向对称的,作用在转子上的液压力径向平衡,所以又称为平衡式叶片泵。

定子内表面近似为椭圆柱形,该椭圆形由两段长半径R、两段短半径r和四段过渡曲线所组成。当转子转动时,叶片在离心力和建压后>根部压力油的作用下,....在转子槽内作径向移动而压向定子内表,由叶片、定子的内表面、转子的外表面和两侧配油盘间形成若干个密封空间,当转子按图示方向旋转时,处在小圆弧上的密封空间经过渡曲线而运动到大圆弧的过程中,叶片外伸,密封空间的容积增大,要吸入油液;再从大圆弧经过渡曲线运动到小圆弧的过程中,叶片被定子内壁逐渐压进槽内,密封空间容积变小,将油液从压油口压出,因而,当转子每转一周,每个工作空间要完成两次吸油和压油,所以称之为双作用叶片泵,这种叶片泵由于有两个吸油腔和两个压油腔,并且各自的中心夹角是对称的,所以作用在转子上的油液压力相互平衡,因此双作用叶片泵又称为卸荷式叶片泵,为了要使径向力完全平衡,密封空间数即叶片数>应当是双数。1.3双作用叶片泵结构特点1>双作用叶片泵的转子与定子同心;2>双作用叶片泵的定子内表面由两段大圆弧、两段小圆弧和四段定子过渡曲线组成;3>双作用叶片泵的圆周上有两个压油腔、两个吸油腔,转子每转一转,吸、压油各两次双作用式>。4>双作用叶片泵的吸、压油口对称,转子轴和轴承的径向液压作用力基本平衡;即径向力平衡卸荷式>。5>双作用叶片泵的所有叶片根部均由压油腔引入高压油,使叶片顶部可靠地与定子内表面密切接触。6>传统双作用叶片泵的叶片通常倾斜安放,叶片倾斜方向与转子径向辐射线成倾角θ,且倾斜方向不同于单作用叶片泵,而沿旋转方向前倾,用于改善叶片的受力情况,最近观点认为倾角为最佳。1.4双作用叶片泵排量和流量计算图1-2双作用叶片泵的流量计算1-转子2-叶片3-定子如图1-2所示,泵的排量为<1-1>式中R——定子内表面长圆弧半径；r——定子内表面短圆弧半径；B——转子或叶片宽度；Z——叶片数。若叶片厚度为δ,且倾斜θ角安装,则它在槽内往复运动时造成叶片泵的排量损失为双作用叶片泵的真正排量为<1-2>泵的实际流量为<1-3>..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：..3设计方案分析与选定3.1设计总体思路本设计为定量叶片泵的设计,叶片泵实现定量可以是定心的单作用叶片泵和双作用叶片泵,此处选择双作用叶片泵进行设计。以双作用叶片泵本身的结构特点实现定量,并参考YB型叶片泵结构,结合现有新技术和新观点进行双作用叶片泵的设计。3.2泵体结构方案分析与选定本设计为单级双作用叶片泵,它分为单级圆形平衡式叶片泵和单级方形平衡式叶片泵两种类型。3.2.1圆形叶片泵圆形叶片泵的主要结构特点和存在问题：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侧,使侧板与转子端面的轴向间隙不均匀,造成局部磨损。3.2.2方形叶片泵方形叶片泵主要结构特点与圆形叶片泵相比,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>取梢转子和侧板的耳轴,改善了加工工艺性,而且可节省毛坯材料。装配时即使泵盖四个螺栓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>传动釉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。3.2.3方案选定综上所述,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。综合考虑以上因素选定方形叶片泵为本设计的叶片泵类型。3.3叶片倾斜角方案分析选定3.3.1叶片倾角对叶片受力的影响图3-1叶片顶端受力分解图3-2转子对叶片的作用力定子对叶片顶部产生的反作用合力F可以分解为和两个分力见图3—1>,其中横向分力枝叶片靠向转于榴一侧并形成转子槽对叶片的接触反力和摩擦阻力见图3-2>,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,还使叶片悬伸部分承受弯矩作用,假如力过大,或者叶片悬伸过长,叶片还有可能折断。因此,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。由图3-1和图3-2<3-1>式中,为合力F的作用方向与叶片间的夹角<3-2>式中,为转子槽与叶片摩擦系数。合力F与叶片之间的夹角越小,则分力越小。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,由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于槽阻碍。图3-3叶片倾角与作用力方向在图3-3中,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。由图可见,各角度之间存在如下关系<3-3>因此,要使角为0应使压力角等于摩擦角。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最小,叶片与转子槽之间的相互作用力和摩擦磨损量最小,所以压力角的最优值为<3-4>当摩擦系数时,。如图3-3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用力角为<3-5>式中为定子曲线接触点A处的法线与半径OA的夹角,为叶片的倾斜角,即叶片方向与半径方向OA的夹角。3.3.2叶片倾角的两种观点1>传统观点：平衡泵叶片应具有一定的前倾角传统观点认为,平衡式叶片泵的叶片应该向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。这种观点的主要理由如图3-4a所示：定子对叶片作用的横向分力取决于法向接触反力和压力角,即,为了使尽可能沿叶片方向作用,以减小有害的横向分,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,倾斜方向是叶项沿旋转方向朝前偏斜,使压力角小于角,即,否则压力角将较大。2>新观点：认为取叶片前倾角更为合理影响压力角大小的因素包括定子曲线的形状反映为角的大小>和叶片的倾斜角。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,除非叶片倾斜角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。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,相府的叶片倾斜角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；加之从制远方便考虑,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。a>b>图3-4叶片前倾时压力角a>压油区b>吸油区3.3.3我倾向的观点新观点：叶片倾角为0.理由：传统观点是靠经验得出的值,而现代通过先进的计算机技术已经能计算解决这类复杂问题,并通过计算证明了传统观点的错误。传统观点的错误还在于：1>在分析定子对叶项的作用力时未考感摩擦力的影响,计算有害的横向分力使不是以反作用合力F为依据,而是以法向接触反力为依据,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,当压力角时,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,这时转子槽对叶片的接触反力和摩擦力并不为零。2>忽视了平衡式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的现实,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。叶片向前倾角有利于成小压力角的结论实际上只适用于压油区。相反,由图3-4b可见,在吸油区叶片前倾反而使压力角增大,变为,使受力情况更加恶劣。3.3.4叶片倾角方案选定综上,设计的平衡式叶片泵的叶片前倾角选择。3.4定子过渡曲线方案分析与选定平衡式叶片泵定子大、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,所以定子曲线问题主要也就是大、小圆弧之间连接过渡曲线的问题。定子曲线的设计即指的这部分过渡曲线的设计。由于定子曲线对叶片泵的排量、输出流量的脉动、冲击振动、噪声、效率和使用寿命都有重要影响,所以定子曲线是叶片泵设计的关键之一。3.4.1双作用叶片泵性能对定子曲线的要求1>使输出流量脉动小泵瞬时流量公式：<3-6>而由上式知泵输出流星的均匀性取决于处在一个区段定子曲线范围内各叶片径向运动速度之和是否变化,或者说取决于定子曲线相应各点的矢径变化之和是否能保持为常数。最简单的情况是定子曲线的速度特性在整个角范围内保持为常数,这时只要处于吸油区的叶片数k=常数,就有常数=常数,输出流量的脉动就为零。2>使叶片不脱离定子虽然平衡式叶片泵在进入工作状态后主要靠根部压力油的作用将叶片顶出与定子保待接触,但在泵启动之初,由于根部压力尚来建立,却只能依靠离心力使叶片伸出。在这种情况下使叶片与定子保持接触而不脱空的条件是,即要求对定于曲线的径向加速度加以限制,以保证叶片的离心加速度大于定于曲线矢径增长的加速度。这样,在根部无油压作用的情况下,吸油区叶片的径向运动才能跟上定子曲线矢径的增长,并对定子有适当的接触压力。值得注意的是,定子长、短半径的差值对加速度值的影响很大,如果差值太大,即定子曲线的升程太大,则径向运动的速度和加速度将很大,有可能会出现叶片的离心力不足以克服加速外伸运动的惯性力,以致跟不上定子曲线矢径的增长而脱离定子的现象。3>叶片无冲击振动,低噪声如果定子曲线在某些点上的径向速度发生突变,则曲线上该点的径向加速度a在理论上等于无穷大。若,叶片在该点将出现瞬间脱离定子的现象；若,则叶片对定于产生很大的冲击力,二者均会引起撞击噪声和严重磨损。有些书中把这种现象称为"硬冲",是叶片泵正常工作所不允许的。为了消除径向速度的突变,要求定子曲线处处光滑连续,与大、小圆弧的连接点处有公共切线。根据分斩,定子曲线加速度的急剧变化和加速度变化率的突变也会使叶片对定子的压紧力发生变化,是引起叶片振动冲击产生噪声的重要原因。把因加速度突变而引起的冲击称为"软冲"。无冲击、低噪声对定子曲线的要求是曲线的速度、加速度和加速度变化率J都连续光滑变化,没有突变。此外,为了减轻闭死容积高压回流或高压喷流所引起的冲击和高压流体噪声,往往还要求扩大定子曲线的范围角,使定子曲线具有预压缩或预扩张的功能。4>使叶片的受力状态良好图3-5定子曲线的压力角定子曲线某点矢径与曲线该点的法线之夹角称为定于曲线的压力角,如图3-5所示。根据高等数学的知识：<3-7>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。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。3.4.2定子曲线应具备的特性综上所述,对定子曲线的速度、加速度和加速度变化率等特性和曲线升程的具体要求归纳如下：1>速度特性要求速度特性曲线连续光滑,没有突变。最大速度值受叶片与定子接触压力角合理值的限制。图3-6定子曲线的速度组合为保证泵的输出流量脉动小．要求相邻间隔为叶片间隔角的任意点之速度组合等于或近于常数。例如如图3-6所示,设叶片的间隔角为,吸油区范围内有两块叶片,其所在点是1-2,或1>-2>,或等。要求2>加速度特性要求加速度特性曲线连续光滑,没有突变,不出现加速度为无穷大的点。最大加速度值受叶片不脱离定子条件的限制。3>加速度变化串要求曲线连续光滑,没有突变,不出现J值为无穷大的点。的最大值受低噪声性能要求的限制。J值在较小范围内变化且保持连续的定子曲线能在一定程度上控制叶片的振动,称为低噪声曲线。不但限制J值连续变化的大小,而且在曲线端点上也不出现J值突变的曲线能消除激振作用,更好地实现叶片无冲击的径向运动,称为无冲击低噪声曲线。4>升程当定子长半径一定时,增大升程可以不增大泵的外形尺寸而获得较大的排量。但无论何定子曲线,其均与成正比,故前述有关限制值的要求同时也限制了允许的最大升程。由于不同类型曲线的值与之间的比例系数不同,所以采取不同的定子曲线时,允许的最大升程即允许的长、短半径之差>也不同。值得注意的是,上述对特性的要求也应包括定子曲线与长、短径圆弧的连接点在内,当定子曲线在端点上不能按上述特性要求与圆弧段光滑连接时,在连接处应设一小段经修正的连接过渡曲线。3.4.3各种定子曲线的分析、比较和选择1>等加速等减速曲线等加速等减速曲线是目前应用的最广泛的一种曲线,它的优点是在叶片不"脱空"的条件下,可以得到最大的值,此外,因曲线是斜直线,容易组合成=常数的情形,即容易实现瞬时流量均匀。其缺点是最大压力角偏大,在=0、=和=三点存在"软冲"点。a>b>图3-7等加速等减速曲线的速度组合a>,k=2b>,k＝4如图3-7所示,只要定子曲线范围角正好是叶片间隔角的偶倍数,即处在定子曲线范围内的叶片数k保持为某个偶数,运动过程中叶片所在点的速度组合就能保持为常数,使输出流量脉动为零。当时,k=2图3-7a>,有当时,k＝4图3-7b>,有由图,等加速等减速曲线的特性曲线虽然连续,但有不光滑的折点。在和三处出现加进度的突变,使J为无穷大,产生很大的冲击振动。最大加速度值以等加速曲线为最小,因而不易出现叶片与定子的脱空；或者说,在满足叶片不脱空条件的情况下,等加速曲线允许定于长、短半径有较大的差值。2>正弦加速曲线正弦加速曲线虽然消除了加速度的突变,但在曲线端点和处仍有J的突变,存在激振作用。图3-8等加速与正弦加速的过渡曲线图图中点划线为等加速曲线、实线为正弦加速曲线3>余弦加速曲线在定子长、短半径和曲线范围角一定的情况下．余弦曲线的值和最大压力角较小,叶片受力情况较好。但曲线在和处存在加速度的突变,该两处的J为无穷大,激振严重。4>修正的阿基米德螺线修正范围角图3-9"圆修"的阿基米德螺线其中虚线段式表示"圆修"过以后的修正段对于阿基米德螺线,如果两端不作修正,则在整个角范围内速度,只要角等于叶片间隔角的整数倍,速度组合就等于常数。但这种曲线在和的端点上速度有突变,以致加速度出现无穷大,所以必须对曲线两端进行修正。图4-4采取的是正弦加速修正,修正后两端角范围内的速度是变化值,这时只要适当配置修正范围角和叶片数,仍可获得较理想的速度组合。修正的阿基米德螺线虽然特性曲线均连续无突变,但在等处加速度特性曲线出现不光滑的折点,所以J有突变,仍然有激振作用。增大修正范围角,可以减小J值突变的幅度。5>高次型曲线高次曲线能够充分满足叶片泵对定子曲线径向速度、加速度和加速度变化率等项特性的要求,尤其在控制叶片振动、降低噪声方面具有突出的优越性,为现代高性能低噪声叶片泵广泛采用。高次曲线的一般表达式为<3-8>为了使的三阶导数存在而且连续光滑变化,方程的次数至少不得低于5次,即要求。当n＝5时,矢径的三阶导数为,是一个二次多项式,还可以进一步求解两次导数。因此是一条光滑连续的曲线。若,则不能满足此要求。但是,随着方程次数的增高,矢径二阶、三阶导数的最大值>将增大。因此,为了限制值,以保证叶片受力良好,不脱离定子,方程次数也不宜太高,一股取。考虑加工难度,这里主要分析典型高次曲线即5次曲线。为了使定子曲线两端与大、小圆弧连续光滑衔接,5次曲线必须满足的最基本的边界条件是：当时当时满足以上两组六项边界条件的高次曲线方程是5次曲线方程：<3-9>根据边界条件1>,确定前三项系数为故曲线方程变为为了方便后面进一步计算各项系数,将方程改写为<3-10>相应有<3-11><3-12>根据边界条件,当,即时,可列出线性代数方程组:解此方程组得到其余三项系数为因此满足前述基本边界条件的5次曲线方程为<3-13>这是适用于叶片泵定子的最简单的高次曲线方程,称为典型高次曲线方程。典型高次曲线方程的各项特性见图4-5。与等加速等减速曲线相比,这种曲线值略小,值略大,输出的流量均匀性基本相同,而值较小。由于建立方程时用边界条件约束了曲线两端的值,所以特性不仅在曲线自身范围内连续光滑,而且在端点上也没有突变,完全消除了"硬冲""软冲>是一种综合性能较好的曲线,能获得较好的低噪声效果。但是由于在边界上没有设置约束加速度变化率J的条件,所以尽管J在曲线自身范围内连续光滑,但在两均与圆弧衔接处仍有一定的突变,即端点上仍有一定的激振冲击。a>5次曲线的矢径b>5次曲线的速度..c>5次曲线的加速度d>5次曲线的加速度变化率图3-105次曲线各项特性3.4.4定子过渡曲线方案综合分析、选定等加速等减速曲线、正弦加速曲线、余弦加速曲线、修正的阿基米德螺线4种曲线,虽然基本上都能较好地满足输出流量脉动小、限制压力角和叶片不脱离定子的要求,但是它们的力学特性和振动特性却不甚理想。从控制叶片的振动和噪声来说,上述几种定子曲线都不具备良好的特性,对这些曲线进行适当修正虽然可以使特性得到某种程度的改善,促仍然很难根除加速度变化率J的突变和由此产生的激振,北比制造时不易准确控制修正段的长短,所以实际很少应用。而5次曲线值略小,值略大,输出的流量均匀性基本相同,而值较小。由于建立方程时用边界条件约束了曲线两端的值,所以特性不仅在曲线自身范围内连续光滑,而且在端点上也没有突变,完全消除了"硬冲"、"软冲>是一种综合性能较好的曲线,能获得较好的低噪声效果。其次,数控机床的普及为加工复杂高次曲线创造了条件,如今非高次曲线由于其较差的力学和振动特性,实际中已经很少使用。加之,本设计平衡式叶片泵为普通叶片泵,普通叶片泵一般压力范围在,而本设计额定压力为,压力较高,为改善其力学与振动性能,故选择综合性能较好的5次曲线作为叶片泵的定子曲线。综合以上各种定子曲线特性,选择以典型高次曲线即5次曲线作为定子曲线的设计方案。..4参数的计算4.1流量计算4.1.1平均理论流量<4-1>4.1.2实际流量叶片泵为固定侧板型,压力7.0MPa,查泵资料得：容积效率取则<4-2>4.2功率计算4.2.1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。4.2.2有效输出功率液压功率<4-4>式中,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<4-5>4.3扭矩计算4.3.1理论扭矩在没有摩擦损失和泄漏损失的理想情况下,轴功率与液压功率相等,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>其中式中,为理论轴功率；为理论液压功率；q为泵的排量,单位为ml/r。由前面的式子导出驱动泵的理论扭矩为=10.268Nm<4-7>4.3.2实际扭矩实际上,泵在运转时要消耗一部分附加扭矩去克服摩擦阻力,所以驱动泵轴所需的实际扭矩比大,实验测得取值=96%。T=+=10.445Nm<4-8>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L/min实际扭矩T9.07.0145013.0510.445输入功率kw有效输出功率kw理论功率kw实际流量L/min实际扭矩T1.5861.2791.52310.96210.445..5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,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<5-2>5.1.3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──定子小半径。由式<5-2>,,最终确定,取5.1.4转子结构尺寸设计图5-1转子主要结构1>转子基本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：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,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<5-4>式中,T——为实际转矩,D——转子直径,B——转子轴向宽度,——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：高速钢材料特性：高硬度和耐磨性高速钢是一种具有高硬度、高耐磨性和高耐热性的工具钢,又称高速工具钢或锋钢。高速钢的工艺性能好,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Z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=105.2.3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5.2.4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<5-6>则<5-7>调整转子半径后,验算叶片长度值故叶片长度L=10mm满足要求。5.2.6叶片的结构尺寸设计图5-4叶片的结构设计叶片结构如图5-4所示,由设计计算得到叶片尺寸：叶片倒角查材料取5.2.7叶片的强度校核图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则叶片工作最大切应力故<5-8>式中,T——为实际转矩,D——转子直径,B——转子轴向宽度,——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>得故叶片满足强度要求。5.3定子的设计图5-6定子曲线5.3.1定子材料选择定子材料：5.3.2定子短半径定子的短半径通常取<5-9>调整转子半径过后,得最终设计结果<5-10>5.3.3定子长半径根据平均流量公式又即<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、小圆弧角大圆弧所对应的幅角和小圆弧对应的幅角,通常可取相同值,且等于相邻叶片间隔角,即<5-13>5.3.5定子过渡曲线的幅角定子过渡曲线对应的幅角通常为<5-14>5.3.6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：<5-15>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<5-18>式中的单位为弧度。曲线特性：则由式<5-18>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：<5-20>3>该设计曲线的加速度变化率特性：<5-21>5.3.7校核定子曲线1>叶片不脱离定子的条件叶片泵正常工作的必要条件之一是叶片顶部与定子内表面保持可靠的接触密封,以形成密闭的工作容积。根据叶片受力分析,可以推导出叶片与定子保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,随着转子转角的增加,叶片与定子内曲线接触点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：<5-22>其中<5-23><5-24><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"的条件是又因为压力角,即,所以上述条件又可以表述为<5-27>上式中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：<5-29>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>则有又由故<5-31>又则;,得由上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。5.3.8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子尺寸,如图5-6定子长半径,对应的圆弧角定子短半径,对应的圆弧角定子曲线角度：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5-6所示。定子外径：平衡式叶片泵装配时,定子、转子和左、右配油盘用螺钉组装成一份零件后再装入泵体内,由定子最大内半径,按定子所需强度和工作要求,和配流盘配合时油窗大小,结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篇连接与紧固》表4-1-104,选取十字槽圆柱头螺钉〔GB/T822—2000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个螺钉孔位置在分布在直径的圆上,分别位于过渡定子曲线夹角的中心点上。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。5.4左配流盘的设计图5-8配流盘的油窗结构5.4.1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3—32>。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左右故取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,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3—33所示。减缓高压回流液压冲击的v形尖槽应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3—34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3—35>。V形尖槽所占的幅角在之间,具体数值要通过实验来确定,有些泵为了达到降低噪声的效果,宁可稍许降低容积效率,设计成V形尖槽跨入封油区若干度。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,定位高度,因此,左配油盘轴孔直径<5-33>C为轴孔倒角,查《机械设计手册—第一篇》零件倒圆与倒角GB/T6403.4—1986>表1-5-10,得C=1.0mm故求得轴孔直径3>配流盘端面环槽:配流盘端面环槽与叶片槽底部相通,由转子叶片压力油孔尺寸,各孔圆心位置,孔直径,取环槽分度圆,环槽宽度,槽深4>配油窗口:计算得到的配油盘封油区夹角,配流盘V形尖槽,则计算配油盘吸油窗口夹角和压油窗口夹角：配油窗口吸、压排油窗口需要根据转子和定子的配合安装位置确定,且配油窗口在四段过渡定子曲线上,,,则配油窗口分圆直径在上。取左配流盘两吸油窗口宽度为5mm,且为不通孔深5mm,吸油窗口为缺口型,夹角为,在吸油口入口端,吸油窗口较大,扩大角度为。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,4个螺钉孔位置在分布在直径的圆上,分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。6>V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",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。5.5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>配流盘轴孔根据装配情况知,<5-34>取右侧板轴孔直径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—第10篇润滑与密封》表10-4-5,选择O形橡胶密封圈作为密封件,型号为GGB/T3452.1—1992GGB/T3452.1—1992参考《机械设计手册—第10篇润滑与密封》轴向密封沟槽尺寸表10-4-8GGB/T3452.1—1992的沟槽尺寸为槽外直径80.0mm+5.3mm=85.3mm；槽宽；深；槽内直径GGB/T3452.1—1992沟槽尺寸为槽外直径50.0mm+3.6mm=53.6mm；槽宽；槽深结合右配流盘上孔,槽等工作强度要求,右配流盘总宽45mm,和右泵体配合尺寸为15mm.5>参考《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5.6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——花键齿工作高度,mmD——矩形花键大径,mmd——矩形花键小径,mmC——矩形花键齿倒角尺寸,mm又由配合关系得<5-36>由取C=1mm,得d=17mm取键数N=4,键宽B=5mm即花键轴规格为式中N——键数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,——各齿载荷不均匀系数,一般取——齿数,即键数z=N——齿的工作长度,mm;即转子宽度——平均直径,mm,矩形花键——矩形花键大径,mmh——花键齿工作高度,mm,矩形花键C倒角尺寸>故轴段花键的挤压强度满足要求。5.6.4轴的结构设计图5-10轴上零件的装配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：则轴肩则取轴肩宽度确定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：因为考虑花键轴段剩余工作长度和键槽加工过渡段,取确定C-D段轴长度：花键轴段为加工键槽切入的过渡段,过短,则轴的轴径变化率大,轴强度降低。因此,应有一定的长度。综合考虑取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型,其尺寸为故式中——轴承宽度,mm；——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,其尺寸为故为轴承的宽度,故参考《机械设计手册—第1篇常用设计资料》砂轮越程槽〔GB/T6403.5—1986的表1-5-15,得槽深h=0.3mm;槽宽b=2.0mm故；4>密封圈配合轴段设计参考《机械设计手册—第10篇润滑与密封》旋转轴唇形密封圈GB13871—1992>的表10-4-12,选择密封圈为型号:FB2540GB13871—1992FB:带副唇内包骨架型尺寸:内径d=25mm,外径D=40mm,宽度则H-I轴段直径为25mm,考虑H-I段要安装2个密封圈和传动机构,取,最后,求得平衡式叶片泵传动轴总长：5>确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计手册—第1篇》表1-5-12取轴端倒角为A-B轴端其余,轴肩处圆角半径均为r=1.0mm.5.6.5轴上载荷分析根据轴的结构图做出轴的计算简图和扭矩图。从轴的结构图以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。轴扭矩5.6.6按扭转切应力校核轴的强度参考《机械设计》表15-3轴常用几种材料的及值得,传动轴材料为,平衡式叶片泵旋转轴的许用扭转切应力参考《机械设计》表15-4抗弯、抗扭截面系数计算公式得,花键截面的抗扭截面系数计算公式为,z为花键齿数校核轴的扭转强度:在危险截面C处：=1234.7535.6.7校核轴的刚度平衡式叶片泵的传动轴在载荷作用下,将发生扭转变形。若变形量发生超过允许的限度,就会影响轴上零件的正常工作,甚至丧失机器应有的工作性能。因此,对传动轴进行刚度校核。1>许用扭转角的选取为轴每米长的允许扭转角,与轴的使用场合有关。对于一般传动轴,可取；对于精密传动轴,可取；对于精度要求不高的轴,可大于。此处,根据传动轴的工作情况和传动精度要求,选择许用扭转角为将承受扭矩的轴段看成由三段阶梯轴组成J-D段：平均圆截面直径为长度为D-E段：直径长度E-K段：直径长度扭转刚度校核计算式中：T—轴所受的扭矩,G—轴的材料的剪切弹性模量,MPa,对于钢材,—轴截面的极惯性矩,,对于圆轴,L—阶梯轴受扭矩作用的长度,mm—分别代表阶梯轴第i段上所受的扭矩、长度和极惯性矩,单位同前.z——阶梯轴受扭矩作用的段数2>传动轴的三段轴的刚度计算则故传动轴的刚度满足要求。5.7泵体的设计5.7.1泵体材料选择：1>铸件材料铸件一般用灰铸铁铸造,灰铸铁组织相当于在钢的基体上分布着片状石墨,因此,其基体的强度和硬度不低于相应的钢,抗拉强度大,消振能力比钢大10倍。灰铸铁的强度与铸件的壁厚有关,铸件壁厚增加则强度降低。因此,本设计选择灰铸铁HT150作为泵体铸造材料。2>铸件的壁厚参考《机械设计手册—第一篇常用设计资料》表1-2-3查得,灰铸铁HT150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5.7.2左泵体结构设计1>泵体外形根据转子、配油盘直径尺寸,且靠密封圈装在泵体和泵盖中,间隙配合,故泵体内圆直径。根据最小允许壁厚和外壁螺栓连接的工作要求,泵体宽度和高度的尺寸为泵体长度,根据转子、配流盘、轴承装配长度和泵体底部壁厚设计,综合考虑,取泵底部壁厚15mm,轴承孔宽度查轴承尺寸得7mm,转子、配油盘在泵体内的安装配合长度25mm+25mm+15mm,轴承底部孔深3mm,则泵体总长2>吸油腔尺寸吸油腔宽度：吸油腔是保证叶片泵正常工作吸油的重要结构,把它设计在与壳孔内圆成的范围内,则吸油腔宽度为吸油腔长度：吸油腔与右配流盘的吸油窗口相通,由此得到吸油口螺纹：参考普通螺纹基本尺寸GB/T196—1981的表4-1-3,由吸油腔宽度42.5mm选择螺纹尺寸M30作为吸油孔口尺寸。3>轴承安装孔泵体底部轴承孔由选择的轴承型号决定,由轴承型号为61902型及其尺寸,则轴承孔径为。参考表6-2-52,轴承孔内底孔壁为轴承内径的轴向支承,查其安装尺寸故取轴底孔直径4>螺栓孔布置泵体连接螺栓选择六角头螺栓C级GB/T5780—2000>,由《机械设计手册—第4篇连接与紧固》表4-1-76,选择螺栓型号为。则泵体螺栓孔为,分布在泵体的四个角上,圆心为15mm.5>其它泵体底部装螺钉头的孔径由螺钉型号查得螺钉头直径确定,因此,取孔径为,孔深4mm。5.7.2右泵体结构设计右泵体和左泵体配合,它的结构和左泵体有些相似,不同的是有泵体内孔和右配流盘相配合的台阶孔,压油口在上方,且泵体上开有一两个环形槽,一个将压油窗口的高压油导向压油口,一个槽内钻有与压力油相通的通孔,为叶片的根部提供压力油1>泵体外形与右泵体配合,故泵体宽和高均为110mm,长度由内孔结构决定,计算得长为60mm。2>阶梯孔与右配流盘配合的内孔,为过渡配合,由配流盘尺寸的内孔径为80mm；另一孔与右轴承配合,由选择的轴承型号6005的外圈为47,则孔径为47mm.3>压油口螺纹选择M20作为压油口螺纹标准。参考《机械设计手册—第10篇润滑与密封》表10-4-5选择O形橡胶密封圈GGB/T3452.1—1992参考表10-4-8,所选密封沟槽尺寸,槽宽,槽深轴承润滑,泵体内油飞溅直接润滑轴承橡胶密封圈是用耐油橡胶制成的,利用弹簧使橡胶与轴保持一定的压力,密封性可靠。有两种结构,一种密封圈内装有金属骨架,靠外圆与孔配合实现轴向固定；另一种是没有金属骨架,使用时,必须轴向固定。此处选第一种结构,橡胶油封内带有金属骨架,与孔配合安装,不需要再有轴向固定。5.8盖板的设计1>作用：固定轴承和安装旋转密封圈进行密封2>类型：选择凹缘式凹缘式轴承端盖调整轴向间隙方便,密封性好。3>材料：铸铁铸造HT150具体尺寸参看图纸。..6主要标准件的选用6.1轴承的选择《机械设计手册<单行本>—第6篇轴承》表6-2-52,选择深沟球轴承。6.1.1左端轴承：型号：61902基本尺寸：安装尺寸：其它结构尺寸：球径：球数：6.1.2右端轴承：型号：6005基本尺寸：安装尺寸：其它结构尺寸：球径：球数：6.1.3轴承的润滑本设计的轴承润滑主要靠泵体内油液飞溅直接润滑轴承。6.2密封件选择：6.2.1旋转轴唇形密封圈选择参考《机械设计手册<单行本>—第10篇润滑与密封》表10-4-12型号:FB2540GB13871—1992FB:带副唇内包骨架型尺寸:内径d=25mm,外径D=40mm,宽度配合表面粗糙度：d表面粗糙度范围：D最大表面粗糙度：6.2.2O形橡胶密封圈选择参考《机械设计手册<单行本>—第10篇润滑与密封》表10-4-51>右泵体密封圈选择内径85mm段：型号：GGB/T3452.1—1992《机械设计手册<单行本>—第10篇润滑与密封》表10-4-8密封沟槽尺寸,槽宽,槽深内径47mm段：型号：GGB/T3452.1—1992《机械设计手册<单行本>—第10篇润滑与密封》表10-4-8密封沟槽尺寸,槽宽,槽深2>右配流盘密封圈选择外径85mm段：型号：GGB/T3452.1—1992《机械设计手册〔单行本—第10篇润滑与密封》表10-4-8密封沟槽尺寸,槽宽,槽深外径47mm段：型号：GGB/T3452.1—1992《机械设计手册〔单行本—第10篇润滑与密封》表10-4-8密封沟槽尺寸,槽宽,槽深6.3螺钉选择6.3.1定子、侧板配合螺钉选择：参考《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-1-104,选择十字槽圆柱头螺钉<GB/T822—2000>型号：尺寸：；螺纹长度；螺钉头半径；螺钉头高度；螺纹过渡段长度6.3.2盖板螺钉选择：参考《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-1-106,选择内六角圆柱头螺钉GB/T70.1—2000>型号：尺寸：全螺纹长度,螺钉头半径,螺钉头高度;商品规格长度,内六角外接圆直径6.3.3挡板螺钉参考《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-1-105,选择开槽圆柱头螺钉〔GB/T65—2000型号：尺寸：全螺纹长度,螺钉头半径,螺钉头高度;商品规格长度,开槽宽度,开槽深度,倒圆角6.4螺栓的选择参考《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-1-76,选择六角头螺栓C级〔GB/T5780—2000型号：；螺栓头半径,螺纹长度；螺栓头高度；6.5标准螺纹选择参考《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-1-36.5.1吸油孔口螺纹：标准：M30第一系列螺距P=3.5mm；小径6.5.2压油孔口螺纹：标准：M20第一系列螺距P=2mm；小径6.6键的选择《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-3-19,选择普通平键A型：型号：GB/T1096—1979尺寸：,高度C=0.3,倒角轴上键槽尺寸：参考《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-3-18,槽深6.7圆锥销的选择参考《机械设计手册〔单行本—第4篇连接与紧固》表4-3-3,选择型号：销GB/T117尺寸：a=0.4,a为两端圆弧长度,锥度1:50..技术条件：35钢热处理硬度表面氧化处理7各种配合的选择7.1滚动轴承配合为了防止轴承内圈与轴、外圈与外壳孔在机器运转时产生不应有的相对滑动,必须选择正确的配合。轴承与轴的配合采用采用基孔制,轴承与外壳的配合采用基轴制。7.1.1轴承与轴的配合1>左轴承：参考《机械设计手册单行本>—第6篇轴承》表6-2-20左轴承与轴的选取配合：轴公差带代号h5轴承内径15mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得IT5=0.006mm;轴h5的下偏差为0,故得轴的极限偏差为2>右轴承：参考《机械设计手册单行本>—第6篇轴承》表6-2-20右轴承与轴的配合：轴公差带代号j6轴承内径25mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得：IT6=0.011mm轴j的基本偏差为下偏差,由《互换性与测量技术基础》表2-7查得ei=-0.008mmj6的上偏差为es=ei+IT6=0.011-0.008>mm=0.003mm故得轴的极限偏差为7.1.2轴承与壳孔的配合1>左轴承与壳孔的配合《机械设计手册单行本>—第6篇轴承》表6-2-24,查得左轴承与壳孔的配合：轴公差带代号H7孔径为28mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得IT7=0.021mm;孔H7的上偏差为0,故得壳孔的极限偏差为。2>右轴承与壳孔的配合《机械设计手册单行本>—第6篇轴承》表6-2-24,查得右轴承与壳孔的配合：轴公差带代号H7孔径为47mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得IT7=0.025mm;孔H7的上偏差为0,故得壳孔的极限偏差为。7.1.3配合表面粗糙度和形位公差1>表面粗糙度《机械设计手册单行本>—第6篇轴承》表6-2-28轴和外壳表面粗糙度2>形位公差《机械设计手册单行本>—第6篇轴承》表6-2-29左轴承的轴和外壳圆柱度：左轴承的外壳孔肩端面圆跳动：右轴承的轴和外壳圆柱度：7.2花键轴配合1>花键轴孔由《机械设计手册单行本>—第4篇连接与紧固》表4-3-33,查得花键轴孔尺寸公差带：d:H7D:H10B:H11拉削后热处理由《互换性与测量技术基础》表2-4,得轴孔极限偏差：D:B:2>花键轴花键轴尺寸公差带：d:h7D:a11B:h10由《互换性与测量技术基础》表2-4,表2-8,得轴的极限偏差：D:B:7.3转子叶片槽配合转子叶片槽和叶片的配合为间隙配合,考虑叶片要在槽内自由滑动,防止叶片卡住,间隙偏差选取较大,并采用基孔制配合。基本偏差a、b、c用于大间隙或热动配合,考虑发胀影响,采用与直径成正比的关系。参考网上查的资料,叶片厚度与转子槽宽间隙：一般为15-25μm。选用配合,槽宽为2mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得：IT6=0.006mm叶片厚d的基本偏差为上偏差,由《互换性与测量技术基础》表2-7查得es=-0.020mmd6的上偏差为es=ei-IT6=-0.020-0.006>mm=-0.026mm故得叶片厚的极限偏差为槽宽H6下偏差为0,上偏差ES=EI+IT6=0.006mm,故得叶片槽宽的极限偏差为。7.4右侧板与左、右泵体右侧板与左、右泵体配合为过渡配合,参考相关资料,选用配合为H7/j6。孔径为85mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得：IT6=0.022mm,IT7=0.035mm右侧板直径j的基本偏差为上偏差,由《互换性与测量技术基础》表2-7查得es=0.011mmd6的上偏差为ei=es-IT6=0.011-0.022>mm=-0.011mm故得右侧板极限偏差为壳孔H7下偏差为0,上偏差ES=EI+IT7=0.035mm,故得叶片槽宽的极限偏差为。7.5定子、左配流盘与泵壳孔配合定子、左配流盘与泵壳孔配合为装配方便选择间隙配合,结合相关资料,选择配合为H7/g6孔径为85mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得：IT6=0.022mm,IT7=0.035mm直径g的基本偏差为上偏差,由《互换性与测量技术基础》表2-7查得es=-0.012mmd6的上偏差为ei=es-IT6=-0.012-0.022>mm=-0.034mm故得右侧板极限偏差为壳孔H7下偏差为0,上偏差ES=EI+IT7=0.035mm,故得叶片槽宽的极限偏差为。7.6端盖与泵壳孔配合由端盖与泵壳孔配合孔径,为装配方便选择间隙配合,采用基孔制,结合相关资料,选择配合为H7/d9由《互换性与测量技术基础》表2-4查得：IT9=0.062mm.直径d的基本偏差为上偏差,由《互换性与测量技术基础》表2-7查得es=-0.080mmd6的上偏差为ei=es-IT6=-0.080-0.062>mm=-0.142mm故得端盖径的极限偏差为壳孔H7下偏差为0,上偏差ES=EI+IT7=0.025mm,故得叶片槽宽的极限偏差为。7.7定子与转子宽度配合叶片、转子与定子圈宽度间隙值叶片与转子都比定子圈宽度小>：小型泵为15-23μm；中型泵为20-45μm。叶片最好略低于转子高度5μm。总装配时,轴向间隙一般可控制在40-70μm范围内。,故选择配合为H8/f8定子宽度25mm,由《互换性与测量技术基础》表2-4查得：IT8=0.033mm.宽度d的基本偏差为上偏差,由《互换性与测量技术基础》表2-7查得es=-0.020mmf8的上偏差为ei=es-IT6=-0.020-0.033>mm=-0.053mm故得转子宽度的极限偏差为又H8下偏差为0,上偏差ES=EI+IT7=0.033mm,故得定子宽度的极限偏差为。..主要材料及技术要求泵设计的材料选择：1>定子：热处理：淬火HRC60。加工要求：端面平行度0.002mm内柱面与端面的垂直度0.008mm内孔光洁度▽9,即内孔表面粗糙度Ra0.4。2>转子：热处理：HRC50~60。加工要求：端面平行度0.003mm；端面光洁度▽9,即端面表面粗糙度Ra0.4；叶片槽平行度0.01mm；叶片槽光洁度▽10,叶片槽表面粗糙度Ra0.2。3>叶片：高速钢热处理：淬火HRC55﹑回火。叶片需研磨,光洁度▽10~▽12,即表面粗糙度为Ra0.050-Ra0.2；叶片槽的间隙为0.015~0.025mm。4>左配油盘和右侧板：青铜加工要求：表面光洁度▽8~▽9,即表面粗糙度为Ra0.4-Ra0.8。。5>传动轴：热处理：调质6>左、右泵体：HT1507>盖板：HT1508>挡板：HT150..9噪声、寿命与维护9.1双作用叶片泵振动与噪声9.1.1噪声及产生原因在各种类型的液压泵中,叶片泵由于运转平稳、流量脉动小,是能够达到较低噪声的一类泵。但是随着叶片泵向高压化和高速化发展,噪声也成了一个突出的问题。50年代后期国外出现了等级14.0Mpa的叶片泵时,噪声约为75dBA>。从1960年起,国外开始重视降低叶片泵的研究,到70年代末和80年代中期,相继出现了一系列性能优良的低噪声叶片泵时,噪声一般可控制在65dBA>以下。泵的噪声控制不仅是改变环境污染的需要,而且与泵本身的寿命和高压化直接相关。叶片泵噪声包括机械噪声和流体噪声两部分。机械噪声主要来源于叶片、定子和转子的振动。尤其是叶片与定子之间的机械撞击声,很容易通过壳体发射到周围空间,是构成叶片泵噪声的主要成分。引起叶片与定子振动撞击的原因主要有：1>从吸油区到压油区或者从压油区到吸油区周期性压力切换时,闭死容积内压力急剧变化引起的定子、转子径向振动；2>由定子曲线特性产生的对叶片的激振和助振作用；3>叶片所受作用力变化时产生的叶片跳跃或与定子脱空现象。这些原因的存在与否,不但决定于叶片泵的设计,而且还与加工制造精度密切相关。流体噪声主要来源于输出流量的脉动。造成输出流量脉动的主要原因不是理论容积的不均匀变化,而是闭死容积在大圆弧区段压力切换时的瞬时高压回流。这种流体声在低压工作时不甚明显,而在14.0Mpa以上的高压情况下则比较明显。此外流体声也来源于排油口流道变化引起的流态紊乱,但由于流场空间的限制,这种现象不会扩展,而且这种流体声的频率较低,也不易通过壳体发射,所以并不是造成叶片泵噪声的主要原因。9.1.2降低噪声的措施将压油区定子曲线向大圆弧区段延长,使闭死容积从低压向高压切换时实线预压缩,对减轻油液的高压回流,降低高压工作时的流体噪声有较好的效果。同时预压缩对缓和闭死容积压力的急剧变化,从而减轻定子和转子的径向振动及由此引起的机械噪声也有好处。预压缩对降低噪声的效果在高压时比较明显。由于定子曲线的预压缩量只能按照某个设定的工作压力来设计,而实际使用时叶片泵可能工作在较宽的压力范围内,所以不可能要求在任何压力下都获得理想的预压缩升压效果。为此具有预压缩作用的定子曲线与配油盘配流窗口的V形尖槽同时并用常常是必要的。同理,将吸油区定子曲线向向小圆弧区段延伸实现预扩张,并且在配油盘吸油窗口的进入端设置V形尖槽,以减缓从压油区到吸油区压力切换时的压力冲击和由此引起的径向振动,同样也是必要的。每对相邻叶片间的容腔经过压力切换时因闭死和压力切换而产生的周期性压力冲击是激发定子、转子径向振动撞击叶片的重要原因。对于双作用叶片泵,为了消除这种不平衡的周期性径向激励作用,叶片数应取为偶数。这样一来,在径向相对的大圆弧区段和径向相对的小圆弧区段,叶片间容腔的升压或降压过程将对称的出现,因此压力切换所产生的周期性径向力可以互相平衡抵消。值得注意的是,零件加工和装配精度对叶片泵的振动噪声影响很大。双作用叶片泵由于结构上的对称性,当叶片数为偶数时,径向液压作用力在理论上是平衡的。但由于转子槽的分度、配油盘吸排油窗口的分布角、V形尖槽的倾角和范围角等都可能存在加工误差,实际的叶片泵常常存在不平衡的径向力。其中在生产制造中尤其易被忽视且难以保证的是配油盘窗口V形尖槽的尺寸精度和径向相对两尖槽之间的对称精度。如果存在误差,压力切换时径向相对两个叶片间闭死容腔的升压或降压过程将不完全相等,因而出现瞬时的不平衡径向液压作用力。由于压力切换是周期进行的,每转过一个片间容积即出现一次,所以这种伴随着压力切换而产生的不平衡径向力也周期变化,成为定子、转子径向振动的周期性激励并导致定子对叶片的撞击。同样,定子曲线预压缩段的不对称也会产生类似后果。在高温、高转速情况下,叶片与转子叶片槽之间的配合间隙也是影响噪声的一个敏感因素。提高配合精度,有利于噪声的降低。对于定子组装在泵体内的结构,定子环外圆与泵体之间的配合间隙对定子的振动和噪声也有明显影响。将间隙控制在较小的数值,在压力升高时,由于定子的弹性变化使定子环外圆与泵体之间有较多的接触,径向支撑刚性较好,有助于抑制定子的径向振动,也避免了定子与泵体之间的撞击。此外,与吸油条件相关的空气混入和气蚀现象也会造成异常的噪声。因此,除了尽可能扩大泵体油道的通流截面积和采取从定子两侧同时吸油等结构措施外,使用时还应特别注意改善从油箱至叶片泵的吸油条件,防止空气