即恒量泵毕业设计论文.doc

题目：恒量泵设计外文题目：THE DESIGN OF CONSTANT PUMP 本论文在毕业设计中获得的成绩为优秀；如果要购买（价格为50元）会另外附赠全部9张CAXA图纸、外文文献及翻译、开题报告、实习报告等；下载完成后请用QQ（562484476）或邮箱（）联系我。其中文章中显示黑色部分请在下载后将其选定，去掉底纹颜色即可。毕业设计（论文）共 90 页（其中：外文文献及译文27页） 图纸共9张 完成日期 2011年6月 答辩日期 2011年6月摘要在广泛应用的各种液压设备中，液压泵是关键性的元件，它们的性能和寿命在很大程度上决定着整个液压系统的工作能力，随着技术的进步，液压泵的性能越来越完善，在各种工业设备、行走机构以及船舶和飞机上都得到了广泛应用。因此对于叶片泵相关知识的学习和认识十分必要，特别是对于从事液压相关方面工作的人更显得尤为重要。本文以现今已广泛应用的叶片泵为基础，对定量叶片泵即双作用叶片泵进行设计。在设计过程中采用了一些有关叶片泵的新技术和新观点，并用于叶片泵的设计。设计中对双作用叶片泵的叶片倾角进行了探讨，并对比两种观点的优劣，选择了现今已越来越得到广泛承认的叶片倾角等于零的观点。在定子过渡曲线的设计上也没有采用传统的等加速-等减速曲线或阿基米德螺旋线，而是结合现今数控机床普及的事实,选用高次曲线作为定子过渡曲线的设计基础。设计中还主要参考了YB1型系列叶片泵的相关产品的结构和技术参数，并以其为基础，重新设计了叶片泵的定子过渡曲线和叶片倾角等结构参数，使叶片泵的部分或整体性能有所改善。关键词：双作用叶片泵；定子过渡曲线；叶片倾角AbstractWidely used in various hydraulic equipment, hydraulic pump is a critical component, their performance and life to a large extent determine the capacity of the hydraulic system of work, with the development of the technological progress, hydraulic pumps performance is more and more perfect, pump in various industrial equipment, walks the organization and the ship and aircraft have been widely applied. Therefore vane pump for knowledge and necessary, especially for the work in hydraulic related more appear particularly important.This article has been widely applied in modern-day vane pump as the foundation, based on quantitative vane pump is double-acting vane pump design. In the design process of vane pump adopt some new technology and new ideas, and used in the design of vane pump. Design of double-acting vane pump of the blade angle is discussed, and the comparison of two kinds of views chooses now has more and more widely recognized blade angle equal to zero point of view. In the design of the stator transition curve and there are no adopts traditional Constant acceleration-such as deceleration curve or Archimedes spiral curve, but a combination of the fact that the current popularity of CNC machine tools, selection of high-order curve is used as the basis of the stator design of the transition curve.Also main reference the YB1 series vane pumps related products structure and technical parameters, and its basis, redesigning the vane pumps structure parameters that are the stator transition curve and the blade angle, making the part or whole vane pump performance improved.Key words: double-acting vane pump; the stator transition curve; blade angleIII目录前言 11双作用叶片泵简介 21.1双作用叶片泵的工作原理 21.2双作用叶片泵的结构特征 21.3双作用叶片泵的用途 32双作用叶片泵的特性 42.1双作用叶片泵的性能 42.2双作用叶片泵的排量与流量 43设计方案的分析与选定 63.1设计总体思路 63.2双作用叶片泵的基本结构 63.2.1圆形叶片泵63.2.2方形叶片泵63.2.3方案选定73.3定子曲线 73.3.1双作用叶片泵对定子曲线的要求73.3.2定子曲线应具备的特性93.3.3对几种定子曲线的分析比较103.3.4方案选定113.4叶片布置 113.4.1叶片倾角对叶片受力的影响113.4.2叶片布置的两种方式143.4.3方案选定153.5安装连接形式 163.5.1泵体的安装形式163.5.2进、出油口的连接形式164叶片泵主要性能参数的计算 184.1设计参数 184.2电动机的选择 184.2.1类型和结构型式的选择184.2.2功率的确定184.3双作用叶片泵的角速度 194.4双作用叶片泵的流量计算 194.4.1理论流量194.4.2实际流量204.5双作用叶片泵的功率计算 204.5.1理论功率204.5.2输入功率204.5.3输出功率214.6双作用叶片泵的扭矩计算 214.6.1理论扭矩214.6.2实际扭矩214.7双作用叶片泵的效率计算 214.7.1容积效率214.7.2机械效率224.7.3总效率225叶片泵主要结构参数的设计计算 235.1转子 235.1.1材料选择235.1.2转子半径235.1.3转子轴向宽度235.1.4转子结构尺寸设计245.2叶片 255.2.1材料选择255.2.2叶片数255.2.3叶片倾角255.2.4叶片的长度265.2.5叶片厚度265.3定子 265.3.1材料选择265.3.2定子短半径275.3.3定子长半径275.3.4大、小圆弧幅角285.3.5定子曲线的幅角285.3.6定子过渡曲线设计285.3.7定子曲线的校核305.3.8定子结构尺寸设计325.4配流盘 335.4.1材料选择335.4.2左、右配流盘封油区夹角335.4.3左、右配流盘V形尖槽345.4.4左配流盘结构尺寸设计345.4.5右配流盘结构尺寸设计365.5传动轴 365.5.1材料选择365.5.2初步估算轴的直径365.5.3轴系零、部件的结构设计365.5.4求轴上的载荷395.5.5轴的强度校核计算405.5.6轴的刚度校核计算415.6左、右泵体 435.6.1材料选择435.6.2最小壁厚436叶片泵主要标准件的选择 446.1轴承的选择和寿命的计算 446.1.1左端轴承446.1.2右端轴承446.1.3轴承寿命的计算446.2密封装置 456.2.1液压气动用形橡胶密封圈456.2.2旋转轴唇形密封圈466.3螺钉 466.3.1左、右配流盘和定子连接螺钉466.3.2泵盖螺钉466.3.3右泵体与脚架连接螺钉466.3.4左、右泵体连接螺钉476.4进、出油口螺纹 476.4.1进油口螺纹孔476.4.2出油口螺纹孔476.5键的选择和键连接强度计算 476.5.1平键连接476.5.2花键连接486.6联轴器 496.7轴端挡圈 496.8弹性挡圈 497叶片泵主要零件公差与配合的选择 507.1滚动轴承 507.1.1轴承内圈与轴颈的配合507.1.2轴承外圈与外壳孔的配合507.2矩形花键 507.3叶片和转子叶片槽的配合 517.4定子、配流盘与泵壳孔的配合 518叶片泵的噪声与寿命 528.1叶片泵的噪声 528.1.1叶片泵产生噪声的机理528.1.2定子曲线对噪声的影响538.1.3防止气蚀538.2叶片泵的寿命 549叶片泵的使用维修与故障排除 559.1叶片泵的使用条件 559.2叶片泵的维护与检查 569.3叶片泵的常见故障与排除 569.3.1泵排不出油或没有压569.3.2泵的压力达不到要求或流量不足579.3.3泵的压力突然下降579.3.4泵的油温过高589.3.5外部泄露5810技术经济分析 6011结论 61致谢 62参考文献 63附录A 译文64附录B 外文文献77前言在液压系统中，液压泵的功能主要是将电动机或内燃机等原动机的机械能转换成液体的压力能，向系统提供压力油并驱动系统工作，属于液压动力元件。 在液压传动与控制中使用最多的液压泵主要有齿轮式、叶片式和柱塞式三大类型。其中叶片泵是在近代液压技术发展史上最早实用的一种液压泵。与齿轮式、柱塞式相比，叶片泵具有尺寸小、重量轻、流量均匀、噪声低等突出优点。在各类液压泵中，叶片泵输出单位液压功率所需重量几乎是最轻的，加之结构简单，其价格也比柱塞泵低，而且可以与齿轮泵竞争。半个世纪前VICKERS开创了圆形叶片泵（压力7MPa、排量7200mL/r、转速6001800r/min），首先用于机床液压传动。为满足二次大战战舰配套需要，VICKERS又发展了方形叶片泵（压力10.5MPa）。上世纪7080年代，美国、德国、日本等相继研制成功了弹簧叶片叶片泵、双叶片叶片泵、子母叶片泵、圆弧头叶片泵、柱销叶片泵和定比减压阀叶片泵等各类中高压叶片泵（压力1621MPa）。上世纪末，以DENISON为代表的柱销式高压叶片泵（压力2432MPa、排量5.8268mL/r、转速6003600r/min）进入全球液压产品市场并取得液压界的关注。 叶片泵品种繁多，数量很大。目前国内外对叶片泵的研究主要集中在降低噪声和提高叶片泵的使用寿命上。我国是世界上生产和应用叶片泵最多的国家，全国生产叶片泵的大小企业超过1500家。尽管我国叶片泵生产和应用量发展很快，但叶片泵的设计理论和设计方法没有相应提高，因此对于双作用叶片泵的设计和研究也日益引起人们的关注。11 双作用叶片泵简介1.1 双作用叶片泵的工作原理图1-1 双作用叶片泵的工作原理Fig.1-1 Double-acting vane pump principle of work如图1-1所示，双作用叶片泵的转子和定子中心重合。定子3内表面为近似椭圆，它由两段半径为R的圆弧和两段半径为r的圆弧及四段过渡曲线所组成。配流盘上有四个配油窗口而形成了四个密封容积。当转子1在传动轴带动下沿图示的逆时针方向旋转时，处于一、三象限的叶片从小半径r处向大半径R处伸出并紧贴定子内表面滑动，使一、三象限密封容积逐渐增大，形成真空而吸油；相反处于二、四象限的片从大半径R处向小半径r处缩回并紧贴定子内表面滑动，使二、四象限密封容积逐渐减小而排油；转子每转一转，密封容积由小到大和由大到小各两次，即完成两次吸、排油，这就是双作用叶片泵的工作原理。若叶片沿转子径向安装，改变转子旋转方向，可改变油泵吸、排油方向，故可常作双向泵使用。由于定子与转子同心安装，偏心距为零且不能调节，故双作用叶片泵不能变量，只能作定量泵使用。因双作用叶片泵的两个吸油区和两个排油区均为对称布置，又加上叶片数为偶数，所以作用在转子上的径向液压力是平衡的，属于卸荷式的叶片泵。1.2 双作用叶片泵的结构特征1）转子与定子同心；2）定子内表面由两段大圆弧、两段小圆弧和四段定子过渡曲线组成；3）圆周上有两个压油腔、两个吸油腔，转子轴和轴承的径向液压作用力基本平衡；4）所有叶片根部均由压油腔引入高压油，使叶片顶部可靠地与定子内表面密切接触。1.3 双作用叶片泵的用途双作用叶片泵的突出优点在于径向作用力得到平衡，卸除了转子轴和轴承的径向负荷，因此得到广泛应用。但由于结构上很难实现排量变化，故多为定量泵。当转速一定时，泵的输出流量一定，不能调节变化。双作用叶片泵存在的另一问题是，吸油区各叶片根部与顶部的液压作用力不平衡，叶片顶部作用着吸油腔的低压，而根部承受着压油腔的高压，叶片顶部与定子内表面的接触压力较大，容易造成定子内表面的不均匀磨损，所以工作压力一般限制在7.0MPa以下。如果采用特殊的结构措施解决上述问题，工作压力可以提高到17.528.0MPa。2 双作用叶片泵的特性2.1 双作用叶片泵的性能叶片泵的性能主要通过流量（或排量）、压力、转速、效率、驱动扭矩、吸入性能等特性参数来表示。2表2-1 双作用叶片泵的技术性能Tab.2-1 Technical performance of the double-acting vane pump性能参数排量范围/mLr-1转速范围/rmin-1最大功率/kW容积效率/%总效率/%双作用叶片泵0.54805004000320809465822.2 双作用叶片泵的排量与流量图2-1 双作用叶片泵排量计算Fig.1-1 Double-acting vane pump displacement calculation如图2-1所示，相邻两叶片间的工作容积一次排油体积等于扇形体积V1与V2之差： （2-1）式中：R定子大圆弧半径；r定子小圆弧半径；B叶片宽度；z叶片数目。转子转一转，相邻两叶片间的工作容积排量为。整个泵的排量为： （2-2）泵的理论流量为： （2-3）泵的实际流量为： （2-4）式中：泵的转速；泵的容积效率。以上计算没有考虑叶片厚度的影响，实际上叶片伸出转子部分所占的体积并没有参与吸、排油。每个叶片每次吸、排油所占的体积为： （2-5）式中：叶片倾角；叶片厚度。 转子转一转，每个叶片所占体积为。整个泵每转一转，叶片所占体积为： （2-6）所以考虑叶片厚度的影响，双作用叶片泵的排量为： （2-7） 考虑叶片厚度的影响，双作用叶片泵的理论流量和实际流量分别为：3 （2-8） （2-9） 3 设计方案的分析与选定3.1 设计总体思路本设计为恒量泵的设计，由于双作用叶片泵的定子与转子同心安装，偏心距为零且不能调节，能作恒量泵使用，所以选择双作用叶片泵进行设计。通过参考YB1型叶片泵的结构，结合现有的新技术和新观点进行恒量泵的设计。3.2 双作用叶片泵的基本结构本设计中的叶片泵为单级叶片泵，是由转子、叶片、定子、配流盘、传动轴及壳体等主要零件组成。它分为单级圆形叶片泵和单级方形叶片泵两种类型。43.2.1 圆形叶片泵圆形叶片泵的主要结构特点和存在的问题：1)采用固定侧板，转子侧面与侧板之间的间隙不能自动补偿，高压时泄漏严重。只能工作在7.0MPa以下的中、低压。2）进、出油道都铸造在泵体内（称为暗油道），铸造清沙困难。而且油道狭窄，高转速时由于流速过快，流动阻力大，容易出现吸空和气蚀。3）侧板与转子均带耳轴，虽然支承定心较好，但毛坯费料，加工不方便。这种结构装配时对后泵盖联接螺钉拧紧扭矩的均匀性要求很严，否则容易导致侧板和转子的倾侧，使侧板与转子端面的轴向间隙不均匀，造成局部磨损。3.2.2 方形叶片泵与圆形叶片泵相比，方形叶片泵主要有以下改进：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。装配时即使泵盖四个螺栓的拧紧力矩不很均匀，也不致影响侧板与转子端面的均匀密合。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）传动轴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。3.2.3 方案选定综上所述，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，因此特别适用于工程车辆液压系统。加之其加工工艺性也比圆形泵优越得多，所以在一般工业机械上也获得广泛应用，已逐步取代圆形泵。因此选定方形叶片泵作为双作用叶片泵的基本结构类型。但与前述方形叶片泵略有不同，主要改进在于：1）泵的外壳由左泵体和右泵体两部分组成。2）仍保留两个配流盘，其中左配流盘是固定侧板，而右配流盘是浮动压力侧板，但没有设置预紧弹簧。3）由两个配流盘、转子、叶片和定子构成的泵芯用两个螺钉联接成预紧组合件，然后装入右泵体内。4）支承传动轴的两个滚动轴承分别装在预装组件两侧的左、右泵体上。5）在右泵体的右端面装有端盖，端盖与传动轴之间设置两个背对背的唇形密封圈，以防油液外漏和空气、灰尘进入。3.3 定子曲线3.3.1 双作用叶片泵对定子曲线的要求1）使输出流量脉动小泵输出流量的均匀性取决于处在一个区段的定子曲线范围内各叶片径向速度之和是否变化，或者说取决于定子曲线相应各点的矢径变化速度之和是否能保持为常数。若为常数，流量的脉动就为零。2）使叶片不脱离定子虽然叶片进入工作状态后主要靠根部压力油的作用将叶片顶出与定子保持接触，但在泵启动之初由于根部压力尚未建立，只能靠离心力使叶片伸出。在不考虑液压力和摩擦力且叶片径向放置时，叶片不脱离定子的条件是叶片所受的离心力应大于叶片以定子曲线矢径增长的加速度做径向加速运动所克服的惯性力。即对定子曲线的径向加速度加以限制，以保证叶片的离心加速度大于定子曲线矢径增长的加速度。这样，在根部无油压的作用时，吸油区叶片径向运动才能跟上定子曲线矢径的增长，并对定子有适当的接触压力。值得注意的是定子长短半径的差值对加速度值的影响很大，如果差值太大，则径向运动的速度和加速度将很大，有可能会出现离心力不足以克服加速外伸运动的惯性力，以致跟不上定子曲线矢径的增长而脱离定子的现象。 3）叶片无冲击振动，低噪声如果定子曲线在某些点上的径向速度发生突变，则曲线上该点的径向加速度在理论上等于无穷大。为正无穷的时候，叶片将在该点出现瞬间脱离定子的现象，为负无穷的时候，叶片对定子产生很大的冲击力。二者均会引起撞击噪声和严重磨损。这种现象为“硬冲”，是叶片泵正常工作所不允许的。为了消除径向加速度的突变，要求定子曲线处处光滑连续，与大、小圆弧的连接点处有公切线。定子曲线加速度的急剧变化和加速度变化率的突变也会使叶片对定子的压紧力发生变化，这是引起叶片振动冲击产生噪声的重要原因，这种因加速度突变而引起的冲击称为“软冲”。无冲击、低噪声对定子曲线的要求是曲线的速度、加速度和加速度的变化率都连续光滑变化，没有突变。4）使叶片的受力状态良好定子曲线某点矢径与曲线该点的法线之夹角称为定于曲线的压力角，如图3-1所示。 （3-1）式中：定子曲线的压力角。图3-1 定子曲线的压力角Fig.3-1 Pressure angle of the stator curves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。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角增大，导致横向分力Ft的增大，使叶片受力状态恶化，影响泵的寿命和效率。由式（3-1）可知，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。5）获得尽可能大的理论排量增大的值可增加泵的排量。但是，增大的值受到两个条件的限制。首先，的值越大，即叶片伸出转子体的部分越长，液压力产生的弯曲力矩越大，叶片及转子的受力恶化，强度下降。其次，为保证叶片不脱空，应使过渡曲线的加速度最大值较小。定子曲线的值越大，则过渡曲线的加速度值越大，对防止叶片脱空不利。3.3.2 定子曲线应具备的特性 综上所述，对定子曲线的速度、加速度和加速度变化率等特性和曲线升程的具体要求归纳如下：1）速度特性 要求速度特性曲线连续光滑，没有突变。最大速度值受叶片与定子接触压力角合理值的限制。为保证泵的输出流量脉动小要求相邻间隔为叶片间隔角的任意点之速度组合等于或近于常数。 2）加速度特性 要求加速度特性曲线连续光滑，没有突变，不出现加速度为无穷大的点。最大加速度值受叶片不脱离定子条件的限制。3）加速度变化率 要求曲线连续光滑，没有突变，不出现J值为无穷大的点。的最大值受低噪声性能要求的限制。 J值在较小范围内变化且保持连续的定子曲线能在一定程度上控制叶片的振动，称为低噪声曲线。不但限制J值连续变化的大小，而且在曲线端点上也不出现J值突变的曲线能消除激振作用，更好地实现叶片无冲击的径向运动，称为无冲击低噪声曲线。4）升程 当定子长半径R一定时，增大升程可以不增大泵的外形尺寸而获得较大的排量。但无论何定子曲线，其、均与成正比，故前述有关限制、值的要求同时也限制了允许的最大升程。由于不同类型曲线的、值与之间的比例系数不同，所以采取不同的定子曲线时，允许的最大升程（即允许的长、短半径之差）也不同。值得注意的是，上述对特性的要求也应包括定子曲线与长、短径圆弧的连接点在内，当定子曲线在端点上不能按上述特性要求与圆弧段光滑连接时，在连接处应设一小段经修正的连接过渡曲线。3.3.3 对几种定子曲线的分析比较1）修正的阿基米德螺线采用阿基米德螺线作为过渡曲线时，则过渡曲线的径向升程或极半径按阿基米德螺线规律变化，叶片在阿基米德螺线上滑动时，不会产生刚性冲击和柔性冲击，叶片不会产生脱空现象，但叶片在圆弧和阿基米德螺线的连接点处，叶片径向速度发生突变，径向加速度为无穷大，叶片产生刚性冲击，因此连接点易磨损。2）等加速等减速曲线采用等加速等减速曲线作为过渡曲线时，在连接点处，叶片有较小的柔性冲击，其叶片加速度的最大值相对于其他形式的曲线为最小，因此允许有较大的值，故在同样的体积下，可以获得较大的流量，使泵结构紧凑，并且适当选择叶片数可以保证泵的瞬时流量均匀，不会产生刚性冲击，但是在过渡曲线与圆弧的连接点及过渡曲线的中点加速度发生突变而造成“软冲”现象，通常在三个软冲点处有三道清晰的磨痕。3）正弦加速曲线采用正弦加速曲线作为过渡曲线时，在过渡区，叶片的径向加速度按正弦规律变化，叶片不会产生刚性冲击和柔性冲击，但叶片的最大加速度较大，在过渡区叶片容易产生脱空现象，为了防止脱空现象的产生，在相同流量的条件下则叶片尺寸较大。4）余弦加速曲线采用余弦加速曲线作为过渡曲线时，在过渡曲线和圆弧连接点处有较大的加速度突变，产生较大的柔性冲击，且不能保证泵的流量均匀。5）高次型曲线高次曲线能够充分满足叶片泵对定子曲线径向速度、加速度和加速度变化率等项特性的要求，尤其在控制叶片振动、降低噪声方面具有突出的优越性。高次型曲线的一般表达式为： （3-2）为了使的三阶导数存在而且连续光滑变化，方程的次数至少不得低于5次，即要求。当n=5时，矢径的三阶导数为，是一个二次多项式，还可以进一步求解两次导数。因此矢径的三阶导数是一条光滑连续的曲线。若，则不能满足此要求。但是，随着方程次数的增高，矢径二阶、三阶导数的最大值将增大。因此，为了限制和值，以保证叶片受力良好，不脱离定子，方程次数也不宜太高，一股取。3.3.4 方案选定研究表明，叶片泵的噪声主要来源于叶片和定子内表面的机械噪声，其原因是叶片按定子曲线给定的轨道径向运动时加速度的变化引起惯性力的变化，从振动的角度看，这是一种外界作用与叶片的冲击力。高次型曲线通过对参数的调整可满足瞬时流量均匀性和减少振动的要求。国内外的研究表明，采用高次型曲线的叶片泵的噪声通常是最小的，为现代高性能低噪声叶片泵广泛采用。修正的阿基米德螺线、等加速等减速曲线、正弦加速曲线、余弦加速曲线等4种过渡曲线，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。因此，本设计选择非对称6次曲线（即n=6）。这种曲线用于压油区，当叶片从处开始进入径向变速运动时，J值能连续平缓的开始变化，助振作用比较缓和，消除了激振冲击。但在与r圆弧连接的一端仍有J的突变，不过这时叶片径向运动速度已回复为零，不致产生波及整个区间的振动。因此这种曲线也被称为无冲击低噪声曲线。3.4 叶片布置3.4.1 叶片倾角对叶片受力的影响如图3-3所示。定子对叶片作用的合力F可以分解为两个分力，即沿叶片伸缩滑动方向作用的分力Fp和垂直于叶片滑动方向的分力Ft。 (3-3)式中：为合力F的作用方向与叶片间的夹角。图3-3 叶片顶端受力分解Fig.3-3 Decomposition of the force vane tip如图3-4所示。转子对叶片的作用力包括转子槽侧面的接触反力T1、T2和摩擦力F1、F2。 (3-4)式中：L为叶片的长度；l为叶片在转子槽内的长度。 (3-5)式中：fv为转子槽与叶片摩擦系数。定子对叶片顶部产生的反作用合力F可以分解为Fp和Ft两个分力（如图3-3），其中横向分力Ft使叶片靠向转子槽一侧并形成转子槽对叶片的接触反力和摩擦阻力（如图3-4），对叶片的自由滑动十分不利，严重时将会造成转子槽的局部磨损，导致泄漏增加，甚至因摩擦力太大而使叶片被咬住不能伸缩滑动。此外，Ft还使叶片悬伸部分承受弯矩作用，假如果Ft过大，或者叶片悬伸过长，叶片还有可能折断。因此，Ft分力的存在对叶片泵的寿命和效率都很不利，设计上应设法尽量减小其数值。图3-4 转子对叶片的作用力Fig.3-4 Rotor force acting on the blade由式（3-3）至式（3-5）可知，合力F与叶片之间的夹角越小，则分力Ft越小。最理想的情况是令叶片的方向正好与F力的作用方向一致，这时，Ft=0，由Ft引起的转于对叶片的接触反力和摩擦力亦为零，叶片的伸缩滑动将完全不受转子槽阻碍。在图3-5中，是定子曲线接触点处法线方向与叶片方向的夹角，称为压力角，是定子与叶片的摩擦角。由图可见，各角度之间存在如下关系： (3-6)因此，要使角为零，应使压力角等于摩擦角。图3-5 叶片倾角与作用力方向Fig.3-4 Blade angle and force direction由此得出结论；定子曲线与叶片作用的压力角等于摩擦角时，对叶片产生的横向作用力Ft最小，叶片与转子槽之间的相互作用力和摩擦磨损量也最小，所以压力角的最优值为： （3-7）如图3-5所示，在叶片向旋转方向前倾放置的情况下，吸油区定子与叶片作用的用力角为： （3-8）式中：为定子曲线接触点A处的法线与半径OA的夹角；为叶片的倾斜角，即叶片方向与半径方向OA的夹角。3.4.2 叶片布置的两种方式1）叶片沿转子旋转方向前倾一个角度布置传统观点认为，双作用叶片泵的叶片应该沿旋转方向朝前倾斜放置。以往生产的大多数叶片泵亦按此原则设计制造，叶片前倾角其至达。这种观点的主要理由如图3-6所示：定子对叶片作用的横向分力Ft取决于法向接触反力Fn和压力角，即，为了使Fn尽可能沿叶片方向作用，以减小有害的横向分力Ft，压力角越小越好。因此令叶片相对于半径方向倾斜一个角度，倾斜方向是叶项沿旋转方向朝前偏斜，使压力角小于角，即，否则压力角将较大。图3-6 叶片前倾时的压力角（压油区）Fig.3-6 Pressure angle when the blade forward（oil expulsion area）2）叶片沿转子的径向布置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。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，除非叶片倾斜角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的平均合理值，使得运转时在定子曲线上有较多的压力角接近于最优值。由计算机对不同叶片泵所作的计算表明，为使压力角保持为最优值，相应的叶片倾斜角通常需在正负几度（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；加之从制造方便考虑，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。3.4.3 方案选定上述传统观点的错误在于： 1）在分析定子对叶项的作用力时未考感摩擦力Ff的影响，计算有害的横向分力Ft并不是以反作用合力F为依据，而是以法向接触反力Fn为依据，因而得出压力角越小越好的错误结论。实际上由于存在摩擦力Ff，当压力角时，定子对叶顶的反作用合力F并不沿叶片方向作用，即并非处于最有利的受力状态，这时转子槽对叶片的接触反力和摩擦力并不为零。图3-7 叶片前倾时的压力角（吸油区）Fig.3-7 Pressure angle when the blade forward（oil adsorption area）2)忽视了双作用叶片泵的叶片在吸油区和压油区受力情况大不相同，而且吸油区叶片受力较压油区严重得多，错误地把改善叶片受力的着眼点放在压油区而不是吸油区。叶片向前倾斜角有利于减小压力角的结论实际上只适用于压油区。相反，由图3-7可见，在吸油区叶片前倾反而使压力角增大，变为，使受力情况更加恶劣。因此，本设计的双作用叶片泵的叶片倾角选择。3.5 安装连接形式3.5.1 泵体的安装形式1）脚架安装式泵体用螺钉安装固定在专门的脚架上，而脚架再用螺栓固定在机器设备的底板上。采用这种安装方式时，泵轴与原动机之间通过弹性联轴器