定量叶片泵(双作用叶片泵)设计.doc
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1、 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:*本科毕业设计(论文) 4 参数的计算4 参数的计算4.1 流量计算4.1.1平均理论流量 (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:容积效率取则 (4-2)4.2功率计算4.2.1输入功率轴功率 (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。4.2.2有效输出功率液压功率 (4-4)式中,为泵进出口之间的压力差,取值为6.3Mpa;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。4.2.3理论功率
2、 (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,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)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
3、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平均理论流量 L/min实际扭矩T9.07.0145013.0510.445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T1.5861.2791.52310.96210.445*本科毕业设计(论文) 5 整体设计计算5 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:5.1.2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
4、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 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,调整转子半径为 (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
5、(5-3)式中 定子小半径。由式(5-2),最终确定,取 5.1.4转子结构尺寸设计 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
6、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。5.2叶片的设计5.2.1叶片材料选择叶片材料
7、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
8、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=105.2.3叶片安放角 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 5.2.4叶片的厚度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
9、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 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 (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。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:叶片倒角查材料取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 则叶片工作最大切应力 故 (5-
10、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,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 故叶片满足强度要求。5.3定子的设计 图5-6 定子曲线5.3.1定子材料选择定子材料:5.3.2定子短半径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)5.3.3定子长半径根据平均流量公式 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,
11、即 (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 (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: 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) 5.3.7校核定子曲线1叶片不脱离
12、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
13、,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
14、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
15、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 ;,得 由上 叶片泵最大压力角不能过大,压力角过大则叶片工作状况恶劣,故由上式得,故定子曲线满足设计要求。5.3.8定子结构尺寸设计1定子基本尺寸 圆弧角度:由设计计算已获得的定子尺寸,如图5-6定子长半径 ,对应的圆弧角定子短半径 ,对应的圆弧角定子曲线角度:大、小圆弧过渡曲线即定子曲线方程的单位
16、以弧度表示为定子曲线对应的幅度 具体曲线间位置布置如图5-6所示。定子外径:平衡式叶片泵装配时,定子、转子和左、右配油盘用螺钉组装成一份零件后再装入泵体内,由定子最大内半径,按定子所需强度和工作要求,和配流盘配合时油窗大小,结合定子上螺钉的布置等情况,取定子外径2螺钉孔尺寸螺钉的设计选择:参考机械设计手册(单行本)第4篇连接与紧固表4-1-104,选取十字槽圆柱头螺钉(GB/T 8222000)作为定子和配流盘连接用螺钉。螺钉型号:;螺纹径为3mm,螺纹长度70mm 螺钉孔设计:由选择的螺钉型号,定子上螺钉孔直径设计为,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。通孔
17、设计:在吸油口端连接两配流盘的2个通孔直径选为3.3mm。5.4左配流盘的设计图5-8 配流盘的油窗结构5.4.1左配油盘封油区夹角为了保证叶片泵工作时吸、压油腔不发生沟通,侧板配流盘上的吸油窗口和排油窃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 见图332。这样,当叶片尚未进入排油窗时,叶片2已脱离吸油窗,才能处吸、压油腔不互相连通。角与角的比值称为遮盖比,故 (5-32)通常取遮盖比为1.1左右 故 取 5.4.2左配流盘V形尖槽正因为,当相邻两叶片同时处于角范围内时,由两叶片、转子、定子和侧板所围成的容积cdef图中带点部分与吸、排油窗均隔离,出现闭死现象。如果是从吸
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