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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?，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一次。這種周期性的高壓回流液壓沖擊不僅導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一次。這種周期性的高壓回流液壓沖擊不僅導致葉片泵

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??；對于精密傳動軸，可??；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?；诣T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：化學工業(yè)出版社,2004 [2] 范存德.液壓技術(shù)手冊.遼寧科學技術(shù)出版社.2004.3 [3] 濮良

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