定量叶片泵(双作用叶片泵)设计

2 双作用叶片泵设计原始参数设计原始参数:额定排量：9.0/q ml r = 额定压力：7.0p MPa = 额定转速：1450/min n r =4 参数的计算4.1 流量计算4.1.1平均理论流量314509.01013.05/min th Q n q L -=⋅=⨯⨯= (4-1)4.1.2实际流量叶片泵为固定侧板型，压力7.0MPa ，查泵资料得：容积效率取84%v η= 则 13.0584%/min 10.962/min th v Q Q L L η=⨯=⨯= (4-2)4.2功率计算4.2.1输入功率轴功率3310(/30)10 1.586s N T nT kw kw ωπ--=⨯⨯=⨯= (4-3)式中，T 为作用在泵轴的扭矩，单位为N m ；ω为角速度，单位为rad/s ；n 为转速，单位为r/min 。

4.2.2有效输出功率液压功率12/60()/60/60 1.279h N pQ p p Q kw pQ kw kw =∆=-== (4-4)式中，p 为泵进出口之间的压力差，取值为6.3Mpa ；2p 为出油口压力；1p 为进口压力，单位均为Mpa ； Q 为泵输出的流量，单位为l/min 。

4.2.3理论功率3(/60)10 1.523th N pnq kw -=∆⨯= (4-5)4.3 扭矩计算4.3.1理论扭矩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th T ，泵输出的流量是理论流量th Q ，因此理论功率可表示()()th s th h th N N N == (4-6)其中33()10(/30)10()s th th th N T nT kw ωπ--=⨯=⨯3()/60(/60)10()h th th N pQ pnq kw -=∆=∆⨯式中，()s th N 为理论轴功率；()h th N 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()2th q pT N m π==10.268 N m (4-7) 4.3.2实际扭矩实际上，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th T 大，实验测得取值m η=96%。

T=th T +thmT T η==10.445 N m (4-8)式中，T 为损失扭矩；P 为电动机功率，本次设计中用的是10KW ；m η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n r/min平均理论流量Q th L/min实际扭矩TN m ⋅9.0 7.0 1450 13.05 10.445输入功率sNkw 有效输出功率hN kw理论功率thNkw实际流量QL/min实际扭矩TN m1.586 1.279 1.523 10.962 10.4455 整体设计计算5.1转子的设计5.1.1材料选择转子材料选择：20r C5.1.2转子半径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 019.0d mm =初选 0(0.91)19.0z r d mm '== (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z r '计算得到叶片泵叶片的长度L 为，由式(5-7)得L=10.0mm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z r 为29.0z z r r L mm '=+= (5-2)5.1.3转子轴向宽度转子﹑叶片和定子都有一个共同的轴向宽度B ，B 增加可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1(0.451)20B R mm ''== (5-3) 式中 1R '──定子小半径。

由式(5-2)，29z r mm =，最终确定10.8324.9B R mm =⨯=，取 25B mm =5.1.4转子结构尺寸设计转子转子轴孔叶片槽图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29z r mm =，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019d mm =，由传动轴花键设计及花键齿工作高度h=2mm,得 内花键大径： 023D mm =花键轴段设计的键齿宽为5mm ，故转子花键孔上齿宽也为5mm 3>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0θ=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2365c z ππα=== 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5821038t r mm mm mm ≤-⨯= 考虑压油孔直径尺寸，取35t r mm =由叶片厚t=2mm ，叶片底部通压油孔直径值取3t d mm =，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 40pp MPa σ=计算转子的最大工作应力 2Tp DBl=(5-4) 式中，T ——为实际转矩，N mm ⋅ D ——转子直径，mm B ——转子轴向宽度，mm l ——叶片伸出长度，mm当转子刚刚离开压油区时，转子承受最大挤压应力3max12210.44510()5825(3029)z T p MPaDB R r ⨯⨯==-⨯⨯- (5-5)14.407pp MPa σ=≤故转子槽根满足强度条件。

5.2叶片的设计5.2.1叶片材料选择叶片材料选择：高速钢 1814r W C V 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812z ≤≤Z 过小，定子曲线对应的幅角α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υ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1kj j υ=∑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=105.2.3叶片安放角叶片前倾角度为0图5-3 叶片前倾角度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 0θ=5.2.4叶片的厚度叶片厚度t 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 1.8 2.5t mm = 此处，取 2t mm =5.2.5叶片的长度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22()3z L R r L --≥(5-6) 则 23()10z L R r mm ''≥-= (5-7)调整转子半径z r 后，验算叶片长度值23() 6.09y z L R r mm =-= y L L > 故叶片长度L=10mm 满足要求。

5.2.6叶片的结构尺寸设计图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：25210mm mm mm⨯⨯=⨯⨯长宽高叶片倒角查材料取245⨯5.2.7叶片的强度校核图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篇表4-3-17查得材料的许用剪应力为90 p MPaτ=则叶片工作最大切应力 故 1.25() 1.2513.0562y m q p T N m T MPa πη⋅⋅==⨯=⋅⋅ (5-8)3max2213.056109.058225yT MPa DtB τ⨯⨯====⨯⨯ 式中，T ——为实际转矩，N mm ⋅ D ——转子直径，mm B ——转子轴向宽度，mm t ——叶片厚度，mm叶片强度校核至少应按额定压力的1.25倍考虑由式(5-8)得 max p ττ< 故叶片满足强度要求。

5.3定子的设计定子过渡曲线图5-6 定子曲线5.3.1定子材料选择定子材料：12r o C M V5.3.2定子短半径1R定子的短半径通常取1(0.51)20.0z R r mm mm ''=+= (5-9)调整转子半径z r 过后，得最终设计结果1(0.51)30.0Z R r mm mm =+= (5-10)5.3.3定子长半径根据平均流量公式222121()2[()]cos th R R zt Q Bn R R πθ-=-- 又 0θ=即 2221212[()()]th Q Bn R R R R zt π=--- (5-12)将由初选转子半径z r '计算得出1B ''、R 及额定转速n ，叶片数z ，叶片厚t 代入上式得2226.366344.2960R R ''--=解方程得 22422.0092b b ac R mm a-+-'== 调整转子半径z r 后，得到最终定子长半径2226.366766.2960R R --=解方程得22431.0352b b ac R mm a-+-== 5.3.4定子大、小圆弧角大圆弧所对应的幅角1β和小圆弧对应的幅角2β，通常可取相同值，且等于相邻叶片间隔角β，即122365z ππββ==== (5-13) 5.3.5定子过渡曲线的幅角定子过渡曲线对应的幅角通常为12123()5422210z ππππαββ=-+=-== (5-14) 5.3.6定子过渡曲线设计定子过渡曲线方程为5次曲线方程，由式(3-10)得：345121()()[10()15()6()]R R R ϕϕϕρϕααα=+--+ 由上边方程计算得到：曲线的最大速度：21max ()1.88R R υωα-= (5-15) 曲线的最大加速度： 221max 2()5.77R R a ωα-= (5-16)曲线的最大加速度变化率：321max 3()60R R J ωα-= (5-17)代入12R R α、、，得双作用叶片泵定子曲线方程为543() 4.61812.2498.66530ρϕϕϕϕ=+++ (5-18)式中 ϕ的单位为弧度。