YB型叶片泵设计.doc

《YB型叶片泵设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《YB型叶片泵设计.doc（51页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。

1、目录1概述12 YB型叶片泵的基本状况3叶片泵的构成和优缺点32.2 YB型叶片泵的工作原理42.3 双作用叶片泵的理论排量和瞬时流量43叶片泵的设计方案73.1 泵体结构73.2 叶片倾斜角方案83.2.1 叶片的受力分析83.3 定子过渡曲线方案104 双作用叶片泵主要参数的计算114.1 流量计算114.1.1 理论流量114.1.2 实际流量114.2 扭矩计算114.2.1 理论扭矩114.2.2 实际扭矩124.3 功率计算124.3.1 输入功率轴功率124.3.2 实际输出功率125 双作用叶片泵结构设计135.1 转子135.1.1 转子半径135.1.2 转子轴向宽度145

2、.1.3 转子相关结构尺寸145.2 叶片设计165.1.1 叶片数165.2.2 叶片安放角175.2.3 叶片的厚度175.2.4 叶片的长度175.2.5 叶片的结构尺寸设计185.2.6 叶片的强度校核18定子的设计195.3.1 定子短半径195.3.2 定子长半径195.3.3 定子大、小圆弧角205.3.4 定子过渡曲线的幅角205.3.5 定子过渡曲线设计205.3.6 校核定子曲线215.3.7 定子结构尺寸设计225.4 左配流盘的设计235.4.1 左配油盘封油区夹角235.4.2 左配流盘V形尖槽245.4.3 左配流盘结构尺寸设计245.5 右配流盘结构设计265.6

3、 传动轴的设计275.6.1 轴的材料选择275.6.2 花键轴段的设计275.6.3 校核轴段花键的挤压强度285.6.4 轴的结构设计295.6.5 轴上载荷分析315.6.6 按扭转切应力校核轴的强度315.7 泵体的设计315.7.1 泵体材料选择：315.7.2 左泵体结构设计325.7.3 右泵体结构设计335.8 盖板设计346双作用叶片泵的使用寿命及维护356. 1叶片泵的使用寿命35叶片泵的使用条件356. 3双作用叶片泵常见故障与解决方法36液压油的性能38液压油的分类与选择407 技术经济分析438结论44致谢45参考文献46辽宁工程技术大学毕业设计（论文）1概述在应用广

4、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

5、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Y2B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

6、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

7、进行说明。2 YB型叶片泵的基本状况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。 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20.6 MPa。 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. 325 r/s范围内。如果转速低于8.3 rls，因离心力不够，叶片不能

8、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-acting vane pump principle of work 1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

9、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

10、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

11、分体积。因此，叶片泵在这段时间内所排出的液压油的体积式中 R定子曲线大圆弧半径；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） 若用表示定子曲线上各点到转子中心的距离，表示泵轴的转角。则， （2-3） 将此式代入式（2-2）中，可得 （2-4） 若近似的认为其是常数，那么则。那

12、么只有吸油区的数值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： （2-5） 公式中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

13、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。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。3.2.1 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

14、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，一个与叶片垂直的分子，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；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，压力角将会很大。所以，通常应该讲叶片向旋转方向前倾一个角度，以减小叶片的压力角，一般取叶片前倾角为叶片径向安防时最大压力角的一半，即：。这是叶片的压力角为，叶片前倾后，叶片在压油区受力情况得以改善，但在吸油取

15、受力情况将更为恶劣。此时吸油区的实际压力角。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，为向心线的压力较，叶片前倾时，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向心线压力角为 图3表示排量为25，推程运动角，R=41mm，的定量叶片泵，由此计算出的角变化规律，；档叶片在圆弧段上滑动时，叶片没有径向运动。图4位叶片在吸油

16、区过渡曲线上的受力情况，图中为叶片离心力，位法线方向的反作用力，位定子接触点处的摩擦力，、分别为转子槽与叶片接触处的反作用力，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。这些力与图4所示的力相比，数值很小，所以不予考虑。作用力、的变化是很有规律，随着倾角的变化、逐渐减小，到一定倾角后，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么位置，叶片作用在过渡曲线上的角大约在78时，作用力、的绝对值为最小（接近为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，相应的叶片倾斜角在-6+7度之间。从N

17、3的变化规律看，当角为零度附近时，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，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，、并不等于零，而约为78度时，、才接近于零。所以近似于零度，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

18、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本参数：额定排量 额定转速 额定压力4.1 流量计算4 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 （4-1）式中，理论流量，单位为4 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MPa，考虑泵的容积效率，容积效率取，则 （4-2）式中，为实际流量，单位为4.2 扭矩计算4 理论扭矩 （4-3）式中，理论扭矩，单位为4 实际扭矩 （4

19、-4） 式中，机械效率，取为88% T实际扭矩，单位为4.3 功率计算4.3.1 输入功率轴功率 （4-5）式中，输入功率，单位为T作用在泵轴的扭矩，单位为角速度，单位为n转速，单位为4 实际输出功率 （4-6）式中，实际输出功率，单位为 容积效率 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20。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： （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。 （5-2） 式中轴的材料对应的承载系数，查表1-1表5-1

20、 常用的轴的材料的Table 5-1 of the shaft materials commonly used and values轴的材料354540取值112。P轴传递的功率，单位为kw初选=d=38mm，调整转子半径。叶片长度计算（详细设计过程见5.2），调整实际转子半径 （5-3）5.1.2 转子轴向宽度 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、，调整转子轴向宽度B，设计出的叶片泵的排量规格不同。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

21、料设计方案，一般转子轴向宽度B=(0.451)rr定子的短半径定子短半径 （5-4） 调整定子短半径 （5-5）初选转子半径，转子的轴向宽度 （5-6） 调整转子半径，转子的轴向宽度 （5-7）5.1.3 转子相关结构尺寸（1）转子基本尺寸，根据转子半径，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。（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：，键齿工作高度, 则内花键大径尺寸： 。键齿宽度设计为，转子上的花键孔上的键齿宽度也为。（3）转子槽尺寸由5.2中可知，叶片安放角；叶片数；叶片厚；叶片长，此次设计的叶片泵转子受径向方向力相等抵消，因此只

22、承受扭转力的作用。叶片数,相邻叶片槽夹角 （5-8）转子槽和其根部通液压油孔的位置主要由两个因素确定，一是叶片长度，二是叶片根部通液压油的孔的位置。叶片长因此液压油孔圆心所在圆上的圆直径应满足以下要求: （5-9）考虑液压油孔直径尺寸，设计所在圆直径取。叶片厚度，根据经验取值叶片底部通液压油孔尺寸，转子槽宽度。转子轴向宽度，转子槽轴向宽度。（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 （5-10）转子最大工作应力为： （5-11） 式中，

23、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，转子此时承受着最大的挤压应力： （5-12） 可以得出 ，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 5.2.1 叶片数叶片数目选取原则若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Z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

24、，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，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 leaning Angle设计采用叶片倾斜角为零，即5.2.3 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

25、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=2mm。5.2.4 叶片的长度叶片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 （5-13） （5-14） 取 由于转子半径有所调整，所以叶片长度需要进行验算 （5-15） （5-16） 故叶片长度为可以满足以上要求。式中，R定子大圆弧半径，由下面定子设计得出，单位为mml叶片长度，单位为mm转子半径，单位为mm5.2.5 叶片的结构尺寸设计图5-3 叶片

26、的结构设计Fig 5-3 structure design of the blade叶片的结构图如图1-5所示，叶片尺寸：取叶片的倒角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）则叶片工作时最大切应力是： （5-18） （5-19）式中，T为实际转矩， D转子直径， B转子轴向宽度， 叶片厚度，叶片强度校核时应为以上计算，由式(5-13)得 （5-20）因此叶片设计满足强度要求。5.3定子的设计定子材料： 5.3.1 定子

27、短半径确定定子短半径 （5-21） 调整后转子半径，由式 （具体设计过程详见5.3）得其设计结果 （5-22） 5. 定子长半径由理论流量公式 （5-23），所以=1，即 （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 （5-25）计算得出调整后的5. 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，即 （5-26）5. 定子过渡曲线的幅角定子的过渡曲线对应的幅角通常为 （5-27）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： （5-28）图5-

28、5 定子过渡曲线Fig 5-5 of the stator transition curve5. 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值。如表1-2表5-2 与定子过渡曲线相对应的值Table 5-2 with the stator transition curve corresponding max value (R/r

29、)定子曲线计算式等加速等减速曲线3、4、5高次方曲线3、4、5、6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）定子过渡曲线相对应幅角，即所以满足条件，叶片不脱空。5. 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）大、小圆弧角度：设计计算得出定子尺寸，如图1-8定子长半径，对应的圆弧角。定子短半径，对应的圆弧角度（2）定子曲线角度：四段过渡曲线，单位为弧度，如下定子曲线对应的幅度 （5-30）（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，按

30、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/T 8222000），型号。（2）螺钉孔设计：根据螺钉型号，定子螺钉孔直径设计为，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。（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5.5mm。5.4 左配流盘的设计图5-7 配流盘的配油窗口Fig 5-7 with flow plate of the oil distribution of the window 左配油盘封油区夹角为了叶片

31、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必须大于或等于相邻两叶片之间的圆心角。这样目的是吸、压油腔不互相连通。角与角的比值称为遮盖比，故 （5-31） 通常， 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，具体数值要通过试验确定。

32、最理想是当转子转过角度时，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。取 。 左配流盘结构尺寸设计图5-8 左配流盘Fig 5-8 left valve plate1、整体尺寸:定子外径，设计配流盘大径，考虑工艺要求和条件，设计配流盘宽度。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

33、的数值为，外形尺寸。由于配流盘不可以随轴转动，设计配流盘轴孔直径可取。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，环槽分度圆半径=60mm，环槽宽度，环槽深度是。4、配油窗口:计算得到的配油盘封油区夹角，配流盘眉形尖槽则计算左配油盘的吸油窗口夹角和压油窗口夹角： （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，则配油窗口分圆直径在上。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，在吸油窗口入口端，扩大配油盘窗口角度为。5、螺钉孔:定子上选

34、择的螺钉型号，定子上螺钉孔直径为，4个螺钉孔位置分布在直径的圆上，分别位于过渡定子曲线中心线的上面。 右配流盘结构设计图5-9 右配流盘Fig 5-9 right valve plate1、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个的孔，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

35、，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4mm，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=52mm。4、查机械设计手册表10-4-5, 右配流盘上的密封件选O形橡胶密封圈。型号如下： G GB/T3452.11992 G GB/T3452.11992轴向密封沟槽尺寸：机械设计手册表10-4-8 G GB/T3452.11992的沟槽尺寸为槽外直径 +=；槽宽；深；槽内直径 G GB/T3452.11992沟槽尺寸为槽外直径+=；槽宽

36、；槽深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25mm。5、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。 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。 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。 花键轴段的设计 图5-10 传动轴花键轴段结构Fige 5-10 shaft spline shaft section of

37、the structure转子设计中选择的花键轴的轴孔直径为花键连接，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 （5-33） 式中，h花键齿工作高度，单位mm D矩形花键大径，单位mm d矩形花键小径，单位mm C矩形花键齿倒角尺寸，单位mm花键大径： （5-34） 取,得键数，键宽花键轴规格：式中, N键数 d矩形花键小径，单位mm D矩形花键大径，单位mm B键宽，单位mm 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）计算得

38、出花键挤压强度： （5-36）式中，T转矩， 各齿载荷不均匀系数，一般取 齿数，即键数 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，mm 花键齿工作高度，mm，矩形花键 所以轴段花键的挤压强度满足要求。 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，确定B-D段直径E-F段轴肩作右侧轴承的定位轴肩,右侧轴承的型号6209型深沟球轴承基本尺寸：右侧轴承安装尺寸,设计该段轴肩，选取轴肩

39、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，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）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：花键轴段为加工键槽切入的过渡段 ，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： （5-38）右端轴承段尺寸：参照工作性质要求和长度，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：查机械设计手册表1-5-15，选砂轮越程槽（GB/T 6403.51986）槽深；槽宽。确定基本尺寸： （5-39）4、与密封圈配合轴段设计查机械设计手册第10篇润滑与密封表10-4-12，旋转轴唇形密封圈的，选择出以下密封圈。型号: B型无副唇旋转轴唇型密封圈 GB1387192截面主要尺寸b取，则密封圈段 ，电动机安装长度取。计算出叶片泵轴总长： （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，其余，轴肩处的圆角半径均为。 轴上载荷分析由轴结构图做出轴结构简图（图1-12）和扭