定量葉片泵設(shè)計(jì)與計(jì)算

..1雙作用葉片泵簡介1.1雙作用葉片泵組成結(jié)構(gòu)組成結(jié)構(gòu)：定子、轉(zhuǎn)子、葉片、配油盤、傳動(dòng)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(zhuǎn)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(gè)部分組成,且定子和轉(zhuǎn)子是同心的。在圖示轉(zhuǎn)子順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn),每個(gè)密封工作腔完成吸油和壓油動(dòng)作各兩次,所以稱為雙作用葉片泵。泵的兩個(gè)吸油區(qū)和兩個(gè)壓油區(qū)是徑向?qū)ΨQ的,作用在轉(zhuǎn)子上的液壓力徑向平衡,所以又稱為平衡式葉片泵。

定子內(nèi)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(dāng)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),葉片在離心力和建壓后>根部壓力油的作用下,....在轉(zhuǎn)子槽內(nèi)作徑向移動(dòng)而壓向定子內(nèi)表,由葉片、定子的內(nèi)表面、轉(zhuǎn)子的外表面和兩側(cè)配油盤間形成若干個(gè)密封空間,當(dāng)轉(zhuǎn)子按圖示方向旋轉(zhuǎn)時(shí),處在小圓弧上的密封空間經(jīng)過渡曲線而運(yùn)動(dòng)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(yùn)動(dòng)到小圓弧的過程中,葉片被定子內(nèi)壁逐漸壓進(jìn)槽內(nèi),密封空間容積變小,將油液從壓油口壓出,因而,當(dāng)轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一周,每個(gè)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(gè)吸油腔和兩個(gè)壓油腔,并且各自的中心夾角是對(duì)稱的,所以作用在轉(zhuǎn)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(yīng)當(dāng)是雙數(shù)。1.3雙作用葉片泵結(jié)構(gòu)特點(diǎn)1>雙作用葉片泵的轉(zhuǎn)子與定子同心;2>雙作用葉片泵的定子內(nèi)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(gè)壓油腔、兩個(gè)吸油腔,轉(zhuǎn)子每轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn),吸、壓油各兩次雙作用式>。4>雙作用葉片泵的吸、壓油口對(duì)稱,轉(zhuǎn)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(nèi)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(zhuǎn)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(zhuǎn)方向前傾,用于改善葉片的受力情況,最近觀點(diǎn)認(rèn)為傾角為最佳。1.4雙作用葉片泵排量和流量計(jì)算圖1-2雙作用葉片泵的流量計(jì)算1-轉(zhuǎn)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(nèi)表面長圓弧半徑；r——定子內(nèi)表面短圓弧半徑；B——轉(zhuǎn)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(nèi)往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)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(shí)際流量為<1-3>..2雙作用葉片泵設(shè)計(jì)原始參數(shù)設(shè)計(jì)原始參數(shù):額定排量：額定壓力：額定轉(zhuǎn)速：..3設(shè)計(jì)方案分析與選定3.1設(shè)計(jì)總體思路本設(shè)計(jì)為定量葉片泵的設(shè)計(jì),葉片泵實(shí)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(jìn)行設(shè)計(jì)。以雙作用葉片泵本身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)實(shí)現(xiàn)定量,并參考YB型葉片泵結(jié)構(gòu),結(jié)合現(xiàn)有新技術(shù)和新觀點(diǎn)進(jìn)行雙作用葉片泵的設(shè)計(jì)。3.2泵體結(jié)構(gòu)方案分析與選定本設(shè)計(jì)為單級(jí)雙作用葉片泵,它分為單級(jí)圓形平衡式葉片泵和單級(jí)方形平衡式葉片泵兩種類型。3.2.1圓形葉片泵圓形葉片泵的主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和存在問題：1>采用固定側(cè)板,轉(zhuǎn)子側(cè)面與側(cè)板之間的間隙不能自動(dòng)補(bǔ)償,高壓時(shí)泄漏嚴(yán)重。只能工作在7.0MPa以下的中、低壓。2>進(jìn)、出油道都鑄造在泵體內(nèi)稱為暗油道>,鑄造清沙困難。而且油道狹窄,高轉(zhuǎn)速時(shí)由于流速過快,流動(dòng)阻力大,容易出現(xiàn)吸空和氣蝕。3>側(cè)板與轉(zhuǎn)子均帶耳軸,雖然支承定心較好,但毛坯費(fèi)料,加工不方便。這種結(jié)構(gòu)裝配時(shí)對(duì)后泵蓋聯(lián)接螺釘擰緊扭矩的均勻性要求很嚴(yán),否則容易導(dǎo)致側(cè)板和轉(zhuǎn)子的傾側(cè),使側(cè)板與轉(zhuǎn)子端面的軸向間隙不均勻,造成局部磨損。3.2.2方形葉片泵方形葉片泵主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與圓形葉片泵相比,主要有以下改進(jìn)：1>簡化了結(jié)構(gòu),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(zhuǎn)子和側(cè)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(shí)即使泵蓋四個(gè)螺栓的擰緊力矩不很均勻,也不致影響側(cè)板與轉(zhuǎn)子端面的均勻密合。3>采用浮動(dòng)壓力側(cè)板,提高了容積效率和工作壓力。4>進(jìn)油道設(shè)在泵體,排油道設(shè)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(zhuǎn)速工作時(shí)流動(dòng)阻力也較?。?>傳動(dòng)釉輸入端一側(cè)的支承較強(qiáng),能夠承受徑向載荷,允許用皮帶或齒輪直接驅(qū)動(dòng),有一定的耐沖擊和振動(dòng)能力。3.2.3方案選定綜上所述,方形葉片泵具有結(jié)構(gòu)緊湊,體積小,能夠適應(yīng)高轉(zhuǎn)速和較高壓力工作,耐沖擊、振動(dòng)能力較強(qiáng)等特點(diǎn),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(jī)械上也獲得廣泛應(yīng)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(shè)計(jì)的葉片泵類型。3.3葉片傾斜角方案分析選定3.3.1葉片傾角對(duì)葉片受力的影響圖3-1葉片頂端受力分解圖3-2轉(zhuǎn)子對(duì)葉片的作用力定子對(duì)葉片頂部產(chǎn)生的反作用合力F可以分解為和兩個(gè)分力見圖3—1>,其中橫向分力枝葉片靠向轉(zhuǎn)于榴一側(cè)并形成轉(zhuǎn)子槽對(duì)葉片的接觸反力和摩擦阻力見圖3-2>,對(duì)葉片的自由滑動(dòng)十分不利,嚴(yán)重時(shí)將會(huì)造成轉(zhuǎn)子槽的局部磨損,導(dǎo)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(dòng)。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(duì)葉片泵的壽命和效率都很不利,設(shè)計(jì)上應(yīng)設(shè)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(zhuǎn)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(shí),由引起的轉(zhuǎn)于對(duì)葉片的接觸反力和摩擦力亦為零,葉片的伸縮滑動(dòng)將完全不受轉(zhuǎn)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(diǎn)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(guān)系<3-3>因此,要使角為0應(yīng)使壓力角等于摩擦角。由此得出結(jié)論；定子曲線與葉片作用的壓力角等于摩擦角時(shí)．對(duì)葉片產(chǎn)生的橫向作用力最小,葉片與轉(zhuǎn)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(dāng)摩擦系數(shù)時(shí),。如圖3-3所示,在葉片向旋轉(zhuǎn)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(diǎn)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。3.3.2葉片傾角的兩種觀點(diǎn)1>傳統(tǒng)觀點(diǎn)：平衡泵葉片應(yīng)具有一定的前傾角傳統(tǒng)觀點(diǎn)認(rèn)為,平衡式葉片泵的葉片應(yīng)該向旋轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)制造,葉片前傾角其至達(dá)。這種觀點(diǎn)的主要理由如圖3-4a所示：定子對(duì)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(duì)于半徑方向傾斜一個(gè)角度,傾斜方向是葉項(xiàng)沿旋轉(zhuǎn)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(diǎn)：認(rèn)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(shí)際上定子曲線各點(diǎn)的角是不同的,轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)過程中,要使壓力角在定子各接觸點(diǎn)均保持為最優(yōu)值,除非葉片傾斜角能在不同轉(zhuǎn)角時(shí)取不同的值,且與保持同步反值變化,而這在結(jié)構(gòu)上是不可能實(shí)現(xiàn)的。因此,葉片在轉(zhuǎn)子上安放的傾斜角只能取—個(gè)固定平均合理值,使得運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)在定子曲線上有較多的壓力角接近于最優(yōu)值。由計(jì)算機(jī)對(duì)不同葉片泵所作的計(jì)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(fù)幾度沿轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)方向朝后傾斜為負(fù)>的范圍內(nèi)變化,其平均值接近于零度；加之從制遠(yuǎn)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(zhuǎn)子徑向放置,即葉片的傾斜角。a>b>圖3-4葉片前傾時(shí)壓力角a>壓油區(qū)b>吸油區(qū)3.3.3我傾向的觀點(diǎn)新觀點(diǎn)：葉片傾角為0.理由：傳統(tǒng)觀點(diǎn)是靠經(jīng)驗(yàn)得出的值,而現(xiàn)代通過先進(jìn)的計(jì)算機(jī)技術(shù)已經(jīng)能計(jì)算解決這類復(fù)雜問題,并通過計(jì)算證明了傳統(tǒng)觀點(diǎn)的錯(cuò)誤。傳統(tǒng)觀點(diǎn)的錯(cuò)誤還在于：1>在分析定子對(duì)葉項(xiàng)的作用力時(shí)未考感摩擦力的影響,計(jì)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(cuò)誤結(jié)論。實(shí)際上由于存在摩擦力,當(dāng)壓力角時(shí),定子對(duì)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(shí)轉(zhuǎn)子槽對(duì)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(yán)重得多的現(xiàn)實(shí),錯(cuò)誤地把改善葉片受力的著眼點(diǎn)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(jié)論實(shí)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。3.3.4葉片傾角方案選定綜上,設(shè)計(jì)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(zhì)決定了葉片的運(yùn)動(dòng)狀態(tài),對(duì)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(shè)計(jì)即指的這部分過渡曲線的設(shè)計(jì)。由于定子曲線對(duì)葉片泵的排量、輸出流量的脈動(dòng)、沖擊振動(dòng)、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(shè)計(jì)的關(guān)鍵之一。3.4.1雙作用葉片泵性能對(duì)定子曲線的要求1>使輸出流量脈動(dòng)小泵瞬時(shí)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(gè)區(qū)段定子曲線范圍內(nèi)各葉片徑向運(yùn)動(dòng)速度之和是否變化,或者說取決于定子曲線相應(yīng)各點(diǎn)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(gè)角范圍內(nèi)保持為常數(shù),這時(shí)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(dòng)就為零。2>使葉片不脫離定子雖然平衡式葉片泵在進(jìn)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(dòng)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(duì)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(yùn)動(dòng)才能跟上定子曲線矢徑的增長,并對(duì)定子有適當(dāng)?shù)慕佑|壓力。值得注意的是,定子長、短半徑的差值對(duì)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(yùn)動(dòng)的速度和加速度將很大,有可能會(huì)出現(xiàn)葉片的離心力不足以克服加速外伸運(yùn)動(dòng)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(dòng),低噪聲如果定子曲線在某些點(diǎn)上的徑向速度發(fā)生突變,則曲線上該點(diǎn)的徑向加速度a在理論上等于無窮大。若,葉片在該點(diǎn)將出現(xiàn)瞬間脫離定子的現(xiàn)象；若,則葉片對(duì)定于產(chǎn)生很大的沖擊力,二者均會(huì)引起撞擊噪聲和嚴(yán)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(diǎn)處有公共切線。根據(jù)分?jǐn)?定子曲線加速度的急劇變化和加速度變化率的突變也會(huì)使葉片對(duì)定子的壓緊力發(fā)生變化,是引起葉片振動(dòng)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(duì)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(kuò)大定子曲線的范圍角,使定子曲線具有預(yù)壓縮或預(yù)擴(kuò)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(diǎn)矢徑與曲線該點(diǎn)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(xué)的知識(shí)：<3-7>當(dāng)葉片沿轉(zhuǎn)子徑向放置時(shí),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(huì)使定子對(duì)葉片的作用力與葉片方向之間的夾角增大,導(dǎo)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(yīng)的越小,則越大。因此,為了不使壓力角過大,應(yīng)限制定子曲線徑向速度的最大值。3.4.2定子曲線應(yīng)具備的特性綜上所述,對(duì)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(dòng)小．要求相鄰間隔為葉片間隔角的任意點(diǎn)之速度組合等于或近于常數(shù)。例如如圖3-6所示,設(shè)葉片的間隔角為,吸油區(qū)范圍內(nèi)有兩塊葉片,其所在點(diǎn)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(diǎn)。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(diǎn)。的最大值受低噪聲性能要求的限制。J值在較小范圍內(nèi)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(dòng),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(diǎn)上也不出現(xiàn)J值突變的曲線能消除激振作用,更好地實(shí)現(xiàn)葉片無沖擊的徑向運(yùn)動(dòng),稱為無沖擊低噪聲曲線。4>升程當(dāng)定子長半徑一定時(shí),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(guān)限制值的要求同時(shí)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(shí),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(duì)特性的要求也應(yīng)包括定子曲線與長、短徑圓弧的連接點(diǎn)在內(nèi),當(dāng)定子曲線在端點(diǎn)上不能按上述特性要求與圓弧段光滑連接時(shí),在連接處應(yīng)設(shè)一小段經(jīng)修正的連接過渡曲線。3.4.3各種定子曲線的分析、比較和選擇1>等加速等減速曲線等加速等減速曲線是目前應(yīng)用的最廣泛的一種曲線,它的優(yōu)點(diǎn)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(shí)現(xiàn)瞬時(shí)流量均勻。其缺點(diǎn)是最大壓力角偏大,在=0、=和=三點(diǎn)存在"軟沖"點(diǎn)。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(nèi)的葉片數(shù)k保持為某個(gè)偶數(shù),運(yùn)動(dòng)過程中葉片所在點(diǎn)的速度組合就能保持為常數(shù),使輸出流量脈動(dòng)為零。當(dāng)時(shí),k=2圖3-7a>,有當(dāng)時(shí),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(diǎn)。在和三處出現(xiàn)加進(jìn)度的突變,使J為無窮大,產(chǎn)生很大的沖擊振動(dòng)。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(diǎn)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(diǎn)劃線為等加速曲線、實(shí)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(yán)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(duì)于阿基米德螺線,如果兩端不作修正,則在整個(gè)角范圍內(nèi)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(diǎn)上速度有突變,以致加速度出現(xiàn)無窮大,所以必須對(duì)曲線兩端進(jìn)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(nèi)的速度是變化值,這時(shí)只要適當(dāng)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(diǎn),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(duì)定子曲線徑向速度、加速度和加速度變化率等項(xiàng)特性的要求,尤其在控制葉片振動(dòng)、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(dá)式為<3-8>為了使的三階導(dǎo)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(dāng)n＝5時(shí),矢徑的三階導(dǎo)數(shù)為,是一個(gè)二次多項(xiàng)式,還可以進(jìn)一步求解兩次導(dǎo)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(dǎo)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(dāng)時(shí)當(dāng)時(shí)滿足以上兩組六項(xiàng)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(xiàng)系數(shù)為故曲線方程變?yōu)闉榱朔奖愫竺孢M(jìn)一步計(jì)算各項(xiàng)系數(shù),將方程改寫為<3-10>相應(yīng)有<3-11><3-12>根據(jù)邊界條件,當(dāng),即時(shí),可列出線性代數(shù)方程組:解此方程組得到其余三項(xiàng)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(xiàng)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(shí)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(nèi)連續(xù)光滑,而且在端點(diǎn)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(shè)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(nèi)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(diǎn)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(xiàng)特性3.4.4定子過渡曲線方案綜合分析、選定等加速等減速曲線、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(dòng)小、限制壓力角和葉片不脫離定子的要求,但是它們的力學(xué)特性和振動(dòng)特性卻不甚理想。從控制葉片的振動(dòng)和噪聲來說,上述幾種定子曲線都不具備良好的特性,對(duì)這些曲線進(jìn)行適當(dāng)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(shí)不易準(zhǔn)確控制修正段的長短,所以實(shí)際很少應(yīng)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(shí)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(nèi)連續(xù)光滑,而且在端點(diǎn)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(jī)床的普及為加工復(fù)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(xué)和振動(dòng)特性,實(shí)際中已經(jīng)很少使用。加之,本設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)額定壓力為,壓力較高,為改善其力學(xué)與振動(dòng)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(shè)計(jì)方案。..4參數(shù)的計(jì)算4.1流量計(jì)算4.1.1平均理論流量<4-1>4.1.2實(shí)際流量葉片泵為固定側(cè)板型,壓力7.0MPa,查泵資料得：容積效率取則<4-2>4.2功率計(jì)算4.2.1輸入功率軸功率<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(zhuǎn)速,單位為r/min。4.2.2有效輸出功率液壓功率<4-4>式中,為泵進(jìn)出口之間的壓力差,取值為6.3Mpa；為出油口壓力；為進(jìn)口壓力,單位均為Mpa；Q為泵輸出的流量,單位為l/min。4.2.3理論功率<4-5>4.3扭矩計(jì)算4.3.1理論扭矩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(jì)算出的功率值為泵的理論功率。這時(shí)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(dǎo)出驅(qū)動(dòng)泵的理論扭矩為=10.268Nm<4-7>4.3.2實(shí)際扭矩實(shí)際上,泵在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)要消耗一部分附加扭矩去克服摩擦阻力,所以驅(qū)動(dòng)泵軸所需的實(shí)際扭矩比大,實(shí)驗(yàn)測得取值=96%。T=+=10.445Nm<4-8>式中,為損失扭矩；P為電動(dòng)機(jī)功率,本次設(shè)計(jì)中用的是10KW；為反映摩擦損失的機(jī)械效率。4.4雙作用葉片泵設(shè)計(jì)計(jì)算參數(shù)表由上計(jì)算得：額定排量qMl/r額定壓力pMPa額定轉(zhuǎn)速nr/min平均理論流量L/min實(shí)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(shí)際流量L/min實(shí)際扭矩T1.5861.2791.52310.96210.445..5整體設(shè)計(jì)計(jì)算5.1轉(zhuǎn)子的設(shè)計(jì)5.1.1材料選擇轉(zhuǎn)子材料選擇：5.1.2轉(zhuǎn)子半徑轉(zhuǎn)子作為與軸的連接部分,主要是力的承受著,葉片鑲嵌在轉(zhuǎn)子里,它承載著葉片,帶動(dòng)葉片做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),葉片同時(shí)在其中做伸縮運(yùn)動(dòng),轉(zhuǎn)子半徑r應(yīng)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(jì)算得到的葉片長度L調(diào)整r的大小。初選轉(zhuǎn)子半徑計(jì)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(zhuǎn)子內(nèi),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(zhuǎn)子強(qiáng)度考慮,調(diào)整轉(zhuǎn)子半徑為<5-2>5.1.3轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾绒D(zhuǎn)子﹑葉片和定子都有一個(gè)共同的軸向?qū)挾菳,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(huì)加大油窗孔的過流速度,轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾菳與流量成正比。在系列設(shè)計(jì)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(duì)于徑向尺寸相同的泵,B增大會(huì)使配油窗口的過流速度增大,流動(dòng)阻力增大。據(jù)統(tǒng)計(jì)資料可略取<5-3>式中──定子小半徑。由式<5-2>,,最終確定,取5.1.4轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)圖5-1轉(zhuǎn)子主要結(jié)構(gòu)1>轉(zhuǎn)子基本尺寸由計(jì)算得到的尺寸,轉(zhuǎn)子的軸向?qū)挾菳=25mm。根據(jù)轉(zhuǎn)子半徑,則考慮轉(zhuǎn)子工作強(qiáng)度和轉(zhuǎn)子上螺釘孔,取轉(zhuǎn)子的大徑尺寸D=58mm。2>轉(zhuǎn)子軸孔尺寸花鍵軸孔直徑,由傳動(dòng)軸花鍵設(shè)計(jì)及花鍵齒工作高度h=2mm,得內(nèi)花鍵大徑：花鍵軸段設(shè)計(jì)的鍵齒寬為5mm,故轉(zhuǎn)子花鍵孔上齒寬也為5mm3>葉片槽尺寸由葉片的設(shè)計(jì)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(zhuǎn)子所受徑向力平衡,主要承受扭轉(zhuǎn)力的作用。由z=10,設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)轉(zhuǎn)子槽和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子軸向?qū)挾菳=25mm,得槽長度為25mm。4>校核轉(zhuǎn)子槽根強(qiáng)度圖5-2轉(zhuǎn)子槽受力情況葉片和轉(zhuǎn)子槽相互工作面間的作用方式為擠壓和磨損由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第4篇表4-3-17查得材料的許用擠壓應(yīng)力為計(jì)算轉(zhuǎn)子的最大工作應(yīng)力<5-4>式中,T——為實(shí)際轉(zhuǎn)矩,D——轉(zhuǎn)子直徑,B——轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾?——葉片伸出長度,當(dāng)轉(zhuǎn)子剛剛離開壓油區(qū)時(shí),轉(zhuǎn)子承受最大擠壓應(yīng)力<5-5>故轉(zhuǎn)子槽根滿足強(qiáng)度條件。5.2葉片的設(shè)計(jì)5.2.1葉片材料選擇葉片材料選擇：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(qiáng)度和韌性配合好,因此主要用來制造復(fù)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(yīng)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(fēng)鋼"空冷即可淬火>。5.2.2葉片數(shù)葉片數(shù)通常取Z過小,定子曲線對(duì)應(yīng)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(zhuǎn)子槽數(shù)增多,也影響轉(zhuǎn)子強(qiáng)度,并增加了加工工作量。從轉(zhuǎn)子、定子所受徑向力的對(duì)稱平衡考慮,z應(yīng)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(dāng)匹配,即要使處于定子曲線范圍內(nèi)各葉片的徑向速度之和保持或近似于常數(shù)。由方案設(shè)計(jì)的選擇5次曲線作為定子曲線,則由該曲線性質(zhì),它輸出流量的均勻性基本相同,且當(dāng)選高次曲線作定子葉片泵時(shí),葉片一般選擇z=10或z=12。綜合以上幾點(diǎn),此處選擇葉片數(shù)為Z=105.2.3葉片安放角圖5-3葉片前傾角度由設(shè)計(jì)方案的設(shè)計(jì)選擇,設(shè)計(jì)采用新觀點(diǎn)的葉片安放方式,即5.2.4葉片的厚度葉片厚度應(yīng)保證在最大壓力下工作時(shí)具有足夠的抗彎強(qiáng)度和鋼度。在強(qiáng)度和轉(zhuǎn)子槽制造工藝條件允許的前提下應(yīng)盡量減薄,以減小葉片根部承受壓力作用的面積,減輕對(duì)定子的壓緊力。葉片厚度,一般取此處,取5.2.5葉片的長度為使葉片在轉(zhuǎn)子槽內(nèi)運(yùn)動(dòng)靈活,葉片伸縮式留在槽內(nèi)的最小長度應(yīng)不小于葉片總長的2/3,即<5-6>則<5-7>調(diào)整轉(zhuǎn)子半徑后,驗(yàn)算葉片長度值故葉片長度L=10mm滿足要求。5.2.6葉片的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)圖5-4葉片的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)葉片結(jié)構(gòu)如圖5-4所示,由設(shè)計(jì)計(jì)算得到葉片尺寸：葉片倒角查材料取5.2.7葉片的強(qiáng)度校核圖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(yīng)力,如圖5-5。由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第4篇表4-3-17查得材料的許用剪應(yīng)力為則葉片工作最大切應(yīng)力故<5-8>式中,T——為實(shí)際轉(zhuǎn)矩,D——轉(zhuǎn)子直徑,B——轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾?——葉片厚度,葉片強(qiáng)度校核至少應(yīng)按額定壓力的1.25倍考慮由式<5-8>得故葉片滿足強(qiáng)度要求。5.3定子的設(shè)計(jì)圖5-6定子曲線5.3.1定子材料選擇定子材料：5.3.2定子短半徑定子的短半徑通常取<5-9>調(diào)整轉(zhuǎn)子半徑過后,得最終設(shè)計(jì)結(jié)果<5-10>5.3.3定子長半徑根據(jù)平均流量公式又即<5-12>將由初選轉(zhuǎn)子半徑計(jì)算得出及額定轉(zhuǎn)速n,葉片數(shù)z,葉片厚t代入上式得解方程得調(diào)整轉(zhuǎn)子半徑后,得到最終定子長半徑解方程得5.3.4定子大、小圓弧角大圓弧所對(duì)應(yīng)的幅角和小圓弧對(duì)應(yīng)的幅角,通?？扇∠嗤?且等于相鄰葉片間隔角,即<5-13>5.3.5定子過渡曲線的幅角定子過渡曲線對(duì)應(yīng)的幅角通常為<5-14>5.3.6定子過渡曲線設(shè)計(jì)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(jì)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(shè)計(jì)的曲線的速度特性：2>該設(shè)計(jì)曲線的加速度特性：<5-20>3>該設(shè)計(jì)曲線的加速度變化率特性：<5-21>5.3.7校核定子曲線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(nèi)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(dǎo)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(shí)作用在葉片的徑向力一般認(rèn)為,葉片進(jìn)入排油區(qū)段之后,隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角的增加,葉片與定子內(nèi)曲線接觸點(diǎn)A距轉(zhuǎn)子中心的矢徑越來越短,葉片是在定子內(nèi)表面的強(qiáng)制作用下逐漸縮進(jìn)轉(zhuǎn)子槽中,一般不會(huì)出現(xiàn)"脫空"現(xiàn)象。而在吸油區(qū)段見圖5-7>,隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角的增加,葉片與定于內(nèi)曲線按觸點(diǎn)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(zhuǎn)子槽滑動(dòng)伸出的運(yùn)動(dòng)跟不上定子曲線的增長、葉片與定子內(nèi)表面之間將會(huì)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(zhuǎn)子半徑方向上所受的力有離心力、定子對(duì)葉頂接觸反力的徑向分力、葉片以加速度向外伸出滑動(dòng)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(nèi)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?yàn)閴毫?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(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)的向心力加速度;是定子內(nèi)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(shí)不脫離定子,即恒大于0,則有式中為設(shè)計(jì)的定子曲線的最大加速度,由5次曲線最大加速度計(jì)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(jì)算得到平衡式葉片泵長、短半徑值比值即校核得所設(shè)計(jì)定子曲線滿足葉片在該曲線段工作時(shí)不脫離定子條件。3>定子曲線最大壓力角的驗(yàn)算定子曲線某點(diǎn)矢徑與曲線該點(diǎn)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(xué)的知識(shí)：<5-29>當(dāng)葉片沿轉(zhuǎn)子徑向放置時(shí),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(huì)使定子對(duì)葉片的作用力與葉片方向之間的夾角增大,導(dǎo)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(yīng)的越小,則越大。因此,為了不使壓力角過大,應(yīng)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(shè)計(jì)要求。5.3.8定子結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)1>定子基本尺寸圓弧角度：由設(shè)計(jì)計(jì)算已獲得的定子尺寸,如圖5-6定子長半徑,對(duì)應(yīng)的圓弧角定子短半徑,對(duì)應(yīng)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(duì)應(yīng)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(shí),定子、轉(zhuǎn)子和左、右配油盤用螺釘組裝成一份零件后再裝入泵體內(nèi),由定子最大內(nèi)半徑,按定子所需強(qiáng)度和工作要求,和配流盤配合時(shí)油窗大小,結(jié)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(shè)計(jì)選擇：參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔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(hào)：；螺紋徑為3mm,螺紋長度70mm螺釘孔設(shè)計(jì)：由選擇的螺釘型號(hào),定子上螺釘孔直徑設(shè)計(jì)為,2個(gè)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(diǎn)上。通孔設(shè)計(jì)：在吸油口端連接兩配流盤的2個(gè)通孔直徑選為3.3mm。5.4左配流盤的設(shè)計(jì)圖5-8配流盤的油窗結(jié)構(gòu)5.4.1左配油盤封油區(qū)夾角為了保證葉片泵工作時(shí)吸、壓油腔不發(fā)生溝通,側(cè)板配流盤上的吸油窗口和排油竊口之間的間隔所對(duì)應(yīng)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(dāng)葉片尚未進(jìn)入排油窗時(shí),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5.4.2左配流盤V形尖槽正因?yàn)?當(dāng)相鄰兩葉片同時(shí)處于角范圍內(nèi)時(shí),由兩葉片、轉(zhuǎn)子、定子和側(cè)板所圍成的容積cdef圖中帶點(diǎn)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(zhuǎn)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(shí)cdef密閉容積內(nèi)的油液仍保持與吸油腔壓力相同的低壓。隨著轉(zhuǎn)子向前轉(zhuǎn)動(dòng),一但接通排油窗口,內(nèi)于壓差懸殊,壓油腔的高壓油將在瞬間內(nèi)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(zhuǎn)過一個(gè)角都如比重復(fù)一次。這種周期性的高壓回流液壓沖擊不僅導(dǎo)致葉片泵輸出流量和輸出壓力的脈動(dòng),更重要的是造成定子環(huán)的徑向振動(dòng),從而產(chǎn)生噪聲．并加快定子內(nèi)曲面與葉頂?shù)哪p,對(duì)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(yán)重。如果兩葉片間的容腔是從壓油區(qū)轉(zhuǎn)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(shí)。cdef密閉容積內(nèi)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(nèi)的高壓油將在瞬間內(nèi)向吸油腔噴出,突然泄壓,同樣也對(duì)泵的正常工作不利,但閉死容積內(nèi)儲(chǔ)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(shè)計(jì)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(yīng)當(dāng)開在排油窗口的進(jìn)入端。當(dāng)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(zhuǎn)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(nèi)的壓力p逐步升高,直至完全接通排油窗口,才升壓達(dá)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(guān)。當(dāng)V形尖楷的橫截面為等邊三角形時(shí),隨著v形尖槽逐漸進(jìn)入兩葉片間的容腔,按節(jié)流作用和油液可壓縮性計(jì)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(zhuǎn)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(shí)驗(yàn)來確定,有些泵為了達(dá)到降低噪聲的效果,寧可稍許降低容積效率,設(shè)計(jì)成V形尖槽跨入封油區(qū)若干度。取5.4.3左配流盤結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)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(cè)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—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(zhuǎn)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(jì)算得到的配油盤封油區(qū)夾角,配流盤V形尖槽,則計(jì)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(zhuǎn)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(kuò)大角度為。5>螺釘孔:由定子設(shè)計(jì)選擇的螺釘型號(hào),且定子上螺釘孔直徑為,4個(gè)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(diǎn)上。則左配油盤上螺釘孔直徑為且2個(gè)螺釘孔位置分布在直徑的圓上,在吸油窗口中心點(diǎn)上。6>V形尖槽:壓油窗口V形尖槽：平衡式葉片泵葉片當(dāng)隨著轉(zhuǎn)子向前轉(zhuǎn)動(dòng),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(nèi)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(zhuǎn)過一個(gè)角都如此重復(fù)一次。這種周期性的高壓回流液壓沖擊不僅導(dǎo)致葉片泵輸出流量和輸出壓力的脈動(dòng),更重要的是造成定子環(huán)的徑向振動(dòng),從而產(chǎn)生噪聲．并加快定子內(nèi)曲面與葉頂?shù)哪p,對(duì)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(yán)重。因此在壓油窗口設(shè)計(jì)V形尖槽,尖槽夾角由上面的計(jì)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(dāng)葉片接通吸油窗口,閉死容積內(nèi)的高壓油將在瞬間內(nèi)向吸油腔噴出,突然泄壓,同樣也對(duì)泵的正常工作不利,但因?yàn)殚]死容積內(nèi)儲(chǔ)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(duì)葉片泵性能的影響不太直接,所以吸油窗口有時(shí)并不開設(shè)V型槽,此處,配流盤吸油窗口不開設(shè)V形槽。5.5右配流盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(gè)的孔和2個(gè)的孔,分別為2個(gè)mm向葉片槽底部輸送壓力油的孔,使壓力油進(jìn)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(zhuǎn)子兩側(cè)泄漏的油液經(jīng)傳動(dòng)軸與右配流盤孔中的間隙,經(jīng)另2個(gè)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(cè)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—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(hào)為GGB/T3452.1—1992GGB/T3452.1—1992參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—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(nèi)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(jié)合右配流盤上孔,槽等工作強(qiáng)度要求,右配流盤總寬45mm,和右泵體配合尺寸為15mm.5>參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—第1篇》表1-5-12配流盤與右泵體配合段倒角為5.6傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)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(dòng)軸。5.6.1材料選擇軸主要承受扭矩作用,在軸上有扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-1選擇軸常用材料中剪切疲勞極限較高的材料。5.6.2花鍵軸段的設(shè)計(jì)圖5-9傳動(dòng)軸花鍵軸段結(jié)構(gòu)由轉(zhuǎn)子設(shè)計(jì)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(duì)中性、導(dǎo)向性好,齒根較淺,應(yīng)力集中小,軸的強(qiáng)度削弱小,平衡式葉片泵主要承受扭矩作用且對(duì)運(yùn)行是對(duì)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(shè)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(guān)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,mm5.6.3校核軸段花鍵的擠壓強(qiáng)度由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第4篇表4-3-29得花鍵連接許用壓強(qiáng)又花鍵擠壓強(qiáng)度<5-37>式中T——轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(qiáng)度滿足要求。5.6.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(zhuǎn)子和密封圈。左、右配流盤不靠傳動(dòng)軸軸定位。2>設(shè)計(jì)軸上B-F段由花鍵軸段的設(shè)計(jì)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(hào)：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(zhuǎn)子寬度加上右配流盤的寬度,由軸肩對(duì)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?yàn)榭紤]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(qiáng)度降低。因此,應(yīng)有一定的長度。綜合考慮取3>軸承配合軸段的設(shè)計(jì)平衡式葉片泵的傳動(dòng)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—第1篇常用設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—第10篇潤滑與密封》旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈GB13871—1992>的表10-4-12,選擇密封圈為型號(hào):FB2540GB13871—1992FB:帶副唇內(nèi)包骨架型尺寸:內(nèi)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(gè)密封圈和傳動(dòng)機(jī)構(gòu),取,最后,求得平衡式葉片泵傳動(dòng)軸總長：5>確定軸上圓角和倒角尺寸參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—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.5.6.5軸上載荷分析根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。軸扭矩5.6.6按扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-3軸常用幾種材料的及值得,傳動(dòng)軸材料為,平衡式葉片泵旋轉(zhuǎn)軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-4抗彎、抗扭截面系數(shù)計(jì)算公式得,花鍵截面的抗扭截面系數(shù)計(jì)算公式為,z為花鍵齒數(shù)校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度:在危險(xiǎn)截面C處：=1234.7535.6.7校核軸的剛度平衡式葉片泵的傳動(dòng)軸在載荷作用下,將發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。若變形量發(fā)生超過允許的限度,就會(huì)影響軸上零件的正常工作,甚至喪失機(jī)器應(yīng)有的工作性能。因此,對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行剛度校核。1>許用扭轉(zhuǎn)角的選取為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角,與軸的使用場合有關(guān)。對(duì)于一般傳動(dòng)軸,可?。粚?duì)于精密傳動(dòng)軸,可?。粚?duì)于精度要求不高的軸,可大于。此處,根據(jù)傳動(dòng)軸的工作情況和傳動(dòng)精度要求,選擇許用扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度校核計(jì)算式中：T—軸所受的扭矩,G—軸的材料的剪切彈性模量,MPa,對(duì)于鋼材,—軸截面的極慣性矩,,對(duì)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(dòng)軸的三段軸的剛度計(jì)算則故傳動(dòng)軸的剛度滿足要求。5.7泵體的設(shè)計(jì)5.7.1泵體材料選擇：1>鑄件材料鑄件一般用灰鑄鐵鑄造,灰鑄鐵組織相當(dāng)于在鋼的基體上分布著片狀石墨,因此,其基體的強(qiáng)度和硬度不低于相應(yīng)的鋼,抗拉強(qiáng)度大,消振能力比鋼大10倍?；诣T鐵的強(qiáng)度與鑄件的壁厚有關(guān),鑄件壁厚增加則強(qiáng)度降低。因此,本設(shè)計(jì)選擇灰鑄鐵HT150作為泵體鑄造材料。2>鑄件的壁厚參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—第一篇常用設(shè)計(jì)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5.7.2左泵體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1>泵體外形根據(jù)轉(zhuǎn)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(nèi)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(zhuǎn)子、配流盤、軸承裝配長度和泵體底部壁厚設(shè)計(jì),綜合考慮,取泵底部壁厚15mm,軸承孔寬度查軸承尺寸得7mm,轉(zhuǎn)子、配油盤在泵體內(nèi)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(jié)構(gòu),把它設(shè)計(jì)在與殼孔內(nèi)圓成的范圍內(nèi),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(hào)決定,由軸承型號(hào)為61902型及其尺寸,則軸承孔徑為。參考表6-2-52,軸承孔內(nèi)底孔壁為軸承內(nèi)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(jí)GB/T5780—2000>,由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—第4篇連接與緊固》表4-1-76,選擇螺栓型號(hào)為。則泵體螺栓孔為,分布在泵體的四個(gè)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(hào)查得螺釘頭直徑確定,因此,取孔徑為,孔深4mm。5.7.2右泵體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)右泵體和左泵體配合,它的結(jié)構(gòu)和左泵體有些相似,不同的是有泵體內(nèi)孔和右配流盤相配合的臺(tái)階孔,壓油口在上方,且泵體上開有一兩個(gè)環(huán)形槽,一個(gè)將壓油窗口的高壓油導(dǎo)向壓油口,一個(gè)槽內(nèi)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(nèi)孔結(jié)構(gòu)決定,計(jì)算得長為60mm。2>階梯孔與右配流盤配合的內(nèi)孔,為過渡配合,由配流盤尺寸的內(nèi)孔徑為80mm；另一孔與右軸承配合,由選擇的軸承型號(hào)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(biāo)準(zhǔn)。參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)—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(nèi)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(jié)構(gòu),一種密封圈內(nèi)裝有金屬骨架,靠外圓與孔配合實(shí)現(xiàn)軸向固定；另一種是沒有金屬骨架,使用時(shí),必須軸向固定。此處選第一種結(jié)構(gòu),橡膠油封內(nèi)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(shè)計(jì)1>作用：固定軸承和安裝旋轉(zhuǎn)密封圈進(jìn)行密封2>類型：選擇凹緣式凹緣式軸承端蓋調(diào)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(biāo)準(zhǔn)件的選用6.1軸承的選擇《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)<單行本>—第6篇軸承》表6-2-52,選擇深溝球軸承。6.1.1左端軸承：型號(hào)：61902基本尺寸：安裝尺寸：其它結(jié)構(gòu)尺寸：球徑：球數(shù)：6.1.2右端軸承：型號(hào)：6005基本尺寸：安裝尺寸：其它結(jié)構(gòu)尺寸：球徑：球數(shù)：6.1.3軸承的潤滑本設(shè)計(jì)的軸承潤滑主要靠泵體內(nèi)油液飛濺直接潤滑軸承。6.2密封件選擇：6.2.1旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈選擇參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)<單行本>—第10篇潤滑與密封》表10-4-12型號(hào):FB2540GB13871—1992FB:帶副唇內(nèi)包骨架型尺寸:內(nèi)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：6.2.2O形橡膠密封圈選擇參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)<單行本>—第10篇潤滑與密封》表10-4-51>右泵體密封圈選擇內(nèi)徑85mm段：型號(hào)：GGB/T3452.1—1992《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)<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(nèi)徑47mm段：型號(hào)：GGB/T3452.1—1992《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)<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(hào)：GGB/T3452.1—1992《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔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(hào)：GGB/T3452.1—1992《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔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6.3.1定子、側(cè)板配合螺釘選擇：參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔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(hào)：尺寸：；螺紋長度；螺釘頭半徑；螺釘頭高度；螺紋過渡段長度6.3.2蓋板螺釘選擇：參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔單行本—第4篇連接與緊固》表4-1-106,選擇內(nèi)六角圓柱頭螺釘GB/T70.1—2000>型號(hào)：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(nèi)六角外接圓直徑6.3.3擋板螺釘參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔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(hào)：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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔單行本—第4篇連接與緊固》表4-1-76,選擇六角頭螺栓C級(jí)〔GB/T5780—2000型號(hào)：；螺栓頭半徑,螺紋長度；螺栓頭高度；6.5標(biāo)準(zhǔn)螺紋選擇參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔單行本—第4篇連接與緊固》表4-1-36.5.1吸油孔口螺紋：標(biāo)準(zhǔn)：M30第一系列螺距P=3.5mm；小徑6.5.2壓油孔口螺紋：標(biāo)準(zhǔn)：M20第一系列螺距P=2mm；小徑6.6鍵的選擇《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔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(hào)：GB/T1096—1979尺寸：,高度C=0.3,倒角軸上鍵槽尺寸：參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)〔單行本—第4篇連接與緊固》表4-3-3,選擇型號(hào)：銷GB/T117尺寸：a=0.4,a為兩端圓弧長度,錐度1:50..技術(shù)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(dòng)軸承配合為了防止軸承內(nèi)圈與軸、外圈與外殼孔在機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生不應(yīng)有的相對(duì)滑動(dòng),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。7.1.1軸承與軸的配合1>左軸承：參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(hào)h5軸承內(nèi)徑15mm,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(hào)j6軸承內(nèi)徑25mm,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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(shù)基礎(chǔ)》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7.1.2軸承與殼孔的配合1>左軸承與殼孔的配合《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(hào)H7孔徑為28mm,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(hào)H7孔徑為47mm,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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。7.1.3配合表面粗糙度和形位公差1>表面粗糙度《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(dòng)：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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(shù)基礎(chǔ)》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(shù)基礎(chǔ)》表2-4,表2-8,得軸的極限偏差：D:B:7.3轉(zhuǎn)子葉片槽配合轉(zhuǎn)子葉片槽和葉片的配合為間隙配合,考慮葉片要在槽內(nèi)自由滑動(dòng),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(dòng)配合,考慮發(fā)脹影響,采用與直徑成正比的關(guān)系。參考網(wǎng)上查的資料,葉片厚度與轉(zhuǎn)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(shù)基礎(chǔ)》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(shù)基礎(chǔ)》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(cè)板與左、右泵體右側(cè)板與左、右泵體配合為過渡配合,參考相關(guān)資料,選用配合為H7/j6?？讖綖?5mm,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》表2-4查得：IT6=0.022mm,IT7=0.035mm右側(cè)板直徑j(luò)的基本偏差為上偏差,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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(cè)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(jié)合相關(guān)資料,選擇配合為H7/g6孔徑為85mm,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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(shù)基礎(chǔ)》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(cè)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(jié)合相關(guān)資料,選擇配合為H7/d9由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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(shù)基礎(chǔ)》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(zhuǎn)子寬度配合葉片、轉(zhuǎn)子與定子圈寬度間隙值葉片與轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子高度5μm?？傃b配時(shí),軸向間隙一般可控制在40-70μm范圍內(nèi)。,故選擇配合為H8/f8定子寬度25mm,由《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》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(shù)基礎(chǔ)》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(zhuǎn)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(shù)要求泵設(shè)計(jì)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(nèi)柱面與端面的垂直度0.008mm內(nèi)孔光潔度▽9,即內(nèi)孔表面粗糙度Ra0.4。2>轉(zhuǎn)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(cè)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(dòng)軸：熱處理：調(diào)質(zhì)6>左、右泵體：HT1507>蓋板：HT1508>擋板：HT150..9噪聲、壽命與維護(hù)9.1雙作用葉片泵振動(dòng)與噪聲9.1.1噪聲及產(chǎn)生原因在各種類型的液壓泵中,葉片泵由于運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、流量脈動(dòng)小,是能夠達(dá)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(gè)突出的問題。50年代后期國外出現(xiàn)了等級(jí)14.0Mpa的葉片泵時(shí),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(shí),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(guān)。葉片泵噪聲包括機(jī)械噪聲和流體噪聲兩部分。機(jī)械噪聲主要來源于葉片、定子和轉(zhuǎn)子的振動(dòng)。尤其是葉片與定子之間的機(jī)械撞擊聲,很容易通過殼體發(fā)射到周圍空間,是構(gòu)成葉片泵噪聲的主要成分。引起葉片與定子振動(dòng)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(shí),閉死容積內(nèi)壓力急劇變化引起的定子、轉(zhuǎn)子徑向振動(dòng)；2>由定子曲線特性產(chǎn)生的對(duì)葉片的激振和助振作用；3>葉片所受作用力變化時(shí)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(shè)計(jì),而且還與加工制造精度密切相關(guān)。流體噪聲主要來源于輸出流量的脈動(dòng)。造成輸出流量脈動(dòng)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(shí)的瞬時(shí)高壓回流。這種流體聲在低壓工作時(shí)不甚明顯,而在14.0Mpa以上的高壓情況下則比較明顯。此外流體聲也來源于排油口流道變化引起的流態(tài)紊亂,但由于流場空間的限制,這種現(xiàn)象不會(huì)擴(kuò)展,而且這種流體聲的頻率較低,也不易通過殼體發(fā)射,所以并不是造成葉片泵噪聲的主要原因。9.1.2降低噪聲的措施將壓油區(qū)定子曲線向大圓弧區(qū)段延長,使閉死容積從低壓向高壓切換時(shí)實(shí)線預(yù)壓縮,對(duì)減輕油液的高壓回流,降低高壓工作時(shí)的流體噪聲有較好的效果。同時(shí)預(yù)壓縮對(duì)緩和閉死容積壓力的急劇變化,從而減輕定子和轉(zhuǎn)子的徑向振動(dòng)及由此引起的機(jī)械噪聲也有好處。預(yù)壓縮對(duì)降低噪聲的效果在高壓時(shí)比較明顯。由于定子曲線的預(yù)壓縮量只能按照某個(gè)設(shè)定的工作壓力來設(shè)計(jì),而實(shí)際使用時(shí)葉片泵可能工作在較寬的壓力范圍內(nèi),所以不可能要求在任何壓力下都獲得理想的預(yù)壓縮升壓效果。為此具有預(yù)壓縮作用的定子曲線與配油盤配流窗口的V形尖槽同時(shí)并用常常是必要的。同理,將吸油區(qū)定子曲線向向小圓弧區(qū)段延伸實(shí)現(xiàn)預(yù)擴(kuò)張,并且在配油盤吸油窗口的進(jìn)入端設(shè)置V形尖槽,以減緩從壓油區(qū)到吸油區(qū)壓力切換時(shí)的壓力沖擊和由此引起的徑向振動(dòng),同樣也是必要的。每對(duì)相鄰葉片間的容腔經(jīng)過壓力切換時(shí)因閉死和壓力切換而產(chǎn)生的周期性壓力沖擊是激發(fā)定子、轉(zhuǎn)子徑向振動(dòng)撞擊葉片的重要原因。對(duì)于雙作用葉片泵,為了消除這種不平衡的周期性徑向激勵(lì)作用,葉片數(shù)應(yīng)取為偶數(shù)。這樣一來,在徑向相對(duì)的大圓弧區(qū)段和徑向相對(duì)的小圓弧區(qū)段,葉片間容腔的升壓或降壓過程將對(duì)稱的出現(xiàn),因此壓力切換所產(chǎn)生的周期性徑向力可以互相平衡抵消。值得注意的是,零件加工和裝配精度對(duì)葉片泵的振動(dòng)噪聲影響很大。雙作用葉片泵由于結(jié)構(gòu)上的對(duì)稱性,當(dāng)葉片數(shù)為偶數(shù)時(shí),徑向液壓作用力在理論上是平衡的。但由于轉(zhuǎn)子槽的分度、配油盤吸排油窗口的分布角、V形尖槽的傾角和范圍角等都可能存在加工誤差,實(shí)際的葉片泵常常存在不平衡的徑向力。其中在生產(chǎn)制造中尤其易被忽視且難以保證的是配油盤窗口V形尖槽的尺寸精度和徑向相對(duì)兩尖槽之間的對(duì)稱精度。如果存在誤差,壓力切換時(shí)徑向相對(duì)兩個(gè)葉片間閉死容腔的升壓或降壓過程將不完全相等,因而出現(xiàn)瞬時(shí)的不平衡徑向液壓作用力。由于壓力切換是周期進(jìn)行的,每轉(zhuǎn)過一個(gè)片間容積即出現(xiàn)一次,所以這種伴隨著壓力切換而產(chǎn)生的不平衡徑向力也周期變化,成為定子、轉(zhuǎn)子徑向振動(dòng)的周期性激勵(lì)并導(dǎo)致定子對(duì)葉片的撞擊。同樣,定子曲線預(yù)壓縮段的不對(duì)稱也會(huì)產(chǎn)生類似后果。在高溫、高轉(zhuǎn)速情況下,葉片與轉(zhuǎn)子葉片槽之間的配合間隙也是影響噪聲的一個(gè)敏感因素。提高配合精度,有利于噪聲的降低。對(duì)于定子組裝在泵體內(nèi)的結(jié)構(gòu),定子環(huán)外圓與泵體之間的配合間隙對(duì)定子的振動(dòng)和噪聲也有明顯影響。將間隙控制在較小的數(shù)值,在壓力升高時(shí),由于定子的彈性變化使定子環(huán)外圓與泵體之間有較多的接觸,徑向支撐剛性較好,有助于抑制定子的徑向振動(dòng),也避免了定子與泵體之間的撞擊。此外,與吸油條件相關(guān)的空氣混入和氣蝕現(xiàn)象也會(huì)造成異常的噪聲。因此,除了盡可能擴(kuò)大泵體油道的通流截面積和采取從定子兩側(cè)同時(shí)吸油等結(jié)構(gòu)措施外,使用時(shí)還應(yīng)特別注意改善從油箱至葉片泵的吸油條件,防止空氣