目录
1概述 ........................................................................................................................ 1 2 YB型叶片泵的基本状况 ..................................................................................... 3
2.1叶片泵的构成和优缺点 ........................................................................... 3 2.2 YB型叶片泵的工作原理 .......................................................................... 4 2.3 双作用叶片泵的理论排量和瞬时流量 .................................................. 4
3叶片泵的设计方案 ................................................................................................ 7
3.1 泵体结构 ................................................................................................. 7 3.2 叶片倾斜角方案 ..................................................................................... 8 3.2.1 叶片的受力分析 ............................................................................... 8 3.3 定子过渡曲线方案 ............................................................................... 10
4 双作用叶片泵主要参数的计算 ......................................................................... 11
4.1 流量计算 ............................................................................................... 11 4.1.1 理论流量 ......................................................................................... 11 4.1.2 实际流量 ......................................................................................... 11 4.2 扭矩计算 ............................................................................................... 11 4.2.1 理论扭矩 ......................................................................................... 11 4.2.2 实际扭矩 ......................................................................................... 12 4.3 功率计算 ............................................................................................... 12
4.3.1 输入功率轴功率 ............................................................................. 12 4.3.2 实际输出功率 ................................................................................. 12
5 双作用叶片泵结构设计 ..................................................................................... 13
5.1 转子 ....................................................................................................... 13 5.1.1 转子半径 ......................................................................................... 13 5.1.2 转子轴向宽度 ................................................................................. 14 5.1.3 转子相关结构尺寸 ......................................................................... 14 5.2 叶片设计 ............................................................................................... 16 5.1.1 叶片数 ............................................................................................. 16 5.2.2 叶片安放角 ..................................................................................... 17 5.2.3 叶片的厚度 ..................................................................................... 17 5.2.4 叶片的长度 ..................................................................................... 17 5.2.5 叶片的结构尺寸设计 ..................................................................... 18 5.2.6 叶片的强度校核 ............................................................................. 18 5.3定子的设计 ............................................................................................ 19 5.3.1 定子短半径R1 ................................................................................. 19 5.3.2 定子长半径 ..................................................................................... 19 5.3.3 定子大、小圆弧角 ......................................................................... 20 5.3.4 定子过渡曲线的幅角 ..................................................................... 20 5.3.5 定子过渡曲线设计 ......................................................................... 20 5.3.6 校核定子曲线 ................................................................................. 21
5.3.7 定子结构尺寸设计 ......................................................................... 22 5.4 左配流盘的设计 ................................................................................... 23 5.4.1 左配油盘封油区夹角 ..................................................................... 23 5.4.2 左配流盘V形尖槽 ........................................................................ 24 5.4.3 左配流盘结构尺寸设计 ................................................................. 24 5.5 右配流盘结构设计 ............................................................................... 25 5.6 传动轴的设计 ....................................................................................... 26 5.6.1 轴的材料选择 ................................................................................. 27 5.6.2 花键轴段的设计 ............................................................................. 27 5.6.3 校核轴段花键的挤压强度 ............................................................. 28 5.6.4 轴的结构设计 ................................................................................. 29 5.6.5 轴上载荷分析 ................................................................................. 30 5.6.6 按扭转切应力校核轴的强度 ......................................................... 31 5.7 泵体的设计 ........................................................................................... 31 5.7.1 泵体材料选择： ............................................................................. 31 5.7.2 左泵体结构设计 ............................................................................. 32 5.7.3 右泵体结构设计 ............................................................................. 33 5.8 盖板设计 ............................................................................................... 33
6双作用叶片泵的使用寿命及维护 ...................................................................... 35
6. 1叶片泵的使用寿命 ............................................................................... 35 6.2叶片泵的使用条件 ................................................................................ 35
6. 3双作用叶片泵常见故障与解决方法 ................................................... 36 6.4液压油的性能 ........................................................................................ 38 6.5液压油的分类与选择 ............................................................................ 39
7 技术经济分析 ..................................................................................................... 43 8结论 ...................................................................................................................... 44 致 ............................................................................................................................. 45 参考文献 ................................................................................................................. 46
1概述
在应用广泛的各种液压设备中，液压泵是至关重要的动力元件，它们的工作性能及寿命在很大程度上决定着整个液压系统的工作状态，随着时代的发展和技术的进步，液压泵性能得到很大程度的完善，在各种工业设备、行走机构以及船舶和航天航空器上都得到了广泛地应用。因此十分有必要学习并且认识叶片泵的相关知识，特别是对于从事液压工作领域工作的人显得尤为重要。因为双作用叶片泵具有流量的均匀性好的特点，转子所受的径向力几乎平衡，并且一般都会做成定量泵型式，广泛应用于各种液压系统领域，成为液压工业上不可或缺的关键性动力元件。
时至今日，液压叶片泵已经形成了一个很大系列，产品性能几乎包含了所有液压领域所需要的工作性能的液压泵。 YB型为最早使用的一种双作用叶片泵，现在已经得到很大的发展，形成了YBN型变量叶片泵和Y2B双机叶片泵等型号。为了适应液压系统有些特别的要求，又产生了带定量减压阀的叶片泵和YBQ型号的稳流量式变量叶片泵。 随着液压系统对高压力的需求，在原有的叶片泵基础上改善其性能，诞生了PV2R型中高压叶片泵和柱销式叶片泵。
从低压到高压： 随着液压技术的发展与进步，对叶片泵压力的需求也越来越高，对多种高性能的叶片泵产生了许多新的要求。而随着现在加工技术的发展和技术完善，开发各种高压叶片泵也已经成为可能。以往的叶片泵只能在6.3-7.0Mp的中低液压系统中工作，近些年来叶片泵的发展大幅度提高了叶片泵的性能，压力等级普遍提高到了16.0-17.5Mp，更多更高性能的叶片泵也被研发成功，大大丰富了叶片泵的种类和性能。 2.高效、低耗叶片泵的效率逐渐提高，随着人们环保节能意识的提高，设计师已越来越重视叶片泵的低功耗，因此诞生了一批高效能、低功耗的叶片泵。 3.泵结构工艺的提高改善了噪音和寿命，特别是定子曲线的设计和改善，大大提高了叶片泵的寿命和降低了叶片泵的工作噪音。4.机电一体化促使叶片泵和电子机械、微机等等结合实现简单的智能化。
本次设计主要是对YB型叶片泵结构设计，首先要对叶片泵的工作原理、结构、特点、性能等进行学习掌握，然后根据设计的要求确定基本参数，之后根据所掌握的参数进行具体的设计，如叶片、转子、定子、配油盘、定子过渡曲线的设计。最终进行补充设计
和对安全问题进行说明。
2 YB型叶片泵的基本状况
2.1叶片泵的构成和优缺点
双作用叶片泵的优点有以下几方面： ①流量均匀，运转平稳，噪声小。
②转子所受径向液压力彼此平衡．轴承的使用寿命长，耐久性比较好。 ③容积效率较高，可达95%以上。
④工作压力较高。目前双作用叶片泵的工作压力为6. 86～10.3 MPa，有时可达20.6 MPa。
⑤结构紧凑，外形尺寸小且排量大。 双作用叶片泵的缺点有以下几方面：
①叶片易咬死，工作的可靠性差，对油液污染比较敏感，故要求工作环境清洁， 油液要求严格过滤。
②结构较齿轮泵复杂，零件的制造精度要求比较高。
③要求吸油的可靠转速在8. 3—25 r/s围。如果转速低于8.3 rls，因离心力不够，叶片不能紧贴在定子的表面，不能够形成密封良好的封闭容积，导致吸不上油。如果转速太高，由于吸油速度太快，会产生气穴现象，也会吸不上油，或者吸油不连续。
2.2 YB型叶片泵的工作原理
图2-1 YB型叶片泵工作原理
Fig2-1 Double-acting vane pump principle of work
1—压油口；2—定子；3—转子；4—叶片；5—吸油口
如图1-1所示，从工作原理角度来说双作用叶片泵和单作用叶片泵是相似的，不同之处是双作用叶片泵的定子曲线是由两段长圆弧和两段短圆弧加上四条过渡的曲线所构成的，而且定子和转子是同心的。当图1-1所示转子逆时针方向旋转时，在一、三象限处密封工作腔的容积一点一点地变大，该区域为吸油区，在二、四象限处的密封容积一点一点减小，该区域为压油区；压油区与吸油区的围之间会有一段封油区把高、低压油区分开。当转子按照图1-1所示得方向旋转时，叶片根部所包含的液压油以及叶片在转动时产生的离心力的作用促使使叶片非常紧密地贴在定子的壁上，转子与定子在相邻两叶片和转子两边的配油盘一起形成密封的容积。当相邻的两片叶片沿着小半径圆弧开始向大半径圆弧转动时，这个密封腔的容积将会逐渐增大，由此就会形成局部区域真空从而实现吸油过程；当相邻的两片叶片沿着大半径圆弧开始向小半径圆弧转动时，这个密封腔的体积会逐渐减小，进而压迫油液从出口排出完成压油的过程。转子在转动的一的时候，转子槽里面的叶片是在做往复的运动，一转会运动两次，能够完成2次吸油和压油过程，这种情况下，双作用叶片泵在其转子上面径向受到的液压力处于平衡状态，所以又被称作平衡式叶片泵。
2.3 双作用叶片泵的理论排量和瞬时流量
如果叶片泵的叶片厚度可以趋近于0的话，当转子在有一时间段转动过一定角度后，叶片在大圆弧上所划过的体积减去其在小圆弧段划过的体积其实就是叶片泵这段时间排
出的液体得体积。实际上，叶片具有一定的厚度。在压油区，叶片泵叶片的两端的油液都是高压油，它的动作不会产生吸油和排油的作用；在吸油区，叶片泵叶片头部油液为吸油低压，叶片在其底部的高压油推动作用下向外面伸出，那么叶片泵排出来的液压油的体积应减去这一部分体积。因此，叶片泵在这段时间所排出的液压油的体积
??2????2)(????=2[????????????∑??????] 2????????????
??=1??
式中
R——定子曲线大圆弧半径；
r——定子曲线小圆弧半径； B——叶片宽度；
——叶片泵转子的转动角速度； S——叶片厚度；
N——位于一个吸油区的叶片得数量； ——在吸油区叶片伸出叶片槽的伸出速度；
——叶片与定子曲线的接触处，叶片安装方向及吸油区定子过渡曲线的矢径方向的夹角。
式（2-1）中的括号外的2是考虑双作用叶片泵中会同时有两对叶片起吸油和排油的作用，这些叶片的运动规律是相同的。
式（2-1）可用瞬时流量形式表示为
v
i
iQsh=Bω(R2-r2)-2BS∑ni=1(cosθ) （2-2）
若用ρi表示定子曲线上各点到转子中心的距离，φ表示泵轴的转角。则，
dρ
t
vi=(d)=(d)×(d)=ω(d) （2-3）
i
φ
dρdφ
t
dρ
i
i
φ
i
将此式代入式（2-2）中，可得
()
dφdρ
iQsh=Bω[(R2-r2)-2S∑ni=1cosθ] （2-4）
i
若近似的认为其是常数，那么则。那么只有吸油区的数值会影响叶片泵瞬时流量的均匀性。只和这个区域的定子过渡曲线的形状和泵的吸油区的叶片数有关。
由此得出YB型叶片泵的理论排量为：
那么双作用叶片泵的理论排量为：
q=2πB(R2-r2)-2ZBScosθ （2-5）
s
R-r
=2B(R-r)[π(R+r)-cosθ]
s
SZ
公式中θs为转子径向间与外圆上叶片安置方向的偏角。
3叶片泵的设计方案
3.1 泵体结构
所示为YB型双作用定量叶片泵结构图，该泵的前泵体8和后泵体6采用螺栓紧固在一起，叶片泵中装有配流盘2和7，用圆柱销将配流盘和定子定位，固定在泵体上，以保证配流盘上吸油窗口a和压油窗口b位置与定子表面曲线相对应。转子4上均匀地开有12个叶片槽(在实际使用中具体数目由叶片泵的性能决定)，叶片12可以在槽中自由滑动。压油窗口中一部分压力油通过e与配流盘上的环形槽c相连，而环形槽c又与叶片槽底部d相对，使压力油进入叶片槽底部，使叶片顶部紧贴在定子的表面上。而且在转子、定子、叶片和配油盘四者之间形成了12个密封容腔，YB型双作用定量叶片泵就是依靠这些密封的容腔容积的交替变化来工作的。注意，叶片泵叶片的方向必须与传动轴的旋转方向一致.
3.2 叶片倾斜角方案
叶片泵叶片倾角的选择，关系到叶片与定子及转子的摩擦、磨损及噪声。目前国产双作用叶片泵，叶片在转子槽不采用径向防止，而是有一个沿转向的前倾角θ。实际上，这在学术界还有争议，试从叶片的受力角度试做分析。
3.2.1 叶片的受力分析
双作用叶片泵的叶片倾角，在压油区，叶片在离心力、液压力的作用下，压向定子表面，于是定子便对叶片产生一个法向反力N，这个法向反力N又可分解成两个分力；一个沿叶片运动方向的分力Nn=Ncosγ，一个与叶片垂直的分子Nn=Nsinγ，γ成为叶片的压力较，压力角大，垂直分力也大，使叶片弯曲变形，产生磨损和噪音；γ=24时，叶片卡死。卡死发生在吸油腔并不可怕，因为此时叶片沿槽外伸，不至被折断；但在压油腔，卡片卡死后无法缩回，势必要折断。因此，在压油区，应对叶片的压力角加以限制。
如果叶片径向放置，压力角β将会很大。所以，通常应该讲叶片向旋转方向前倾一个角度θ，以减小叶片的压力角，一般取叶片前倾角θ为叶片径向安防时最大压力角的一半，即：θ=2βmax。这是叶片的压力角为γ=β?θ，叶片前倾后，叶片在压油区受力情况得以改善，但在吸油取受力情况将更为恶劣。此时吸油区的实际压力角γ=β+θ。在吸油区，叶片根部作用有压力而顶部没有压力，故不处于平衡状态，同事叶片要做径向运动，所以受力及磨损大，这从泵的实际使用中充分证明了这一点。下面就着重就吸油区叶片的受力情况进行分析。
1
按图2所示在叶片吸油区各种角度时的集合关系，θ即为叶片倾角，N线时B点的法线，角度γ为叶片在过渡曲线上的压力角，β为向心线的压力较，叶片前倾时，γ=β+θ，按照我国目前生产的定量泵的定子过渡曲线采用等加速减速曲线，过渡曲线的参数方程
为?=ωt ρ=ρ0+vt
向心线压力β角为 tgβ=pdφ 图3表示排量为25cm3/r，推程运动角α=55，R=41mm，r=36.5mm的定量叶片泵，
dρ
由此计算出的β角变化规律，βmax=14；档叶片在圆弧段上滑动时，β=0、θ=γ，叶片没有径向运动。
图4位叶片在吸油区过渡曲线上的受力情况，图中Fc为叶片离心力，N3位法线方向的反作用力，F3位定子接触点处的摩擦力，N1、N2分别为转子槽与叶片接触处的反作用力，F1、F2分别为相应处的摩擦力，P为压力油作用在叶片底部的力。除上述作用力外，还有叶片粘性摩擦力等。这些力与图4所示的力相比，数值很小，所以不予考虑。作用力N1、N2、N3的变化是很有规律，随着倾角θ的变化N1、N2逐渐减小，到一定倾角后，力的作用方向改变，以后绝对值又增大；其中特别重要的是，不论叶片在过度曲线上什么位置，叶片作用在过渡曲线上的γ角大约在7~8时，作用力N1、N2的绝对值为最小（接近为0）。也就是说，从减小N1、N2的观点出发，压力角在7~8度时有一最佳值。Γ角为7~8度时，相应的叶片倾斜角θ在-6~+7度之间。从N3的变化规律看，当θ角为零度附近时，N3时较小的。
由此可以看出，为了减小压力角，以改善叶片受力情况，因此将叶片前倾一个角度，这对吸油区来说显然是不对的，因这是实际压力角γ=β+θ，即压力角反而增大了。而且，从叶片的受力分析中可知，为减小叶片的磨损，压力角并不是越小越好，压力角为0，N1、N2并不等于零，而γ约为7~8度时，N1、N2才接近于零。所以θ值应近似于零度，N3才最小。
3.3 定子过渡曲线方案
双作用叶片泵的定子表面由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线所组成，影响泵性能的关键是过渡曲线。理想的过渡曲线应能使叶片在槽中滑动时的径向速
度和加度速变化均匀，以保证流量均匀，还应使叶片转到过渡曲线和圆弧连接处无死点，
以减小冲击和噪声。双作用叶片泵一般采用综合性能较好的等加速和等减速曲线作为过渡曲线。有些高性能泵的过渡曲线则采用高次曲线。
4 双作用叶片泵主要参数的计算
基本参数：额定排量q=16ml?r 额定转速n=1440r?min 额定压力p=7.0MPa
4.1 流量计算
4.1.1 理论流量
理论流量：不考虑液压泵泄露损失的情况，单位时间，双作用叶片泵输出液压油液的体积。即
Qt=qn=16×10-3×1440=23.1L?min （4-1）
式中，Qt——理论流量，单位为L?min
4.1.2 实际流量
实际流量：考虑液压泵泄露损失的情况，单位时间，双作用叶片泵输出的液压油液体积。此双作用叶片泵额定压力7.0MPa，考虑泵的容积效率，容积效率取ηv=90%，则
Q=Qtηv=23.1L?min×0.90=20.79L?min （4-2）
式中，Q——为实际流量，单位为L?min
4.2 扭矩计算
4.2.1 理论扭矩
Tt=pq/2π=（7.0×16）?2??=17.83N?m （4-3）
式中，Tt——理论扭矩，单位为N?m
4.2.2 实际扭矩
T=Tt?ηm=17.83?0.9=20.26N?m （4-4）
式中，ηm——机械效率，取为88% T——实际扭矩，单位为N?m
4.3 功率计算
4.3.1 输入功率轴功率
NBi=ωT×10-3=(πnT?30)×10-3=π×1440×20.26×10-3/30=3.0kw
（4-5）
式中，NBi——输入功率，单位为kw T——作用在泵轴的扭矩，单位为N?m
?——角速度，单位为rad/s n——转速，单位为r/min
4.3.2 实际输出功率
NBo=NBiηvηm=3.0×0.90×0.88=2.36kw （4-6）
式中，NBo——实际输出功率，单位为kw ηv——容积效率 ηm——机械效率
5 双作用叶片泵结构设计
5.1 转子
查材料手册，转子材料选为20Cr。
5.1.1 转子半径
确定转子半径时，考虑因素主要有花键轴孔尺寸和叶片长度，校核转子槽根部的强度是否满足材料要求即可。
初选转子半径：
r0=(0.9~1)d （5-1）
式中d——花键轴尺寸，单位为mm
查材料手册，因受扭矩不大，选为45#钢即可。
d=A0√P?n=A0√pqn?n=112√7.0×16×10-3=37.84mm （5-2）
式中A0——轴的材料对应的承载系数，查表1-1
表5-1 常用的轴的材料的[τT]和A0
Table 5-1 of the shaft materials commonly used [τT] and A0 values
轴的材料 ??????????,???? 35 45 40
????，????????????
[????]???????
???? 取A0值112。
12~20 160~135
20~30 135~118
30~40 118~107
40~52 107~98
P——轴传递的功率，单位为kw 初选r0=d=38mm，调整转子半径。
叶片长度在5.2中计算（详细设计过程见5.2），l=5mm 调整实际转子半径为：
rt0=r0+l=38+5=43mm （5-3）
5.1.2 转子轴向宽度
转子轴向宽度B与流量是成正比的关系。结构设计中，确定径向尺寸R、r、r0，调整转子轴向宽度B，设计出的叶片泵的排量规格不同。径向尺寸近似的叶片泵，转子轴向宽度小的端面流量泄露所占比例相对增大，即容积效率会变低；增大转子轴向宽度，会使配油盘的配流窗口过流速度变大，引起流动阻变大。根据已有资料设计方案，一般转子轴向宽度B=(0.45~1)r
r——定子的短半径 定子短半径
r=r0+0.5~1mm=39mm （5-4）
调整定子短半径
rt=rt0+0.5~1mm=44mm （5-5）
初选转子半径，转子的轴向宽度
B=(0.45~1)r=0.9×39=35.1mm （5-6）
调整转子半径，转子的轴向宽度
Bt=(0.45~1)rt=0.9×44=39.6mm （5-7）
5.1.3 转子相关结构尺寸
（1）转子基本尺寸
转子的轴向宽度B=39.6mm，根据转子半径rt0=43mm，主要考虑以下两个因素，转子的工作强度和转子上要开螺钉孔，设计转子的大径尺寸D=86mm。
（2）转子轴孔尺寸
轴和转子的连接方式是花键轴连接，轴孔直径尺寸：d0=37.84mm，键齿工作高度h=2mm, 则花键大径尺寸： D0=41.84mm。键齿宽度设计为5mm，转子上的花键孔上的键齿宽度也为5mm。
（3）转子槽尺寸
由5.2中可知，叶片安放角θ=0°；叶片数z=12；叶片厚t=2mm；叶片长l=5mm，此次设计的叶片泵转子受径向方向力相等抵消，因此只承受扭转力的作用。
叶片数z=12,相邻叶片槽夹角
α=2π?z=π?6=30° （5-8）
转子槽和其根部通液压油孔的位置主要由两个因素确定，一是叶片长度l，二是叶片根部通液压油的孔的位置。叶片长l=5mm
因此液压油孔圆心所在圆上的圆直径应满足以下要求:
dk≤86-2×5=76mm （5-9）
考虑液压油孔直径尺寸，设计所在圆直径取dk=60mm。叶片厚度s=2mm，根据经验取值叶片底部通液压油孔尺寸d=3mm，转子槽宽度2mm。转子轴向宽度B=39.6mm，转子槽轴向宽度39.6mm。
（4）校核转子槽的强度
图5-1 转子槽受力情况 Fig 5-1 rotor slot force
转子槽与叶片相互接触面之间存在两种作用力，分别是挤压和磨损，查《机械设计手册》表4-3-17，材料的许用挤压应力
[σ]=49MPa （5-10） 转子最大工作应力为：
σ=2T?(DBl) （5-11） 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，转子此时承受着最大的挤压应力：
σmax=2T?DB(rt?rt0)=2×20.26×103?86×39.6×(44?43) （5-12） =11.89MPa
可以得出σmax<[σ] ，因此转子槽的根部满足其强度条件。
5.2 叶片设计
叶片材料：选取硬度高且耐磨损的高速钢 W18Cr4V
5.2.1 叶片数
叶片数目选取原则
8≤z≤12
若Z特别小，定子的过渡曲线所对应的幅角就会相对减小，那么吸油腔、压油腔区间就小，从而过流面积就小，这样非常容易产生吸空并且导致压油的阻力增大。如果Z特别大，叶片所占用工作容腔变大，有效容积减小，这样不仅造成叶片泵的排量变小，而且转子槽的数量增多也会影响转子的强度，并增添了工件加工的工作量。
考虑转子与定子所受径向力需要平衡对称，Z应取偶数。另一方面，z的确定还要满足输出流量的均匀性的要求，通过与定子曲线特性适当匹配，要保证处在吸油区过渡曲线围每个叶片的速度之和保持（或近似于）常数。
该方案设计的定子曲线选择的是高次方曲线，由曲线性质，它输出流量的可以保证其均匀性，而且当选定3、4、5次典型高次曲线作定子过渡曲线时，一般选择Z=10或者Z=12这两种结果。
综上，该叶片泵的叶片数为 Z=12。
5.2.2 叶片安放角
图5-2 叶片前倾角度 Fig 5-2 blade leaning Angle
设计采用叶片倾斜角为零，即
θ=0°
5.2.3 叶片的厚度
叶片首先应具有足够的抗弯强度用以承受最大工作压力。其次，在转子槽的制造工艺条件允许的情况下，应尽可能的减小叶片的厚度，叶片根部承载压力的面积就可以减小，对定子的压紧力就随之而减小。
叶片厚度，通常选取s=1.8~2.5mm。在进行强度计算时，至少应按额定压力的1.25倍考虑。此处，取s=2mm。
5.2.4 叶片的长度
叶片在转子槽可以运动灵活，伸缩式的叶片留在槽的最小长度应不小于叶片总长度的2/3，即
2
l-(R-r0)≥3l （5-13）
l≥3(R-r0)=3.27mm （5-14）
取l=5mm。 由于转子半径有所调整，所以叶片长度需要进行验算
ly=3(Rt-rt0)=3.69mm （5-15）
l=5mm>ly=3.69mm （5-16） 故叶片长度为l=5mm可以满足以上要求。
式中，R——定子大圆弧半径，由下面定子设计得出，单位为mm l——叶片长度，单位为mm r0——转子半径，单位为mm
5.2.5 叶片的结构尺寸设计
图5-3 叶片的结构设计 Fig 5-3 structure design of the blade
叶片的结构图如图1-5所示，叶片尺寸：
长×宽×高=5mm×2mm×39.6mm
取叶片的倒角1×45°
5.2.6 叶片的强度校核
图5-4 叶片受剪切力图 Fig 5-4 by shear to leaf
在工作过程中的叶片主要承受剪切应力，如图1-6。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：
[τ]=54MPa （5-17）
则叶片工作时最大切应力是：
Tmax=1.25T=1.25×20.26=25.33MPa （5-18）
τmax=2Tmax?（DtB）=2×25.33?86×2×39.6=7.44MPa （5-19）
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
叶片强度校核时应为额定压力的1.25倍以上计算，由式(5-13)得
τmax<[τ] （5-20）
因此叶片设计满足强度要求。
5.3定子的设计
定子材料：38CrMoAl
5.3.1 定子短半径R1
确定定子短半径
r=r0+0.5~1mm=39mm （5-21）
调整后转子半径，由式5.3计算出rt0=38mm （具体设计过程详见5.3）得其设计结果
rt=rt0+0.5~1mm=44mm （5-22）
5.3.2 定子长半径
由理论流量公式
Qtn=2πnB(R-r)[(R+r)-sz?πcosθ] （5-23）
θ=0°，所以cosθ=1，即
Qtn=2πnB(R-r)[(R+r)-sz?π] （5-24）
对结果近似处理，可以暂时不考虑叶片厚度大小的影响（即s=0），则
Qtn≈2πnB(R2-r2)=n×16×10-6L?r （5-25）
计算得出
R=39.08mm
调整后的
Rt=45.23mm
5.3.3 定子大、小圆弧角
大、小圆弧对应的幅角，通常情况可取相同值，且与相邻叶片间的隔角数值相等，即
β1=β2=2π?z=π?6=30° （5-26）
5.3.4 定子过渡曲线的幅角
定子的过渡曲线对应的幅角通常为
α=π?2-2(β1+β2)=2-6=60° （5-27）
1
ππ
5.3.5 定子过渡曲线设计
本次设计采用典型高次方曲线，又称3、4、5曲线。参考老师书籍《液压元件与气动元件设计》，列曲线方程如下：
ρ(φ)=r+(R-r)(10φ3-15φ4+6φ5) （5-28） ρ(φ)=44+1.23(10φ3-15φ4+6φ5)
图5-5 定子过渡曲线 Fig 5-5 of the stator transition curve
5.3.6 校核定子曲线
1、叶片不脱空条件
正常工作时的叶片泵要满足重要的条件之一就是，叶片顶部与定子表面接触能保证是密封的，即可以形成密闭的工作腔。根据叶片受力分析，可得叶片与定子保持可靠接触而不会出现“脱空”现象的条件。
根据选定的定子曲线，校核满足叶片脱空与否的条件。
根据叶片不脱空条件，近似算出的与三种过渡曲线相对应的(R?r)max值。如表1-2
表5-2 与定子过渡曲线相对应的(R?r)max值
Table 5-2 with the stator transition curve corresponding max value (R/r)
定子曲线 计算式
α=54° (?????)?????? α=45° 1.15 α=60° 1.27 等加速等减速曲线 3、4、5高次方曲线 3、4、5、6高次方曲线 R?r<(4+α2)?4 1.22 R?r<(5.77+0.9α2)?(5.77?0.1α2) 1.15 1.10 1.19 R?r<(8.26+0.916α2)?(8.26?0.084α2) 1.10 1.07 1.13
采用的定子过渡曲线是3、4、5高次方曲线，根据表1-2得知计算式为
R?r<(5.77+0.9α2)?(5.77-0.1α2) （5-29）
定子过渡曲线相对应幅角α=60°，即
R?r<(R?r)max=1.19 45.23?44=1.03<1.19
所以满足条件，叶片不脱空。
5.3.7 定子结构尺寸设计
图5-6 定子 Fig 5-6 of the stator
1、定子基本尺寸 （1）大、小圆弧角度：
设计计算得出定子尺寸，如图1-8定子长半径R=45.23mm，对应的圆弧角β2=π?6=30°。定子短半径r=44mm，对应的圆弧角度β1=π?6=30°
（2）定子曲线角度：
四段过渡曲线，单位为弧度，如下
ρ(φ)=44+1.23(10φ3-15φ4+6φ5)
定子曲线对应的幅度
α=π?2-2(β1+β2)=2-6=60° （5-30）
（3）定子外径：
平衡式叶片泵安装时，转子、定子、右、左配油盘等零件，用螺钉组装后再装入泵体，定子最大半径R=45.23mm，按定子所需强度还有工作要求，和配流盘配合时油窗大小等情况，取定子外径的数值为115mm。
2、螺钉孔尺寸
1
ππ
（1）螺钉选型：
参考《机械设计手册（单行本）》表4-1-104，选取十字槽圆柱头螺钉（GB/T 822—2000），型号M5。
（2）螺钉孔设计：
根据螺钉型号，定子螺钉孔直径设计为dM=1.1d=5.5mm，2个螺钉孔位置在分布在直径?100的圆上，分别位于过渡定子曲线夹角的中心点上。
（3）定子上的通孔设计：
连接两配流盘的2个通孔直径的数值选为5.5mm。
5.4 左配流盘的设计
图5-7 配流盘的配油窗口
Fig 5-7 with flow plate of the oil distribution of the window
5.4.1 左配油盘封油区夹角
为了叶片泵工作时吸油腔和压油腔不会相互沟通，设置左配油盘的封油区夹角，配流盘上的吸油窗口和压油窗口之间的间隔所对应的圆心角β0必须大于或等于相邻两叶片之间的圆心角β=2π?z。这样目的是吸、压油腔不互相连通。
?0角与?角的比值称为遮盖比，故
β0?β≥1 （5-31）
通常，取遮盖比为1.1，
β0=1.1β=33°
5.4.2 左配流盘V形尖槽
配流盘上的V形槽（眉形槽）一般在压油窗口的入口端设置。当封闭容积离开吸油窗口，通过V形槽逐渐与压油窗口连通，转角的一点点增加，使V形槽的通流面积变大，导致两叶片间容积腔的压力逐步上升，一直到连通压油窗口，升压才达到压油腔的压力，基本上消除了高压回流冲击。
封闭容积的升压过程与V形槽的几何尺寸有一定相关性。一般V形槽所占幅角?=6°~17°,V形槽深度角为3°~7，具体数值要通过试验确定。最理想是当转子转过角度?时，两叶片间容腔压力恰好升高到接近压油压力。
封闭容积突然泄压对叶片泵的性能影响相对较小，通常做法在吸油窗口并不开设V形槽。
高性能的叶片泵一般会采用和预压缩定子曲线这两种方法来解决封闭容积的高压回流冲击的问题。因此，进行V形槽尺寸参数的设计以及预压缩定子过渡曲线的设计时，应考虑上述两类升压作用的叠加作用。
取 ?=10°。
5.4.3 左配流盘结构尺寸设计
图5-8 左配流盘 Fig 5-8 left valve plate
1、整体尺寸:
定子外径115mm，设计配流盘大径115mm，考虑工艺要求和条件，设计配流盘宽度40mm。
2、轴孔尺寸:
左配油盘的轴孔壁是左轴承外圈的轴向定位，机械手册上查得6206型深沟球轴承的径安装尺寸的数值为da=36mm，外形尺寸d=30mm。由于配流盘不可以随轴转动，设计配流盘轴孔直径可取36mm。
3、配流盘端面环槽:
配流盘端面环槽与叶片槽底部相通，根据转子、叶片油孔尺寸，各孔圆心位置在dk=60mm的圆周上，孔直径?=4mm，环槽分度圆半径rhc=60mm，环槽宽度bhc=5mm，环槽深度是hhc=4mm。
4、配油窗口:
计算得到的配油盘封油区夹角β0=33°，配流盘眉形尖槽?=10°，则计算左配油盘的吸油窗口夹角????和压油窗口夹角????：
????=????=???2?(??0+?)=47° （5-32）
配油窗口吸油、压油窗口可以根据转子、定子的配合安装位置定，配油窗口分布在四段过渡定子曲线上，r=44mm，R=45.23mm，则配油窗口分圆直径在?=85mm上。取左配流盘两个吸油窗口宽度是5mm，做成不通的孔，深度是5mm，吸油窗口为的夹角为33°，在吸油窗口入口端，扩大配油盘窗口角度为13°。
5、螺钉孔:
定子上选择的螺钉型号M5，定子上螺钉孔直径为?=5.5mm，4个螺钉孔位置分布在直径?100的圆上，分别位于过渡定子曲线中心线的上面。
5.5 右配流盘结构设计
图5-9 右配流盘 Fig 5-9 right valve plate
1、右配流盘的结构尺寸与左配流盘大多数尺寸相同，吸、压油窗口位置相同，不同点有以下几处，右配流盘的吸油窗口为不通孔，深为5mm，但压油窗口是通孔，与配流盘环形槽相通，环形槽宽度为5mm，深度也为5mm。右配流盘螺纹孔M5，正好与左配流盘螺钉孔进行配合安装的螺钉。
2、右侧配流盘上需要开2个?4mm的孔和2个?3mm的孔， ?3mm是向叶片槽底部输送压力油的孔，能够通过这个孔将压力油推到叶片底部，叶片通过压力油和离心力双重作用下伸向定子表面，紧密接触来减少泄漏。转子两侧泄漏的油液通过传动轴和右配流盘孔中的间隙，通过另外两个孔流回到吸油腔。
3、由于要进行装配，配流盘轴孔直径设计48mm。这段段轴径为花键轴大径，尺寸为41.84mm，右侧轴承选择型号是6209的深沟球轴承，查机械设计手册，定位轴肩为da=52mm。
4、查《机械设计手册》表10-4-5, 右配流盘上的密封件选O形橡胶密封圈。 型号如下：
82.0?2.65 G GB/T3452.1—1992 46?2.65 G GB/T3452.1—1992
轴向密封沟槽尺寸：《机械设计手册》表10-4-8
82.0?2.65 G GB/T3452.1—1992的沟槽尺寸为 槽外直径 80.0mm+5.3mm=85.3mm；
?0.100.25槽宽3.8?；槽直径?78.1mm ?0mm；深1.97?046?2.65 G GB/T3452.1—1992沟槽尺寸为
?0.100.25槽外直径50.0mm+3.6mm=53.6mm；槽宽3.8? ?0mm；槽深1.97?0结合考虑右配流盘上孔、槽工作强度的实际性要求，右配流盘总宽设在80mm，右配流盘和右泵体尺寸设在25mm。
5、查《机械设计手册》表1-5-12，设计配流盘和右泵体配合段倒角4×45°。
5.6 传动轴的设计
双作用叶片泵叶片受径向方向的力是平衡，轴受力主要是扭矩，弯矩值可以忽略不
计，轴段可以按照传动轴考虑。
5.6.1 轴的材料选择
轴受力主要是扭矩，轴上只有扭转切应力，根据《机械设计手册》表15-1，选择常用的材料中剪切疲劳极限数值较高，所受扭矩力矩较小，考虑经济性原则，45#钢作为本次设计轴的材料。
5.6.2 花键轴段的设计
图5-10 传动轴花键轴段结构
Fige 5-10 shaft spline shaft section of the structure
转子设计中选择的花键轴的轴孔直径为
d=37.84mm
花键连接，工作过程中有多个齿进行工作，承载能力较高，对中性能和导向性能也好的，齿根浅，应力集中小，轴的强度削弱性小，所以将轴段加工成花键轴，花键形状矩形。
花键轴的齿的工作高度为
h=(D-d)?2=2C=2mm （5-33）
式中，h——花键齿工作高度，单位mm D——矩形花键大径，单位mm d——矩形花键小径，单位mm C——矩形花键齿倒角尺寸，单位mm 花键大径：
D=d+2h=41.84mm （5-34）
取C=1mm,得
d=37.84mm
键数 N=4，键宽B=15.6mm 花键轴规格：
N×d×D×B=4×37.84×41.84×15.6
式中, N——键数
d——矩形花键小径，单位mm D——矩形花键大径，单位mm B——键宽，单位mm
5.6.3 校核轴段花键的挤压强度
《机械设计手册》表4-3-29查得花键连接的许用压强：
[p]=55MPa 计算得出花键挤压强度：
p=2T?ψzhlDm p=2×20.26×103?0.8×4×2×39.6×41.84=3.821MPa式中，T——转矩，N?mm
Ψ——各齿载荷不均匀系数，一般取ψ=0.7~0.8 z——齿数，即键数
l——齿的工作长度，mm;即转子宽度
Dm——平均直径，mm，矩形花键Dm=(D+d)?2 D——矩形花键大径，mm
h——花键齿工作高度，mm，矩形花键
p<[p]
所以轴段花键的挤压强度满足要求。
5-35）5-36） （
（
5.6.4 轴的结构设计
A BJCDE FGHKI 图5-11 轴上零件的装配 Figure 5-11 assembly of shaft parts
1、初定轴上零件装配位置
如图，轴上有左右轴承、转子和密封圈。左、右配流盘不靠传动轴轴定位。 2、设计轴上B-F段
花键轴段的设计D=41.84mm，确定B-D段直径
dBD=41.84mm
E-F段轴肩作右侧轴承的定位轴肩,右侧轴承的型号6209型深沟球轴承 基本尺寸：
d×D×B=45mm×85mm×19mm
右侧轴承安装尺寸da=52mm ,设计该段轴肩dEF=52mm，选取轴肩宽度lEF=4mm。 确定B-E段的轴长度：lBE为转子宽度加上右配流盘的宽度，轴肩对右配流盘的作用无轴向定位，需要留一定的余量。
lBE=39.6mm+80mm+1mm=120.6mm （5-37）
确定B-D段轴长度：考虑花键轴段剩余工作长度和键槽加工过渡段。
lBD=55mm
确定C-D段轴长度：花键轴段lCD为加工键槽切入的过渡段 ，lCD如果太短，则轴的轴径变化率就会特别大，轴的强度因此降低。
综合考虑取 lCD=15mm。 3、与轴承配合轴段设计
平衡式叶片泵传动轴大部分承受扭矩的作用，其它方向的作用力很小，选用深沟球
轴承较合适。
左端轴承段尺寸：参照工作的性质要求和dBE长度，轴承产品目录中，初步选取深沟球轴承的型号为6206型，基本尺寸：
d×D×B=30mm×62mm×16mm
dAB=30mm
lAB=16mm+40mm=56mm （5-38）
右端轴承段尺寸：参照工作性质要求和dEF长度，轴承产品目录，初步选取深沟球轴承的型号为6209型，基本尺寸：
d×D×B=45mm×85mm×19mm
dFG=45mm lFG=19mm
查《机械设计手册》表1-5-15，选砂轮越程槽（GB/T 6403.5—1986）槽深h=0.3mm；槽宽b=2mm。
确定基本尺寸：
dGH=45mm-2×0.3mm=44.4mm （5-39）
lGH=2mm
4、与密封圈配合轴段设计
查《机械设计手册—第10篇润滑与密封》表10-4-12，旋转轴唇形密封圈
型号: B型无副唇旋转轴唇型密封圈d=45mm，D=62mm，b=8mm GB13871—92 截面主要尺寸b取10mm，则密封圈段 d=45mm，l=20mm，电动机安装长度取80mm。 计算出叶片泵轴总长：
lz=16+40+39.6+80+1+8+19+2+20+80=305.6mm （5-40）
5、确定轴上圆角和倒角尺寸
查《机械设计手册》 表1-5-12，轴端倒角1×45°，其余2×45°，轴肩处的圆角半径均为r=1.0mm。
5.6.5 轴上载荷分析
由轴结构图做出轴结构简图（图1-12）和扭矩图。根据图示，判断出截面C是危险截面。
轴的所受扭矩：
T=20.26N?m
5.6.6 按扭转切应力校核轴的强度
查《机械设计手册》表15-3 ，轴常用的几种材料的[?T]及A0值得, 45#钢的许用扭转切应力
[τT]=30MPa （5-41）
查《机械设计手册》表15-4,花键截面的抗扭截面系数计算公式：
WT=[πd4+(D-d)(D+d)2zb]?16D （5-42） 式中，z——花键齿数
校核轴的扭转强度（在危险截面C处）：
WT=[π37.844+4(41.84+37.84)2×4×5]?16×41.84=10375.333
τT=T?WT=20.26×103?10375.333=1.952MPa<[τT]
因此此轴满足强度校核。
5.7 泵体的设计
5.7.1 泵体材料选择：
1、铸件材料
铸件一般采用灰铸铁进行铸造，灰铸铁类似在钢的基体上分布着片状规格的石墨，所以基体强度和硬度不低于相应碳号的钢，抗拉强度也比较大，消振能力比钢大10倍以上。其强度和铸件的壁厚成正相关。
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》表1-2-3查得，灰铸铁HT200最小壁厚： 一般铸造条件下，最小允许壁厚5mm 改善铸造条件下，最小允许壁厚4mm
5.7.2 左泵体结构设计
1、泵体外形
根据配油盘、转子尺寸，想要靠密封圈装在泵体和泵盖之间，配合关系是间隙，设计泵体直径?115mm。
根据最小允许壁厚、外壁螺栓连接的这两个工作要求，泵体宽度和高度的尺寸
b×h=140mm×140mm （5-43）
泵体长度，因转子、配流盘、轴承装配长度和泵体底部壁厚已设计，取泵底部壁厚15mm，左泵体的总长：
l=15+3+16+40+39.6+15=128.6mm （5-44）
2、吸油腔尺寸
吸油腔是保证叶片泵正常工作吸路液压油的重要结构，将它放在与壳孔圆成60o的围之间，吸油腔宽度：
by?D?sin?2?85mm?sin30o?42.5mm （5-45）
吸油腔长度：
吸油腔与右配流盘的吸油窗口相连通
ly?65mm
吸油口螺纹：
参考表4-1-3，普通螺纹基本尺寸GB/T 196—1981，吸油腔宽度42.5mm选择螺纹M30比较合适。
3、轴承安装孔
泵体底部轴承孔，因轴承型号为61902型及其尺寸d?D?B?15mm?28mm?7mm，则轴承孔径为?28mm。
参考表6-2-52，轴承孔底孔壁为轴承径的轴向支承，查它的安装尺寸 da(min)?17.4mm 轴底孔直径dzd?18.0mm 4、螺栓孔布置
泵体连接螺栓：六角头螺栓C级GB/T 5780—2000，由《机械设计手册》表4-1-76，选择螺栓型号为M8?120。
泵体螺栓孔：dld?1.1?d?8.8mm,分布在泵体的四个角上，圆心为15mm. 5、其它
螺钉型号查得螺钉头直径dk?5.5mm，泵体底部装螺钉头的孔径孔径为?6mm,孔深4mm。
5.7.3 右泵体结构设计
右泵体和左泵体关系是配合，它的结构和左泵体有一定的相似性，不同点是一有泵体孔二是右配流盘相配合的台阶孔，同时压油口也在上面，泵体需有一到两个环形槽，一是将压油窗口的高压油导向压油口，二是槽钻有与压力油相通的通孔，给叶片的根部供给压力油液。
1、泵体外形
和左泵体配合，右泵体宽和高均为110mm，长度由孔结构决定，计算得长为60mm。 2、阶梯孔
与右配流盘配合的孔，关系是过渡配合，配流盘孔径80mm；二孔与右轴承关系配合，选择轴承6005的外圈为47，则孔的直径为47mm。
3、压油口螺纹 压油口螺纹：M20
《机械设计手册》表10-4-5，选择O形橡胶密封圈 85.0?2.65 G GB/T 3452.1—
?0.100.25h?1.971992，参考表10-4-8，所选密封沟槽尺寸，槽宽b?3.8?，槽深 ?0?0轴承润滑方式：泵体油液飞溅，属于直接润滑。
橡胶密封圈选择耐油橡胶制成，利用弹簧的弹力使橡胶与轴保持着一定量的压力，密封性得以可靠。两种结构可以参考，一是密封圈装有金属骨架的结构，靠外圆与孔配合实现轴向 的固定；二是没有金属骨架的结构，有轴向固定，才可使用。设计选第有金属骨架的结构。
5.8 盖板设计
1、作用：一是固定轴承，二是安装旋转密封圈。
2、类型：选择凹缘式轴承端盖，其结构可以调整轴向间隙，使密封性能变好。
3、材料：灰铸铁 HT150。
6双作用叶片泵的使用寿命及维护
6. 1叶片泵的使用寿命
双作用叶片泵在叶片底部通有液压油，转子旋转时，处在吸油腔的叶片顶端和底部间的液压作用力不平衡，叶片顶端以很大的压紧力顶在凸轮定子吸油腔的表面上，使磨损加剧，降低叶片泵的使用寿命，尤其是工作压力较高时，磨损更加严重。因此双作用叶片泵的使用寿命主要决定于叶片顶端与凸轮定子表面间的磨损程度。高压时磨损形式一般为粘着胶合，严重时甚至出现“波浪形磨损”或称“阶形磨损”，并产生较大噪声，影响液压油和叶片泵的性能，甚至会使叶片泵失效。
波浪形磨损痕迹指的是在凸轮定子表面上出现的周期性凸起和压纹。这种磨损痕迹有时也会在压油腔处的凸轮定子表面上出现，特别常见于定子曲线和圆弧段交接处附近。说明这种磨损痕迹除了和叶片顶端、定子表面间挤压磨损外，还与凸轮定子、叶片间的振动有关。因此，必须重视泵的异常噪音现象。
另外，转子端面和配流盘表面间也非常容易发生磨损现象，其主要失效形式为烧伤。当油液清洁度不高时，也容易出现磨粒磨损，产生划痕。
6.2叶片泵的使用条件
使用叶片泵时，必须注意以下使用条件，否则会对泵的性能和寿命产生影响。 (1)液压油的正确选择
不同类型的叶片泵对液压油的要求不同，同种类型叶片泵使用不同种类的液压油所产生的效果也不同。选择液压油时要注意油泵的规定，按照泵的运转条件选用液压油的种类和粘度围。通常在压力不高的情况下，选用普通矿物液压油即可，当压力达到14.0MPa时，必须使用抗磨液压油，抑制叶片顶端与凸轮定子表面的磨损。另外对于双作用叶片泵来说，通常以低速启动，离心力较小，此时不宜选用粘度太大的液压油。
(2)控制油温变化围
液压系统允许的工作油温围主要由油液特性、密封圈材质以及零件热变形决定。实验系统允许的油温围是-10至100 ℃，较理想的工作温度为30至55℃。
(3)较高的过滤精度
在吸油口处应设置过滤器，通常过滤精度为100至150 um。另外在油压管道处还应设置精过滤器，过滤精度不低于25至40 um。为保证叶片泵在高压下连续运转和油液粘度较低情况下具有高性能和长使用寿命，有时需要更高的过滤精度。
(4)叶片泵转速和转向
叶片泵的转速应保证在规定围，不能过高或过低。转速过低，叶片不能紧贴在定子表面上，造成吸油困难;转速过高则造成“吸空”现象，叶片泵也不能正常工作。本实验使用的双作用叶片泵最低转速为750r/min。
由于转子叶槽有倾斜，叶片有倒角，叶片底部与排油腔联通，侧板上的节流槽和吸、排口是按既定转向设计的，所以一般叶片泵都不允许正、反转双向使用。需要反转时，必须将叶片泵拆开重新装配。
(5)正确连接电动机，注意安装精度
叶片泵转轴和电动机驱动轴连接时，必须保证两者同心度，使用弹性联轴器。
6. 3双作用叶片泵常见故障与解决方法
叶片泵在使用过程中会出现各种各样的故障，其原因也是多方面的。既有设计、制造和装配等先天性原因，也有使用和维护等后天性原因。以下举例说明叶片泵常见故障、发生原因及其解决方法。
(1)叶片泵吸不上油或没有压力。
℃油罐中油液太少，叶片泵的进油管露在油面外面，无法吸油。需要添加液压油，使油面盖过吸油管，达到油标要求的位置。
℃油液污染导致叶片泵吸油口滤油器堵塞。需要拆下滤油器，用与工作油液种类相同的新油将其冲洗干净，保证吸油畅通。
℃液压油粘度过高，导致叶片在叶片槽滑动阻力太大，不能充分伸出与凸轮定子表面接触，造成泄漏。这种情况需要更换粘度合适的油液，或者慢慢提升泵的出口压力，提高油的温度，从而降低油的粘度。
℃电动机旋转方向与叶片泵轴规定的转向相反，使泵的排油口变成吸油口。这种情况需要更改电动机的接线，改变电动机转向。
℃叶片泵闲置时间太久，大量油污和灰尘进入到泵里面，导致叶片卡住;或者叶片与叶片槽配合过紧使叶片不能伸缩。需要将泵拆解，清洗脏件、重新安装调试，或者修磨叶片，以保证叶片运动灵活。
(2)叶片泵压力或流量不足
℃系统溢流阀压力调整太低或阀口出现故障，关闭不严。需要重新调整溢流阀压力，或是修复、更换溢流阀。
℃液压油粘度过低导致泄漏增大，吸油困难。这种情况应该想办法降低油温或直接更换粘度合适的液压油。
℃吸口滤油器或是吸油管道出现堵塞，使吸油阻力变大。应该拆洗滤油器或冲洗吸油管道，保证油路畅通。
℃叶片泵出现吸空现象。应该检查泵连接处或吸油口是否密封，紧固或更换密封件。
℃叶片泵运转速度低于最低转速，导致离心力不够，叶片不能充分与定子表面接触。可能是泵驱动装置打滑或是功率不足所致。
℃叶片泵盖的螺钉出现松动，侧板与转子间轴向间隙变大，泄漏量增加。应该拧紧螺钉，直至达到要求的轴向间隙。
℃叶片泵使用时间太久，配油盘的端面磨损较大，或是凸轮定子表面磨损严重致使叶片与定子表面接触不充分。这两种情况都会使泄漏量增加，进而导致压力、流量不足。
(3)系统压力突然下降
若压力突然降低是泵的原因引起的，那么在此情况发生前，必然会有噪音或其它异常出现。其原因主要如下所述:
℃叶片在转子槽中被卡住，受到压力油的作用而发生折断。
℃转子端面与配油盘端面摩擦过热发生胶合，或因高压冲击致使传动轴断裂。 ℃转子的强度不够，在叶片槽根部发生断裂。
℃泵与联轴器上的键或转子上的键被剪断，使泵停止转动。 以上情况都需要将泵拆解，更换零部件。 (4)叶片泵油温过高
叶片泵允许工作温度为-10至100 ℃，较理想的工作温度为30至5 5 ℃。如果油温过高，会使液压油劣化、变质，影响叶片泵的性能，甚至产生噪音、异常振动等现象，影响泵的使用寿命。泵油温过高的原因如下所述:
℃泵芯组件轴向间隙太小，侧板和转子、叶片端面间的油膜容易受到破坏，不能充分得到润滑，机械效率降低。
℃油液污染较重，一些颗粒或赃物附着在运动表面上，加剧零件磨损。 ℃叶片泵连续高压运转时，油温上升过快，使磨损加剧。
为应对以上情况，除了需要在装配时注意间隙配合外，还应勤加检查和维护，定期清洗泵的零部件，尽量避免在高压下连续工作。
(5)泵容易发生外部泄漏
叶片泵发生外部泄漏，多是因为密封接触不良，或是密封圈、轴端油封遭到破坏。发生这种现象的原因有以下几个方面:
℃叶片泵转轴和电动机驱动轴不同心，产生较大的径向振幅，容易磨损油封。 ℃吸油腔处压力太大，通过泵润滑油道将油封冲坏。 ℃没有加工泵体泄漏孔，导致泄油压力过大，冲坏油封。 上述情况发生时，只要更换密封圈或是油封即可解决外漏问题。
6.4液压油的性能
液压油就是液压传动中用到的流体介质。它除了可以传递系统能量外，在一定程度上还能对液压系统起着润滑、冷却和防锈的作用。可以说液压油性能的好坏，是液压系统功能是否得到完全发挥的决定性条件。
液压油的品质主要由基础油与添加剂决定，不论其中哪个方面出现问题或是比例调配不合适，都会影响液压油的品质。换句话说，液压油性能要求也决定了基础油与添加剂的选择和搭配比例。一般的，作为液压油必须满足如下性能 。
(1)低压缩性。液压传动是依靠液压系统中容积变化来传递的，因此，液压油受压时其体积变化应尽可能小，才能满足使用要求。可压缩性大，会使容积变化大，导致运动不稳定、不均匀而产生撞击，破坏液压元件。保持液压油的不可压缩性，对于液压油作为工作介质可靠地传递能量、确保操纵机构灵敏动作是至关重要的。
(2)良好的粘温特性。液压油粘度小了，容易发生泄漏，影响体积效率;粘度大了，会增大粘性摩擦损失，甚至容易发生气蚀和卡死现象。因此，粘度要求随着温度与压力变化较小，并且要有低温流动性。
(3)良好的润滑性。为防止机械系统发生异常磨耗甚至烧结，液压油必须具有良好的润滑性，能在零件滑动表面形成强度较高的油膜，避免摩擦。
(4)良好的稳定性。液压系统在运转过程中，经常会出现油温升高的现象。在高温下容易发生氧化，产生胶质和沥青质，影响系统正常运转甚至发生事故。这就要求液压油具有较强的抗氧化性。
(s)良好的防锈、防腐蚀性。液压系统在工作过程中，液压油经常会接触到水分或空气，容易氧化产生酸碱性物质，从而使液压元件腐蚀或生锈。影响液压系统正常工作。因此，要求液压油具有对金属或非金属物质的防锈和耐蚀性。
(6)良好的消泡性和放气性。液压油中如果混入气泡会使液压系统的压力降低，影响润滑特性，还会产生噪音、振动等现象。气泡中的空气还会使液压油发生氧化。因此，希望液压油在运转过程中能够消除或是尽量少产生气泡，
(7)抗乳化性。液压油在工作过程中，随着系统温度升高，免不了混入水分和冷凝水，在液压泵的搅动下，容易发生乳化，使液压油变质，降低油的润滑性和耐磨性，生成的沉淀物会堵塞过滤器、管道或阀门等，还会使零件发生锈蚀，影响整个系统的运转。
(8)清洁性。液压油要求保持纯净，不含其它杂质。如果含有酸碱，会使机件和密封装置受腐蚀;如果含有机械杂质，容易使油路堵塞;如果含有挥发性物质，在长期使用后，就会使油液变稠，在油液中易产生气泡。
(9)无臭、无公害，排水处理也容易进行。
6.5液压油的分类与选择
(1)液压油的分类
随着液压技术的发展，液压装置被广泛应用于生产中。液压油的使用条件也因此复杂化，液压油的种类也变得多样化通常将液压油可以分为矿物油型、合成油型和水系液压油三大类。
三种油中矿物油型的品种最多，使用量占液压油总量的85%以上，工程机械液压系统中经常使用矿物油。以下主要介绍矿物油的分类及性能特点。
℃纯矿油(HH液压油)。本油是直接从原油中提炼出的润滑油成分，不含任何防酸化剂、防锈和防摩擦等添加剂。一般用于低压、低温的油压设备中。随着液压系统的高压化需求增大，现在这种油己经很少使用。
℃R&O型(HL)液压油。本油是在精制的基础油中加入防锈剂(Rust inhibited）、抗氧化剂(Oxidation inhibited）和泡沫消除剂等。有着优秀的防锈和抗乳化性能。一般用作通用型机床的齿轮箱、轴承箱和低压循环系统的润滑。
℃抗磨液压油(HM）。这种油的组成主要是在R&O型液压油的基础上加入耐磨 耗的添加剂，主要用于高压叶片泵的磨耗防止。市卖的抗磨液压油主要两种:有灰型(含锌型)和无灰型。所谓有灰型是指在液压油中加入含锌的抗磨剂，燃烧后留有氧化锌灰。这种油对轴承合金具有腐蚀性，在抗氧化性、抗磨性、水解安定性、热安定性等方面不如无灰型。
℃HV、HS液压油(低温液压油)。这是两种低温液压油的档次不同。HV低温液压油采用精制矿油为基础油，加入抗剪切性能好的粘度指数改进剂、降凝剂并加入相应的添加剂配置而成的，主要用于寒冷地或温差较带的工程机械、引进设备和车辆的中压或高压液压系统。如数控机床、船舶起重机、挖掘机、大型吊车等液压系统。使用温度在-30℃以上;HS型低温液压油采用α一烯烃等类合成油或合成油与精制矿油混用的半合成油作为基础油，加入抗剪切性能好的粘度指数改进剂等配制而成，主要用于严寒地区的工程机械。
℃液压导轨油(HG液压油)。这种油是在HM液压油基础上加入油性剂或减磨剂构成的。不仅有优良的防锈、抗氧、抗磨性能，而且具有优良的抗粘滑性。主要用于与各种机床液压和导轨合用的润滑系统或机床导轨润滑系统。
(2)液压油的选择
液压油选择不合适，会容易引发机械故障。据口本机械振兴协会某年对口本一些机械企业的14种原因发生的645次机械故障调查，因润滑不良发生的故障166次，占25.7%，润滑方法不当的92次，占14.3%，与润滑有关的共占40%。因此，合理选择液压油是减少机械故障重要环节。液压油的选择主要从液压油品种、与设备类型相适应的
粘度围、合适的粘度指数三方面考虑。
℃液压油品种的选择。品种选择主要由工作环境、工况条件和经济性决定。工作环境主要指:室、室外、地上、地下、沿海、低温、高温、明火等;工况条件主要考虑压力和温度等。一般来说，在系统温度较高或高压条件下，选用HM抗磨液压油较为合适;在低温条件下可根据情况选用HV或HS液压油;在有高温热源或明火等地，要选水系液压油。
℃根据设备类型选择合适的粘度。油压泵作为液压系统的核心部件，对液压油的要求非常高，各种油压泵都规定了使用液压油的粘度围。最大粘度除了受到液压泵类型和启动温度限制外，还受到管路阻力的影响。一般齿轮泵的最高粘度为2000mm2/s，柱塞泵的最高粘度为1 000mm2/s，叶片泵的最高粘度为500-700mm2/s。最小粘度则是由液压泵轴承润滑最小许用粘度、泵泄漏允许的最低粘度决定的。齿轮泵的最低粘度为20mm2/s，柱塞泵的最低粘度为8mm2/s，叶片泵的最低粘度为12mm2/s 。
℃确定完合适的粘度围后，还需要选择合适的粘度指数。所谓粘度指数，是指某液压油粘度随温度变化程度与标准油粘度随温度变化程度进行比较的相对数值。粘度指数越高，液压油粘度随温度变化越小，液压系统越稳定。对于在室工作的液压泵，正常工作时温度变化不大，可以选择经济性较好的低粘度指数油。而在室外工作或是其他温度变化较大的场合，一般选择粘度指数大的液压油。
双作用叶片泵在工作时，在离心力和叶片槽根部压力油的作用下，叶片向外径向伸出，与凸轮定子表面紧密接触，产生摩擦。特别是当叶片运动到吸油腔的时候，叶片的顶部会受到吸油腔压力，槽根部会受到的压油腔压力，这样叶片顶部就以很大的压力作用在定子表面上，加重了定子与叶片间的磨损，影响叶片泵的寿命。因此，为了克服这种不利情况，除了在叶片泵设计方面下功夫外，还要选择合适的耐磨耗液压油。本研究中选用的是日本JX日矿口石能源株式会社生产的普通抗磨液压油VG32、VG68和高级抗磨液压油VG32S, VG68S (VG是指ISO的粘度级别)。所谓高级液压油，就是在普通抗磨液压油的基础上加入粘度指数改进剂，使液压油的粘度随温度变化很小。
本章小结
本章首先介绍了单作用叶片泵和双作用叶片泵的工作原理、结构特点。然后介
绍了双作用叶片泵使用维护及常见故障的解决方法。接着描述了液压油的使用性能、分类方法及其应用场合。最后指出了液压油的选用原则及本研究中用到液压油种类。
7 技术经济分析
双作用式的叶片泵叶片的倾斜角问题上，它的发展趋势由机械制造经济性和可以应用的特性决定。发展的角度上看，这次设计的叶片泵叶片倾角采用零度，是此次设计中一个比较突出的优点。叶片的倾斜角度是零，可以进行双向作业（现实中很少用），在一定程度上减轻了成本，在维护方面上结构简单，维护方便。在机械加工方面，没有倾角，便于加工，使加工时间得到缩短，夹具也不需要自行设计。叶片泵的工作效率看，有倾角则易卡死，卡死就需要维修或者更换叶片等零部件，需要二次进行投入资本，对比无倾角叶片泵，消耗了不必要的成本，同时效率也未必得到了提高。因此，选择此次设计的叶片泵，是符合经济性原理的。
8结论
此课题是以YB1-16国产双作用叶片泵做例子，引出双作用叶片泵的设计，也就是本次设计容。
首先，进行结构设计，它在机械设计有很重要的地位，原因有以下三点：① 机械设计方面的成果都是它可以表现出来的。需要按它的形式进行加工、装配。② 设计基础是需要以它进行计算校核的，事先选定某种特殊或者非特殊的结构，机械设计计算没办法完成。③ 机械设计过程中正确的选择或设计结构，能提高设计的质量。了解结构设计之后，对于本次的设计已有了初步认识。
选定YB1-16双作用叶片泵做例子，学习其细部结构，了解其功能，根据要求设计各类参数等。制定设计方案，此次设计采用了与以往不同的叶片倾斜角，选择倾斜角为零，此时叶片泵不但不会受到压力不平衡导致的流量不均匀，而且还可以双向作业，减少了不必要的拆卸和安装。定子曲线，采用典型高次方定子曲线，它的优势是减小冲击和噪声。然后确定整个设计方案，进行具体的参数计算，比如理论流量和实际流量，实际扭矩和功率等，这些数据要反复计算，确定无误后，方进行后面的计算，以免后续的设计出现问题。算完具体的参数后，进行结构设计，包括主要零件有转子、定子、叶片、配流盘、传动轴，泵体等。零件设计中个别尺寸是有关联性的，需要进行考量结构，同时最好符合经济性原则，强度也是需要校核的。
结构设计完成后，进行三维绘图，检查自己有哪些尺寸未设计，这样画图和设计都会出现偏差，进行合理调整。免得出现干涉之类的事件发生。出二维工程图，完善绘图容。
此次设计中还是有很多不足的方面，比如对加工精度和方式的不了解和不理解，导致了设计结构的时候未必会考虑的那么周全，设计之后的成图和结构只能是纸上谈兵，实物结构层次上尽管了解了一点，但现在具体的各类标准间选择上也可能会出现问题。
致
感在此次设计中所有帮助过我的人，尤其是液压系的老师们，他们一丝不苟，严谨认真的作风不断的感染我，伴我前行。
在这几个月做毕业设计的过程中，查询了很多关于双作用叶片泵的知识，同时我的指导老师老师耐心讲解，深化主题，一步步的引导我进入了此次设计中去，最终可以顺利的完成此次设计容及图纸的绘制。在整个设计过程中她认真负责，多次询问我们设计的进度，并查看我的论文指出其中的错误和不合适的地方，而且还耐心的为我指点迷津，帮助我们开拓研究思路，热忱鼓励。在她的细心指导下，使我学习到很多专业知识以及一整套设计方法，并且她一丝不苟的作风，严谨的态度，踏踏实实的精神，也深深的影响着我。
论文完成之际，还是要提一下我的室友们的，珍视一生的感情，最后，依旧是感所有帮助过我的人，你们。
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YB型叶片泵设计说明
