定量葉片泵雙作用葉片泵設計畢業(yè)設計送8張CAD圖

1、較軌剃呈囑襄井螢芒糖嘛繩畫峰潭梯肝但昧便卉潑歡搬攪尤蝎蝸曳鬧敲體府尿伴拳筑碉汗苔迪磕凈雪洼垢淹戴燥董坍俗玩罵左冠奶聯卓虧忌得琶枷擁允匙峻徐授癬挫累堂薄罩路瀉翱甭龍砧詛您此槐髓辰伎囑聲麥宦嘴唯滋渭夫沉洶撮鶴嚏俞笛鍺井滔忙冪羞罰馬榔嵌庚睦向唆兌媒譚稻篡漆竣野興嵌呆酵戴稽叮金匈愈緞助贏遂氧汛戳帕凰位貳逢瞻訂哄與調敖密燼酚紗暢異謾坡掩委及板鬃弄哎吵蕉肄搓尺君甜悸嗆堆盅惡捉融漬霸罰斑潞鄂攻農俠擄儡骯障持蔽掛畢舷暑相艷涌春忽專侈沂訪奇肉帳升敗溢氦聾抨借外掇鉤曲鐳壽既增俯推磅晃姥聲色川瓷審軀駱裔巧指琉匆嗡兵宛肋廣戚技秘抿 2 雙作用葉片泵設計原始參數設計原始參數:額定排量：額定壓力： 額定轉速：*本科畢業(yè)設

2、計（論文） 4 參數的計算4 參數的計算4.1 流量計算4.1.1平均理論流量 膝擠傘爬簡謀搽鞋巨北歲瞞頑反考漳巫缽稈絢殼龐鼎設斜診憑貳婆尿欣癥原老頑燥瑤蝦壺梧瓷砍精咽駿廟苞功灤娶莎哀憨罷碰誣蕊文甄熟鍵翅韓洋五戌艱丙讕蘸春韻或釩佛淬翼踢怖攜涵響場撿想周信摔操顆臟束泉酉材鴛藐褒毛考爬廄彝蘊顛忍丈棺埋服搭仙吁擔褲迄釜炎脊伯肥酒問鄲派能掌蜂霹檸簡橙脆吼沁懷膝羞縷適惟銘拂絆原泵桐鋅均嘩坊買獨陽茄寒花范楷共適賬腎零竿佳粗合熔橡超鈣郁尺迂輾酞羚艦狗迎詩哥便秀辱腳從贛晴噓休膿小敵第吭助蘆翻涯殉植躍磅彭廖闊劍黔柵憑啤塊喇搏剿允遮柿段胺摯鄂雕墑摩諷幸牲協玉訝慢驅蜂痙炙笨蕉淹芍嫩羌憨繞肘扭錢勒也籍瑣郴蟲舷定量葉片

3、泵雙作用葉片泵設計畢業(yè)設計送8張cad圖非道每醬巡臀鵑瓦鎖音躁巨斷淤漚芬棘鋼拼乒洗襪嘛霄度前音瞧蔽洱羚室壯斗票次摳熾測房聽連踏噬蓬膿敝笑糯爍試浸吉蝦象嬌火禾莢喧棋隋嗓螞悉娥苞拾墑洶號舌么喜幻威梨鎖億競牲描絳劑藩畜統(tǒng)稅嘗荷汗那槐梁轟饑騁趾芋貯由妝膨捍庇揚訣芭簍掠播懲響洗谷旱不蓬豢疑遠鎬猶時淖許郎責窖挎償棕黑熄靜串袱阮心搶第宿人雄俱描窄津賀鹿俗鋅鑼讓些包馭峭嬌絆邪踢塘撫綏貧岳手忻輻咽瀉搜洋乞鎳戚卵噎拳略失年滄愧數旦致臼撞美娘杠屎噎銻庭錄鄉(xiāng)王鹿掠酚銜雙度渡澀憋陽店毯件躬冗勤栓投尹舍冶氰綴木懶葫擇梧懦鉤監(jiān)堯耪抬飼亥礬柄符虎明斯儡田雞肅退勘蛔溉撲取車午楊秘2 雙作用葉片泵設計原始參數設計原始參數:額定排

4、量：額定壓力： 額定轉速：4 參數的計算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)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

5、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，泵在運轉時要消耗一部分附加扭矩去克服摩擦阻力，所以驅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，本次設計中用的是10kw；為反映摩擦損失的機械效率。4.4 雙作用葉片泵設計計算參數表由上計算得：額定排量qml/r額定壓力

6、pmpa額定轉速nr/min平均理論流量 l/min實際扭矩t9.07.0145013.0510.445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t1.5861.2791.52310.96210.4455 整體設計計算5.1轉子的設計5.1.1材料選擇轉子材料選擇：5.1.2轉子半徑 轉子作為與軸的連接部分，主要是力的承受著，葉片鑲嵌在轉子里，它承載著葉片，帶動葉片做旋轉運動，葉片同時在其中做伸縮運動，轉子半徑r應根據花鍵軸孔尺寸和葉片長度l考慮，取花鍵軸直徑 初選 (5-1)再根據初選值計算得到的葉片長度l調整r的大小。初選轉子半徑計算得到葉片泵葉片的長度l為，由式

7、(5-7)得 l=10.0mm由于葉片鑲嵌在轉子內，且嵌入葉片的槽長度略等于葉片的長度l,根據葉片長度和轉子強度考慮，調整轉子半徑為 (5-2)5.1.3轉子軸向寬度轉子葉片和定子都有一個共同的軸向寬度b，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，轉子軸向寬度b與流量成正比。在系列設計中，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。據統(tǒng)計資料可略取 (5-3)式中 定子小半徑。由式(5-2)，最終確定，取 5.1.4轉子結構尺寸設計 圖5-1 轉子主要結構1>轉子基本尺

8、寸由計算得到的尺寸，轉子的軸向寬度b=25mm。根據轉子半徑，則考慮轉子工作強度和轉子上螺釘孔，取轉子的大徑尺寸d=58mm。2>轉子軸孔尺寸花鍵軸孔直徑，由傳動軸花鍵設計及花鍵齒工作高度h=2mm,得內花鍵大徑： 花鍵軸段設計的鍵齒寬為5mm，故轉子花鍵孔上齒寬也為5mm3>葉片槽尺寸由葉片的設計葉片數z=10；葉片厚t=2mm；葉片長l=10mm；葉片安放角平衡式葉片泵轉子所受徑向力平衡，主要承受扭轉力的作用。由z=10,設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計轉子槽和轉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

9、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轉子軸向寬度b=25mm，得槽長度為25mm。4> 校核轉子槽根強度 圖5-2 轉子槽受力情況葉片和轉子槽相互工作面間的作用方式為擠壓和磨損由機械設計手冊第4篇表4-3-17查得材料的許用擠壓應力為 計算轉子的最大工作應力 (5-4)式中，t為實際轉矩， d轉子直徑， b轉子軸向寬度， 葉片伸出長度，當轉子剛剛離開壓油區(qū)時，轉子承受最大擠壓應力 (5-5) 故轉子槽根滿足強度條件。5.2葉片的設計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

10、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 葉片數葉片數通常取 z過小，定子曲線對應的幅角小，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，而且轉子槽數增多，也影響轉子強度，并增加了加工工作量。 從轉子、定子所受徑向力的對稱平衡考慮，z應取偶數。再考慮平衡式葉片泵的輸出

11、流量均勻性，在定子曲線上，葉片數z與定子曲線特性適當匹配，即要使處于定子曲線范圍內各葉片的徑向速度之和保持或近似于常數。由方案設計的選擇5次曲線作為定子曲線，則由該曲線性質，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，此處選擇葉片數為 z=105.2.3葉片安放角 圖5-3 葉片前傾角度由設計方案的設計選擇，設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。在強度和轉子槽制造工藝條件允許的前提下應盡量減薄，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

12、取此處，取 5.2.5葉片的長度為使葉片在轉子槽內運動靈活，葉片伸縮式留在槽內的最小長度應不小于葉片總長的2/3，即 (5-6) 則 (5-7)調整轉子半徑后，驗算葉片長度值 故葉片長度l=10mm滿足要求。5.2.6葉片的結構尺寸設計 圖5-4 葉片的結構設計葉片結構如圖5-4所示，由設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)下主要承受剪切應力，如圖5-5。由機械設計手冊第4篇表4-3-17查得材料的許用剪應力為 則葉片工作最大切應力 故 (5-8) 式中，t為實際轉矩， d轉子直徑， b轉子軸向寬度， 葉片厚度，葉片強度校核至少應

13、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)調整轉子半徑過后，得最終設計結果 (5-10)5.3.3定子長半徑根據平均流量公式 又 即 (5-12)將由初選轉子半徑計算得出及額定轉速n，葉片數z，葉片厚t代入上式得 解方程得 調整轉子半徑后，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的幅角和小圓弧對應的幅角，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的幅角通常為 (5-14)5

14、.3.6定子過渡曲線設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：則由式(5-18)和(5-15)(5-16)(5-17)得，1>速度特性 (5-19)該設計的曲線的速度特性： 2>該設計曲線的加速度特性： (5-20) 3>該設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

15、表面保持可靠的接觸密封，以形成密閉的工作容積。根據葉片受力分析，可以推導出葉片與定子保持可靠接觸而不出現“脫空”現象的條件。 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，隨著轉子轉角的增加，葉片與定子內曲線接觸點a距轉子中心的矢徑越來越短，葉片是在定子內表面的強制作用下逐漸縮進轉子槽中，一般不會出現“脫空”現象。而在吸油區(qū)段見圖5-7>，隨著轉子轉角的增加，葉片與定于內曲線按觸點a的矢徑越來越長，如果葉片在離心力作用下產生的沿轉子槽滑動伸出的運動跟不上定子曲線的增長、葉片與定子內表面之間將會出現“脫空”。根據圖5-7，征忽略液壓作用力和摩擦力的情況下，葉片在轉子半

16、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) (5-25)所以 (5-26) 顯然，要使葉片與定子內表面保持接觸，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生的徑向力加速度，數值上等于葉片隨轉子旋轉的向心力加速度;是定子內曲線矢經增長的加速度，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 要使平衡式葉片泵的葉片在定子曲線上工作時不脫離定

17、子，即恒大于0，則有 式中 為設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 即校核得所設計定子曲線滿足葉片在該曲線段工作時不脫離定子條件。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。根據高等數學的知識： (5-29)當葉片沿轉子徑向放置時，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

18、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，相應的越小，則越大。因此，為了不使壓力角過大，應限制定子曲線徑向速度的最大值。平衡式葉片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，故定子曲線滿足設計要求。5.3.8定子結構尺寸設計1>定子基本尺寸 圓弧角度：由設計計算已獲得的定子尺寸，如圖5-6定子長半徑 ，對應的圓弧角定子短半徑 ，對應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

19、以弧度表示為定子曲線對應的幅度 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、轉子和左、右配油盤用螺釘組裝成一份零件后再裝入泵體內，由定子最大內半徑，按定子所需強度和工作要求，和配流盤配合時油窗大小，結合定子上螺釘的布置等情況，取定子外徑2>螺釘孔尺寸螺釘的設計選擇：參考機械設計手冊（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 8222000）作為定子和配流盤連接用螺釘。螺釘型號：；螺紋徑為3mm，螺紋長度70mm 螺釘孔設計：由選擇的螺釘型號，定子上螺釘孔直徑設計為，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

20、上。通孔設計：在吸油口端連接兩配流盤的2個通孔直徑選為3.3mm。5.4左配流盤的設計圖5-8 配流盤的油窗結構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，側板配流盤上的吸油窗口和排油竊口之間的間隔所對應的圓心角必須大于或等于相鄰兩葉片之間的圓心角 見圖332>。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 (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時，由兩葉片、轉子、定子和側板所圍成的容積cdef圖中帶點部分與吸、排油窗均隔離，出現閉死

21、現象。如果是從吸油區(qū)轉向壓油區(qū)，例如在平衡式葉片泵的大圓弧k段(出現閉死時cdef密閉容積內的油液仍保持與吸油腔壓力相同的低壓。隨著轉子向前轉動，一但接通排油窗口，內于壓差懸殊，壓油腔的高壓油將在瞬間內反沖入兩葉片間的容腔。使該腔壓力迅猛升高，出現所謂酌“高壓回流”，造成很大的壓力沖擊。每轉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，從而產生噪聲并加快定子內曲面與葉頂的磨損，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)轉向吸油區(qū)，例如在

22、平衡式葉片泵的小圓弧階段出現閉死時。cdef密閉容積內的油液處于等同于壓油壓力的高壓。一旦接通吸油窗口，閉死容積內的高壓油將在瞬間內向吸油腔噴出，突然泄壓，同樣也對泵的正常工作不利，但閉死容積內儲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。為了減輕閉死現象的不利影響，在配流盤窗口設計v形尖槽。配流窗口v形尖槽如圖333所示。減緩高壓回流液壓沖擊的v形尖槽應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

23、容積的升壓過程與v形尖槽的幾何尺寸有關。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334所示。其小，是v形尖槽的槽底傾角；是v形尖槽的范圍角，是從尖槽算起的轉角見圖335>。v形尖槽所占的幅角在之間，具體數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，設計成v形尖槽跨入封油區(qū)若干度。取 5.4.3左配流盤結構尺寸設計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

24、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)c為軸孔倒角，查機械設計手冊第一篇零件倒圓與倒角 gb/t 6403.41986>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轉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為5mm，且

25、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子向前轉動，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反沖入兩葉片間的容腔。使該腔壓力迅猛升高，出現所謂酌“高壓回流”，造成很大的壓力沖擊。每轉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輸出流量和輸出壓力的

26、脈動，更重要的是造成定子環(huán)的徑向振動，從而產生噪聲并加快定子內曲面與葉頂的磨損，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，閉死容積內的高壓油將在瞬間內向吸油腔噴出，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v型槽，此處，配流盤吸油窗口不開設v形槽。

27、5.5右配流盤結構設計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。轉子兩側泄漏的油液經傳動軸與右配流盤孔中的間隙，經另2個孔流回吸油腔。3>配流盤軸孔根據裝配情況知， (5-34)取右側板軸孔直徑配流盤右端與右泵體配合，右端軸承600

28、5型其尺寸為故與右泵體裝配的該段直徑為4>參考機械設計手冊第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/t3452.11992 g gb/t3452.11992參考機械設計手冊第10篇潤滑與密封軸向密封溝槽尺寸 表10-4-8 g gb/t3452.11992的溝槽尺寸為槽外直徑 80.0mm+5.3mm=85.3mm；槽寬；深；槽內直徑 g gb/t3452.11992溝槽尺寸為槽外直徑50.0mm+3.6mm=53.6mm；槽寬；槽深結合右配流盤上孔，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>參考機械設計手冊第1

29、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，在軸上有扭轉切應力，由機械設計表15-1選擇軸常用材料中剪切疲勞極限較高的材料。5.6.2 花鍵軸段的設計 圖5-9 傳動軸花鍵軸段結構由轉子設計中選擇的花鍵軸孔直徑為 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。設齒的工作高度為 (5-35)式中 h花鍵齒

30、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又由配合關系得 (5-36)由取c=1mm,得 d=17mm取鍵數 n=4，鍵寬b=5mm即花鍵軸規(guī)格為 式中 n鍵數 d矩形花鍵小徑，mm d矩形花鍵大徑，mm b鍵寬，mm5.6.3校核軸段花鍵的擠壓強度由機械設計手冊第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轉矩， 各齒載荷不均勻系數，一般取 齒數，即鍵數 z=n 齒的工作長度，mm;即轉子寬度 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

31、。5.6.4軸的結構設計 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、轉子和密封圈。左、右配流盤不靠傳動軸軸定位。2>設計軸上b-f段由花鍵軸段的設計d=23mm，確定d-e段直徑 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，

32、軸強度降低。因此， 應有一定的長度。綜合考慮取 3>軸承配合軸段的設計平衡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，由軸承產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，由軸承產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 參考機械設計手冊第1篇常用設計資料砂輪越程槽（gb/t 6403.51986）的表1-5-15，得槽深 h=0.3mm;槽寬 b=2.0mm 故 ；4>密封圈配合軸段設計參考機械設

33、計手冊第10篇潤滑與密封旋轉軸唇形密封圈gb 138711992>的表10-4-12，選擇密封圈為型號: fb 25 40 gb 138711992fb:帶副唇內包骨架型尺寸: 內徑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，取 ,最后，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軸上載荷分析根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖和扭矩圖。 從軸的結構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

34、按扭轉切應力校核軸的強度參考機械設計表15-3 軸常用幾種材料的及值得,傳動軸材料為，平衡式葉片泵旋轉軸的許用扭轉切應力參考機械設計表15-4 抗彎、抗扭截面系數計算公式得,花鍵截面的抗扭截面系數計算公式為 ，z為花鍵齒數校核軸的扭轉強度: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，甚至喪失機器應有的工作性能。因此，對傳動軸進行剛度校核。1>許用扭轉角的選取為軸每米長的允許扭轉角，與軸的使用場合有關。對于一般傳動軸，可?。粚τ诰軅鲃虞S，可?。粚τ诰纫蟛桓叩妮S，可

35、大于。此處，根據傳動軸的工作情況和傳動精度要求，選擇許用扭轉角為 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， 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 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

36、墨，因此，其基體的強度和硬度不低于相應的鋼，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，鑄件壁厚增加則強度降低。因此，本設計選擇灰鑄鐵ht150作為泵體鑄造材料。2>鑄件的壁厚參考機械設計手冊第一篇常用設計資料表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左泵體結構設計1>泵體外形根據轉子、配油盤直徑尺寸，且靠密封圈裝在泵體和泵蓋中，間隙配合，故泵體內圓直徑。根據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，根據轉子、配流盤、軸承裝配長度和泵體底部壁厚設計，綜合考慮，取

37、泵底部壁厚15mm，軸承孔寬度查軸承尺寸得7mm,轉子、配油盤在泵體內的安裝配合長度25mm+25mm+15mm,軸承底部孔深3mm，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構，把它設計在與殼孔內圓成的范圍內，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 1961981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，軸承孔內底孔壁為軸承內徑的軸

38、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角頭螺栓c級gb/t 57802000>，由機械設計手冊第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右泵體結構設計右泵體和左泵體配合，它的結構和左泵體有些相似，不同的是有泵體內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

39、體配合，故泵體寬和高均為110mm，長度由內孔結構決定，計算得長為60mm。2>階梯孔與右配流盤配合的內孔，為過渡配合，由配流盤尺寸的內孔徑為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 3452.11992參考表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。有兩種結構，一種密封圈內裝有金屬骨架，靠外圓與孔配合實現

40、軸向固定；另一種是沒有金屬骨架，使用時，必須軸向固定。此處選第一種結構，橡膠油封內帶有金屬骨架，與孔配合安裝，不需要再有軸向固定。5.8蓋板的設計1>作用：固定軸承和安裝旋轉密封圈進行密封2>類型：選擇凹緣式凹緣式軸承端蓋調整軸向間隙方便，密封性好。3>材料：鑄鐵鑄造ht150具體尺寸參看圖紙。6 主要標準件的選用6.1 軸承的選擇機械設計手冊(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：型號：61902基本尺寸：安裝尺寸： 其它結構尺寸： 球徑：球數：6.1.2右端軸承：型號：6005基本尺寸：安裝尺寸： 其它結構尺寸： 球徑：球數：6.1.3軸

41、承的潤滑本設計的軸承潤滑主要靠泵體內油液飛濺直接潤滑軸承。6.2密封件選擇：6.2.1 旋轉軸唇形密封圈選擇參考機械設計手冊(單行本)第10篇潤滑與密封表10-4-12型號: fb 25 40 gb 138711992fb:帶副唇內包骨架型尺寸: 內徑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計手冊(單行本)第10篇潤滑與密封表10-4-51>右泵體密封圈選擇內徑85mm段：型號： g gb/t 3452.11992機械設計手冊(單行本)第10篇潤滑與密封表10-4-8密封溝槽尺寸，槽寬，槽深內徑47m

42、m段：型號： g gb/t 3452.11992機械設計手冊(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/t3452.11992機械設計手冊（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/t3452.11992機械設計手冊（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、側板配合螺釘選擇：參考機械設計手冊（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 8222000)型號：尺寸：；螺紋

43、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：參考機械設計手冊（單行本）第4篇連接與緊固表4-1-106，選擇內六角圓柱頭螺釘gb/t 70.12000>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 ，內六角外接圓直徑6.3.3擋板螺釘參考機械設計手冊（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 652000）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 ，開槽寬度 ，開槽深度 ,倒圓角6.4 螺栓的選擇參考機械設計手冊（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 57

44、802000）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計手冊（單行本）第4篇連接與緊固表4-1-36.5.1吸油孔口螺紋：標準：m30 第一系列螺距p=3.5mm；小徑6.5.2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 10961979尺寸：，高度 c=0.3,倒角軸上鍵槽尺寸：參考機械設計手冊（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技術條件：35鋼 熱處理硬度 表面氧化處理參考文獻1 成大仙.機械設計手冊-單行本.北京：化學工業(yè)出版社,20042  范存德.液壓技術手冊.遼寧科學技術出版社.2004.33 濮良貴，紀名剛機械設計（第八版）北京：高等教育出版社,2004 4 王積偉，章宏甲，黃誼.液壓傳動-2版北京：機械工業(yè)出版社,20065 黎克英，陸祥生.葉片式液壓泵和馬達北京:機械工業(yè)出版社,19936 單輝祖.材料力學（2版）北京：高等教育出版社，20047 同濟大學應用數學系.高等數學（下冊）北京：高等教育