定量叶片泵设计与计算(49页).doc

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1、-定量叶片泵设计与计算-第 48 页1 双作用叶片泵简介 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 Fig 1-1 Double-acting vane pump principle of work 1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

2、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

3、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

4、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，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，且倾斜角安装，则它在槽内往复运动时造

5、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。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。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

6、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。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

7、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

8、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31，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

9、)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-

10、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。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

11、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

12、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

13、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。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

14、重要影响，所以定子曲线是叶片泵设计的关键之一。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

15、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

16、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

17、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。 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

18、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

19、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

20、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=2 b,k4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， k4 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，

21、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

22、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

23、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n5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

24、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

25、“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 b5次曲线的速度 c5次曲线的加速度 d5次曲线的加速度变化率图3-10 5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

26、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

27、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)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) (4-3)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。 (4-4)式中，pa；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。 (4-5)4.3 扭矩计算 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

28、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=10.268 Nm (4-7)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=+=10.445 Nm (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

29、论流量 L/min实际扭矩T1450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T5 整体设计计算转子材料选择： 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)转子叶片和定子都有一个共同的轴向宽度B，B增加可

30、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 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

31、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

32、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。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

33、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=10 图5-3 叶片前倾角度

34、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 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。 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 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

35、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，由式(5-8)得 故叶片满足强度要求。 图5-6 定子曲线定子材料：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)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)定子过渡曲线对应的幅角通常为 (5-14)定子过渡

36、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)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

37、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

38、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

39、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