《定量葉片泵(雙作用葉片泵)設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《定量葉片泵(雙作用葉片泵)設(shè)計（37頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 2 雙作用葉片泵設(shè)計原始參數(shù) 設(shè)計原始參數(shù): 額定排量： 額定壓力： 額定轉(zhuǎn)速： ****本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 4 參數(shù)的計算 4 參數(shù)的計算 4.1 流量計算 4.1.1平均理論流量 (4-1) 4.1.2實際流量 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功率計算 4.2.1輸入功率軸功率 (4-3

2、) 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，為泵進出口之間的壓力差，取值為6.3Mpa； 為出油口壓力； 為進口壓力，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，所計算出的功率值為泵的理論功率。這時作用在泵軸上的扭矩是理論扭矩，泵輸出的流

3、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)動泵的理論扭矩為 =10.268 Nm (4-7) 4.3.2實際扭矩 實際上，泵在運轉(zhuǎn)時要消耗一部分附加扭矩去克服摩擦阻力，所以驅(qū)動泵軸所需的實際扭矩比大，實驗測得取值=96%。 T=+=10.445 Nm (4-8) 式中，為損失扭矩；P為電動機功率，本次

4、設(shè)計中用的是10KW；為反映摩擦損失的機械效率。 4.4 雙作用葉片泵設(shè)計計算參數(shù)表 由上計算得： 額定排量q Ml/r 額定壓力p MPa 額定轉(zhuǎn)速n r/min 平均理論流量 L/min 實際扭矩T 9.0 7.0 1450 13.05 10.445 輸入功率 kw 有效輸出功率 kw 理論功率 kw 實際流量 L/min 實際扭矩T 1.586 1.279 1.523 10.962 10.445 ****本科畢業(yè)設(shè)計（論文）

5、 5 整體設(shè)計計算 5 整體設(shè)計計算 5.1轉(zhuǎn)子的設(shè)計 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，帶動葉片做旋轉(zhuǎn)運動，葉片同時在其中做伸縮運動，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)初選值計算得到的葉片長度L調(diào)整r的大小。 初選轉(zhuǎn)子半徑計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

6、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)子強度考慮，調(diào)整轉(zhuǎn)子半徑為 (5-2) 5.1.3轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾? 轉(zhuǎn)子﹑葉片和定子都有一個共同的軸向?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。對于徑向尺寸相同的泵，B增大會使配油窗口的過流速度增大，流動阻力增大。據(jù)統(tǒng)計資料可略取 (5-3) 式中

7、 ──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 圖5-1 轉(zhuǎn)子主要結(jié)構(gòu) 1>轉(zhuǎn)子基本尺寸 由計算得到的尺寸，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，由傳動軸花鍵設(shè)計及花鍵齒工作高度h=2mm,得 內(nèi)花鍵大徑： 花鍵軸段設(shè)計的鍵齒寬為5mm，故轉(zhuǎn)子花鍵孔上齒寬也為5mm 3>葉片槽尺寸 由葉片的設(shè)計 葉片數(shù)z=10；葉片厚t

8、=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

9、和磨損 由《機械設(shè)計手冊》第4篇表4-3-17查得材料的許用擠壓應(yīng)力為 計算轉(zhuǎn)子的最大工作應(yīng)力 (5-4) 式中，T——為實際轉(zhuǎn)矩， D——轉(zhuǎn)子直徑， B——轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾龋? ——葉片伸出長度， 當轉(zhuǎn)子剛剛離開壓油區(qū)時，轉(zhuǎn)子承受最大擠壓應(yīng)力 (5-5)

10、 故轉(zhuǎn)子槽根滿足強度條件。 5.2葉片的設(shè)計 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“風鋼”空冷即可淬火>。 5.2.2 葉片數(shù) 葉片數(shù)通常取

11、Z過小，定子曲線對應(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)子強度，并增加了加工工作量。 從轉(zhuǎn)子、定子所受徑向力的對稱平衡考慮，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，且當選高次曲線作定子葉片泵時，葉片一般選擇z=10或z=12。 綜合以上幾點，此處選擇葉片數(shù)為

12、 Z=10 5.2.3葉片安放角 圖5-3 葉片前傾角度 由設(shè)計方案的設(shè)計選擇，設(shè)計采用新觀點的葉片安放方式，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具有足夠的抗彎強度和鋼度。在強度和轉(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)運動靈活，葉片伸縮式留在槽內(nèi)的最

13、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 圖5-4 葉片的結(jié)構(gòu)設(shè)計 葉片結(jié)構(gòu)如圖5-4所示，由

14、設(shè)計計算得到葉片尺寸： 葉片倒角查材料取 5.2.7葉片的強度校核 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《機械設(shè)計手冊》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——為實際轉(zhuǎn)矩， D——轉(zhuǎn)子直徑， B——轉(zhuǎn)子軸向?qū)挾龋? ——葉片厚度， 葉片強度校核至少應(yīng)

15、按額定壓力的1.25倍考慮 由式(5-8)得 故葉片滿足強度要求。 5.3定子的設(shè)計 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)計結(jié)果 (5-10) 5.3.3定子長半徑 根據(jù)平均流量公式 又 即

16、 (5-12) 將由初選轉(zhuǎn)子半徑計算得出及額定轉(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 大圓弧所對應(yīng)的幅角和小圓弧對應(yīng)的幅角，通?？扇∠嗤担业扔谙噜徣~片間隔角，即 (5-13) 5.3.5定子過渡曲線的幅角 定子過渡曲線對應(yīng)的幅角通常為 (5-14

17、) 5.3.6定子過渡曲線設(shè)計 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

18、由式(5-18)和(5-15)(5-16)(5-17)得， 1>速度特性 (5-19) 該設(shè)計的曲線的速度特性： 2>該設(shè)計曲線的加速度特性： (5-20) 3>該設(shè)計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)

19、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)時作用在葉片的徑向力 一般認為，葉片進入排油區(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)表面的強制作用下逐漸縮進轉(zhuǎn)子槽中，一般不會出現(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)子槽滑動伸出的運動跟不上定子曲線的增長、葉片與定子內(nèi)表面之間將會出現(xiàn)“脫空”。 根據(jù)圖5-

20、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、定子對葉頂接觸反力的徑向分力、葉片以加速度向外伸出滑動需克服的慣性力。列出徑向力平衡方程式如下： (5-22) 其中 (5-23) (5-24)

21、 (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 又因為壓力角，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

22、 要使平衡式葉片泵的葉片在定子曲線上工作時不脫離定子，即恒大于0，則有 式中 為設(shè)計的定子曲線的最大加速度，由5次曲線最大加速度計算式(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) 因此計算得到平衡式葉片泵長、短半徑值比值 即校核得所設(shè)計定子曲線滿足葉片在該曲線段工作時不脫離定子條件。

23、 3>定子曲線最大壓力角的驗算 定子曲線某點矢徑與曲線該點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： (5-29) 當葉片沿轉(zhuǎn)子徑向放置時，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>，壓力角過大會使定子對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

24、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)計要求。 5.3.8定子結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 1>定子基本尺寸 圓弧角度： 由設(shè)計計算已獲得的定子尺寸，如圖5-6 定子長半徑

25、 ，對應(yīng)的圓弧角 定子短半徑 ，對應(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，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，按定子所需強度和工作要求，和配流盤配合時油窗大小，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)計選擇： 參考《機械設(shè)計手冊（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/T 822—2000）作為定子和配流盤連接用螺釘。 螺釘型號：；螺紋

26、徑為3mm，螺紋長度70mm 螺釘孔設(shè)計： 由選擇的螺釘型號，定子上螺釘孔直徑設(shè)計為，2個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上。 通孔設(shè)計： 在吸油口端連接兩配流盤的2個通孔直徑選為3.3mm。 5.4左配流盤的設(shè)計 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，當葉片尚未進入排油窗時，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

27、 (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 正因為，當相鄰兩葉片同時處于角范圍內(nèi)時，由兩葉片、轉(zhuǎn)子、定子和側(cè)板所圍成的容積cdef圖中帶點部分與吸、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，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

28、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，更重要的是造成定子環(huán)的徑向振動， 從而產(chǎn)生噪聲．并加快定子內(nèi)曲面與葉頂?shù)哪p，對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。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，同樣也對泵的正常工作不利，但閉死容積內(nèi)儲

29、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)當開在排油窗口的進入端。當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V形尖楷的橫截面為等邊三角形時，隨著v形尖槽逐漸進入兩葉片間的容腔，按節(jié)流作用和油液可 壓縮性計算出的閉死容腔壓力P的升壓過程如圖3—34所示

30、。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)值要通過實驗來確定，有些泵為了達到降低噪聲的效果，寧可稍許降低容積效率，設(shè)計成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 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

31、) C為軸孔倒角，查《機械設(shè)計手冊—第一篇》零件倒圓與倒角 GB/T 6403.4—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: 計算得到的配油盤封油區(qū)夾角，配流盤V形尖槽，則計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

32、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，擴大角度為。 5>螺釘孔: 由定子設(shè)計選擇的螺釘型號，且定子上螺釘孔直徑為，4個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上。則左配油盤上螺釘孔直徑為且2個螺釘孔位置分布在直徑的圓上，在吸油窗口中心點上。 6>V形尖槽: 壓油窗口V形尖槽： 平衡式葉片泵葉片當隨著轉(zhuǎn)子向前轉(zhuǎn)動，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

33、輸出流量和輸出壓力的脈動，更重要的是造成定子環(huán)的徑向振動，從而產(chǎn)生噪聲．并加快定子內(nèi)曲面與葉頂?shù)哪p，對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重。因此在壓油窗口設(shè)計V形尖槽，尖槽夾角由上面的計算知 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，同樣也對泵的正常工作不利，但因為閉死容積內(nèi)儲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葉片泵性能的影響不太直接，所以吸油窗口有時并不開設(shè)

34、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 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個的孔和2個的孔，分別為2個mm向葉片槽底部輸送壓力油的孔，使壓力油進到葉片底部，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)傳動軸與右配流盤孔中的間隙，經(jīng)另2個孔流回吸油腔。 3>配流盤軸孔根據(jù)裝配情況知，

35、 (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《機械設(shè)計手冊—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，型號為 G GB/T3452.1—1992 G GB/T3452.1—1992 參考《機械設(shè)計手冊—第10篇潤滑與密封》軸向密封溝槽尺寸 表10-4-8 G GB/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 G GB/T3452.1—19

36、92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，槽等工作強度要求，右配流盤總寬45mm，和右泵體配合尺寸為15mm. 5>參考《機械設(shè)計手冊—第1篇》表1-5-12配流盤與右泵體配合段倒角為 5.6傳動軸的設(shè)計 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《機械設(shè)計》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 圖5-9 傳動軸花鍵軸段結(jié)構(gòu) 由轉(zhuǎn)子設(shè)計中選擇

37、的花鍵軸孔直徑為 花鍵連接為多齒工作，承載能力高，對中性、導(dǎo)向性好，齒根較淺，應(yīng)力集中小，軸的強度削弱小，平衡式葉片泵主要承受扭矩作用且對運行是對中和穩(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，mm D——矩形花鍵大徑，mm d——矩形花鍵小徑，mm C——矩形花鍵齒倒角尺寸，mm 又由配合關(guān)系得

38、 (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，mm D——矩形花鍵大徑，mm B——鍵寬，mm 5.6.3校核軸段花鍵的擠壓強度 由《機械設(shè)計手冊》第4篇表4-3-29得花鍵連接許用壓強 又花鍵擠壓強度 (5-37) 式中 T——轉(zhuǎn)矩， ——各齒載荷不均勻系數(shù)，一般取 ——

39、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，mm h——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度滿足要求。 5.6.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 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、右配流盤不靠傳動軸軸定位。 2>設(shè)計軸上B-F段 由花鍵軸段的設(shè)計D=23mm，確定D-E段直徑

40、 軸肩E-F段為右軸承定位軸肩,由右軸承 型號：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： 因為 考慮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 平衡

41、式葉片泵的傳動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《機械設(shè)計手冊—第1篇常用設(shè)計資料》

42、砂輪越程槽（GB/T 6403.5—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 參考《機械設(shè)計手冊—第10篇潤滑與密封》旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈GB 13871—1992>的表10-4-12，選擇密封圈為 型號: FB 25 40 GB 13871—1992 FB: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個密封圈和傳動機構(gòu)，取 , 最后，

43、求得平衡式葉片泵傳動軸總長： 5>確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設(shè)計手冊—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是軸的危險截面。軸扭矩 5.6.6按扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力校核軸的強度 參考《機械設(shè)計》表15-3 軸常用幾種材料的及值得,傳動軸材料為，平衡式葉片泵旋轉(zhuǎn)軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 參考《機械設(shè)計》表15-4 抗彎、抗扭截面系數(shù)計算公式得,花鍵截面的

44、抗扭截面系數(shù)計算公式為 ，z為花鍵齒數(shù) 校核軸的扭轉(zhuǎn)強度: 在危險截面C處： =1234.753 5.6.7校核軸的剛度 平衡式葉片泵的傳動軸在載荷作用下，將發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。若變形量發(fā)生超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至喪失機器應(yīng)有的工作性能。因此，對傳動軸進行剛度校核。 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)。對于一般傳動軸，可取；對于精密傳動軸，可取；對于精度要求不高的軸，可大于。 此處，根據(jù)傳動軸

45、的工作情況和傳動精度要求，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)剛度校核計算 式中： T—軸所受的扭矩， G—軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材， —軸截面的極慣性矩，，對于圓軸，

46、 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>傳動軸的三段軸的剛度計算 則 故傳動軸的剛度滿足要求。 5.7泵體的設(shè)計 5.7.1泵體材料選擇： 1>鑄件材料 鑄件一般用灰鑄鐵鑄造，灰鑄鐵組織相當于在鋼的基體上分布著片狀石墨，因此，其基體的強度和硬度不低于相應(yīng)的鋼，抗拉強度大，消振能力比鋼大10倍。灰鑄鐵的強度與鑄件的壁厚有關(guān)，鑄件壁厚增加則強度降低。 因此，本設(shè)計選擇灰鑄鐵HT150作為泵

47、體鑄造材料。 2>鑄件的壁厚 參考《機械設(shè)計手冊—第一篇常用設(shè)計資料》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 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，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，

48、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/T 196—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決定，由軸承型號為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

49、角頭螺栓C級GB/T 5780—2000>，由《機械設(shè)計手冊—第4篇連接與緊固》表4-1-76，選擇螺栓型號為。 則 泵體螺栓孔為,分布在泵體的四個角上，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 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階孔，壓油口在上方，且泵體上開有一兩個環(huán)形槽，一個將壓油窗口的高壓油導(dǎo)向壓油口，一個槽內(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)

50、構(gòu)決定，計算得長為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作為壓油口螺紋標準。 參考《機械設(shè)計手冊—第10篇潤滑與密封》表10-4-5 選擇O形橡膠密封圈 G GB/T 3452.1—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，靠外圓與孔配合實現(xiàn)軸向固定；另

51、一種是沒有金屬骨架，使用時，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 1>作用：固定軸承和安裝旋轉(zhuǎn)密封圈進行密封 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。 ****本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 6 主要標準件的選用 6 主要標準件的選用 6.1 軸承的選擇 《機械設(shè)計手冊(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：

52、型號：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：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《機械設(shè)計手冊(單行本)—第10篇潤

53、滑與密封》表10-4-12 型號: FB 25 40 GB 13871—1992 FB: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： 6.2.2 O形橡膠密封圈選擇 參考《機械設(shè)計手冊(單行本)—第10篇潤滑與密封》表10-4-5 1>右泵體密封圈選擇 內(nèi)徑85mm段： 型號： G GB/T 3452.1—1992 《機械設(shè)計手冊(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： G GB/T 3452.1—1992 《

54、機械設(shè)計手冊(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： G GB/T3452.1—1992 《機械設(shè)計手冊（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： G GB/T3452.1—1992 《機械設(shè)計手冊（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《機械設(shè)計手冊（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/T 8

55、22—2000) 型號： 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《機械設(shè)計手冊（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/T 70.1—2000> 型號： 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《機械設(shè)計手冊（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/T 65—2000） 型號： 尺寸： 全螺紋長度 ，螺

56、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《機械設(shè)計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-76，選擇六角頭螺栓C級（GB/T 5780—2000） 型號： ；螺栓頭半徑 ，螺紋長度 ；螺栓頭高度； 6.5 標準螺紋選擇 參考《機械設(shè)計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-1-3 6.5.1吸油孔口螺紋： 標準：M30 第一系列 螺距P=3.5mm；小徑 6

57、.5.2壓油孔口螺紋： 標準：M20 第一系列 螺距P=2mm； 小徑 6.6鍵的選擇 《機械設(shè)計手冊（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： GB/T 1096—1979 尺寸：，高度 C=0.3,倒角 軸上鍵槽尺寸： 參考《機械設(shè)計手冊（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《機械設(shè)計手冊（單行本）—第4篇連接與緊固》表4-3-3，選擇 型號：銷 GB/T117 尺寸：a=0.4，a為兩端圓弧長度，錐度1:50 ****本科畢業(yè)設(shè)計（論文）

58、 8 主要材料及計算要求 技術(shù)條件：35鋼 熱處理硬度 表面氧化處理 ****本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 9 噪聲、壽命與維護 ****本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 致謝 參考文獻 [1] 成大仙.機械設(shè)計手冊-單行本.北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2004 [2] 范存德.液壓技術(shù)手冊.遼寧科學(xué)技術(shù)出版社.2004.3 [3] 濮良

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