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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 摘摘 要要 液压动力转向系统由转向泵、分配阀、动力缸及油箱、管路等组成。在动力 转向系统中， 转向助力泵作为其心脏部件， 直接影响到汽车的转向和操作稳定性。 汽车动力转向泵具有小排量、高转速的特点。绝大多数转向泵采用液压转向泵， 双作用片泵也称为平衡式叶片泵，与齿轮泵、柱塞泵相比，叶片泵由于具有尺寸 小、重量轻、流量均匀、噪声低的突出特点，在各种类型的汽车上获得了广泛的 应用。 本课题的以大众桑塔纳1.6L 2013款轿车为例设计用于液压助力转向系统的 液压转向泵。首先根据桑塔纳 1.6L 2013 款轿车的外形、轮距、轴距、最小转弯 半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数，选择的适合于该轿车的发动机 的相关参数。 根据这些参数， 再结合汽车设计、 汽车理论、 机械设计等相关知识， 设计计算出轿车转向泵主要参数并通过试验验证设计的合理性。 关键词：助力转向，液压转向泵，叶片，定子，转子 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 ABSTRACT Hydraulic power steering system consists of steering pump , distribution valve , power cylinders and tanks, piping and other components. In the power steering system , power steering pump as part of its heart , a direct impact on the car s steering and operational stability. Power steering pump with a small displacement, high speed characteristics. The vast majority steering pump hydraulic steering pumps, vane pumps , also known as double-acting balanced vane pump , compared with gear pumps, piston pumps, vane pumps due to the small size, light weight, uniform flow, low noise salient features on all types of cars to get a wide range of applications . Subject to the Volkswagen Santana sedan 1.6L 2013 for example is designed for hydraulic power steering system hydraulic steering pump . First, according to Santana 1.6L 2013 sedan shape, track , wheelbase , the minimum turning radius of the vehicle weight GVW and maximum speed and other parameters, selected appropriate to the car s engine parameters. Based on these parameters , combined automotive design , automotive theory , mechanical design , and other related knowledge , car steering pump designed to calculate the main parameters and verified by experiment design is reasonable. Keywords: Power steering , Hydraulic steering pumps, Vane, Stator, Rotor 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 目目 录录 摘 要 1 ABSTRACT . 2 第一章 绪论 6 1.1 汽车助力转向系统概述. 6 1.2 汽车液压转向泵概述. 7 1.3 国内外研究现况. 7 1.4 本课题研究的意义与价值 8 第二章 总体设计分析 9 2.1 液压转向泵原理分析 9 2.1.1 液压转向泵的构成. 9 2.1.2 液压转向泵工作原理分析 9 2.2 设计参数选定 10 2.3 液压转向系统性能参数计算. 10 2.3.1 转向力矩 Mr 的计算 10 2.3.2 最小工作压力及理论流量计算 11 2.3.3 最大工作压力计算 11 2.3.4 转向油泵的流量匹配 11 2.3.5 扭矩计算. 12 2.4 方案设计 12 2.4.1 泵体结构方案选定. 12 2.4.2 叶片倾斜角方案分析选定 12 2.4.3 定子过渡曲线方案选定 13 2.5 实际参数计算 14 2.5.1 流量计算 14 2.5.2 功率计算. 14 2.5.3 扭矩计算 14 2.5.4 液压转向泵设计计算参数表 15 第四章 部件设计计算 16 4.1 转子的设计. 16 4.1.1 材料选择. 16 4.1.2 转子半径. 16 4.1.3 转子轴向宽度. 16 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.1.4 转子结构尺寸设计. 16 4.2 叶片的设计. 18 4.2.1 叶片材料选择. 18 4.2.2 叶片数 18 4.2.3 叶片安放角. 19 4.2.4 叶片的厚度. 19 4.2.5 叶片的长度. 19 4.2.6 叶片的结构尺寸设计. 20 4.2.7 叶片的强度校核. 20 4.3 定子的设计. 20 4.3.1 定子材料选择. 21 4.3.2 定子短半径 1 R 21 4.3.3 定子长半径. 21 4.3.4 定子大、小圆弧角. 22 4.3.5 定子过渡曲线的幅角. 22 4.3.6 定子过渡曲线设计. 22 4.3.7 定子结构尺寸设计 23 4.4 左配流盘的设计. 24 4.4.1 左配油盘封油区夹角. 24 4.4.2 左配流盘 V 形尖槽 25 4.4.3 左配流盘结构尺寸设计. 25 4.5 右配流盘结构设计. 27 4.6 传动轴的设计. 28 4.6.1 材料选择 28 4.6.2 花键轴段的设计 28 4.6.3 校核轴段花键的挤压强度. 29 4.6.4 轴的结构设计. 29 4.6.5 轴上载荷分析. 30 4.6.6 按扭转切应力校核轴的强度. 31 4.6.7 校核轴的刚度. 31 4.7 泵体的设计. 33 4.7.1 泵体材料选择. 33 4.7.2 左泵体结构设计. 33 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.7.2 右泵体结构设计. 34 4.8 盖板的设计. 34 第五章 液压转向泵的使用与维护 35 5.1 液压转向泵的使用. 35 5.2 液压转向泵的维护与检查. 35 参考文献 37 结 论 38 致 谢 39 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第一章第一章 绪论绪论 1.11.1 汽车汽车助力转向系统助力转向系统概述概述 助力转向，顾名思义，就是通过增加外力来抵抗转向阻力，让驾驶者只需更 少的力就能够完成转向，也称动力转向，英文为 power steering，最初是为了让 一些自重较重的大型车辆能够更轻松的操作，但是现在已经非常普及，它让驾驶 变得更加简单和轻松，并且让车辆反应更加敏捷，一定程度上提高了安全性。助 力转向按照助力的来源不同，可以分为两大类-液压助力和电动助力。 液压动力转向的由来最早要追溯到 1902 年的 2 月，英国的 Frederick W. Lanchester 发明了 “cause the steering mechanism to be actuated by hydraulic power” 即液力驱动转向机构。 之后类似的发明分别有美国和加拿大的发明家相继注册专 利。 而在汽车生产厂商中， 克莱斯勒率先实现了液压助力转向系统的商业化生产， 将其命名为 Hydraguide 油压转向系统，并于 1951 年将其搭载在克莱斯勒的第六 代 Imperial（译为帝王）车型上。随着技术的发展，出现了以电子泵代替机械泵 的电子液压助力转向系统， 所以目前液压助力的主要分为机械式液压助力和电子 液压助力两类。 机械式液压助力转向的主要原理，它是基于机械式的齿轮齿条转 向机构而来，增加了一整套液力系统，包括储液罐、液压助力泵、与转向柱相连 的机械阀、转向机构上的液压缸和能够推动转向拉杆的活塞等等。机械式助力转 向提供液压的液压泵由发动机通过皮带驱动。子液压助力，Electro-hydraulic power steering，简称 EHPS，其助力原理与机械式液压助力完全相同，而与机械 式液压助力最大的区别就是不再使用由发动机通过皮带驱动的液压泵， 而是换成 了电力驱动的电子泵。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 1-1 液压助力转向系统构成 1.21.2 汽车液压转向泵概述汽车液压转向泵概述 近几十年来，我国的汽车工业得到了迅速发展，为满足对舒适性和安全性的 更高要求，越来越多的汽车车型采用转向系统，液压动力转向系统工作压力高、 结构紧凑，动力缸的尺寸小、重量轻；油液具有不可压缩性、灵敏度高；油液的 阻尼作用可以用来吸收路面冲击；动力装置无需润滑。故液压动力转向系统有利 于节能、降噪以及转向盘操作力控制。 液压动力转向系统由转向泵、分配阀、动力缸及油箱、管路等组成。在动力 转向系统中， 转向助力泵作为其心脏部件， 直接影响到汽车的转向和操作稳定性。 汽车动力转向泵具有小排量、高转速的特点。绝大多数转向泵采用液压转向泵， 双作用片泵也称为平衡式叶片泵，与齿轮泵、柱塞泵相比，叶片泵由于具有尺寸 小、重量轻、流量均匀、噪声低的突出特点，在各种类型的汽车上获得了广泛的 应用。除了液压泵外，转向泵内部一般还包括控制流量、压力的阀件，这些阀件 和液压泵一起构成了转向泵的液压回路。 目前开式液压动力转向系统的应用比闭 式系统更为广泛，其能耗问题也比较突出，因此本文选择了开式液压动力转向系 统中常用的双作用叶片式转向泵作为研究对象。 1.1.3 3 国内外研究现况国内外研究现况 叶片泵是目前中高压液压系统中使用较广的一种泵。 随着液压技术的不断发 展，叶片泵的高压化导致了叶片泵顶部与定子内表面接触应力的急剧升高,加剧 了磨损,一旦受力不平衡,会引起叶片与定子内表面的撞击振动，从而激发噪声。 50 年代后期，国外出现压力等级为 14.0Mpa 的叶片泵时，其噪声值为 75dB(A)， 噪声值过高成了一个急需解决的问题。 从 1960 年起国外开始重视叶片 泵噪声问题，不断进行降噪研究，到 70 年代末和 80 年代中期，一系列性能优良 的低噪声叶片泵相继问世，噪声值一般可控制在 65dB(A)以下，其中日本油研公 司研制的 PV2R 系列叶片泵， 噪声值甚至低至 51-62dB(A)， 已达到低于同等功率 电动机噪声的水平。另外，像美国的 Denison“T6”系列叶片泵，都较好的控制 了叶片泵的噪声值，属于性能优良的低噪声叶片泵。 随着国产汽车工业的发展， 国内许多厂家进行了汽车动力转向泵的国产代开 发。目前为止，已有许多种动力转向泵实现了国产代。国内的许多厂家通常采用 “反靠” 靠模的加工方法加工定子内曲线条件好些的厂家使用精密测会仪器对定 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 子样品尺寸进行较高精度的测绘，然后在数控机床上加工定子内曲线。这些加工 方法虽然能较好地仿制出国外定子内曲线的形状， 但因在加工过程中不可避免地 带入了误差。这种误差为系统误差，导致最终所得的定子内曲线与实际的最佳过 渡曲线形状不符，同时，又由于国内当前的生产加工条件差，定子内曲线加工精 度难以满足要求，存在加工误差。 1.4 1.4 本课题研究的本课题研究的意义与价值意义与价值 与齿轮泵或轴向柱塞泵等其他形式的液压泵不同， 双作用式叶片泵使用寿命 不是取决于轴承的寿命，而主要取决于定子内表面与叶顶的磨损程度。叶片泵是 目前中高压液压系统中使用较广的一种泵。 叶片泵的高压化会引起叶片与定子内 表面的撞击振动，从而激发噪声。噪声不仅给环境带来污染，而且大大影响了泵 的使用性能，降低了泵的使用寿命。因此，叶片泵的噪声控制成了一个急待解决 的问题。 在叶片泵的低噪声研究中，定子内曲线一直被有关专家视为关键因素。为了 解决这一问题，有必要对叶片泵定子内曲线进行优化设计，进一步降低叶片泵工 作时的噪声，提高其工作效率。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第二章第二章 总体设计分析总体设计分析 2.1 2.1 液压转向泵原理分析液压转向泵原理分析 2.1.1 液压转向泵的构成 组成结构：定子、转子、叶片、配油盘、传动轴、壳体等。汽车液压转向泵 构成如下图： 图 2-1液压转向泵结构 2.1.2 液压转向泵工作原理分析 图3-19 双作用叶片泵工作原理 1-定子 2-压油口 3-转子 4-叶片 5-吸油口 4 5 3 2 1 图 2-2 液压转向泵工作原理 1定子；2吸油口；3转子；4叶片；5压油口 如图 2-2 所示。汽车液压转向泵定子表面是由两段长半径圆弧、两段短半径 圆弧和四段过渡曲线八个部分组成，且定子和转子是同心的。在图示转子顺时针 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 方向旋转的情况下， 密封工作腔的容积在左上角和右下角处逐渐增大， 为吸油区， 在左下角和右上角处逐渐减小，为压油区；吸油区和压油区之间有一段封油区把 它们隔开。 这种泵的转子每转一转， 每个密封工作腔完成吸油和压油动作各两次， 所以称为液压转向泵。泵的两个吸油区和两个压油区是径向对称的，作用在转子 上的液压力径向平衡，所以又称为平衡式叶片泵。 定子内表面近似为椭圆柱形,该椭圆形由两段长半径 R、两段短半径 r 和四 段过渡曲线所组成。 当转子转动时,叶片在离心力和建压后根部压力油的作用下, 在转子槽内作径向移动而压向定子内表,由叶片、定子的内表面、转子的外表面 和两侧配油盘间形成若干个密封空间,当转子按图示方向旋转时,处在小圆弧上 的密封空间经过渡曲线而运动到大圆弧的过程中,叶片外伸,密封空间的容积增 大,要吸入油液;再从大圆弧经过渡曲线运动到小圆弧的过程中,叶片被定子内壁 逐渐压进槽内,密封空间容积变小,将油液从压油口压出。 2.2 2.2 设计设计参数选定参数选定 本课题以大众桑塔纳 1.6L 2013 款轿车为例，设计桑塔纳 1.6L 2013 款液压助力 转向系统转向泵，大众桑塔纳 1.6L 2013 款轿车的参数如下表： 桑塔纳 1.6L 2013 款参数表 项目 参数 整体 参数 整备质量 1160kg 满载质量 1640kg 轴距 2603mm 前轮距 1460mm 后轮距 1500mm 驱动形式 前轮驱动 最高车速 185km/h 发动机 参数 型号 EA211 排量 1598ml 最大功率/转速 81kw/5200rpm 最大扭矩/转速 155N.m/3800rpm 车轮 参数 前轮 175/70 R14 后轮 175/70 R14 2.32.3 液压转向系统性能参数计算液压转向系统性能参数计算 2.3.1 转向力矩 Mr 的计算 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 转向器的扭矩取决于汽车整体转向桥承重载荷、轮胎气压、路面情况及转向 桥设计参数，计算公式： Mr3/)/( 2 1 3 1 PGf （1） 式中： Mr-在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N.mm； f-轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取 0.7； G1-转向前桥负荷，N； P-轮胎气压，MPa； 2.3.2 最小工作压力及理论流量计算 根据公式 1 计算的力矩 Mr 和所选转向器的缸径, Pmin)( 10 SSRM Fr （2） 式中：Pmin-转向的最小工作压力，MPa； Mr-在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩， N.m； S0-油缸工作面积，； S1-螺杆外径所占面积， ； RF-扇形齿分度圆半径，m。 理论流量(Qo)是根据转向盘最大瞬时转速计算： Q0=60ntS （3） 式中：n汽车方向盘最大瞬时转速(转/秒)，轿车取 1.5r/S, 其它车辆取 1.25r/S； t-助力方向机丝杆螺距； S-助力方向机油缸实际工作面积； 2.3.3 最大工作压力计算 公式 2 计算出的转向压力是转向所需要的最小工作压力，由于转向油泵 具有安全保护作用，必须保证转向压力不得大于转向油泵设计的安全压力， 建议设计的转向压力为安全压力的 85%，例如：转向压力为 8MPa，那么油泵 的安全压力则设计为 10MPa。同时该工作压力也是对转向器的安全保护压力。 2.3.4 转向油泵的流量匹配 根据公式 3 计算的流量， 还必须考虑系统泄露， 按如下公式计算： Q1=（1.52) Q0 + Q2 （4） 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 式中：Q0-理论流量（L/min） Q2转向器泄露量（L/min） （与制造水平相关） 2.3.5 扭矩计算 T= （5） 式中：P-油泵压力(MPa) q油泵排量（ml/r） 根据上述分析选定本次设计的大众桑塔纳1.6L 2013款轿车液压转向泵选定的参 数为： 额定排量：1.2/qml r 额定压力：8.0pMPa 2.4 2.4 方案设计方案设计 2.4.1 泵体结构方案选定 本设计为单级液压转向泵，它分为单级圆形平衡式叶片泵和单级方形平衡 式叶片泵两种类型。 方形叶片泵主要结构特点与圆形叶片泵相比，有有以下优点： 1 简化了结构，在同等排量的情况下，外形尺寸和重量比圆形泵大大减小。 2 取梢转子和侧板的耳轴，改善了加工工艺性，而且可节省毛坯材料。 3 采用浮动压力侧板，提高了容积效率和工作压力。 4 进油道设在泵体，排油道设在泵盖，均为开式油道，不仅铸造方便，而 且油道通畅，即使高转速工作时流动阻力也较小 5 传动釉输入端一侧的支承较强，能够承受径向载荷，允许用皮带或齿轮 直接驱动，有一定的耐冲击和振动能力。 方形叶片泵具有结构紧凑，体积小，能够适应高转速和较高压力工作，耐 冲击、振动能力较强等特点，因此本次选定方形叶片泵为本设计的叶片泵类型。 2.4.2 叶片倾斜角方案分析选定 影响压力角大小的因素包括定子曲线的形状反映为角的大小和叶片的 倾斜角 1 。实际上定子曲线各点的角是不同的，转子旋转过程中，要使压力角 在定子各接触点均保持为最优值 op ， 除非叶片倾斜角 1 能在不同转角 时取不同的值， 且与保持同步反值变化， 而这在结构上是不可能实现的。 因此， 叶片在转子上安放的倾斜角只能取个固定平均合理值， 使得运转时在定子曲线 上有较多的压力角接近于最优值 op 。由计算机对不同叶片泵所作的计算表 2 Pq 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 明， 为使压力角保持为最优值，相府的叶片倾斜角 1 通常需在正负几度沿转子 旋转方向朝后倾斜为负的范围内变化，其平均值接近于零度；加之从制远方便 考虑， 所以近期开发的高性能叶片泵倾向于将叶片沿转子径向放置，即叶片的倾 斜角 1 0 。 Ft N Fn N Fp 1 N Fn N 1 Ft Fp O a b 图 3-4 叶片前倾时压力角 a压油区 b吸油区 设计的平衡式叶片泵的叶片前倾角选择 1 0 。 2.4.3 定子过渡曲线方案选定 等加速等减速曲线、正弦加速曲线、余弦加速曲线、修正的阿基米德螺线 4 种曲线，虽然基本上都能较好地满足输出流量脉动小、限制压力角和叶片不脱 离定子的要求，但是它们的力学特性和振动特性却不甚理想。从控制叶片的振动 和噪声来说，上述几种定子曲线都不具备良好的特性，对这些曲线进行适当修正 虽然可以使特性得到某种程度的改善， 促仍然很难根除加速度变化率 J 的突变和 由此产生的激振，北比制造时不易准确控制修正段的长短，所以实际很少应用。 而 5 次曲线 max 值略小， max a值略大，输出的流量均匀性基本相同，而 max J 值较小。由于建立方程时用边界条件约束了曲线两端的、a值，所以、a特性 不仅在曲线自身范围内连续光滑， 而且在端点上也没有突变， 完全消除了 “硬冲” 、 “软冲)是一种综合性能较好的曲线，能获得较好的低噪声效果。 其次，数控机床的普及为加工复杂高次曲线创造了条件，如今非高次曲线 由于其较差的力学和振动特性，实际中已经很少使用。 加之，本设计平衡式叶片泵为普通叶片泵，普通叶片泵一般压力范围在 6.310.0MPaMPa，而本设计额定压力为8.0MPa，压力较高，为改善其力学与 振动性能，故选择综合性能较好的 5 次曲线作为叶片泵的定子曲线。 综合以上各种定子曲线特性，选择以典型高次曲线即 5 次曲线作为定子曲 线的设计方案。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2.5 2.5 实际参数计算实际参数计算 2.5.1 流量计算 （1）平均理论流量 3 5200 1.15 106.24 /min th Qn qL (4-1) （2）实际流量 叶片泵为固定侧板型，压力 8.0MPa，查泵资料得：容积效率取84% v 则 6.24 84% /min5.24 /min thv QQLL (4-2) 2.5.2 功率计算 （1）输入功率轴功率 33 10(/30) 100.736 s NTnTkwkw (4-3) 式中，T 为作用在泵轴的扭矩，单位为N m； 为角速度，单位为 rad/s； n 为转速，单位为 r/min。 （2）有效输出功率液压功率 12 /60()/60/600.7 h NpQpp QkwpQkwkw (4-4) 式中，p为泵进出口之间的压力差，取值为 7.2Mpa； 2 p为出油口压力； 1 p为进口压力，单位均为 Mpa； Q 为泵输出的流量，单位为 l/min。 （3）理论功率 3 (/60) 100.75 th Npnqkw (4-5) 2.5.3 扭矩计算 （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 ()() ths thh th NNN (4-6) 其中 33 ()10(/30) 10 () s ththth NTnTkw 3 ()/60(/60) 10 () h thth NpQpnqkw 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 式中，() sth 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 * () 2 th qp TN m =1.53 N.m (4-7) （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 =96%。 T= th T+ th m T T =1.6Nm (4-8) 式中，T为损失扭矩； m 为反映摩擦损失的机械效率。 2.5.4 液压转向泵设计计算参数表 由上计算得： 额定排量 q Ml/r 额定压力 p MPa 额定转速 n r/min 平均理论流量 Qth L/min 理论扭矩 T N m 1.2 8.0 5200 6.24 1.53 输入功率 s N kw 有效输出功率 h N kw 理论功率 th N kw 实际流量Q L/min 实际扭矩 T N m 0.736 0.7 0.75 5.24 1.6 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第四章第四章 部件部件设计计算设计计算 4 4.1.1 转子的设计转子的设计 4.1.1 材料选择 转子材料选择：20 r C 4.1.2 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 0 15.0dmm 初选 0 (0.91)15.0 z rdmm (4-1) 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 29.0 zz rrLmm (4-2) 4.1.3 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)20BRmm (5-3) 式中 1 R定子小半径。 由式(5-2)，29 z rmm，最终确定 1 0.8324.9BRmm，取 25Bmm 4.1.4 转子结构尺寸设计 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 转子 转子轴孔叶片槽 图 4-1 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29 z rmm，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 0 19dmm，由传动轴花键设计及花键齿工作高度 h=2mm,得 内花键大径： 0 23Dmm 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0 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 2 36 5 c z 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 582 1038 t rmmmmmm 考虑压油孔直径尺寸，取35 t rmm 由叶片厚 t=2mm，叶片底部通压油孔直径值取3 t dmm，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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 4-2 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 40 pp MPa 计算转子的最大工作应力 2T p DBl (4-4) 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 3 max 1 22 10.445 10 ()58 25 (3029) z T pMPa DB Rr (4-5) 14.407 pp MPa 故转子槽根满足强度条件。 4 4.2.2 叶片的设计叶片的设计 4.2.1 叶片材料选择 叶片材料选择：高速钢 1814 r WCV 4.2.2 叶片数 叶片数通常取 812z 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。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 1 k j j 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=12 4.2.3 叶片安放角 叶片前倾角度为0 图 4-3 叶片前倾角度 由设计方案的设计选择0 4.2.4 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1.5 2.5tmm 此处，取 1.8tmm 4.2.5 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 2 2 () 3 z LRrL (4-6) 则 2 3()10 z LRrmm (4-7) 调整转子半径 z r后，验算叶片长度值 2 3()6.09 yz LRrmm y LL 故叶片长度 L=12mm 满足要求。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.2.6 叶片的结构尺寸设计 图 4-4 叶片的结构设计 叶片结构如图 4-4 所示，由设计计算得到叶片尺寸： 长宽高=201.812mmmmmm 叶片倒角查材料取1 45 4.2.7 叶片的强度校核 图 4-5 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 4-5。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 MPa 则叶片工作最大切应力 故 1.25 ()1.2513.056 2 y m q p TN mTMPa (4-8) 3 max 2 2 13.056 10 9.0 58 2 25 y T MPa DtB 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(4-8)得 maxp 故叶片满足强度要求。 4 4.3.3 定子的设计定子的设计 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 定子过渡曲线 图 4-6 定子曲线 4.3.1 定子材料选择 定子材料：12 ro CM V 4.3.2 定子短半径 1 R 定子的短半径通常取 1 (0.51)20.0 z Rrmmmm (4-9) 调整转子半径 z r过后，得最终设计结果 1 (0.51)30.0 Z Rrmmmm (4-10) 4.3.3 定子长半径 根据平均流量公式 22 21 21 () 2() cos th RR zt QBn RR 又 0 即 22 2121 2()() th QBn RRRR zt (4-12) 将由初选转子半径 z r计算得出 1 B 、R 及额定转速 n，叶片数 z，叶片厚 t 代 入上式得 2 22 6.366344.2960RR 解方程得 2 2 4 22.009 2 bbac Rmm a 调整转子半径 z r后，得到最终定子长半径 2 22 6.366766.2960RR 解方程得 2 2 4 31.035 2 bbac Rmm a 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.3.4 定子大、小圆弧角 大圆弧所对应的幅角 1 和小圆弧对应的幅角 2 ，通常可取相同值，且等于 相邻叶片间隔角，即 12 2 36 5z (4-13) 4.3.5 定子过渡曲线的幅角 定子过渡曲线对应的幅角通常为 12 123 ()54 22210z (4-14) 4.3.6 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： 345 121 ( )()10()15()6() RRR 由上边方程计算得到： 曲线的最大速度： 21 max () 1.88 RR (4-15) 曲线的最大加速度： 2 21 max 2 () 5.77 RR a (4-16) 曲线的最大加速度变化率： 3 21 max 3 () 60 RR J (4-17) 代入 12 RR、 、，得液压转向泵定子曲线方程为 543 ( )4.61812.2498.66530 (4-18) 式中 的单位为弧度。 曲线特性： 则由式(4-18)和(4-15)(4-16)(4-17)得， 1速度特性 ( )( ) ( )2 60 ddd n dtdd (4-19) 该设计的曲线的速度特性： 432 2 ( )(23.0948.99625.995) 60 n 432 58.435123.99665.786 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 21 max21 ()2 1.881.88 () () 60 RRn RR 21450 1.88 (31.03530) () 3 60 10 278.462mm s 2该设计曲线的加速度特性： 222 22 2222 ( )( ) ( )(2) 60 ddd an dtdd (4-20) 22432 ( )2 ( )()(58.435123.99665.786) 60 dn a d 32 5389221.3698576733.4593033587.037 22 21 max21 2 ()2 5.775.77 () () 60 RRn aRR 2 21450 5.77 (31.03530) () 3 60 10 122307.097 2 /mm s 3该设计曲线的加速度变化率特性： 333 33 3333 ( )( ) ( )(2) 60 ddd Jn dtdd (4-21) 3332 ( )2 ( )()(5389221.3698576733.4593033587.037 ) 60 dan J d 1321313 (5.660 10 )(6.005 10 )1.062 10 33 21 max21 3 ()2 6060 () () 60 RRn JRR 3 21450 60 (31.03530) () 3 60 10 182009829.5 3 /mm s 4.3.7 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 2 31.035Rmm，对应的圆弧角 2 36 5 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 定子短半径 1 30.0Rmm，对应的圆弧角 1 36 5 定子曲线角度： 大、小圆弧过渡曲线即定子曲线方程的单位以弧度表示为 543 ( )4.61812.2498.66530 定子曲线对应的幅度 3 54 10 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 2 31.035Rmm，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85mm 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：3 70M ；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1.13.3 ld ddmm，2 个螺钉 孔位置在分布在直径77的圆上，分别位于过渡定子曲线夹角的中心点上。 通孔设计： 在吸油口端连接两配流盘的 2 个通孔直径选为 3.3mm。 4 4.4.4 左左配流盘的配流盘的设计设计 图 4-8 配流盘的油窗结构 4.4.1 左配油盘封油区夹角 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 0 必须大于或等于相邻两叶片之间的圆心 角 2 z 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。 0 角与角的比值称为遮盖比，故 0 1 (4-32) 通常取遮盖比为 1.1 左右 故 0 1.1 39.6 1 取 0 40 4.4.2 左配流盘 V 形尖槽 正因为 0 1，当相邻两叶片同时处于 0 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。 为了减轻闭死现象的不利影响，在配流盘窗口设计 V 形尖槽。 配流窗口 v 形尖槽， 减缓高压回流液压冲击的 v 形尖槽应当开在排油窗口的 进入端。当闭死容积离开吸油窗口之后，通过 v 形尖榴逐渐与排油窗口连通，随 着转角的增加， v 形尖槽的通流截面积的逐渐增大而使两叶片间容腔内的压力 p 逐步升高，直至完全接通排油窗口，才升压达到压油腔的压力 2 p。闭死容积的 升压过程与 v 形尖槽的几何尺寸有关。当 V 形尖楷的横截面为等边三角形时，随 着 v 形尖槽逐渐进入两叶片间的容腔，按节流作用和油液可 V 形尖槽所占的幅角在617 之间， 具体数值要通过实验来确定， 有些泵为 了达到降低噪声的效果，宁可稍许降低容积效率，设计成 V 形尖槽跨入封油区若 干度。取 10 4.4.3 左配流盘结构尺寸设计 1整体尺寸: 定子外径80mm，则配流盘大径80 p Dmm，考虑工艺要求和条件取配 流盘宽度20 zp bmm。 2轴孔尺寸: 左配油盘的轴孔壁作为左轴承外圈的轴向定位， 由手册上查得 61902 型深沟 球轴承外圈的安装尺寸D26 a mm，定位高度 D h=1 2 a D mm ,因此，左配油盘 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 轴孔直径 2 zpa dDC (5-33) C 为轴孔倒角， 查 机械设计手册第一篇 零件倒圆与倒角 GB/T 6403.4 1986表 1-5-10，得 C=1.0mm 故求得轴孔直径 224 zpa dDCmm 3配流盘端面环槽: 配流盘端面环槽与叶片槽底部相通，由转子叶片压力油孔尺寸，各孔圆心位 置35 t rmm，孔直径3mm，取环槽分度圆35 hc rmm，环槽宽度4 hc bmm， 槽深3 hc hmm 4配油窗口: 计算得到的配油盘封油区夹角 0 40 ，配流盘 V 形尖槽10 ，则计算配 油盘吸油窗口夹