汽车液压转向泵设计[机械毕业论文 答辩通过]

需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载摘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16L2013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16L2013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，转子需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载ABSTRACTHYDRAULICPOWERSTEERINGSYSTEMCONSISTSOFSTEERINGPUMP,DISTRIBUTIONVALVE,POWERCYLINDERSANDTANKS,PIPINGANDOTHERCOMPONENTSINTHEPOWERSTEERINGSYSTEM,POWERSTEERINGPUMPASPARTOFITSHEART,ADIRECTIMPACTONTHECARSSTEERINGANDOPERATIONALSTABILITYPOWERSTEERINGPUMPWITHASMALLDISPLACEMENT,HIGHSPEEDCHARACTERISTICSTHEVASTMAJORITYSTEERINGPUMPHYDRAULICSTEERINGPUMPS,VANEPUMPS,ALSOKNOWNASDOUBLEACTINGBALANCEDVANEPUMP,COMPAREDWITHGEARPUMPS,PISTONPUMPS,VANEPUMPSDUETOTHESMALLSIZE,LIGHTWEIGHT,UNIFORMFLOW,LOWNOISESALIENTFEATURESONALLTYPESOFCARSTOGETAWIDERANGEOFAPPLICATIONSSUBJECTTOTHEVOLKSWAGENSANTANASEDAN16L2013FOREXAMPLEISDESIGNEDFORHYDRAULICPOWERSTEERINGSYSTEMHYDRAULICSTEERINGPUMPFIRST,ACCORDINGTOSANTANA16L2013SEDANSHAPE,TRACK,WHEELBASE,THEMINIMUMTURNINGRADIUSOFTHEVEHICLEWEIGHTGVWANDMAXIMUMSPEEDANDOTHERPARAMETERS,SELECTEDAPPROPRIATETOTHECARSENGINEPARAMETERSBASEDONTHESEPARAMETERS,COMBINEDAUTOMOTIVEDESIGN,AUTOMOTIVETHEORY,MECHANICALDESIGN,ANDOTHERRELATEDKNOWLEDGE,CARSTEERINGPUMPDESIGNEDTOCALCULATETHEMAINPARAMETERSANDVERIFIEDBYEXPERIMENTDESIGNISREASONABLEKEYWORDSPOWERSTEERING,HYDRAULICSTEERINGPUMPS,VANE,STATOR,ROTOR需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载目录摘要1ABSTRACT2第一章绪论311汽车助力转向系统概述312汽车液压转向泵概述413国内外研究现况414本课题研究的意义与价值5第二章总体设计分析621液压转向泵原理分析6211液压转向泵的构成6212液压转向泵工作原理分析722设计参数选定823液压转向系统性能参数计算8231转向力矩MR的计算8232最小工作压力及理论流量计算9233最大工作压力计算9234转向油泵的流量匹配9235扭矩计算924方案设计10241泵体结构方案选定10242叶片倾斜角方案分析选定10243定子过渡曲线方案选定1125实际参数计算11251流量计算11252功率计算12253扭矩计算12254液压转向泵设计计算参数表13第四章部件设计计算1341转子的设计13411材料选择14412转子半径14413转子轴向宽度14需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载414转子结构尺寸设计1442叶片的设计16421叶片材料选择16422叶片数16423叶片安放角16424叶片的厚度17425叶片的长度17426叶片的结构尺寸设计17427叶片的强度校核1843定子的设计18431定子材料选择19432定子短半径191R433定子长半径19434定子大、小圆弧角19435定子过渡曲线的幅角19436定子过渡曲线设计20437定子结构尺寸设计2144左配流盘的设计22441左配油盘封油区夹角22442左配流盘V形尖槽23443左配流盘结构尺寸设计2345右配流盘结构设计2446传动轴的设计25461材料选择26462花键轴段的设计26463校核轴段花键的挤压强度27464轴的结构设计27465轴上载荷分析28466按扭转切应力校核轴的强度28467校核轴的刚度2947泵体的设计30471泵体材料选择30472左泵体结构设计31需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载472右泵体结构设计3248盖板的设计32第五章液压转向泵的使用与维护3351液压转向泵的使用3352液压转向泵的维护与检查33参考文献35结论36致谢36需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载第一章绪论11汽车助力转向系统概述助力转向，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POWERSTEERING，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FREDERICKWLANCHESTER发明了“CAUSETHESTEERINGMECHANISMTOBEACTUATEDBYHYDRAULICPOWER”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，ELECTROHYDRAULICPOWERSTEERING，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。需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载图11液压助力转向系统构成12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。13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,加需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载剧了磨损,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140MPA的叶片泵时，其噪声值为75DBA，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65DBA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5162DBA，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。14本课题研究的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。需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载第二章总体设计分析21液压转向泵原理分析211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21液压转向泵结构212液压转向泵工作原理分析需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载为319为2454532图22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22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。22设计参数选定本课题以大众桑塔纳16L2013款轿车为例，设计桑塔纳16L2013款液压助力转向系统转向泵，大众桑塔纳16L2013款轿车的参数如下表桑塔纳16L2013款参数表项目参数整体参数整备质量1160KG需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载满载质量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型号EA211排量1598ML最大功率/转速81KW/5200RPM发动机参数最大扭矩/转速155NM/3800RPM前轮175/70R14车轮参数后轮175/70R1423液压转向系统性能参数计算231转向力矩MR的计算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MR（1）3/21PGF式中MR在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，NMM；F轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取07；G1转向前桥负荷，N；P轮胎气压，MPA；232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（2）10SRMFR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，NM；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。需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载理论流量QO是根据转向盘最大瞬时转速计算Q060NTS（3）式中N汽车方向盘最大瞬时转速转/秒，轿车取15R/S,其它车辆取125R/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；233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。234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（152Q0Q2（4）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）235扭矩计算T（5）式中P油泵压力MPAQ油泵排量（ML/R）根据上述分析选定本次设计的大众桑塔纳16L2013款轿车液压转向泵选定的参数为额定排量12/MLR额定压力80PMPA24方案设计241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。2PQ需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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。242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。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1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OP1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。由计算机对不同叶片泵所作OP的计算表明，为使压力角保持为最优值，相府的叶片倾斜角通常需在正负1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。10FTNNF1TPOAB图34叶片前倾时压力角A压油区B吸油区需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载设计的平衡式叶片泵的叶片前倾角选择。10243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次曲线值略小，值略大，输出的流量均匀性基本相同，而MAXMAX值较小。由于建立方程时用边界条件约束了曲线两端的值，所以MAXJ、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，而本设计额定压力为，压力较高，为改善其力学6310MPA80MPA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。25实际参数计算251流量计算（1）平均理论流量4135201624/MINTHQNQL（2）实际流量叶片泵为固定侧板型，压力80MPA，查泵资料得容积效率取则84V426248/MIN524/INTHVL252功率计算（1）输入功率轴功率433310/0176SNTNKW式中，T为作用在泵轴的扭矩，单位为；NM需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载为角速度，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4412/60/60/07HNPPKWPKW式中，为泵进出口之间的压力差，取值为72MPA；为出油口压力；2为进口压力，单位均为MPA；1Q为泵输出的流量，单位为L/MIN。（3）理论功率453/60175THNPNQKW253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，泵THT输出的流量是理论流量，因此理论功率可表示THQ46TSTTHN其中3310/01STHTTHTNKW/6TTHPPQ式中，为理论轴功率；STHN为理论液压功率；TQ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153NM472THPTNM（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。THTMT16NM48TTH式中，为损失扭矩；为反映摩擦损失的机械效率。M254液压转向泵设计计算参数表需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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/MINTH理论扭矩TNM12805200624153输入功率SNKW有效输出功率KWH理论功率THNKW实际流量QL/MIN实际扭矩T07360707552416第四章部件设计计算41转子的设计411材料选择转子材料选择20RC412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015DM初选410915ZRD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57得Z需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载L100MM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ZR42290ZRLM413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53104520BRM式中定子小半径。1R由式52，最终确定，取29ZRM183249B25414转子结构尺寸设计为图41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B25MM。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29ZRM大径尺寸D58MM。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H2MM,得019D内花键大径023D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需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载叶片数Z10；叶片厚T2MM；叶片长L10MM；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Z10,设计相邻叶片槽夹角2365CZ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L10MM,各通压油孔圆心所在圆上的圆直径为5821038TRMM考虑压油孔直径尺寸，取T由叶片厚T2MM，叶片底部通压油孔直径值取，槽宽为2MMTD转子轴向宽度B25MM，得槽长度为25MM。4校核转子槽根强度图42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4317查得材料的许用挤压应力为0PMPA计算转子的最大工作应力442TDBL式中，T为实际转矩，NMD转子直径，B转子轴向宽度，叶片伸出长度，L当转子刚刚离开压油区时，转子承受最大挤压应力453MAX120451829ZTPMPADBRR407PMPA需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载故转子槽根满足强度条件。42叶片的设计421叶片材料选择叶片材料选择高速钢184RWCV422叶片数叶片数通常取812ZZ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。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。1KJ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Z10或Z12。综合以上几点，此处选择叶片数为Z12423叶片安放角为0图43叶片前倾角度由设计方案的设计选择0424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T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需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载用的面积，减轻对定子的压紧力。叶片厚度，一般取152TM此处，取8425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4623ZLRRL则4710ZM调整转子半径后，验算叶片长度值ZR2369YZLRR故叶片长度L12MM满足要求。426叶片的结构尺寸设计图44叶片的结构设计叶片结构如图44所示，由设计计算得到叶片尺寸长宽高20182M叶片倒角查材料取145427叶片的强度校核图45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45。由机械设计手册第4篇表4317查得材料的许用剪应力为90PMPA需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载则叶片工作最大切应力故48125125306YMQPTNTMPAMAX30698YDTB式中，T为实际转矩，D转子直径，B转子轴向宽度，M叶片厚度，T叶片强度校核至少应按额定压力的125倍考虑由式48得MAXP故叶片满足强度要求。43定子的设计为图46定子曲线431定子材料选择定子材料12ROCMV432定子短半径R定子的短半径通常取49105120ZRM调整转子半径过后，得最终设计结果41013ZR433定子长半径根据平均流量公式需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载2211COSTHRZTQBN又0即4122121THZT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TZRB、代入上式得22634960R解方程得22BACM调整转子半径后，得到最终定子长半径ZR22637960R解方程得224315BACM434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12相邻叶片间隔角，即41312365Z435定子过渡曲线的幅角定子过渡曲线对应的幅角通常为4141235410Z436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310得345121056R由上边方程计算得到曲线的最大速度41521MAX8曲线的最大加速度需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载416221MAX57R曲线的最大加速度变化率417321AX60J代入，得液压转向泵定子曲线方程为12R、4185434898650式中的单位为弧度。曲线特性则由式418和415416417得，1速度特性419260DDNT该设计的曲线的速度特性43223098596N432581672MAX2160RNR4518305302746S2该设计曲线的加速度特性42022260DDANT2243258319657860325389170222MAX2176RNR455310302792/MS3该设计曲线的加速度变化率特性需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载421333260DDJNT333258918576493058760A121352032MAX21606RNJR34515008293/MS437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56定子长半径，对应的圆弧角23105RM2365定子短半径，对应的圆弧角11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5434618298650定子曲线对应的幅度1具体曲线间位置布置如图56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23105RM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85M2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41104，选取十字槽圆柱头螺钉（GB/T8222000）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70MM370M需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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13LDM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。7通孔设计在吸油口端连接两配流盘的2个通孔直径选为33MM。44左配流盘的设计图48配流盘的油窗结构441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0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2Z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043201通常取遮盖比为11左右故0396取4442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、010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需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载的进入端。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。闭死容2P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之间，具体数值要通过实验来确定，有些泵617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0443左配流盘结构尺寸设计1整体尺寸定子外径，则配流盘大径，考虑工艺要求和条件取配80M80PDM流盘宽度。2ZPB2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，定位高度,因此，左配D26AMH12AM油盘轴孔直径533ZPADCC为轴孔倒角，查机械设计手册第一篇零件倒圆与倒角GB/T640341986表1510，得C10MM故求得轴孔直径24ZPADDM3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，孔直径，取环槽分度圆，环槽宽度35TRM3M35HCR，槽深4HCBHC4配油窗口计算得到的配油盘封油区夹角，配流盘V形尖槽，则计算配0410油盘吸油窗口夹角和压油窗口夹角XY02429X配油窗口吸、压排油窗口需要根据转子和定子的配合安装位置确定，且配油窗口在四段过渡定子曲线上，则配油窗口分13RM2315M需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载圆直径在上。62M取左配流盘两吸油窗口宽度为5MM，且为不通孔深5MM，吸油窗口为缺口型，夹角为，在吸油口入口端，吸油窗口较大，扩大角度为。40155螺钉孔由定子设计选择的螺钉型号，且定子上螺钉孔直径为，4个螺370M3钉孔位置在分布在直径的圆上，分别位于过渡定子曲线中心点上。则左配7油盘上螺钉孔直径为且2个螺钉孔位置分布在直径的圆上，在吸油窗37口中心点上。6V形尖槽压油窗口V形尖槽平衡式叶片泵叶片当随着转子向前转动，一但接通排油窗口，由于压差悬殊，压油腔的高压油将在瞬间内反冲入两叶片间的容腔。使该腔压力迅猛升高，出现所谓酌“高压回流”，造成很大的压力冲击。每转过一个角都如此重复一次。这种周期性的高压回流液压冲击不仅导致叶片泵输出流量和输出压力的脉动，更重要的是造成定子环的径向振动，从而产生噪声并加快定子内曲面与叶顶的磨损，对叶片泵的正常工作影响极大。叶片泵越是工作在高压，上述闭死现象所造成的高压回流液压冲击也越严重。因此在压油窗口设计V形尖槽，尖槽夹角由上面的计算知1045右配流盘结构设计1右配流盘与左配流盘大部分尺寸相同，吸、压油窗口位置也相同，不同在于，右配流盘的吸油窗口为不通孔，深为5MM，压油窗口为通孔与配流盘环形槽相通，环形槽宽8MM，深5MM右配流盘螺纹孔为M3，与左配流盘螺钉孔配合安装螺钉。2在右配流盘上开有2个的孔和2个的孔，分别为2个MM3MM向叶片槽底部输送压力油的孔，使压力油进到叶片底部，叶片在压力油和离心力作用下压向定子表面，保证紧密接触以减少泄漏。转子两侧泄漏的油液经传动轴与右配流盘孔中的间隙，经另2个孔流回吸油腔。3配流盘轴孔根据装配情况知，53435DEYPEFDMDM取右侧板轴孔直径24YP需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载配流盘右端与右泵体配合，右端轴承6005型其尺寸为254712DDBM故与右泵体装配的该段直径为4参考机械设计手册第10篇润滑与密封表1045,选择O形橡胶密封圈作为密封件，型号为GGB/T34521199282065GGB/T3452119924参考机械设计手册第10篇润滑与密封轴向密封沟槽尺寸表1048GGB/T345211992的沟槽尺寸为槽外直径800MM53MM853MM；槽宽；02538M深；197槽内直径GGB/T345211992沟槽尺寸为4625槽外直径500MM36MM536MM；槽宽；038M槽深197结合右配流盘上孔，槽等工作强度要求，右配流盘总宽45MM，和右泵体配合尺寸为15MM5参考机械设计手册第1篇表1512配流盘与右泵体配合段倒角为34546传动轴的设计平衡式叶片泵由于叶片所受径向力平衡，故轴主要承受扭矩作用，承受的弯矩很小，故称为传动轴。461材料选择轴主要承受扭矩作用，在轴上有扭转切应力，由机械设计表151选择轴常用材料中剪切疲劳极限较高的材料。40RC462花键轴段的设计需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载图49传动轴花键轴段结构由转子设计中选择的花键轴孔直径为016DM花键连接为多齿工作，承载能力高，对中性、导向性好，齿根较浅，应力集中小，轴的强度削弱小，平衡式叶片泵主要承受扭矩作用且对运行是对中和稳定性有一定要求，因此选择将轴段加工成花键轴，并选择为矩形花键轴。设齿的工作高度为5352DDHCM式中H花键齿工作高度，MMD矩形花键大径，MMD矩形花键小径，MMC矩形花键齿倒角尺寸，MM又由配合关系得536023HM由取C1MM,得D17MM取键数N4，键宽B5MM即花键轴规格为6135NDDB式中N键数D矩形花键小径，MMD矩形花键大径，MMB键宽，MM463校核轴段花键的挤压强度由机械设计手册第4篇表4329得花键连接许用压强5PMPA需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载又花键挤压强度537321045746072MTPMPAZHLD式中T转矩，N各齿载荷不均匀系数，一般取8齿数，即键数ZNZ齿的工作长度，MM即转子宽度L平均直径，MM，矩形花键MD2MDD矩形花键大径，MMH花键齿工作高度，MM，矩形花键C倒角尺寸HP故轴段花键的挤压强度满足要求。464轴的结构设计ABCDEFGHIJK图410轴上零件的装配1拟定轴上零件的装配方案如图，由图510知和轴上配合零件，为左右轴承、转子和密封圈。左、右配流盘不靠传动轴轴定位。2设计轴上BF段由花键轴段的设计D16MM，确定DE段直径16DEDM轴肩EF段为右轴承定位轴肩,由右轴承型号6004基本尺寸20471B安装尺寸IN5AD则轴肩30235HM需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载则30EFDM3密封圈配合轴段设计参考机械设计手册第10篇润滑与密封旋转轴唇形密封圈GB138711992的表10412，选择密封圈为型号FB2540GB138711992FB带副唇内包骨架型尺寸内径D20MM,外径D35MM,宽度703BM4确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计手册第1篇表1512取轴端倒角为AB轴端其余，轴肩处圆角半径均为R10MM5425465轴上载荷分析根据轴的结构图做出轴的计算简图和扭矩图。从轴的结构图以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。轴扭矩1045TNM466按扭转切应力校核轴的强度参考机械设计表153轴常用几种材料的及值得,传动轴材料为T0A，平衡式叶片泵旋转轴的许用扭转切应力40RC50TMPA参考机械设计表154抗弯、抗扭截面系数计算公式得,花键截面的抗扭截面系数计算公式为，Z为花键齿数4216TWDDDBD校核轴的扭转强度在危险截面C处需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载4217231745623TW1234753058594TTMPA467校核轴的刚度平衡式叶片泵的传动轴在载荷作用下，将发生扭转变形。若变形量发生超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至丧失机器应有的工作性能。因此，对传动轴进行刚度校核。1许用扭转角的选取为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于一般传动轴，可取；对于精密传动轴，可取；对于精度要051M025M求不高的轴，可大于。此处，根据传动轴的工作情况和传动精度要求，选择许用扭转角为05将承受扭矩的轴段看成由三段阶梯轴组成JD段平均圆截面直径为231720JDMDDM长度为L405JDE段直径23DED长度1LMEK段直径25EKD长度8L扭转刚度校核计算415730ZIPTLGI式中T轴所受的扭矩，NMG轴的材料的剪切弹性模量，MPA,对于钢材，4810GMPA需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载轴截面的极惯性矩，对于圆轴，PI4M432PDIL阶梯轴受扭矩作用的长度，MM分别代表阶梯轴第I段上所受的扭矩、长度和极惯性IPITLI、矩，单位同前Z阶梯轴受扭矩作用的段数2传动轴的三段轴的刚度计算12310451045TNM27381435JKDEKLLLM444196PDI44423273DEP44435890KPDIM4123570JDEKKPPLLTGII44575185318096243492002M则故传动轴的刚度满足要求。47泵体的设计471泵体材料选择1铸件材料铸件一般用灰铸铁铸造，灰铸铁组织相当于在钢的基体上分布着片状石墨，因此，其基体的强度和硬度不低于相应的钢，抗拉强度大，消振能力比钢大10倍。灰铸铁的强度与铸件的壁厚有关，铸件壁厚增加则强度降低。因此，本设计选择灰铸铁HT200作为泵体铸造材料。2铸件的壁厚参考机械设计手册第一篇常用设计资料表123查得，灰铸铁HT150最小壁厚一般铸造条件下，最小允许壁厚4M需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载改善铸造条件下，最小允许壁厚3M472左泵体结构设计1泵体外形根据转子、配油盘直径尺寸，且靠密封圈装在泵体和泵盖中，间隙配合，故泵体内圆直径。80M根据最小允许壁厚和外壁螺栓连接的工作要求，泵体宽度和高度的尺寸为10BH泵体长度，根据转子、配流盘、轴承装配长度和泵体底部壁厚设计，综合考虑，取泵底部壁厚15MM，轴承孔宽度查轴承尺寸得7MM,转子、配油盘在泵体内的安装配合长度25MM25MM15MM,轴承底部孔深3MM，则泵体总长1537251590LMMM2吸油腔尺寸吸油腔宽度吸油腔是保证叶片泵正常工作吸油的重要结构，把它设计在与壳孔内圆成的范围内，则吸油腔宽度为60SIN85SIN304252YBDMM吸油腔长度吸油腔与右配流盘的吸油窗口相通，由此得到65YL吸油口螺纹参考普通螺纹基本尺寸GB/T1961981的表413，由吸油腔宽度425MM选择螺纹尺寸M20作为吸油孔口尺寸。3轴承安装孔泵体底部轴承孔由选择的轴承型号决定，由轴承型号为61901型及其尺寸，则轴承孔径为。1287DDBM28M4螺栓孔布置泵体连接螺栓选择六角头螺栓C级GB/T57802000，由机械设计手册第4篇连接与紧固表4176，选择螺栓型号为。10M则泵体螺栓孔为,分布在泵体的四个角上，圆心为18LD15MM472右泵体结构设计1泵体外形与右泵体配合，故泵体宽和高均为110MM，长度由内孔结构决定，计算得需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载长为60MM。2阶梯孔与右配流盘配合的内孔，为过渡配合，由配流盘尺寸的内孔径为80MM；另一孔与右轴承配合，由选择的轴承型号6005的外圈为47，则孔径为47MM3压油口螺