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淮陰工學院畢業(yè)設計說明書（論文）
摘 要
液壓動力轉向系統(tǒng)由轉向泵、分配閥、動力缸及油箱、管路等組成。在動力轉向系統(tǒng)中，轉向助力泵作為其心臟部件，直接影響到汽車的轉向和操作穩(wěn)定性。汽車動力轉向泵具有小排量、高轉速的特點。絕大多數(shù)轉向泵采用液壓轉向泵，雙作用片泵也稱為平衡式葉片泵，與齒輪泵、柱塞泵相比，葉片泵由于具有尺寸小、重量輕、流量均勻、噪聲低的突出特點，在各種類型的汽車上獲得了廣泛的應用。
本課題的以大眾桑塔納1.6L 2013款轎車為例設計用于液壓助力轉向系統(tǒng)的液壓轉向泵。首先根據(jù)桑塔納1.6L 2013款轎車的外形、輪距、軸距、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)，選擇的適合于該轎車的發(fā)動機的相關參數(shù)。根據(jù)這些參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，設計計算出轎車轉向泵主要參數(shù)并通過試驗驗證設計的合理性。
關鍵詞：助力轉向，液壓轉向泵，葉片，定子，轉子
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
目 錄
摘 要 1
ABSTRACT 2
第一章 緒論 3
1.1汽車助力轉向系統(tǒng)概述 3
1.2汽車液壓轉向泵概述 4
1.3國內外研究現(xiàn)況 4
1.4 本課題研究的意義與價值 5
第二章 總體設計分析 6
2.1 液壓轉向泵原理分析 6
2.1.1液壓轉向泵的構成 6
2.1.2 液壓轉向泵工作原理分析 7
2.2 設計參數(shù)選定 8
2.3液壓轉向系統(tǒng)性能參數(shù)計算 8
2.3.1轉向力矩Mr的計算 8
2.3.2 最小工作壓力及理論流量計算 9
2.3.3 最大工作壓力計算 9
2.3.4 轉向油泵的流量匹配 9
2.3.5扭矩計算 9
2.4 方案設計 10
2.4.1泵體結構方案選定 10
2.4.2 葉片傾斜角方案分析選定 10
2.4.3 定子過渡曲線方案選定 11
2.5 實際參數(shù)計算 11
2.5.1 流量計算 11
2.5.2功率計算 12
2.5.3 扭矩計算 12
2.5.4 液壓轉向泵設計計算參數(shù)表 13
第四章 部件設計計算 13
4.1轉子的設計 13
4.1.1材料選擇 14
4.1.2轉子半徑 14
4.1.3轉子軸向寬度 14
4.1.4轉子結構尺寸設計 14
4.2葉片的設計 16
4.2.1葉片材料選擇 16
4.2.2 葉片數(shù) 16
4.2.3葉片安放角 16
4.2.4葉片的厚度 17
4.2.5葉片的長度 17
4.2.6葉片的結構尺寸設計 17
4.2.7葉片的強度校核 18
4.3定子的設計 18
4.3.1定子材料選擇 19
4.3.2定子短半徑 19
4.3.3定子長半徑 19
4.3.4定子大、小圓弧角 19
4.3.5定子過渡曲線的幅角 19
4.3.6定子過渡曲線設計 20
4.3.7 定子結構尺寸設計 21
4.4左配流盤的設計 22
4.4.1左配油盤封油區(qū)夾角 22
4.4.2左配流盤V形尖槽 23
4.4.3左配流盤結構尺寸設計 23
4.5右配流盤結構設計 24
4.6傳動軸的設計 25
4.6.1 材料選擇 26
4.6.2 花鍵軸段的設計 26
4.6.3校核軸段花鍵的擠壓強度 27
4.6.4軸的結構設計 27
4.6.5軸上載荷分析 28
4.6.6按扭轉切應力校核軸的強度 28
4.6.7校核軸的剛度 29
4.7泵體的設計 30
4.7.1泵體材料選擇 30
4.7.2左泵體結構設計 31
4.7.2右泵體結構設計 32
4.8蓋板的設計 32
第五章 液壓轉向泵的使用與維護 33
5.1液壓轉向泵的使用 33
5.2液壓轉向泵的維護與檢查 33
參考文獻 35
結 論 36
致 謝 36
第一章 緒論
1.1汽車助力轉向系統(tǒng)概述
助力轉向，顧名思義，就是通過增加外力來抵抗轉向阻力，讓駕駛者只需更少的力就能夠完成轉向，也稱動力轉向，英文為power steering，最初是為了讓一些自重較重的大型車輛能夠更輕松的操作，但是現(xiàn)在已經非常普及，它讓駕駛變得更加簡單和輕松，并且讓車輛反應更加敏捷，一定程度上提高了安全性。助力轉向按照助力的來源不同，可以分為兩大類---液壓助力和電動助力。
液壓動力轉向的由來最早要追溯到1902年的2月，英國的Frederick W. Lanchester發(fā)明了“cause the steering mechanism to be actuated by hydraulic power”即液力驅動轉向機構。之后類似的發(fā)明分別有美國和加拿大的發(fā)明家相繼注冊專利。而在汽車生產廠商中，克萊斯勒率先實現(xiàn)了液壓助力轉向系統(tǒng)的商業(yè)化生產，將其命名為Hydraguide油壓轉向系統(tǒng)，并于1951年將其搭載在克萊斯勒的第六代Imperial（譯為帝王）車型上。隨著技術的發(fā)展，出現(xiàn)了以電子泵代替機械泵的電子液壓助力轉向系統(tǒng)，所以目前液壓助力的主要分為機械式液壓助力和電子液壓助力兩類。機械式液壓助力轉向的主要原理，它是基于機械式的齒輪齒條轉向機構而來，增加了一整套液力系統(tǒng)，包括儲液罐、液壓助力泵、與轉向柱相連的機械閥、轉向機構上的液壓缸和能夠推動轉向拉桿的活塞等等。機械式助力轉向提供液壓的液壓泵由發(fā)動機通過皮帶驅動。子液壓助力，Electro-hydraulic power steering，簡稱EHPS，其助力原理與機械式液壓助力完全相同，而與機械式液壓助力最大的區(qū)別就是不再使用由發(fā)動機通過皮帶驅動的液壓泵，而是換成了電力驅動的電子泵。
圖1-1 液壓助力轉向系統(tǒng)構成
1.2汽車液壓轉向泵概述
近幾十年來，我國的汽車工業(yè)得到了迅速發(fā)展，為滿足對舒適性和安全性的更高要求，越來越多的汽車車型采用轉向系統(tǒng)，液壓動力轉向系統(tǒng)工作壓力高、結構緊湊，動力缸的尺寸小、重量輕；油液具有不可壓縮性、靈敏度高；油液的阻尼作用可以用來吸收路面沖擊；動力裝置無需潤滑。故液壓動力轉向系統(tǒng)有利于節(jié)能、降噪以及轉向盤操作力控制。
液壓動力轉向系統(tǒng)由轉向泵、分配閥、動力缸及油箱、管路等組成。在動力轉向系統(tǒng)中，轉向助力泵作為其心臟部件，直接影響到汽車的轉向和操作穩(wěn)定性。汽車動力轉向泵具有小排量、高轉速的特點。絕大多數(shù)轉向泵采用液壓轉向泵，雙作用片泵也稱為平衡式葉片泵，與齒輪泵、柱塞泵相比，葉片泵由于具有尺寸小、重量輕、流量均勻、噪聲低的突出特點，在各種類型的汽車上獲得了廣泛的應用。除了液壓泵外，轉向泵內部一般還包括控制流量、壓力的閥件，這些閥件和液壓泵一起構成了轉向泵的液壓回路。目前開式液壓動力轉向系統(tǒng)的應用比閉式系統(tǒng)更為廣泛，其能耗問題也比較突出，因此本文選擇了開式液壓動力轉向系統(tǒng)中常用的雙作用葉片式轉向泵作為研究對象。
1.3國內外研究現(xiàn)況
葉片泵是目前中高壓液壓系統(tǒng)中使用較廣的一種泵。隨著液壓技術的不斷發(fā)展，葉片泵的高壓化導致了葉片泵頂部與定子內表面接觸應力的急劇升高,加劇了磨損,一旦受力不平衡,會引起葉片與定子內表面的撞擊振動，從而激發(fā)噪聲。
50年代后期，國外出現(xiàn)壓力等級為14.0Mpa的葉片泵時，其噪聲值為75dB(A)，噪聲值過高成了一個急需解決的問題。從1960年起國外開始重視葉片泵噪聲問題，不斷進行降噪研究，到70年代末和80年代中期，一系列性能優(yōu)良的低噪聲葉片泵相繼問世，噪聲值一般可控制在65dB(A)以下，其中日本油研公司研制的PV2R系列葉片泵，噪聲值甚至低至51-62dB(A)，已達到低于同等功率電動機噪聲的水平。另外，像美國的Denison“T6”系列葉片泵，都較好的控制了葉片泵的噪聲值，屬于性能優(yōu)良的低噪聲葉片泵。
隨著國產汽車工業(yè)的發(fā)展，國內許多廠家進行了汽車動力轉向泵的國產代開發(fā)。目前為止，已有許多種動力轉向泵實現(xiàn)了國產代。國內的許多廠家通常采用“反靠”靠模的加工方法加工定子內曲線條件好些的廠家使用精密測會儀器對定子樣品尺寸進行較高精度的測繪，然后在數(shù)控機床上加工定子內曲線。這些加工方法雖然能較好地仿制出國外定子內曲線的形狀，但因在加工過程中不可避免地帶入了誤差。這種誤差為系統(tǒng)誤差，導致最終所得的定子內曲線與實際的最佳過渡曲線形狀不符，同時，又由于國內當前的生產加工條件差，定子內曲線加工精度難以滿足要求，存在加工誤差。
1.4 本課題研究的意義與價值
與齒輪泵或軸向柱塞泵等其他形式的液壓泵不同，雙作用式葉片泵使用壽命不是取決于軸承的壽命，而主要取決于定子內表面與葉頂?shù)哪p程度。葉片泵是目前中高壓液壓系統(tǒng)中使用較廣的一種泵。葉片泵的高壓化會引起葉片與定子內表面的撞擊振動，從而激發(fā)噪聲。噪聲不僅給環(huán)境帶來污染，而且大大影響了泵的使用性能，降低了泵的使用壽命。因此，葉片泵的噪聲控制成了一個急待解決的問題。
在葉片泵的低噪聲研究中，定子內曲線一直被有關專家視為關鍵因素。為了解決這一問題，有必要對葉片泵定子內曲線進行優(yōu)化設計，進一步降低葉片泵工作時的噪聲，提高其工作效率。
第二章 總體設計分析
2.1 液壓轉向泵原理分析
2.1.1液壓轉向泵的構成
組成結構：定子、轉子、葉片、配油盤、傳動軸、殼體等。汽車液壓轉向泵構成如下圖：
圖2-1液壓轉向泵結構
2.1.2 液壓轉向泵工作原理分析
圖2-2 液壓轉向泵工作原理
1—定子；2—吸油口；3—轉子；4—葉片；5—壓油口
如圖2-2所示。汽車液壓轉向泵定子表面是由兩段長半徑圓弧、兩段短半徑圓弧和四段過渡曲線八個部分組成，且定子和轉子是同心的。在圖示轉子順時針方向旋轉的情況下，密封工作腔的容積在左上角和右下角處逐漸增大，為吸油區(qū)，在左下角和右上角處逐漸減小，為壓油區(qū)；吸油區(qū)和壓油區(qū)之間有一段封油區(qū)把它們隔開。這種泵的轉子每轉一轉，每個密封工作腔完成吸油和壓油動作各兩次，所以稱為液壓轉向泵。泵的兩個吸油區(qū)和兩個壓油區(qū)是徑向對稱的，作用在轉子上的液壓力徑向平衡，所以又稱為平衡式葉片泵。
定子內表面近似為橢圓柱形,該橢圓形由兩段長半徑R、兩段短半徑r和四段過渡曲線所組成。當轉子轉動時,葉片在離心力和建壓后>根部壓力油的作用下,在轉子槽內作徑向移動而壓向定子內表,由葉片、定子的內表面、轉子的外表面和兩側配油盤間形成若干個密封空間,當轉子按圖示方向旋轉時,處在小圓弧上的密封空間經過渡曲線而運動到大圓弧的過程中,葉片外伸,密封空間的容積增大,要吸入油液;再從大圓弧經過渡曲線運動到小圓弧的過程中,葉片被定子內壁逐漸壓進槽內,密封空間容積變小,將油液從壓油口壓出。
2.2 設計參數(shù)選定
本課題以大眾桑塔納1.6L 2013款轎車為例，設計桑塔納1.6L 2013款液壓助力轉向系統(tǒng)轉向泵，大眾桑塔納1.6L 2013款轎車的參數(shù)如下表：
桑塔納1.6L 2013款參數(shù)表
項目
參數(shù)
整體
參數(shù)
整備質量
1160kg
滿載質量
1640kg
軸距
2603mm
前輪距
1460mm
后輪距
1500mm
驅動形式
前輪驅動
最高車速
185km/h
發(fā)動機參數(shù)
型號
EA211
排量
1598ml
最大功率/轉速
81kw/5200rpm
最大扭矩/轉速
155N.m/3800rpm
車輪
參數(shù)
前輪
175/70 R14
后輪
175/70 R14
2.3液壓轉向系統(tǒng)性能參數(shù)計算
2.3.1轉向力矩Mr的計算
轉向器的扭矩取決于汽車整體轉向橋承重載荷、輪胎氣壓、路面情況及轉向橋設計參數(shù)，計算公式：
Mr＝ （1）
式中： Mr-----在瀝青或混凝土路面上的原地轉向阻力矩，N.mm；
f-------輪胎與地面間的滑動摩擦系數(shù)，取0.7；
G1-----轉向前橋負荷，N；
P-------輪胎氣壓，MPa；
2.3.2 最小工作壓力及理論流量計算
根據(jù)公式1計算的力矩Mr和所選轉向器的缸徑,
Pmin＝ （2）
式中：Pmin-------轉向的最小工作壓力，MPa；
Mr------在瀝青或混凝土路面上的原地轉向阻力矩， N.m；
S0------油缸工作面積，㎡；
S1------螺桿外徑所占面積，㎡ ；
RF------扇形齒分度圓半徑，m。
理論流量(Qo)是根據(jù)轉向盤最大瞬時轉速計算： ?
? Q0=60ntS （3）
式中：n—汽車方向盤最大瞬時轉速(轉/秒)，轎車取1.5r/S, 其它車輛取1.25r/S；
t---助力方向機絲桿螺距；
S---助力方向機油缸實際工作面積；
2.3.3 最大工作壓力計算
公式2計算出的轉向壓力是轉向所需要的最小工作壓力，由于轉向油泵具有安全保護作用，必須保證轉向壓力不得大于轉向油泵設計的安全壓力，建議設計的轉向壓力為安全壓力的85%，例如：轉向壓力為8MPa，那么油泵的安全壓力則設計為10MPa。同時該工作壓力也是對轉向器的安全保護壓力。
2.3.4 轉向油泵的流量匹配
根據(jù)公式3計算的流量，還必須考慮系統(tǒng)泄露，按如下公式計算：? ? ?
Q1=（1.5～2) Q0 + Q2 （4）
式中：Q0---理論流量（L/min）
Q2—轉向器泄露量（L/min）（與制造水平相關）
2.3.5扭矩計算
T= （5）
式中：P---油泵壓力(MPa)
q—油泵排量（ml/r）
根據(jù)上述分析選定本次設計的大眾桑塔納1.6L 2013款轎車液壓轉向泵選定的參數(shù)為：
額定排量：
額定壓力：
2.4 方案設計
2.4.1泵體結構方案選定
本設計為單級液壓轉向泵，它分為單級圓形平衡式葉片泵和單級方形平衡式葉片泵兩種類型。
方形葉片泵主要結構特點與圓形葉片泵相比，有有以下優(yōu)點：
1> 簡化了結構，在同等排量的情況下，外形尺寸和重量比圓形泵大大減小。
2> 取梢轉子和側板的耳軸，改善了加工工藝性，而且可節(jié)省毛坯材料。
3> 采用浮動壓力側板，提高了容積效率和工作壓力。
4> 進油道設在泵體，排油道設在泵蓋，均為開式油道，不僅鑄造方便，而且油道通暢，即使高轉速工作時流動阻力也較小．
5> 傳動釉輸入端一側的支承較強，能夠承受徑向載荷，允許用皮帶或齒輪直接驅動，有一定的耐沖擊和振動能力。
方形葉片泵具有結構緊湊，體積小，能夠適應高轉速和較高壓力工作，耐沖擊、振動能力較強等特點，因此本次選定方形葉片泵為本設計的葉片泵類型。
2.4.2 葉片傾斜角方案分析選定
影響壓力角大小的因素包括定子曲線的形狀反映為角的大小>和葉片的傾斜角。實際上定子曲線各點的角是不同的，轉子旋轉過程中，要使壓力角在定子各接觸點均保持為最優(yōu)值，除非葉片傾斜角能在不同轉角時取不同的值，且與保持同步反值變化，而這在結構上是不可能實現(xiàn)的。因此，葉片在轉子上安放的傾斜角只能取—個固定平均合理值，使得運轉時在定子曲線上有較多的壓力角接近于最優(yōu)值。由計算機對不同葉片泵所作的計算表明，為使壓力角保持為最優(yōu)值，相府的葉片傾斜角通常需在正負幾度沿轉子旋轉方向朝后傾斜為負>的范圍內變化，其平均值接近于零度；加之從制遠方便考慮，所以近期開發(fā)的高性能葉片泵傾向于將葉片沿轉子徑向放置，即葉片的傾斜角。
a> b>
圖3-4 葉片前傾時壓力角
a>壓油區(qū) b>吸油區(qū)
設計的平衡式葉片泵的葉片前傾角選擇。
2.4.3 定子過渡曲線方案選定
等加速等減速曲線、正弦加速曲線、余弦加速曲線、修正的阿基米德螺線4種曲線，雖然基本上都能較好地滿足輸出流量脈動小、限制壓力角和葉片不脫離定子的要求，但是它們的力學特性和振動特性卻不甚理想。從控制葉片的振動和噪聲來說，上述幾種定子曲線都不具備良好的特性，對這些曲線進行適當修正雖然可以使特性得到某種程度的改善，促仍然很難根除加速度變化率J的突變和由此產生的激振，北比制造時不易準確控制修正段的長短，所以實際很少應用。
而5次曲線值略小，值略大，輸出的流量均勻性基本相同，而值較小。由于建立方程時用邊界條件約束了曲線兩端的值，所以特性不僅在曲線自身范圍內連續(xù)光滑，而且在端點上也沒有突變，完全消除了“硬沖”、“軟沖)是一種綜合性能較好的曲線，能獲得較好的低噪聲效果。
其次，數(shù)控機床的普及為加工復雜高次曲線創(chuàng)造了條件，如今非高次曲線由于其較差的力學和振動特性，實際中已經很少使用。
加之，本設計平衡式葉片泵為普通葉片泵，普通葉片泵一般壓力范圍在，而本設計額定壓力為，壓力較高，為改善其力學與振動性能，故選擇綜合性能較好的5次曲線作為葉片泵的定子曲線。
綜合以上各種定子曲線特性，選擇以典型高次曲線即5次曲線作為定子曲線的設計方案。
2.5 實際參數(shù)計算
2.5.1 流量計算
（1）平均理論流量
(4-1)
（2）實際流量
葉片泵為固定側板型，壓力8.0MPa，查泵資料得：容積效率取則
(4-2)
2.5.2功率計算
（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。
（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7.2Mpa；
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。
（3）理論功率
(4-5)
2.5.3 扭矩計算
（1）理論扭矩
在沒有摩擦損失和泄漏損失的理想情況下，軸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
=1.53 N.m (4-7)
（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=+=1.6Nm (4-8)
式中，為損失扭矩；為反映摩擦損失的機械效率。
2.5.4 液壓轉向泵設計計算參數(shù)表
由上計算得：
額定排量q
Ml/r
額定壓力p
MPa
額定轉速n
r/min
平均理論流量 L/min
理論扭矩T
1.2
8.0
5200
6.24
1.53
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T
0.736
0.7
0.75
5.24
1.6
第四章 部件設計計算
4.1轉子的設計
4.1.1材料選擇
轉子材料選擇：
4.1.2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(jù)花鍵軸孔尺寸和葉片長度L考慮，取花鍵軸直徑
初選 (4-1)
再根據(jù)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(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(jù)葉片長度和轉子強度考慮，調整轉子半徑為
(4-2)
4.1.3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(jù)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
4.1.4轉子結構尺寸設計
圖4-1 轉子主要結構
1>轉子基本尺寸
由計算得到的尺寸，轉子的軸向寬度B=25mm。
根據(jù)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5mm
3>葉片槽尺寸
由葉片的設計
葉片數(shù)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4-2 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
(4-4)
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
(4-5)
故轉子槽根滿足強度條件。
4.2葉片的設計
4.2.1葉片材料選擇
葉片材料選擇：高速鋼
4.2.2 葉片數(shù)
葉片數(shù)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(shù)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(shù)。
再考慮平衡式葉片泵的輸出流量均勻性，在定子曲線上，葉片數(shù)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(shù)。
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(shù)為：Z=12
4.2.3葉片安放角
圖4-3 葉片前傾角度
由設計方案的設計選擇
4.2.4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，一般取
此處，取
4.2.5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
(4-6)
則 (4-7)
調整轉子半徑后，驗算葉片長度值
故葉片長度L=12mm滿足要求。
4.2.6葉片的結構尺寸設計
圖4-4 葉片的結構設計
葉片結構如圖4-4所示，由設計計算得到葉片尺寸：
長×寬×高=
葉片倒角查材料取
4.2.7葉片的強度校核
圖4-5 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4-5。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 (4-8)
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按額定壓力的1.25倍考慮
由式(4-8)得
故葉片滿足強度要求。
4.3定子的設計
圖4-6 定子曲線
4.3.1定子材料選擇
定子材料：
4.3.2定子短半徑
定子的短半徑通常取
(4-9)
調整轉子半徑過后，得最終設計結果
(4-10)
4.3.3定子長半徑
根據(jù)平均流量公式
又
即 (4-12)
將由初選轉子半徑計算得出及額定轉速n，葉片數(shù)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
4.3.4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
(4-13)
4.3.5定子過渡曲線的幅角
定子過渡曲線對應的幅角通常為
(4-14)
4.3.6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：
(4-15)
曲線的最大加速度：
(4-16)
曲線的最大加速度變化率：
(4-17)
代入，得液壓轉向泵定子曲線方程為
(4-18)
式中 的單位為弧度。
曲線特性：
則由式(4-18)和(4-15)(4-16)(4-17)得，
1>速度特性
(4-19)
該設計的曲線的速度特性：
2>該設計曲線的加速度特性：
(4-20)
3>該設計曲線的加速度變化率特性：
(4-21)
4.3.7 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?shù)牟贾玫惹闆r，取定子外徑
2>螺釘孔尺寸
螺釘?shù)脑O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 822—2000）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。
4.4左配流盤的設計
圖4-8 配流盤的油窗結構
4.4.1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3—32>。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
(4-32)
通常取遮蓋比為1.1左右
故
取
4.4.2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(xiàn)閉死現(xiàn)象。
為了減輕閉死現(xiàn)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，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
V形尖槽所占的幅角在之間，具體數(shù)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
4.4.3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 6403.4—1986>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(jù)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(xiàn)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?shù)哪p，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(xiàn)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
4.5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(jù)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6005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/T3452.1—1992
G GB/T3452.1—1992
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/T3452.1—1992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/T3452.1—1992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篇》表1-5-12配流盤與右泵體配合段倒角為
4.6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。
4.6.1 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。
4.6.2 花鍵軸段的設計
圖4-9 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(shù) N=4，鍵寬B=5mm
即花鍵軸規(guī)格為
式中 N——鍵數(shù)
d——矩形花鍵小徑，mm
D——矩形花鍵大徑，mm
B——鍵寬，mm
4.6.3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(shù)，一般取
——齒數(shù)，即鍵數(shù) 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。
4.6.4軸的結構設計
圖4-10 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=16mm，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：6004
基本尺寸：
安裝尺寸：
則軸肩
則
3>密封圈配合軸段設計
參考《機械設計手冊—第10篇潤滑與密封》旋轉軸唇形密封圈GB 13871—1992>的表10-4-12，選擇密封圈為
型號: FB 25 40 GB 13871—1992
FB:帶副唇內包骨架型
尺寸: 內徑d=20mm,外徑D=35mm,寬度
4>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.
4.6.5軸上載荷分析
根據(jù)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
4.6.6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(shù)計算公式得,花鍵截面的抗扭截面系數(shù)計算公式為
，z為花鍵齒數(shù)
校核軸的扭轉強度:
在危險截面C處：
=1234.753
4.6.7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??；對于精密傳動軸，可??；對于精度要求不高的軸，可大于。
此處，根據(jù)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(shù)
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。
4.7泵體的設計
4.7.1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。灰鑄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HT200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
4.7.2左泵體結構設計
1>泵體外形
根據(jù)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(jù)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(jù)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 196—1981的表4-1-3，由吸油腔寬度42.5mm選擇螺紋尺寸M20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61901型及其尺寸，則軸承孔徑為。
4>螺栓孔布置
泵體連接螺栓選擇六角頭螺栓C級GB/T 5780—2000>，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.
4.7.2右泵體結構設計
1>泵體外形
與右泵體配合，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 3452.1—1992
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(xiàn)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。
4.8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。
第五章 液壓轉向泵的使用與維護
5.1液壓轉向泵的使用
使用葉片泵時，必須符合以下使用條件的限制，否則難以達到預期性能和壽命。
1>液壓油的種類
不同型號的葉片泵對各種類型液壓油的適應性不同，同一型號的葉片泵使用不同類型液壓油時所允許的工作壓力也不同。具體使用時注意產品上的規(guī)定。
一般葉片泵都適用于石油基液壓油，但只有一部分葉片泵適用于合成液壓油和含水液壓油，壓力在14.0Mpa時，必須使用抗磨液壓油，改善葉片頂部與定子的磨損。
2>液壓油的粘度范圍
設計的葉片泵以較低轉速啟動，由于離心力較小，為便于葉片沿徑向伸出與定子接觸，不能使用粘度太大的油液，一般限制在100以下。
3>油溫范圍
允許工作油溫主要受油液性質、密封圈材質以及零件熱變形的限制，一般可在-10~+70范圍內工作，較理想的工作溫度是20~55，-10~10屬于危險啟動溫度。
4>吸入口壓力
吸入口壓力過低，會由于溶解在油液中的空氣分離而產生氣泡，出現(xiàn)氣穴現(xiàn)象，導致氣蝕和噪聲。一般允許的最低吸入壓力不得低于-0.02Mpa，不得高于0.05~0.15Mpa。一般限制