双作用叶片泵.doc

引言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，因此对液压泵的合理选择和正确使用显得格外重要。即使是使用维护液压设备或从事液压系统的设计、生产，而不是从事液压元件开发、生产的工程技术人员，也有必要深入了解液压泵的结构及性能。本次设计中主要是从设计双作用叶片泵的方面来进入研究的。本设计主要从双作用叶片泵的结构、原理、性能以及它的合理使用与维护来进行的，对于叶片泵参数设计的问题也有涉及。采用了国内通常所称的双作用式。本设计的内容安排比较单一，只涉及了一种yb型的双作用叶片泵，而且其中的很多数据并不是按顺序来进行设计的，有些事根据网上的实验材料来进行取值的，先介绍的是双作用叶片泵的基本原理，接下来是流量计算，在然后是双作用叶片泵各零件和部件的设计，最后组装成为一个整体的双作用叶片泵。由于本设计中，能够直接收集到的资料有限，不尽之处在所难免，希望您能指正。1 双作用叶片泵的概述 11 工作原理 如图1-1所示。它的作用原理和单作用叶片泵相似，不同之处只在于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，所以称为双作用叶片泵。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,因而,当转子每转一周,每个工作空间要完成两次吸油和压油,所以称之为双作用叶片泵,这种叶片泵由于有两个吸油腔和两个压油腔,并且各自的中心夹角是对称的,所以作用在转子上的油液压力相互平衡,因此双作用叶片泵又称为卸荷式叶片泵,为了要使径向力完全平衡,密封空间数(即叶片数)应当是双数。图1-1 双作用叶片泵工作原理fig 1-1 double-acting vane pump principle of work 1定子；2吸油口；3转子；4叶片；5压油口12 结构特征归纳上述工作原理，双作用叶片泵主要有以下结构特征：（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；（5） 叶片通常倾斜安放，叶片倾斜方向与转子径向辐射线成倾角，但倾斜方向不同于单作用叶片泵，而沿旋转方向前倾，如图1-1所示，也是用于改善叶片的受力情况。 13 用途双作用叶片泵的突出优点在于径向作用力平衡，卸除了转子轴和轴承的径向负荷，因此获得广泛应用。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。平衡式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双作用叶片泵的结构以及各零部件参数的确定 21叶片的设计 从工艺和转子强度着眼，希望叶片数取少为好，满足密封的最少叶片数是6；叶片数增加，可使过渡角增大，叶片不“脱空”的值可以增大过流面积改善吸入性能又可使理论流量加大，但流量增大要受到叶片排挤的限制，故要选取适当；叶片数与定子曲线适当匹配可使瞬时几何流量均匀，下面就这一问题加以分析。211 叶片数的确定不同于单作用叶片泵，双作用叶片泵的叶片数为偶数，定子曲线为“圆修”的阿基米德螺线此种曲线时，因为“圆修”角比较小，在大部分范围内=c（常数），所以只要吸油区过渡段上的叶片数为常数即可保证瞬时流量均匀。因密封的最小叶片数z=6，故过渡区的叶片数式中 n自然数。故 z=4（n+1） 等加速和正弦加速曲线修正时，由于曲线在加速区和减速区分别成为中心对称，所以只要过渡区上的叶片数为偶数时，即可保证等于常数，使流量均匀。即 式中 n自然数。故 z=4（2n+1）即z=1220等，双作用叶片泵的瞬时流量是脉动的，所以当叶片数为4的倍数时脉动率小。为此，双作用叶片泵的叶片数一般都取12或16。这样可使流量均匀，因20以上数字太大，故在此次设计中，选用叶片数为 z=12b）实线为等加速修正曲线，点划线为正弦加速修正曲线图2-1 叶片数z与的匹配fig2-1 number of leaves z and matcha） 过渡区叶片的 值b） 过渡区叶片的 值 212 叶片的厚度 叶片的厚度在最大压力下（一般为额定压力的1.25倍），应有足够的强度和刚度，在强度和工艺条件允许的情况下应尽力减薄，使叶片底端面积减小，以减小叶片对定子的压紧力。根据工艺条件，一般取 s=（1.82.5）mm取值 s=2mm 对于采用特殊叶片结构的高性能叶片泵，s还取决于叶片压紧机构的需要。213 叶片安放角和径向高度l叶片前倾后，在进入压油区时，过流断面逐渐增大，还能起到油压的缓冲作用，这对改善叶片和转子体承受动载荷的状态是有一定好处的叶片前倾便于压回，叶片后倾便于抛出。双作用叶片泵叶片前倾，防止了吸油区出现的叶片卡死情况，副作用是吸油区叶片受力情况变坏。双作用定量叶片泵定子曲线是由四段不同半径的圆弧（r、r）与四条过渡曲线组成等加速曲线，在过渡曲线上及过渡曲线与圆弧的交接处，定子曲线给叶片的约束反力变化大，容易卡死，故而采取了叶片前倾。图上叶片与ob线间的夹角即为倾片倾角，nn线是b点的法线，叶片与法线间的角度为叶片在过渡曲线上的压力角，ob与nn线间的夹角为向心线的压力角，由于压力角是变数，为使过渡区各点受力比较均匀，可取 =10为使叶片在转子槽内运动灵活以避免卡死，叶片留在槽内的最小高度，不应小于叶片的径向高度l的。 图2-2 叶片的安放角fig2-2 leaf blades imposition angle22 定子的设计定子作为双作用叶片泵的一个部件，它的作用是很重要的，叶片泵的性能、寿命和效果都主要是由它决定的，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，从外表来看，它的外面是一个正圆，而里面是一个不规则的孔，且定子和转子是同心的。下面就从它的八部分来进行设计。221 小半径与工作角定子的小半径是叶片收缩时候的区段，在这区段里由于叶片的收缩，正好是一个吸油和排油的分水段，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。定子小半径的确定如下： r=+（0.5 1）mm=50mm式中 rz转子半径。小半径r的圆弧段的范围角 =34222 定子大半径与范围角定子大半径r增大可使排量显著增加，其最大值受叶片不“脱空”条件和压力角限制。设计中可取 =1.061.15取 r=55mm也可以根据流量来计算：展开并移项后，可得出关于r的一元二次方程，其有意义的根为式中 a= b=-sz c= b转子轴向宽度（m）； z叶片数； q实际（额定）流量； 容积效率； s叶片厚度(m); n泵的转速（rps）。一般大半径为r的圆弧段范围角，为 =+（68）=36223 过渡段由于大圆弧和小圆弧的半径不同而又共圆心，所以两者之间的连续需要曲线来进行连接，而这段曲线就是过渡段。对过渡段的曲线修正方法有很多种，例如阿基米德螺线修正，等加（减）速修正、正余弦修正和高次型曲线修正等。大小圆弧之间过渡曲线的形状和性质决定了叶片的运动状态，对泵的性能和寿命影响很大，所以定子曲线问题也就是大小圆弧之间连接过渡曲线的问题。过渡段夹于大小圆弧之间，它的范围也是有大小圆弧段的范围角决定的，过渡段范围角大小如下： =8923 转子的设计231 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，转子半径由花键轴颈和叶片高度l根据槽根部的强度确定，取值为49mm，转子半径确定为 =（0.91）=49mm232 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 b=（0.451）r=0.5r=25mm式中 r 定子小半径。最终经验算油窗口的流速不要超过69m/s，确定b值。24 配油盘的设计241 配油盘的封油角配油盘是泵的配油机构，从图3.17中可以看出，在配油盘的压油窗口上开有一个三角槽，它的作用主要是用来减小泵的流量脉动和压力脉动。封油区中两相邻叶片之间的油液其压力基本与吸油区压力相同，当这部分液体从封油区到达压油窗口时，相当于一个低压区域突然和一个高压区域接通，这势必造成压油腔中的 油液倒流进来，引起泵输出流量和压力的脉动。在配油盘上叶片从封油区进入压油窗口的一边开三角槽， 可使那块低压液体逐渐进入压油窗口，压力逐渐上升，从而降低泵的流量脉动和压力脉动。三角槽的尺寸 通常由实验来确定。为保证密封，必须使油窗孔的间隔角，大于叶片的间隔角0，而=z表示叶片的数目。为了保证配油盘的吸、压油窗口在工作中能隔开，就必须使配油盘上封油区夹角大于或等于两个相邻叶片间的夹角，如图3.17所示，即式中 z一 叶片数。配有盘吸、压油窗口之间封油区的间隔角应大于相邻叶片的间隔，以防止吸、压油区沟通。考虑叶片的厚度s，封油区夹角可取为 式中 减震槽尖角处的位置半径 s叶片的厚度。减震槽的范围角据取值为 =68 图2-3配油盘 fig2-3 matches the oil disk242 配油盘进出油孔的流速限制配油窗口的面积要足够大，过流速度要限制在6m/s以下最好，最大不超过9m/s。流速过高时可双向开进油孔，亦可在定子上打轴向油孔增加过流面积。值得注意的是，有效通流面积并非配油盘的整个窗口，因为组装后窗口外侧一部分要被定子环的边缘所遮盖，有效通油面积只是配油盘窗口面积的一部分。 3定子过渡曲线的设计31 过渡曲线确定的原则311 使叶片不产生“脱空”现象“脱空”即叶片短时离开定子的现象。它会使叶片和定子撞坏并产生噪声，甚至会破坏密封造成流量严重脉动，使泵无法正常工作。为防止这种现象的出现，要使叶片沿定子表面滑动所产生的径向加速度小于叶片的相信加速度，以使离心力大于叶片伸出运动的惯性力，有剩余压紧力使叶片紧贴定子内表面。为简化问题和安全起见，通常，由此可得忽略倾角，叶片径向高度为l的不“脱空”条件为 为满足上式，曲线还不能出现突跳式的不连续点。否则此点的值为无穷大，必产生“脱空”，这样的点通常叫“硬冲”点。312 使叶片的受力状况良好为防止叶片承受过大的侧向弯力，希望矢径与定子曲线的法线之夹角（压力角）不要太大。特别在排油区，角与摩擦角（定子对叶片的摩擦力与定子曲线法线的夹角叠加）。有可能使叶片因摩擦自锁而折断，当压力角比较大时，常采用一定得前倾安放角来防止这一现象出现。压力角由高等数学导数的应用可知：一般还希望叶片与定子的压紧力不要产生突然变化（有突然变化时称“软冲”），即曲线不要出现突跳点。313 使瞬时几何流量均匀瞬时几何流量的均匀性取决于叶片数和定子曲线的形状。定子曲线的形状和叶片泵的性能（噪声效率流量的均匀性等）和寿命关系很大，除加工质量外，定子曲线长短半径的比，过渡曲线的形状及各区段的范围角，都对泵的性能有影响。32 过渡曲线及其特点综合上面过渡曲线选择的三个原则，通常选用的曲线有：阿基米德螺线（要修正）：它的优点是压力角最小，可在的值比较小时选用；等加速曲线：它的值最小，在不脱空的条件下，可允许有最大的数值；不足之处是存在“软冲”点；正弦加速曲线：其优点是可消除“软冲”点；此外还有采用直线和圆弧曲线或高次曲线（超过二次曲线）的。后者可消除“软冲”点。下面就前三种曲线分析如下：321 阿基米德螺线 阿基米德螺线，其等于常数，当为常数时，其径向速度为常数，故又叫等速运动曲线。因其首尾的连接点要产生“硬冲”，故必须进行修正。 1）“圆修”阿基米德螺线在角范围内用阿基米德螺线设计，然后将靠模曲线进行适当“圆修”，消除拐点。令=c，其“圆修”前的理论方程导出如下：由=c和=得由=，=r的边界条件得故 =0、的变化如图所示， 其中虚线段式表示“圆修”过以后的修正段图3-1 “圆修”的阿基米德螺线fig3-1 “the circle repairs” archimedes helical“圆修”过以后的最大加速度，可用作图法近似求出，值可由曲线上的最大斜率值得出。其最大压力角发生在螺线的起始点，即阿基米德螺线的压力角，因值变化不大，故近似为常数。由于（r-r）=可知，对应=0至=，曲线与横坐标所包围的面积“值”等于（r-r）。阿基米德螺线的为一水平直线，故当（r-r）和值相同时，以阿基米德螺线的最大压力角最小。2）解析修正的阿基米德螺线“圆修”后的阿基米德螺线，如上图所示，过渡段的范围角比“圆修”前分别向两端延伸一个和；为保证修正后的范围角不变，并有效的控制值，可人为地给定修正段的大小曲线方程，这就是解析修正法。通常用半波正弦加（减）速曲线或者等加（减）速曲线修正，并使图中的修正角。这种曲线在处成轴对称的曲线，由与的数学关系可知，曲线在处必成中心对称。所以图中的图形与图形全等，则。也就是修正后的范围角比修正前的阿基米德螺线范围角扩大了一个，由此可见，如果修正后的范围角为，那么修正前的阿基米德螺线的范围角（从r变至r）必为（-）。令=，则解析修正的阿基米德螺线方程为 阿基米德螺线常数修正段的曲线方程，可由给定的的变化规律积分并通过边界条件当或时=c=当0时=0当时=0r得出如下结果： a等加速修正曲线（常数）方程令=c，积分并利用边界条件得，则当时=当时积分并利用边界条件得修正后的值和最大压力角为= b用半波正弦加速曲线修正的方程当时，令，则当时，积分并利用边界条件得，且当时当时 当时其最大压力角与等加速修正法相同即 采用等加速曲线和正弦加速曲线修正的阿基米德螺线的、和的变化曲线如以下两图所示：图3-2等加速修正的阿基米德螺线fig3-2 the uniform acceleration revises archimedes helical图3-3 正弦加速修正的阿基米德螺线fig3-3 the sine accelerates archimedes who revises the helical增加值（010m/min的重型、特重型掘进机，应采用滚动结构型式。 d液压系统。液压系统多采用开式系统多路阀集中控制(直接操纵或遥控操纵)方式。以往国内外多采用齿轮泵，近年来掘进机液压系统采用柱塞泵有增多的趋势。 e电控系统。电控系统包括动力部分、控制部分和检测部分。电控系统必须按照煤矿井下防爆要求设计、制造、检验，必须符合 gb3836-2000标准中的有关规定和要求。为了提高掘进机在作业时的安全性，操作的灵活性 以及机械传动部分的故障诊断及监控功能，从实用角度考虑，装设必要的离机遥控装置、测控压力、温度、液位及关键部位的故障诊断装置。3）总体布置总体布置的内容包括以下几个方面：（1）确定各部件在整机说的位置，并对外形尺寸提出要求；（2）确定各部件、部件与整机之间的连接方式；（3）估算整机重量，并对各部件的重量提出要求；（4）布置各操纵机构、司机座位等；（5）审核个运动部件的运动空间，排除可能发生的运动干涉。4） 具体要求在掘进机总体布置时，需注意以下问题：（1）工作机构减速器减速器的进、出轴尽量同轴线；（2）悬臂和铲板的尺寸关系相适应，既有利于装载，又要避免截割头截割铲板；（3）悬臂的水平和垂直摆动中心的位置可以重合，也可以不重合。从增加机器的稳定性看，摆动这些都高度应尽量降低。在保证悬臂不与其他机构干涉的条件下，摆动中心的位置应尽量靠后，但必须保证中心在机器的纵向对称平面内；（4）当各主要部件设计出来之后。应进行校核，不满足需求时需仅需调整，使重心位于履带中心稍偏前且小于l/6（l为履带接地长度）。此外，还需求重心位置在截割机构回